張?jiān)瞿辏ㄇ?，劉東方，李華川，蔣 銳，劉少胡，甘泉泉

(1.中國石油川慶鉆探工程有限公司，成都 501051；2.四川寶石機(jī)械專用車有限公司，四川 廣漢 618300； 3.長江大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，湖北 荊州 434023)

臥式螺旋卸料沉降離心機(jī)(以下簡稱臥螺離心機(jī))是離心機(jī)中的后起之秀，被稱為離心機(jī)中的多面手。臥螺離心機(jī)是一種高效的離心分離設(shè)備，主要用于石油化工以及食品領(lǐng)域的固液、液液分離[1-2]。相對于其它脫水設(shè)備，臥螺離心機(jī)具有處理量大、自動(dòng)化程度高、分離效果好等特點(diǎn)[3-4]。但是，隨著油氣開采中鉆井液需要分離的固相粒徑越來越小，需要研制一種高轉(zhuǎn)速臥螺離心機(jī)。

為優(yōu)化離心機(jī)的工作穩(wěn)定性和振動(dòng)特性，國內(nèi)外學(xué)者開展了大量的研究工作。劉洪斌[5]等人分析了不同處理量、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)速差對分離效率的影響，計(jì)算了工作情況下螺旋輸送器應(yīng)力和變形情況；周知進(jìn)[6]等人針對轉(zhuǎn)鼓在不同內(nèi)徑、約束以及壁厚參數(shù)下轉(zhuǎn)鼓的振動(dòng)頻率和模態(tài)變形進(jìn)行了計(jì)算，得到了轉(zhuǎn)鼓壁厚和應(yīng)力關(guān)系；Giuseppe[7]等人采用試驗(yàn)方法研究了臥螺離心機(jī)對不同油水混合比和差速時(shí)的分離效果，分別得到了最佳分離效率時(shí)的轉(zhuǎn)差速和油水比；Ruofeng Song[8]等人研究了臥螺離心機(jī)在運(yùn)輸顆粒負(fù)載時(shí)應(yīng)力狀態(tài)，建立了轉(zhuǎn)鼓和螺旋輸送器的平衡方程，得到了離心機(jī)部分參數(shù)的合理范圍；Alessandro[9]等人開發(fā)了數(shù)學(xué)模型用來預(yù)測離心機(jī)液液分離或固液分離，并對模型進(jìn)行了驗(yàn)證推廣；辛舟、朱桂華[10-11]等人針對臥螺離心機(jī)的差速結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，對機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比、傳動(dòng)效率以及功率損失等參數(shù)進(jìn)行了計(jì)算分析，得到了適應(yīng)的最佳離心機(jī)差速；張建中、荊寶德[12-13]等人通過分析不同的轉(zhuǎn)鼓半錐角對螺旋輸送器的分離效果影響，優(yōu)選了臥螺離心機(jī)的最佳轉(zhuǎn)鼓錐角。

上述研究主要是針對低轉(zhuǎn)速離心機(jī)開展的相關(guān)研究，而對于3 900 r/min高速離心機(jī)并不一定適用。為提高3 900 r/min高速離心機(jī)安全性和分離效率，有必要對高轉(zhuǎn)速臥螺離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓和螺旋輸送器進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，優(yōu)選轉(zhuǎn)鼓和螺旋輸送器的最優(yōu)參數(shù)，為3 900 r/min高速離心機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 數(shù)值計(jì)算模型建立

1.1 模型網(wǎng)格無關(guān)性分析

分別建立了3 900 r/min臥螺離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓和螺旋輸送器的三維模型，采用ANSYS軟件進(jìn)行數(shù)值計(jì)算[14]。為確保有限元模型準(zhǔn)確性，采用四面體和多面體單元相結(jié)合方式進(jìn)行網(wǎng)格劃分，分別得到如圖1所示轉(zhuǎn)鼓和螺旋輸送器網(wǎng)格模型。

a 轉(zhuǎn)鼓網(wǎng)格模型

b 螺旋輸送器網(wǎng)格模型

由于有限元數(shù)值計(jì)算精度與所用的有限元網(wǎng)格直接相關(guān)。隨著網(wǎng)格的不斷細(xì)化，計(jì)算單元變得越來越小，從而使求解的結(jié)果越來越接近真實(shí)解。但是，網(wǎng)格不斷的加密，計(jì)算量越大，計(jì)算周期也越長，計(jì)算機(jī)浮點(diǎn)運(yùn)算造成的舍入誤差也會(huì)增大。因此，有必要對轉(zhuǎn)鼓和螺旋輸送器的網(wǎng)格進(jìn)行無關(guān)性分析。

如圖2所示為轉(zhuǎn)鼓和螺旋輸送器的網(wǎng)格無關(guān)性分析結(jié)果。圖2a中網(wǎng)格數(shù)量增大，計(jì)算結(jié)果逐漸增加，但總體計(jì)算結(jié)果在525～530，變化范圍不大，網(wǎng)格數(shù)量影響較小，因此選擇網(wǎng)格數(shù)為250 000。圖2b中可以看到，在網(wǎng)格數(shù)小于600 000時(shí)計(jì)算結(jié)果波動(dòng)很大，計(jì)算結(jié)果不準(zhǔn)確，而當(dāng)網(wǎng)格數(shù)高于600 000后，計(jì)算結(jié)果出現(xiàn)一定降低，因此選用600 000網(wǎng)格進(jìn)行數(shù)值計(jì)算。

a 轉(zhuǎn)鼓網(wǎng)格無關(guān)性分析

b 螺旋輸送器網(wǎng)格無關(guān)性分析

1.2 參數(shù)和邊界條件設(shè)置

離心機(jī)使用材料密度定義為7 850 kg/m3，彈性模量為200 GPa，泊松比為0.3，材料屈服強(qiáng)度為350 MPa[15-16]。

根據(jù)臥螺離心機(jī)工作特性，在螺栓連接面，以及焊接表面采用綁定形式定義兩者接觸；與實(shí)體無接觸部位采用自由約束，與實(shí)體存在接觸的面根據(jù)實(shí)際情況進(jìn)行定義。空載轉(zhuǎn)速為4 200 r/min，鉆井液分離時(shí)轉(zhuǎn)速3 900 r/min(鉆井液密度1.3 g/cm3)。

螺旋輸送器在工作過程中承受載荷主要為：

1) 裝置本身旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的離心力。

2) 螺旋輸送器和轉(zhuǎn)鼓承受內(nèi)部介質(zhì)作用的正壓力。由計(jì)算得到臥螺離心機(jī)圓柱段液體產(chǎn)生的離心壓力為2 778.8 Pa，圓錐段小頭產(chǎn)生離心壓力為1 954.32 Pa。

2 轉(zhuǎn)鼓敏感參數(shù)計(jì)算

工作轉(zhuǎn)速提高后，為防止在高轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)鼓破裂，有必要對轉(zhuǎn)鼓壁厚進(jìn)行優(yōu)選。通過對工作轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)鼓圓柱段壁厚和轉(zhuǎn)鼓錐段壁厚進(jìn)行計(jì)算分析，得到不同工作轉(zhuǎn)速下的應(yīng)力應(yīng)變情況，優(yōu)化轉(zhuǎn)鼓圓柱段壁厚和錐段壁厚。

2.1 轉(zhuǎn)速對轉(zhuǎn)鼓強(qiáng)度影響分析

轉(zhuǎn)鼓工作轉(zhuǎn)速為3 200～4 200 r/min，這里根據(jù)轉(zhuǎn)速變化，設(shè)置轉(zhuǎn)速變化梯度為100 r/min進(jìn)行計(jì)算。圖3可以看到，轉(zhuǎn)鼓在空載和分離鉆井液狀態(tài)下最大應(yīng)力位置為前傳動(dòng)盤的出料口靠近軸心處，最大應(yīng)力值分別為107.47 MPa和87.84 MPa?？梢婋x心機(jī)轉(zhuǎn)鼓的前傳動(dòng)盤為其結(jié)構(gòu)的薄弱點(diǎn)，根據(jù)材料特性，轉(zhuǎn)鼓材料屈服強(qiáng)度為350 MPa，可以得到轉(zhuǎn)鼓在2種工況下安全系數(shù)分別為3.26和3.98，由此得出轉(zhuǎn)鼓是安全的。

a 空載

b 分離鉆井液

為獲得更優(yōu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)，根據(jù)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓優(yōu)化。圖4為轉(zhuǎn)鼓在空載情況下的最大應(yīng)力值和最大變形值隨轉(zhuǎn)速變化曲線，可以看到，隨著工作轉(zhuǎn)速的增大，轉(zhuǎn)鼓最大應(yīng)力值線性上升，其中在轉(zhuǎn)速3 900 r/min時(shí)為107.47 MPa，4 200 r/min時(shí)為124.64 MPa，轉(zhuǎn)速提高后其安全系數(shù)為2.81，安全性降低明顯。因此，需要對轉(zhuǎn)鼓傳動(dòng)盤進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化。

圖4 轉(zhuǎn)速對轉(zhuǎn)鼓強(qiáng)度影響

2.2 轉(zhuǎn)鼓直段壁厚對其強(qiáng)度影響分析

根據(jù)轉(zhuǎn)鼓結(jié)構(gòu)，其初始壁厚參數(shù)為12 mm。根據(jù)在不同轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)鼓的應(yīng)力應(yīng)變情況，在提高工作轉(zhuǎn)速后需對應(yīng)提高其轉(zhuǎn)鼓壁厚。壁厚增加時(shí)，轉(zhuǎn)鼓應(yīng)力值隨著轉(zhuǎn)速的增加而增加，因此，需要分析壁厚對轉(zhuǎn)鼓強(qiáng)度影響。設(shè)置轉(zhuǎn)鼓壁厚變化間隔為0.5 mm，分別計(jì)算其應(yīng)力應(yīng)變情況。由圖5可知，隨著轉(zhuǎn)鼓壁厚增加，轉(zhuǎn)鼓的最大應(yīng)力值和最大變形均緩慢上升，結(jié)合轉(zhuǎn)鼓的應(yīng)力最大位置可知，轉(zhuǎn)鼓壁厚增加，增大了轉(zhuǎn)鼓運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的離心力，因而提高了前傳動(dòng)盤的應(yīng)力值。

圖5 壁厚對轉(zhuǎn)鼓強(qiáng)度影響

2.3 轉(zhuǎn)鼓錐段厚度對轉(zhuǎn)鼓強(qiáng)度影響分析

根據(jù)轉(zhuǎn)鼓結(jié)構(gòu)，其初始錐段窄邊厚度為3 mm。根據(jù)在不同轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)鼓的應(yīng)力應(yīng)變情況，在提高工作轉(zhuǎn)速后需對錐段厚度與轉(zhuǎn)鼓強(qiáng)度影響關(guān)系進(jìn)行分析。由圖6可知，轉(zhuǎn)鼓錐段厚度為3.0～6.0 mm，轉(zhuǎn)鼓的最大應(yīng)力和最大變形均保持在107.5 MPa和0.055 mm上下小幅度波動(dòng)。因此，轉(zhuǎn)鼓錐段厚度對轉(zhuǎn)鼓受力影響較小，可以根據(jù)螺旋輸送器分離效果調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)鼓錐段厚度。綜合轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)鼓圓柱段厚度和圓錐段厚度對轉(zhuǎn)鼓應(yīng)力和變形的影響情況，提出針對轉(zhuǎn)鼓傳動(dòng)盤出料口直徑優(yōu)化，減小出料口直徑或增大傳動(dòng)盤厚度，以減小傳動(dòng)盤應(yīng)力集中。

圖6 轉(zhuǎn)鼓錐段壁厚對轉(zhuǎn)鼓強(qiáng)度影響

3 螺旋輸送器敏感參數(shù)計(jì)算

3.1 轉(zhuǎn)速對螺旋輸送器強(qiáng)度影響分析

根據(jù)螺旋輸送器的工作模式，其工作轉(zhuǎn)速為3 200～4 200 r/min，計(jì)算時(shí)設(shè)置轉(zhuǎn)速變化梯度為100 r/min。圖7為螺旋輸送器在空載和鉆井液分離時(shí)螺旋輸送器應(yīng)力云圖。由圖7可知，螺旋輸送器在空載和分離狀態(tài)下最大應(yīng)力位置為螺旋葉片大端初始葉片根部，最大應(yīng)力值分別為127.83 MPa和124.26 MPa?？梢婋x心機(jī)螺旋輸送器的螺旋葉片根部為其結(jié)構(gòu)的薄弱點(diǎn)，計(jì)算得出螺旋輸送器安全系數(shù)為2.73和2.82。

a 空載狀態(tài)下應(yīng)力云圖

b 鉆井液分離時(shí)應(yīng)力云圖

圖8為螺旋輸送器在空載情況下的最大應(yīng)力值和最大變形值隨轉(zhuǎn)速變化曲線。隨著工作轉(zhuǎn)速的增大，螺旋輸送器最大應(yīng)力值線性上升，其中在轉(zhuǎn)速3 900 r/min時(shí)為121.86 MPa，4 200 r/min時(shí)為141.34 MPa，其安全系數(shù)為2.48，安全性降低明顯，因此需要對螺旋輸送器葉片進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

3.2 螺旋葉片厚度對螺旋輸送器強(qiáng)度影響分析

結(jié)合在不同轉(zhuǎn)速和工況下的螺旋輸送器的應(yīng)力和變形結(jié)果，采用調(diào)節(jié)葉片厚度方式來改變螺旋輸送器的強(qiáng)度。螺旋輸送器葉片初始厚度為8 mm，設(shè)置葉片厚度變化間隔為0.5 mm，變化范圍從6 mm到10 mm，分別考察螺旋輸送器的應(yīng)力和變形情況。如圖9所示為葉片厚度對螺旋輸送器強(qiáng)度影響曲線，圖中可以看到在葉片厚度小于8 mm時(shí)，螺旋輸送器最大應(yīng)力小于90 MPa，最大變形小于0.85 mm；當(dāng)葉片厚度大于8 mm后，螺旋輸送器的最大應(yīng)力和變形均大幅度提高，最大應(yīng)力均大于120 MPa。可見螺旋葉片厚度增大并不會(huì)減小螺旋輸送器的應(yīng)力，反而提高，其中葉片厚度7 mm為其變形閥值。因此，考慮減小葉片厚度為7 mm作為優(yōu)化方案。

圖9 葉片厚度對螺旋輸送器強(qiáng)度影響

3.3 螺旋葉片螺距對螺旋輸送器強(qiáng)度影響分析

根據(jù)螺旋輸送器結(jié)構(gòu)，其初始螺旋葉片螺距參數(shù)為111 mm，根據(jù)在不同轉(zhuǎn)速下螺旋輸送器的應(yīng)力應(yīng)變情況，螺旋葉片螺距改變可以小幅度改變螺旋輸送器的總體質(zhì)量，改變其應(yīng)力應(yīng)變情況，同時(shí)也能改進(jìn)螺旋輸送器的固有振動(dòng)頻率。因此，對螺旋葉片螺距對轉(zhuǎn)鼓強(qiáng)度影響進(jìn)行分析，設(shè)置螺旋葉片螺距變化間隔為5 mm，分別計(jì)算其應(yīng)力應(yīng)變情況。圖10中可以看到，螺距在小于101 mm時(shí)和大于101 mm時(shí)應(yīng)力值均高于110 MPa。同樣，隨著螺距變化，螺旋輸送器在螺距值為101 mm時(shí)最大變形也相應(yīng)降低?？梢娐菥嘀禐?01 mm時(shí)，螺旋輸送器的安全系數(shù)更高。

圖10 螺旋葉片螺距對其強(qiáng)度影響

3.4 螺旋葉片傾角對螺旋輸送器強(qiáng)度影響分析

螺旋葉片傾斜角度涉及螺旋輸送器的分離效率，為研究螺旋葉片傾斜角度對螺旋輸送器應(yīng)力影響情況，改變螺旋葉片傾斜角度，對其進(jìn)行應(yīng)力分析。設(shè)置傾斜角度變化間隔為0.5°，分析傾斜角度在-1～3°時(shí)對螺旋輸送器應(yīng)力、應(yīng)變影響。如圖11所示為螺旋葉片傾角對螺旋輸送器影響曲線，葉片傾角在-1～3°時(shí)，螺旋輸送器最大應(yīng)力值均在283 MPa附近，最大變形在3.91 mm保持穩(wěn)定，可以得到螺旋葉片傾角對螺旋輸送器受力影響較小，可以根據(jù)螺旋輸送器分離效果調(diào)節(jié)葉片傾角。

圖11 螺旋葉片傾角對螺旋輸送器強(qiáng)度影響

3.5 螺旋葉片半錐角對螺旋輸送器強(qiáng)度影響分析

通過有限元法對螺旋葉片半錐角進(jìn)行影響分析，其初始螺旋葉片半錐角8.5°，設(shè)置半錐角變化間隔為0.5°，變化范圍為5.5～11°。從圖12中可以看到，螺旋輸送器的最大應(yīng)力值保持在127 MPa上下波動(dòng)，最大變形在0.075～0.077 mm，總體變化幅度均小于5%。由此得到螺旋葉片半錐角變化在5.5～11°時(shí)，螺旋葉片半錐角變化對螺旋輸送器受力影響較小，但螺旋葉片半錐角變化對螺旋輸送器模態(tài)振動(dòng)影響需要進(jìn)一步分析。

圖12 螺旋葉片半錐角對螺旋輸送器強(qiáng)度影響

4 結(jié)論

1) 通過調(diào)節(jié)螺旋輸送器葉片厚度和螺距來減少螺旋輸送器質(zhì)量，提高其固有振動(dòng)頻率，但其變形也會(huì)增大?；谟?jì)算結(jié)果，推薦較優(yōu)螺距為116 mm、厚度為7.5 mm。

2) 葉片傾角對螺旋輸送器固有頻率和變形影響小于1%，由此得出調(diào)節(jié)葉片傾角可以提高螺旋輸送器的分離效果。建議通過流場分析進(jìn)一步研究不同葉片傾角下螺旋輸送器的分離效果。