直板清管器與管壁間摩擦阻力的模擬研究

曹學(xué)文 曹恒廣 趙湘陽(yáng) 杜 翰 李星標(biāo) 楊亞吉

(中國(guó)石油大學(xué)(華東)儲(chǔ)運(yùn)與建筑工程學(xué)院)

0 引 言

伴隨著天然氣資源的進(jìn)一步開發(fā)，輸氣管道在石油天然氣工業(yè)中的作用也越來(lái)越大[1-2]。然而輸氣管道在長(zhǎng)期運(yùn)行后，管內(nèi)會(huì)出現(xiàn)游離水、凝析油和黑粉等降低管道輸氣能力的情況，因此天然氣輸送管道需要定期進(jìn)行清管作業(yè)[3-9]。清管器作為管道清理的主要工具，在輸氣管道清理中的應(yīng)用不可或缺。常規(guī)清管器包括清管球、泡沫清管器和直板清管器等[10-16]。清管器一般依靠密封盤與管道內(nèi)壁形成密封，在管輸流體的推動(dòng)下沿著管線向前移動(dòng)，刮除管壁污垢，將堆積在管道內(nèi)的雜質(zhì)推出管外，從而達(dá)到清潔管道的效果[17]。密封盤的力學(xué)行為直接影響清管器的通過(guò)性及清潔能力，其中清管球清理固體雜質(zhì)能力較差，泡沫清管器耐磨性差不能重復(fù)使用，在清理積液時(shí)直板清管器往往具有更好的效果。目前，由直型橡膠皮碗、隔離盤和導(dǎo)向盤等組成的剛體式直板型清管器能夠雙向運(yùn)行、雜物清理能力強(qiáng)且技術(shù)成熟，因此應(yīng)用較為廣泛[18-19]。

為了預(yù)測(cè)清管器在管道內(nèi)部的運(yùn)行狀態(tài)，通常需要建立清管動(dòng)力學(xué)模型。作為清管過(guò)程中受到的主要作用力，摩擦阻力是決定清管器動(dòng)力學(xué)特性的關(guān)鍵因素，它直接影響清管器的運(yùn)行狀態(tài)。清管過(guò)程中，清管器所受的摩擦阻力是多種因素綜合作用的結(jié)果[20-22]。因此，確定清管過(guò)程中直板清管器摩擦特性的變化規(guī)律是建立清管動(dòng)力學(xué)模型的基礎(chǔ)。前人利用有限元分析軟件對(duì)清管器的變形過(guò)程建立了有限元模型[23-26]，研究了直板皮碗和碟形皮碗的接觸性能，得出皮碗過(guò)盈量、厚度與皮碗接觸應(yīng)力的關(guān)系，求解了清管器運(yùn)行所需的壓力。但是關(guān)于皮碗與管壁之間摩擦力的量化以及皮碗夾持率對(duì)摩擦力的影響卻鮮有研究。鑒于此，筆者以直板型皮碗清管器清理天然氣管道為背景，利用有限元軟件ANSYS建立數(shù)值模型，分析了過(guò)盈量、直板厚度和夾持率等因素對(duì)清管器摩擦阻力的影響，研究了直板清管器運(yùn)動(dòng)過(guò)程中摩擦力的變化規(guī)律，以期為直板清管器密封皮碗的選擇、清管器運(yùn)行速度以及清管時(shí)間的估算提供理論依據(jù)。

1 摩擦力的理論計(jì)算

直板清管器結(jié)構(gòu)如圖1所示，其主要由2片導(dǎo)向盤、4片密封盤(直板皮碗)、隔離盤及鋼骨架等組成。密封盤直徑大于管內(nèi)徑，導(dǎo)向盤直徑略小于管內(nèi)徑，即摩擦主要由密封盤過(guò)盈產(chǎn)生，因此在分析清管器與管壁間摩擦?xí)r可以先分析單片密封盤的受力情況，進(jìn)而考慮全部密封盤的受力情況，從而得到清管器的整體受力分析結(jié)果。

清管器在發(fā)球筒內(nèi)起始處于靜止?fàn)顟B(tài)，其所受摩擦為靜摩擦，靜摩擦力Ff大小等于清管器前后壓差；當(dāng)管道入口流量增大，清管器即將運(yùn)動(dòng)的臨界時(shí)刻，所受靜摩擦力為最大靜摩擦力，數(shù)值約等于動(dòng)摩擦力Fc；當(dāng)其前后壓差足以克服清管器與管道內(nèi)壁之間摩擦阻力后便開始運(yùn)動(dòng)，其所受摩擦為動(dòng)摩擦。

1—導(dǎo)向盤；2—密封盤(直板皮碗)；3—隔離盤；4—鋼骨架。圖1 直板清管器結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure of straight plate pig

由于天然氣管道以及清管器隔離盤的剛度遠(yuǎn)高于直板皮碗的剛度，所以清管器進(jìn)入管道后其密封直板會(huì)發(fā)生變形[27]，同時(shí)可將管壁和隔離盤視為剛性構(gòu)件。清管器密封盤結(jié)構(gòu)與受力如圖2所示。

清管器密封盤受力沿徑向均勻分布，可從二維軸對(duì)稱方向?qū)蝹€(gè)密封盤受力進(jìn)行分析。研究表明，清管器重力引起的總接觸力為0，即清管器重力引起的總摩擦力為0，故在受力分析過(guò)程中忽略了重力對(duì)清管器的影響[28]。根據(jù)O’Donoghue皮碗圓弧變形的假設(shè)建立了皮碗變形的簡(jiǎn)化模型，在建模及求解過(guò)程中，忽略清管器密封盤上可能存在的倒角，即實(shí)際所受摩擦力為沿密封盤邊緣發(fā)生的磨損所致[29-30]。

圖2 清管器密封盤結(jié)構(gòu)與受力示意圖Fig.2 Structure and stress of pig seal disc

如圖2所示，假設(shè)密封盤的中心線可以用半徑為R、圓心角為α的圓弧表示，不考慮徑向壓縮時(shí)，中線的長(zhǎng)度l可被認(rèn)為是常數(shù)，則密封盤中線徑向投影長(zhǎng)度l′的計(jì)算式為：

(1)

式中：l′為密封盤中線徑向投影長(zhǎng)度，m；rd為密封盤半徑，m；rp為管道內(nèi)半徑，m；rf為隔離盤的半徑，m；δ為密封盤厚度，m；α為密封盤彎曲角度，(°)。

直板清管器密封盤與管壁的接觸長(zhǎng)度Δx以及接觸面積S的計(jì)算式分別為：

(2)

S=2πrpΔx

(3)

沿清管器徑向截面取圓心角為dθ的微元體，微元體上由摩擦力Ffric在A點(diǎn)產(chǎn)生的力矩Mfric計(jì)算式為：

Mfric=Ffric(rp-rf)rpdθ

(4)

式中：Mfric為摩擦力力矩，N·m；Ffric為密封盤單位長(zhǎng)度所受摩擦力，N/m。

對(duì)于天然氣管道，結(jié)合庫(kù)倫摩擦定律可推導(dǎo)出A點(diǎn)所受管壁正壓力的力矩為：

(5)

式中：μdry為天然氣管道摩擦因數(shù)；Mwall為管壁正壓力力矩，N·m。

由壓縮彎曲應(yīng)力σc和拉伸彎曲應(yīng)力σt引起的A點(diǎn)的力矩計(jì)算式為：

(6)

式中：E為密封盤彈性模量，Pa；Mc為壓縮彎曲應(yīng)力力矩，N·m；Mt為拉伸彎曲應(yīng)力力矩，N·m；I為密封盤圍繞點(diǎn)A的慣性矩，可按式(7)計(jì)算。

(7)

直板型密封盤在周向被壓縮，由環(huán)向應(yīng)力引起的A點(diǎn)的力矩為[24]：

(8)

式中：μ為泊松比，無(wú)量綱。

假設(shè)清管器在天然氣管道內(nèi)運(yùn)動(dòng)為穩(wěn)態(tài)運(yùn)動(dòng)，考慮圖2中A點(diǎn)的力矩平衡，所以內(nèi)力力矩和外力力矩之和應(yīng)等于0，則A點(diǎn)總力矩平衡式為：

∑M=(Mfric+Mwall)-(Mc+Mt+Mθ)=0

(9)

密封盤在微元角dθ上所受的摩擦力Ffric為方程的唯一未知量，將式(4)～式(6)、式(8)代入式(9)得：

(10)

(11)

以內(nèi)徑317.4 mm的天然氣管道為例，管道采用聚氨酯直板皮碗清管器進(jìn)行清管。清管器密封盤的直徑334 mm，厚度為14 mm，彈性模量為20 MPa，泊松比為0.5；清管器隔離盤的直徑為200 mm。

將rd=167 mm、rp=158.7 mm、rf=100 mm、μdry=0.55、μ=0.5、δ=14 mm帶入式(1)和式(11)得：

(12)

(13)

(14)

最終利用MATLAB軟件可求得α=1.193 3 rad=68.37°，R=0.056 15 m，F(xiàn)c=4 272.7 N，因此天然氣管道內(nèi)單個(gè)聚氨酯密封板所受摩擦力為4.27 kN，則該直板皮碗清管器在水平管段的摩擦阻力f=nFc=4×4.27 kN=17.08 kN。

2 有限元模型數(shù)值分析

根據(jù)清管器直板的受力分析結(jié)果，采用ANSYS動(dòng)力學(xué)分析軟件建立了對(duì)應(yīng)的有限元模型，對(duì)清管器直板在天然氣管道中的變形進(jìn)行模擬計(jì)算，獲得清管器與管壁間的摩擦阻力。與密封盤和管道之間的接觸力相比，清管器的重力通?？梢院雎圆挥?jì)[28]。建立的幾何模型如圖3所示。因?yàn)楣艿酪约扒骞芷鞯膶?duì)稱性，聚氨酯直板清管過(guò)程受力的有限元模型幾乎是對(duì)稱的，為了節(jié)省計(jì)算資源，可以建立清管器截面受力模型，利用ANSYS內(nèi)部的接觸模塊進(jìn)行求解。模擬過(guò)程中清管器進(jìn)入管道的過(guò)程緩慢，最后的平衡狀態(tài)就是清管器的聚氨酯直板在管內(nèi)的變形情況。

圖3 清管器聚氨酯直板變形的幾何模型Fig.3 Geometric model for simulating deformation of polyurethane straight plate of the pig

PLANE 182單元由4個(gè)節(jié)點(diǎn)定義，可用于平面單元或軸對(duì)稱單元，具有塑性大變形以及大應(yīng)變等功能，因此通過(guò)PLANE 182單元對(duì)模型進(jìn)行劃分網(wǎng)格。建立聚氨酯直板與鋼骨架和管壁的摩擦接觸，對(duì)管道外壁添加X和Y方向的約束，限制密封盤Y方向的自由度。為了便于收斂，管道入口處的直角被圓角代替，建立的清管器直板有限元模型如圖4所示。模擬使用的密封盤參數(shù)與試驗(yàn)用管道的參數(shù)相同，模擬中管道外徑為355.6 mm，厚度為19.1 mm，密封盤直徑為334.0 mm。

圖4 清管器直板有限元模型Fig.4 Finite element model of straight plate of pig

清管器直板采用聚氨酯材料，其最顯著的特點(diǎn)就是在很小的力的作用下就可以產(chǎn)生較大的變形，即橡膠的超彈性，該特點(diǎn)使得聚氨酯橡膠廣泛應(yīng)用于密封元件領(lǐng)域[31]。

描述橡膠材料的本構(gòu)模型主要有Gent模型、Yeoh模型和Mooney-Rivlin模型等[32]。Gent模型和Yeoh模型擬合橡膠材料大變形時(shí)的應(yīng)變能結(jié)果比較好，而Mooney-Rivlin模型可以較好地?cái)M合橡膠材料中等變形時(shí)的應(yīng)變能。因此本文采用模擬直板中等變形的Mooney-Rivlin模型，其應(yīng)變能函數(shù)表達(dá)式為：

(15)

式中：I1、I2、I3為變形張量不變量。

變形張量不變量的表達(dá)式為：

(16)

式中：λ1、λ2、λ3為主伸長(zhǎng)比。

假設(shè)密封盤具有線彈性，其拉伸模量與壓縮模量相同。對(duì)于不可壓縮材料，I3=1，則方程(16)簡(jiǎn)化為：

(17)

方程(17)前兩項(xiàng)為：

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(18)

式中：C10、C01為Mooney-Rivlin模型材料參數(shù)。

根據(jù)泊松比μ=0.5，可得聚氨酯橡膠Mooney-Rivlin模型常數(shù)C10=0.949,C01=0.475。

采用上述參數(shù)進(jìn)行模擬，得到清管器直板在管道內(nèi)的變形情況，如圖5所示。

圖5 清管器直板變形前后對(duì)比圖Fig.5 Straight plate of pig before and after deformation

變形后直板上的應(yīng)力分布情況如圖6所示。由于隔離盤對(duì)聚氨酯直板的約束，在隔離盤約束的端部會(huì)產(chǎn)生一個(gè)應(yīng)力集中，所以隔離盤端部也需要進(jìn)行防護(hù)。在模擬中得到了清管器直板與管道在徑向上的接觸力，根據(jù)接觸面積計(jì)算出清管器直板與管壁的摩擦力。清管器與管壁結(jié)構(gòu)參數(shù)相同，將清管器與天然氣管道內(nèi)壁間摩擦力的計(jì)算結(jié)果同數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，分析結(jié)果表明，數(shù)值模擬結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果的相對(duì)誤差為4.92%，該值在誤差允許范圍內(nèi)。

圖6 清管器直板變形后應(yīng)力分布的有限元模擬結(jié)果Fig.6 Finite element modelling result of stress distribution after straight plate deformation of pig

3 清管器牽拉試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

為進(jìn)一步驗(yàn)證有限元分析結(jié)果的準(zhǔn)確性和實(shí)用性，對(duì)直板清管器通過(guò)水平光滑管道的摩擦力進(jìn)行了牽拉試驗(yàn)。試驗(yàn)用直板清管器和試驗(yàn)管道分別如圖7和圖8所示。

圖7 現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)用直板清管器Fig.7 Straight plate pig used in field test

圖8 清管器摩擦阻力試驗(yàn)管道Fig.8 Pipeline for testing frictional resistance of the pig

試驗(yàn)管道外徑為355.6 mm，壁厚為19.1 mm，內(nèi)徑為317.4 mm；直板清管器的密封盤過(guò)盈量為5.23%，導(dǎo)向盤直徑為316.0 mm，密封盤厚度14.0 mm。現(xiàn)場(chǎng)通過(guò)牽拉裝置作為動(dòng)力進(jìn)行勻速牽拉，將清管器從25 m的試驗(yàn)管段一端牽拉至另一端出口，牽拉速度為0.2 m/s。采用數(shù)字測(cè)力計(jì)測(cè)試實(shí)際牽引力的大小。

當(dāng)直板清管器在試驗(yàn)管道中勻速運(yùn)動(dòng)時(shí)，數(shù)字測(cè)力計(jì)顯示拉力為18.00 kN。數(shù)值模擬的結(jié)果為16.24 kN，模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的相對(duì)誤差為9.78 %。因此，建立的有限元模型具有適用性，可用于計(jì)算清管器與管壁之間的作用力。試驗(yàn)測(cè)量的摩擦阻力數(shù)值比理論計(jì)算的結(jié)果偏大，這是由于試驗(yàn)管道已經(jīng)出現(xiàn)一定程度的腐蝕，導(dǎo)致管壁與聚氨酯密封盤之間的摩擦因數(shù)增大，并且理論計(jì)算中忽略了清管器重力的影響。

4 不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)摩擦力的影響

清管器的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)直接影響直板與管道之間的接觸狀態(tài)，因此清管器和管壁之間的作用力與直板過(guò)盈量、直板厚度、隔離盤的直徑有關(guān)。下文將針對(duì)內(nèi)徑為317.4 mm的天然氣管道，采用ANSYS軟件探究不同直板過(guò)盈量、直板厚度、隔離盤直徑對(duì)清管器與管壁之間的摩擦力的影響。在實(shí)際應(yīng)用中，常用夾持率ζ、過(guò)盈量ε以及厚度δ定義清管器的直板密封盤的尺寸特征。定義公式如下：

(19)

(20)

4.1 直板過(guò)盈量對(duì)摩擦力的影響

在直板夾持率相同(40%)和厚度相同(14 mm)情況下，研究過(guò)盈量對(duì)直板與管壁摩擦力的影響，結(jié)果如圖9所示。

由圖9可知，當(dāng)夾持率、直板厚度相同而過(guò)盈量不同時(shí)，不同過(guò)盈量的直板與管壁接觸產(chǎn)生不同程度的彎曲，直板的彎曲角度隨著過(guò)盈量的增加而增大。這是由于當(dāng)管道內(nèi)徑一定時(shí)，密封盤必須產(chǎn)生一定的彎曲角度才能在管道內(nèi)運(yùn)行，而過(guò)盈量越大，需要的彎曲角度越大。

當(dāng)清管器在管道內(nèi)運(yùn)行時(shí)，密封盤與管壁的實(shí)際接觸面積較小，密封盤外端面邊緣與管壁形成線面接觸，直板的接觸應(yīng)力最大值出現(xiàn)在直板與管壁的接觸處。密封直板過(guò)盈量對(duì)摩擦力的影響如圖10所示。

由圖10可知，清管器密封直板過(guò)盈量越大，直板與管壁之間的作用力越大，呈對(duì)數(shù)上升趨勢(shì)，上升速度逐漸減緩。這與李苗[27]和A.NIECKELE等[33]的研究結(jié)果一致。對(duì)圖10中的曲線進(jìn)行擬合，得到摩擦力與過(guò)盈量的關(guān)系式：

Fc=1 890.2+1 367.5ln(ε-0.278 4)

(21)

圖9 不同過(guò)盈量直板應(yīng)力分布云圖Fig.9 Stress distribution cloud chart of straight plate with different interferences

圖10 密封直板過(guò)盈量對(duì)摩擦力的影響Fig.10 Effect of sealing straight plate interference on friction force

清管器過(guò)盈量一般為管徑的3%～5%，在此過(guò)盈量下直板清管器一個(gè)密封直板與清管器之間的摩擦力范圍為3 259～4 013 N。過(guò)盈量較小時(shí)，密封盤與管壁主要是線面接觸，直板徑向受壓，與管道的接觸面積雖然小，但是承受接觸壓力較大，隨著過(guò)盈量逐漸增大導(dǎo)致摩擦力增加幅度較大；當(dāng)過(guò)盈量較大時(shí)，直板產(chǎn)生了較大的彎曲，與管壁逐漸形成面面接觸，接觸面積增大，接觸壓力減小，摩擦力增加幅度反而變小。過(guò)盈量超過(guò)一定程度時(shí)，清管器將很難進(jìn)入管道內(nèi)。同時(shí)，過(guò)盈量越大，清管器以及管壁承受的磨損也較大，可能導(dǎo)致存在內(nèi)涂層管道的內(nèi)涂層被破壞。因此需要充分考慮清管效率以及清管器磨損的前提下，選擇合適的過(guò)盈量。

4.2 直板厚度對(duì)摩擦力的影響

在直板夾持率相同(40%)和過(guò)盈量相同(3%)情況下，研究直板厚度對(duì)直板與管壁間摩擦力的影響，結(jié)果如圖11和圖12所示。由圖11可知，在直板夾持率和過(guò)盈量相同而厚度不同時(shí)，密封直板的彎曲角度隨著直板厚度的增加有緩慢增大趨勢(shì)，但是變化較小。分析認(rèn)為，管道的內(nèi)徑是一個(gè)定值，相同過(guò)盈量的密封直板需要彎曲同樣的角度才能在管道內(nèi)運(yùn)行。隨著厚度增加，直板內(nèi)部受力面積比例增大，且直板與管壁接觸面積和受力面積明顯增大。

圖11 不同厚度直板應(yīng)力分布云圖Fig.11 Stress distribution cloud chart of straight plate with different thicknesses

圖12 不同直板厚度對(duì)摩擦力的影響Fig.12 Effect of different straight plate thicknesses on friction force

由圖12可知，在夾持率和過(guò)盈量相同時(shí)，清管器與管壁之間的摩擦力隨著直板厚度的增加而增大，且直板厚度越大，增加幅度越大。直板厚度的增加提高了直板彎曲的難度，隨著直板厚度的增加，彎曲應(yīng)力會(huì)增大，導(dǎo)致接觸壓力和接觸面積增大，從而使得摩擦力明顯增大。

4.3 夾持率對(duì)摩擦力的影響

在直板過(guò)盈量相同(3%)和直板厚度相同(14 mm)情況下，對(duì)36%、39%、42%、45%和48%這5種夾持率進(jìn)行數(shù)值模擬分析，研究夾持率對(duì)直板與管壁摩擦力的影響。清管器的隔離盤對(duì)密封直板起到夾緊作用，限制了密封直板的變形，隔離盤直徑越大，密封直板越難變形。不同夾持率下直板應(yīng)力分布云圖如圖13所示。由圖13可知，直板厚度和過(guò)盈量相同而夾持率不同時(shí)，隨著夾持率增大，密封盤彎曲角度明顯增大，且內(nèi)部應(yīng)力分布明顯增大，管壁接觸面積和接觸壓力增加。因?yàn)閵A持率越大，在相同過(guò)盈量下的密封盤需要彎曲更大的角度才能在管道內(nèi)運(yùn)行。

圖13 不同夾持率直板應(yīng)力分布云圖Fig.13 Stress distribution cloud chart of straight plate with different gripping rates

不同夾持率直板對(duì)摩擦力的影響如圖14所示。由圖14可知，密封盤厚度和過(guò)盈量相同時(shí)，夾持率越大，清管器與管壁之間的摩擦力越大。密封直板主要以彎曲的形式來(lái)適應(yīng)管道的內(nèi)徑，夾持率的增大提高了直板彎曲變形的難度，因此隨著隔離盤直徑的增大，摩擦力也會(huì)增大。當(dāng)夾持率從36%增加到42%時(shí)，密封直板與管壁之間的摩擦力增加約220 N，而當(dāng)夾持率從42%增加到48%時(shí)，密封直板與管壁之間的摩擦力增加約420 N。這說(shuō)明密封直板與管壁之間摩擦力的增幅隨著夾持率的增大而增大。清管器在實(shí)際應(yīng)用過(guò)程中，密封直板的過(guò)盈量以及厚度會(huì)因?yàn)檫\(yùn)行過(guò)程中的磨損而減小，導(dǎo)致清管器與管壁之間的摩擦力減小，清管效果下降。但是清管器在運(yùn)行過(guò)程中隔離盤的尺寸不會(huì)發(fā)生變化，因此可以通過(guò)增大隔離盤半徑的方法來(lái)增大清管器與管壁之間的摩擦力。

圖14 不同夾持率直板對(duì)摩擦力的影響Fig.14 Effect of different gripping rates of straight plates on friction force

5 結(jié) 論

(1)清管器與管壁間摩擦阻力主要由密封盤過(guò)盈產(chǎn)生，基于O’Donoghue皮碗圓弧變形的假設(shè)建立了清管器密封直板變形的幾何模型，忽略清管器自身重力對(duì)摩擦阻力的影響，推導(dǎo)了變形皮碗與管壁摩擦力理論計(jì)算過(guò)程，以內(nèi)徑317.4 mm的管道為例，得到了直板清管器與管壁間摩擦力的理論計(jì)算結(jié)果。

(2)基于有限元軟件ANSYS建立了直板清管器在內(nèi)徑為317.4 mm的水平管道中運(yùn)行時(shí)的模型，選取Mooney-Rivlin本構(gòu)方程描述聚氨酯橡膠密封盤應(yīng)力應(yīng)變特性，模擬清管器以恒定速度運(yùn)行的工況。清管器牽拉試驗(yàn)結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果的對(duì)比，驗(yàn)證了ANSYS有限元模型作為清管器與管壁之間作用力的計(jì)算方法的準(zhǔn)確性。

(3)建立了內(nèi)徑317.4 mm的水平管道中直板清管器直板變形的模型，其中直板皮碗的夾持率為40%，厚度為14 mm。通過(guò)有限元方法求解得到了不同過(guò)盈量下單個(gè)密封直板與管壁之間的摩擦力。

(4)研究了直板型清管器不同結(jié)構(gòu)參數(shù)(過(guò)盈量、直板厚度和夾持率)對(duì)清管器與管壁間摩擦力的影響，結(jié)果顯示清管器與管壁間的摩擦力隨過(guò)盈量、直板厚度和夾持率的增加而增大，通過(guò)調(diào)整各個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)可優(yōu)化直板清管器受到的摩擦力。

(5)實(shí)際工程中，清管器在運(yùn)行過(guò)程中的磨損會(huì)導(dǎo)致清管器的過(guò)盈量以及密封直板的厚度減小，使得清管器與管壁之間的摩擦力減小，清管效果下降。由于隔離盤的尺寸在清管器運(yùn)行過(guò)程中不會(huì)發(fā)生變化，所以可以通過(guò)增加隔離盤尺寸的方法來(lái)增大清管器與管壁之間的摩擦力。