龍?jiān)儆拢?唐東林， 王 斌， 張文文， 趙 江

(1.西南石油大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，四川 成都 610500； 2.新疆克拉瑪依市金牛工程建設(shè)有限責(zé)任公司，新疆 克拉瑪依 834008)

0 引 言

油管是石油鉆井過(guò)程中必不可少的常用材料，常年工作在具有腐蝕性介質(zhì)的井下。在鼓脹效應(yīng)、溫度效應(yīng)和螺旋彎曲等的作用下，油管承受復(fù)雜載荷，產(chǎn)生彎曲變形或螺旋變形，因而經(jīng)常造成油管失效[1]。油管的失效形式可以概括為橫向缺陷失效和縱向缺陷失效兩種。橫向缺陷指與油管軸線方向垂直的缺陷損傷，主要包括橫向裂紋、孔洞、管壁腐蝕等；縱向缺陷指與油管軸線方向平行的缺陷損傷，主要包括縱向裂紋、縱向破裂、偏磨等[2]。缺陷大多發(fā)生在油管的局部，絕大部分油管通過(guò)一定的檢修還可以繼續(xù)使用。為了降低采油成本，提高開(kāi)發(fā)效益，國(guó)內(nèi)外各油田都十分重視研究油管缺陷檢測(cè)技術(shù)。

裝置采用的檢測(cè)方法是由對(duì)輥輪驅(qū)動(dòng)油管作螺旋推進(jìn)運(yùn)動(dòng)通過(guò)缺陷檢測(cè)探頭完成檢測(cè)。在檢測(cè)過(guò)程中油管螺旋運(yùn)動(dòng)所形成的螺距與檢測(cè)探頭長(zhǎng)度的匹配直接關(guān)系到能否對(duì)油管進(jìn)行全覆蓋檢測(cè)，油管螺旋運(yùn)動(dòng)過(guò)程的平穩(wěn)性也影響著檢測(cè)信號(hào)的信噪比和檢測(cè)的靈敏度[3]。所以有必要對(duì)該裝置的運(yùn)動(dòng)進(jìn)行研究分析，由于該裝置影響其功能的主要運(yùn)動(dòng)是對(duì)輥輪驅(qū)動(dòng)油管的螺旋前進(jìn)運(yùn)動(dòng)，所以在此，僅對(duì)該螺旋推進(jìn)運(yùn)動(dòng)做較深刻的分析。

裝置的動(dòng)力學(xué)分析對(duì)研究整個(gè)裝置的運(yùn)動(dòng)有很大的影響，通過(guò)對(duì)裝置的動(dòng)力學(xué)分析，可以得到整個(gè)裝置的運(yùn)動(dòng)情況，油管運(yùn)動(dòng)速度的平穩(wěn)性，加速度的大小，是否會(huì)產(chǎn)生滑動(dòng)摩擦等。所以對(duì)整個(gè)傳送裝置進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析十分必要，包括油管從速度為零加速到勻速前進(jìn)狀態(tài)的加速過(guò)程分析和勻速階段油管、對(duì)輥輪、壓輪三者的動(dòng)力學(xué)分析。

1 油管螺旋傳送裝置的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

為了實(shí)現(xiàn)螺旋推進(jìn)運(yùn)動(dòng)，且滿足檢測(cè)過(guò)程可靠性高、精度高、檢測(cè)速度高的要求，根據(jù)設(shè)計(jì)要求，該裝置的檢測(cè)速度定為30 m/min，檢測(cè)探頭的長(zhǎng)度不大于250 mm，油管檢測(cè)的重合度大于等于120%。根據(jù)公式可計(jì)算螺距的最大值。

P=L/M

(1)

式中：P為油管螺距；L為檢測(cè)探頭長(zhǎng)度；M為檢測(cè)重合度。

計(jì)算得螺距的最大值P為208 mm。

1.1 對(duì)輥輪驅(qū)動(dòng)結(jié)構(gòu)數(shù)學(xué)建模分析

假設(shè)對(duì)輥輪與油管為剛性作用，相互接觸的地方不產(chǎn)生形變，則對(duì)輥輪驅(qū)動(dòng)油管時(shí)都是以點(diǎn)接觸相互作用。設(shè)對(duì)輥輪主動(dòng)輪與油管的接觸點(diǎn)為C，以C點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)，以通過(guò)C點(diǎn)且垂直于油管軸線的橫截面為XY平面，油管軸向?yàn)閆軸方向建立笛卡兒直角坐標(biāo)系[4]。具體模型如圖2所示。

圖1 油管螺旋傳送對(duì) 圖2 螺旋推進(jìn)運(yùn)動(dòng)數(shù) 輥輪驅(qū)動(dòng)原理 學(xué)模型

其中：平面α為對(duì)輥輪所在平面；平面β為油管切點(diǎn)所在的切平面；V為對(duì)輥輪轉(zhuǎn)動(dòng)的線速度；θ為面α與油管軸線方向YZ面間的夾角；φ為輥輪與油管接觸點(diǎn)所在法線與水平面的夾角。

假設(shè)對(duì)輥輪與油管之間為純滾動(dòng)，無(wú)滑動(dòng)摩擦，根據(jù)其空間關(guān)系，可以建立如下方程：

Vx=Vxz·sinθ=V·sinφ·sinθ

(2)

Vy=V·cosφ

(3)

Vz=Vxz·cosθ=V·sinφ·cosθ

(4)

(5)

(6)

式中：D為油管外直徑；P為油管螺旋的螺距。

D已知為73 mm，θ經(jīng)過(guò)不斷的優(yōu)化設(shè)計(jì)，確定為60°，中間角度參數(shù)φ可以通過(guò)計(jì)算得出，因此可以最終算出螺距P。

計(jì)算φ角的方法有很多種，可以用三維建模設(shè)計(jì)軟件Pro/E、solidworks等求解，也可以用動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADMAS等求解。最簡(jiǎn)單的方法是建立數(shù)學(xué)模型求解，將笛卡兒直角坐標(biāo)系中空間關(guān)系向XY面(也可以向α面)投影,獲得φ的投影角，然后通過(guò)建立平面方程求解獲得φ的投影角以及φ角。最終求解得φ角為44°。

將已知數(shù)據(jù)代入上述方程中可算出螺距P=91 mm。計(jì)算出的最大螺距為208 mm，螺距P小于最大螺距，所以符合不發(fā)生漏檢的要求。

1.2 壓輪擺放角度的確定及運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

通過(guò)對(duì)對(duì)輥輪結(jié)構(gòu)的數(shù)學(xué)建模分析，得到了油管螺旋的螺距P、周期T和檢測(cè)速度Vz，油管螺旋運(yùn)動(dòng)時(shí)在其油管的一側(cè)固定位置做一個(gè)標(biāo)記，可以得到油管的螺旋線，截取一個(gè)周期的螺旋線做如下分析。

將一個(gè)螺旋周期的油管沿軸線方向截開(kāi)，可得如圖3所示的油管螺旋線展開(kāi)圖，其中A表示螺距P，B表示油管外直徑，C為螺旋線與油管橫截面的夾角，即油管最高點(diǎn)的瞬時(shí)線速度與油管橫截面的夾角。

φ，A和B已知，可以通過(guò)公式tanC=A/B計(jì)算得C為21.7°。

圖3 油管螺旋線示意圖

壓輪安裝在油管的正上方，其接觸點(diǎn)在油管的最高點(diǎn)。為減少壓輪對(duì)油管螺旋運(yùn)動(dòng)的阻礙，盡可能的使壓輪的旋轉(zhuǎn)線速度方向與油管最高點(diǎn)的速度方向相同，使油管與壓輪之間純滾動(dòng)，不產(chǎn)生滑動(dòng)摩擦力。為了達(dá)到這種效果，壓輪安裝時(shí)的安裝角度應(yīng)與油管最高點(diǎn)速度方向的角度一致。壓輪的轉(zhuǎn)動(dòng)是通過(guò)油管與壓輪之間靜摩擦力產(chǎn)生的，油管和壓輪之間沒(méi)有相對(duì)滑動(dòng)，壓輪的線速度與油管最高點(diǎn)的速度相同。

2 油管螺旋傳送裝置的動(dòng)力學(xué)分析

2.1 加速螺旋前進(jìn)階段的動(dòng)力學(xué)分析

假設(shè)對(duì)輥輪與油管為剛性作用，相互接觸的地方不會(huì)產(chǎn)生形變，對(duì)輥輪驅(qū)動(dòng)油管時(shí)都是以點(diǎn)接觸相互作用。

首先，當(dāng)油管剛與對(duì)輥輪接觸時(shí)，對(duì)輥輪中的主動(dòng)輪在電機(jī)的驅(qū)動(dòng)下一直在轉(zhuǎn)動(dòng)，在主動(dòng)輪和油管之間產(chǎn)生一個(gè)相對(duì)運(yùn)動(dòng)，因而產(chǎn)生滑動(dòng)摩擦，在滑動(dòng)摩擦力的作用下，油管開(kāi)始螺旋運(yùn)動(dòng)。油管運(yùn)動(dòng)在油管和從動(dòng)輪之間產(chǎn)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)，因而從動(dòng)輪又在滑動(dòng)摩擦力的作用下開(kāi)始轉(zhuǎn)動(dòng)。隨著油管和從動(dòng)輪在滑動(dòng)摩擦力的作用下不斷加速，當(dāng)加速到三者相互接觸點(diǎn)的線速度相同時(shí)，之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)消失，它們之間的滑動(dòng)摩擦也就迅速變?yōu)殪o摩擦，之后油管將在靜摩擦力的作用下勻速螺旋前進(jìn)。

分析該階段滑動(dòng)摩擦力的變化，由式Ff=μ·N得，該階段油管與主動(dòng)輪之間的正壓力N沒(méi)有變化，摩擦因素μ也不變，所以滑動(dòng)摩擦力Ff也不變。同理可得油管與從動(dòng)輪之間的滑動(dòng)摩擦力的大小也不改變。

2.2 勻速螺旋前進(jìn)階段的動(dòng)力學(xué)分析

勻速螺旋前進(jìn)階段的動(dòng)力學(xué)分析主要是對(duì)在勻速階段油管、對(duì)輥輪、壓輪三者之間的接觸點(diǎn)的分析。該階段，油管在主動(dòng)輪的驅(qū)動(dòng)下螺旋前進(jìn)，從動(dòng)輪和壓輪在油管的驅(qū)動(dòng)下做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，相互之間的驅(qū)動(dòng)力都是靜摩擦力。

從以下四種受力模型對(duì)該階段油管進(jìn)行受力分析，這些分析都是建立在油管、對(duì)輥輪、壓輪都是剛性作用，不產(chǎn)生形變的基礎(chǔ)上。

模型一：對(duì)模型繪制空間受力分析示意圖難度較大且各力的相互間的關(guān)系不好表達(dá)，所以從該模型的兩個(gè)方向的投影進(jìn)行受力分析：①?gòu)纳舷蛳峦队暗哪Ｐ瓦M(jìn)行受力分析，如圖4所示；②與對(duì)輥輪平面平行的平面投影的受力分析，如圖5所示。

圖4 模型一油管受力 圖5 模型一油管受力 分析圖1 分析圖2

其中：Ff1為對(duì)輥輪主動(dòng)輪對(duì)油管的靜摩擦力；FN1為對(duì)輥輪主動(dòng)輪對(duì)油管的支撐力；Ff2為對(duì)輥輪從動(dòng)輪對(duì)油管的靜摩擦力；FN2為對(duì)輥輪從動(dòng)輪對(duì)油管的支撐力；Ff3為壓輪對(duì)油管的靜摩擦力；FN3為壓輪對(duì)油管的壓力；G為油管重力的集中力。

由受力分析可得，該模型為一個(gè)空間平衡力系，由空間平衡力系的平衡方程可以得出各力間的相互關(guān)系。

(7)

(8)

為了便于分析，在該模型與對(duì)輥輪平面平行的平面建立笛卡爾直角坐標(biāo)系,如圖6所示。

其中：原點(diǎn)O在對(duì)輥輪主動(dòng)輪的質(zhì)心；XY平面與對(duì)輥輪平面平行；Z軸垂直與XY平面與油管軸線成30°夾角。

根據(jù)空間平衡力系公式可以得出該模型具體的空間平衡力系方程：

(9)

(10)

式中：β為對(duì)輥輪與油管接觸點(diǎn)所在法線與水平面XZ的夾角；θ為對(duì)輥輪平面與壓輪平面的夾角；L為壓輪與油管接觸點(diǎn)到平面XZ的距離；r為對(duì)輥輪半徑。

由方程解得：

Ff1=Ff2

(11)

FN1=FN2

(12)

2FN1sinβ=FN3+G

(13)

模型二：同樣從該模型的兩個(gè)方向的投影進(jìn)行受力分析，分別如圖7、8所示。

模型二的空間平衡力系方程為：

(14)

(15)

方程解得：Ff2sinβ=-FN2cosβ，F(xiàn)f2和FN2都是正值，sinβ和cosβ也為正值，所以該等式不成立。模型二的空間平衡力系方程解出的等式不成立，所以該力學(xué)模型也不成立。

圖6 對(duì)輥輪橫截面投影圖

模型三：具體力學(xué)模型如圖9、10所示。

圖7 模型二油管受力分析圖1 圖8 模型二油管受力 分析圖2

模型三的空間平衡力系方程：

(16)

(17)

式中：α對(duì)輥輪橫截面與油管橫截面的夾角；γ力FN1與水平面XZ的夾角。

由方程解得:rsinβ=L，但根據(jù)實(shí)際得，rsinβ與L顯然不相等，所以該等式不成立。模型三的空間平衡力系方程解出的等式不成立，所以該力學(xué)模型也不成立。

模型四：具體力學(xué)模型如圖11、12所示。

圖9 模型三油管受力 圖10 模型三油管受力 分析圖1 分析圖2

模型四的空間平衡力系方程：

(18)

(19)

由于該方程較復(fù)雜，直接進(jìn)行代數(shù)化簡(jiǎn)難度比較大，所以將具體數(shù)值代入方程。解得-1000Ff1-8FN1-500Ff2-542(FN3+G)=0,由于Ff1、FN1、Ff2、FN3和G都是正值，所以可得該等式不成立。模型四的空間平衡力系方程解出的等式不成立，所以該力學(xué)模型也不成立。

對(duì)油管勻速螺旋階段的受力情況建立四種受力模型進(jìn)行分析，分析發(fā)現(xiàn)，只有模型一的空間平衡力系方程解出的等式成立，所以這四種受力模型只有模型一能夠滿足要求。

圖11 模型四油管受力 圖12 模型四油管受力 分析圖1 分析圖2

3 基于ADAMS軟件油管螺旋傳送裝置的仿真分析

利用三維建模軟件建立螺旋傳送裝置的三維模型，然后將其導(dǎo)入ADAMS軟件進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真分析。運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真包括油管質(zhì)心位置、質(zhì)心速度、質(zhì)心加速度等；動(dòng)力學(xué)仿真則主要是油管在XYZ三軸方向上的具體受力情況。

3.1 油管螺旋傳送裝置的運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析

(1) 油管運(yùn)動(dòng)質(zhì)心位置變化的分析

如圖13所示，油管質(zhì)心位置運(yùn)動(dòng)曲線的走勢(shì)為，在開(kāi)始短暫階段呈水平狀態(tài)，之后呈一條斜率固定的傾斜直線。分析可得，油管質(zhì)心位置曲線開(kāi)始階段的水平狀態(tài)表示油管還未開(kāi)始螺旋運(yùn)動(dòng)，之后斜率固定的傾斜直線表示油管沿Z軸的運(yùn)動(dòng)速度恒定，油管質(zhì)心位置均勻變化。仿真分析結(jié)果與理論分析的結(jié)果完全一致。

(2) 油管運(yùn)動(dòng)質(zhì)心速度變化的分析

如圖14所示油管質(zhì)心速度的曲線可分為水平階段、傾斜階段和水平階段三個(gè)階段。

結(jié)合理論分析可得，開(kāi)始的水平階段表示油管的運(yùn)動(dòng)速度為零，油管還未與輥輪接觸；傾斜階段則表示油管在對(duì)輥輪的帶動(dòng)下，開(kāi)始做加速運(yùn)動(dòng)，理論分析該階段的斜率應(yīng)該不變，加速度恒定。加速的后半段出現(xiàn)了斜率變小的情況，經(jīng)過(guò)分析得，出現(xiàn)這種狀況的原因可能是油管和對(duì)輥輪是剛性接觸，它們之間產(chǎn)生了碰撞，導(dǎo)致油管的部分被彈起離開(kāi)對(duì)輥輪，致使驅(qū)動(dòng)整個(gè)油管運(yùn)動(dòng)的摩擦力減小，因而導(dǎo)致加速度出現(xiàn)波動(dòng)。第三階段的水平狀態(tài)則表示油管經(jīng)過(guò)加速階段后，當(dāng)油管與主動(dòng)輪接觸點(diǎn)的速度達(dá)到一致時(shí)，他們之間的滑動(dòng)摩擦變?yōu)殪o摩擦，油管做勻速螺旋前進(jìn)運(yùn)動(dòng)。但從圖中可以發(fā)現(xiàn)，該階段總體呈水平狀態(tài)，但在局部位置還是出現(xiàn)了波動(dòng)。分析得該波動(dòng)出現(xiàn)的原因是由于油管與對(duì)輥輪之間產(chǎn)生了碰撞，在油管的局部位置出現(xiàn)油管與對(duì)輥輪脫離的狀況，導(dǎo)致速度出現(xiàn)波動(dòng)。盡管油管的前進(jìn)速度出現(xiàn)了波動(dòng)，但由圖可得其速度都是在-500 mm/s上下波動(dòng)，而理論計(jì)算的油管檢測(cè)速度為0.5 m/s，所以該模型的前進(jìn)速度是符合檢測(cè)速度要求的。

圖13 油管質(zhì)心位置 圖14 油管質(zhì)心速度 示意圖 示意圖

(3) 油管運(yùn)動(dòng)質(zhì)心加速度變化的分析

如圖15所示，油管的質(zhì)心加速度曲線走勢(shì)可分為水平階段和水平波動(dòng)階段兩個(gè)階段。分析可得水平階段是因?yàn)橛凸芪磁c對(duì)輥輪接觸，加速度為零；波動(dòng)階段應(yīng)分為兩個(gè)階段，即油管最初的加速階段和加速完成后的波動(dòng)階段。由于加速階段很短，不進(jìn)行具體分析。油管在加速完成后本應(yīng)該保持勻速運(yùn)動(dòng)，加速度為零的狀態(tài)，然而卻產(chǎn)生圖中所示的波動(dòng)，分析得原因和速度波動(dòng)原因一致，由油管和對(duì)輥輪之間的碰撞造成的。

(4) 油管運(yùn)動(dòng)質(zhì)心角速度變化的分析

如圖16所示，油管運(yùn)動(dòng)質(zhì)心角速度變化仿真曲線。結(jié)合理論分析得，角速度開(kāi)始階段為零的水平線表示油管未與對(duì)輥輪接觸；后面斜率基本不變的斜線表示油管在對(duì)輥輪的驅(qū)動(dòng)下，做勻加速螺旋運(yùn)動(dòng)；最后階段的波動(dòng)直線則表示油管將維持加速結(jié)束后的角速度不變，角速度波動(dòng)的原因是由于油管與對(duì)輥輪之間的碰撞。經(jīng)理論計(jì)算油管角速度為2 103 °/s，仿真結(jié)果為角速度在2 050 °/s附近波動(dòng)，兩者之間的差距不大，所以該仿真結(jié)果符合要求。

圖15 油管質(zhì)心加速度 圖16 油管質(zhì)心角速度 示意圖 示意圖

(5) 油管運(yùn)動(dòng)質(zhì)心角加速度變化的分析

如圖17所示，油管運(yùn)動(dòng)質(zhì)心角加速度變化仿真曲線。由圖分析可得，油管質(zhì)心的角加速度曲線走勢(shì)可分為最開(kāi)始的水平階段和后面的水平波動(dòng)階段兩個(gè)階段。由于角加速度與加速度曲線走勢(shì)相同，且分析的結(jié)果也相同，所以在此就不再進(jìn)行贅述。

3.2 油管螺旋傳送裝置的動(dòng)力學(xué)仿真分析

(1) 油管螺旋運(yùn)動(dòng)X軸方向的受力分析

如圖18和圖19所示，某組對(duì)輥輪作用下的油管X軸方向的受力情況。從圖中可以看出，主動(dòng)輪對(duì)油管施加的力為正，從動(dòng)輪施加的力為負(fù)，且兩力的波動(dòng)都非常大，最小可為零，最大可達(dá)上萬(wàn)。理論分析時(shí)，兩輪的力都是一個(gè)定值且相等。分析模型的仿真過(guò)程發(fā)現(xiàn)，由于設(shè)置的接觸力為彈性碰撞，在仿真過(guò)程中，盡管有壓輪作用在油管上，油管還是會(huì)產(chǎn)生跳動(dòng)，導(dǎo)致作用在油管上的力發(fā)生變化，且作用力的值遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于理論分析時(shí)的定值力。盡管作用力的值波動(dòng)很大，但發(fā)現(xiàn)主從動(dòng)輪的波動(dòng)值的大小都在7 500 N附近，說(shuō)明主從動(dòng)輪對(duì)油管作用力的情況應(yīng)該是基本相同的，這與理論分析的結(jié)果也相符合。

圖17 油管質(zhì)心角加速度 圖18 主動(dòng)輪施加在油管 示意圖 上的作用力在X軸 方向的投影

如圖20壓輪對(duì)油管作用力在X軸方向的投影所示，結(jié)果與理論分析完全不同，由于壓輪與油管的彈性碰撞，導(dǎo)致壓輪對(duì)油管作用力在X軸方向的投影波動(dòng)非常大。當(dāng)壓輪被彈起，與油管未接觸時(shí)，作用力就為零，而當(dāng)壓輪向下運(yùn)動(dòng)與油管接觸時(shí)，作用力就變得很大。

圖19 從動(dòng)輪施加在油管上 圖20 壓輪施加在油管 的作用力在X軸方 上的作用力在X 向的投影 軸方向的投影

(2) 油管螺旋運(yùn)動(dòng)Y軸方向的受力分析

如圖21、22主從動(dòng)輪對(duì)油管作用力在Y軸方向的投影所示。

圖21 主動(dòng)輪施加在油管上 圖22 從動(dòng)輪施加在油 的作用力在Y軸方 管上的作用力在 向的投影 Y軸方向的投影

從圖中可以看出主從動(dòng)輪對(duì)油管的作用力都是正值，與X軸方向作用力的投影一樣，由于對(duì)輥輪與油管的彈性碰撞，導(dǎo)致作用力的波動(dòng)非常大。當(dāng)油管被彈起離開(kāi)對(duì)輥輪時(shí)，作用力為零，當(dāng)油管與對(duì)輥輪接觸時(shí)作用力變得很大。但主從動(dòng)輪力的波動(dòng)情況相似，都在7 000 N附近波動(dòng)，也說(shuō)明主從動(dòng)輪對(duì)油管作用力情況相同，符合理論分析的結(jié)果。

如圖23壓輪對(duì)油管作用力在Y軸方向的投影所示。從圖中可以看出，該作用力的值為負(fù)值，符合理論分析的結(jié)果，但與X軸方向的投影一樣，該作用力的波動(dòng)也很大，分析其原因可得與X方向波動(dòng)的原因一樣，都是由油管與壓輪之間的碰撞造成的。

(3) 油管螺旋運(yùn)動(dòng)Z軸方向的受力分析

如圖24和圖25所示。從圖中可以看出，主動(dòng)輪對(duì)油管作用力在Z軸方向的投影為負(fù)值，從動(dòng)輪為正值。理論分析時(shí)的結(jié)論為Z軸方向的作用力為定值，仿真結(jié)果發(fā)現(xiàn)，Z軸方向的作用力與作用力在X、Y方向的投影一樣，作用力的波動(dòng)非常大，但主從動(dòng)輪的受力情況卻基本相同，符合理論分析的結(jié)果。其原因也與前述一樣，所以在此不再進(jìn)行贅述。

圖23 壓輪施加在油管上 圖24 主動(dòng)輪施加在油管 的作用力在Y軸方 上的作用力在Z 向的投影 軸方向的投影

如圖26壓輪對(duì)油管作用力在Z軸方向的投影所示。理論分析時(shí)得壓輪對(duì)油管作用力在Z軸方向的投影為零，但從圖中可看出壓輪對(duì)油管作用力在Z軸方向的投影與理論分析完全不一樣，由于壓輪與油管的彈性碰撞，導(dǎo)致壓輪對(duì)油管作用力在X軸方向的投影波動(dòng)非常大。其原因與X軸方向分析的原因一致，在此就不再進(jìn)行闡述。

圖25 從動(dòng)輪施加在油管 圖26 壓輪施加在油管 上的作用力在Z 上的作用力在Z 軸方向的投影 軸方向的投影

4 結(jié) 語(yǔ)

在油管的漏磁檢測(cè)系統(tǒng)中，油管的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)對(duì)漏磁檢測(cè)的影響非常巨大，所以有必要對(duì)油管螺旋運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)進(jìn)行分析，從而提高油管檢測(cè)的精度和靈敏度。

對(duì)油管螺旋運(yùn)動(dòng)的過(guò)程進(jìn)行理論的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析，利用ADAMS軟件對(duì)油管的運(yùn)動(dòng)過(guò)程進(jìn)行仿真分析。對(duì)比理論分析和仿真分析的結(jié)果發(fā)現(xiàn)，實(shí)際油管運(yùn)動(dòng)過(guò)程非常的不平穩(wěn)，波動(dòng)巨大，通過(guò)分析得產(chǎn)生波動(dòng)的原因是由于油管在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中與對(duì)輥輪產(chǎn)生剛性碰撞，導(dǎo)致油管在螺旋運(yùn)動(dòng)過(guò)程中不斷的波動(dòng)，影響檢測(cè)結(jié)果。

后續(xù)工作將從利用ADAMS軟件入手，對(duì)發(fā)現(xiàn)問(wèn)題的模型不斷的進(jìn)行優(yōu)化，使裝置模型達(dá)到缺陷檢測(cè)的要求，再根據(jù)軟件模型進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

[1] 許秀英.油管缺陷的無(wú)損檢測(cè)[D].大慶：大慶石油學(xué)院,2005.

[2] 鄒應(yīng)國(guó).油管縱向及橫向缺陷自動(dòng)檢測(cè)系統(tǒng)的研究[D].武漢：華中科技大學(xué),2005.

[3] 孫燕華,康宜華,劉涵君.基于ADAMS的鋼管漏磁檢測(cè)螺旋推進(jìn)運(yùn)動(dòng)的計(jì)算分析[J].鋼管,2011,40(1):60-64.

[4] 孫燕華,康宜華,譚 波.高速漏磁探傷中鋼管螺旋推進(jìn)參數(shù)設(shè)計(jì)與分析[J].機(jī)械與電子,2007(11):7-9.