4 200 r/min卧螺离心机转鼓和螺旋输送器结构参数优选

张增年，席建秋，刘东方，李华川，蒋 锐，刘少胡，甘泉泉

(1.中国石油川庆钻探工程有限公司，成都 501051；2.四川宝石机械专用车有限公司，四川 广汉 618300； 3.长江大学 机械工程学院，湖北 荆州 434023)

卧式螺旋卸料沉降离心机(以下简称卧螺离心机)是离心机中的后起之秀，被称为离心机中的多面手。卧螺离心机是一种高效的离心分离设备，主要用于石油化工以及食品领域的固液、液液分离[1-2]。相对于其它脱水设备，卧螺离心机具有处理量大、自动化程度高、分离效果好等特点[3-4]。但是，随着油气开采中钻井液需要分离的固相粒径越来越小，需要研制一种高转速卧螺离心机。

为优化离心机的工作稳定性和振动特性，国内外学者开展了大量的研究工作。刘洪斌[5]等人分析了不同处理量、转速和转速差对分离效率的影响，计算了工作情况下螺旋输送器应力和变形情况；周知进[6]等人针对转鼓在不同内径、约束以及壁厚参数下转鼓的振动频率和模态变形进行了计算，得到了转鼓壁厚和应力关系；Giuseppe[7]等人采用试验方法研究了卧螺离心机对不同油水混合比和差速时的分离效果，分别得到了最佳分离效率时的转差速和油水比；Ruofeng Song[8]等人研究了卧螺离心机在运输颗粒负载时应力状态，建立了转鼓和螺旋输送器的平衡方程，得到了离心机部分参数的合理范围；Alessandro[9]等人开发了数学模型用来预测离心机液液分离或固液分离，并对模型进行了验证推广；辛舟、朱桂华[10-11]等人针对卧螺离心机的差速结构进行分析，对机构传动比、传动效率以及功率损失等参数进行了计算分析，得到了适应的最佳离心机差速；张建中、荆宝德[12-13]等人通过分析不同的转鼓半锥角对螺旋输送器的分离效果影响，优选了卧螺离心机的最佳转鼓锥角。

上述研究主要是针对低转速离心机开展的相关研究，而对于3 900 r/min高速离心机并不一定适用。为提高3 900 r/min高速离心机安全性和分离效率，有必要对高转速卧螺离心机转鼓和螺旋输送器进行设计计算，优选转鼓和螺旋输送器的最优参数，为3 900 r/min高速离心机优化设计提供依据。

1 数值计算模型建立

1.1 模型网格无关性分析

分别建立了3 900 r/min卧螺离心机转鼓和螺旋输送器的三维模型，采用ANSYS软件进行数值计算[14]。为确保有限元模型准确性，采用四面体和多面体单元相结合方式进行网格划分，分别得到如图1所示转鼓和螺旋输送器网格模型。

a 转鼓网格模型

b 螺旋输送器网格模型

由于有限元数值计算精度与所用的有限元网格直接相关。随着网格的不断细化，计算单元变得越来越小，从而使求解的结果越来越接近真实解。但是，网格不断的加密，计算量越大，计算周期也越长，计算机浮点运算造成的舍入误差也会增大。因此，有必要对转鼓和螺旋输送器的网格进行无关性分析。

如图2所示为转鼓和螺旋输送器的网格无关性分析结果。图2a中网格数量增大，计算结果逐渐增加，但总体计算结果在525～530，变化范围不大，网格数量影响较小，因此选择网格数为250 000。图2b中可以看到，在网格数小于600 000时计算结果波动很大，计算结果不准确，而当网格数高于600 000后，计算结果出现一定降低，因此选用600 000网格进行数值计算。

a 转鼓网格无关性分析

b 螺旋输送器网格无关性分析

1.2 参数和边界条件设置

离心机使用材料密度定义为7 850 kg/m3，弹性模量为200 GPa，泊松比为0.3，材料屈服强度为350 MPa[15-16]。

根据卧螺离心机工作特性，在螺栓连接面，以及焊接表面采用绑定形式定义两者接触；与实体无接触部位采用自由约束，与实体存在接触的面根据实际情况进行定义。空载转速为4 200 r/min，钻井液分离时转速3 900 r/min(钻井液密度1.3 g/cm3)。

螺旋输送器在工作过程中承受载荷主要为：

1) 装置本身旋转时产生的离心力。

2) 螺旋输送器和转鼓承受内部介质作用的正压力。由计算得到卧螺离心机圆柱段液体产生的离心压力为2 778.8 Pa，圆锥段小头产生离心压力为1 954.32 Pa。

2 转鼓敏感参数计算

工作转速提高后，为防止在高转速下转鼓破裂，有必要对转鼓壁厚进行优选。通过对工作转速、转鼓圆柱段壁厚和转鼓锥段壁厚进行计算分析，得到不同工作转速下的应力应变情况，优化转鼓圆柱段壁厚和锥段壁厚。

2.1 转速对转鼓强度影响分析

转鼓工作转速为3 200～4 200 r/min，这里根据转速变化，设置转速变化梯度为100 r/min进行计算。图3可以看到，转鼓在空载和分离钻井液状态下最大应力位置为前传动盘的出料口靠近轴心处，最大应力值分别为107.47 MPa和87.84 MPa。可见离心机转鼓的前传动盘为其结构的薄弱点，根据材料特性，转鼓材料屈服强度为350 MPa，可以得到转鼓在2种工况下安全系数分别为3.26和3.98，由此得出转鼓是安全的。

a 空载

b 分离钻井液

为获得更优的结构参数，根据计算结果进行离心机转鼓优化。图4为转鼓在空载情况下的最大应力值和最大变形值随转速变化曲线，可以看到，随着工作转速的增大，转鼓最大应力值线性上升，其中在转速3 900 r/min时为107.47 MPa，4 200 r/min时为124.64 MPa，转速提高后其安全系数为2.81，安全性降低明显。因此，需要对转鼓传动盘进行结构参数优化。

图4 转速对转鼓强度影响

2.2 转鼓直段壁厚对其强度影响分析

根据转鼓结构，其初始壁厚参数为12 mm。根据在不同转速下转鼓的应力应变情况，在提高工作转速后需对应提高其转鼓壁厚。壁厚增加时，转鼓应力值随着转速的增加而增加，因此，需要分析壁厚对转鼓强度影响。设置转鼓壁厚变化间隔为0.5 mm，分别计算其应力应变情况。由图5可知，随着转鼓壁厚增加，转鼓的最大应力值和最大变形均缓慢上升，结合转鼓的应力最大位置可知，转鼓壁厚增加，增大了转鼓运转时的离心力，因而提高了前传动盘的应力值。

图5 壁厚对转鼓强度影响

2.3 转鼓锥段厚度对转鼓强度影响分析

根据转鼓结构，其初始锥段窄边厚度为3 mm。根据在不同转速下转鼓的应力应变情况，在提高工作转速后需对锥段厚度与转鼓强度影响关系进行分析。由图6可知，转鼓锥段厚度为3.0～6.0 mm，转鼓的最大应力和最大变形均保持在107.5 MPa和0.055 mm上下小幅度波动。因此，转鼓锥段厚度对转鼓受力影响较小，可以根据螺旋输送器分离效果调节转鼓锥段厚度。综合转速、转鼓圆柱段厚度和圆锥段厚度对转鼓应力和变形的影响情况，提出针对转鼓传动盘出料口直径优化，减小出料口直径或增大传动盘厚度，以减小传动盘应力集中。

图6 转鼓锥段壁厚对转鼓强度影响

3 螺旋输送器敏感参数计算

3.1 转速对螺旋输送器强度影响分析

根据螺旋输送器的工作模式，其工作转速为3 200～4 200 r/min，计算时设置转速变化梯度为100 r/min。图7为螺旋输送器在空载和钻井液分离时螺旋输送器应力云图。由图7可知，螺旋输送器在空载和分离状态下最大应力位置为螺旋叶片大端初始叶片根部，最大应力值分别为127.83 MPa和124.26 MPa。可见离心机螺旋输送器的螺旋叶片根部为其结构的薄弱点，计算得出螺旋输送器安全系数为2.73和2.82。

a 空载状态下应力云图

b 钻井液分离时应力云图

图8为螺旋输送器在空载情况下的最大应力值和最大变形值随转速变化曲线。随着工作转速的增大，螺旋输送器最大应力值线性上升，其中在转速3 900 r/min时为121.86 MPa，4 200 r/min时为141.34 MPa，其安全系数为2.48，安全性降低明显，因此需要对螺旋输送器叶片进行结构优化。

3.2 螺旋叶片厚度对螺旋输送器强度影响分析

结合在不同转速和工况下的螺旋输送器的应力和变形结果，采用调节叶片厚度方式来改变螺旋输送器的强度。螺旋输送器叶片初始厚度为8 mm，设置叶片厚度变化间隔为0.5 mm，变化范围从6 mm到10 mm，分别考察螺旋输送器的应力和变形情况。如图9所示为叶片厚度对螺旋输送器强度影响曲线，图中可以看到在叶片厚度小于8 mm时，螺旋输送器最大应力小于90 MPa，最大变形小于0.85 mm；当叶片厚度大于8 mm后，螺旋输送器的最大应力和变形均大幅度提高，最大应力均大于120 MPa。可见螺旋叶片厚度增大并不会减小螺旋输送器的应力，反而提高，其中叶片厚度7 mm为其变形阀值。因此，考虑减小叶片厚度为7 mm作为优化方案。

图9 叶片厚度对螺旋输送器强度影响

3.3 螺旋叶片螺距对螺旋输送器强度影响分析

根据螺旋输送器结构，其初始螺旋叶片螺距参数为111 mm，根据在不同转速下螺旋输送器的应力应变情况，螺旋叶片螺距改变可以小幅度改变螺旋输送器的总体质量，改变其应力应变情况，同时也能改进螺旋输送器的固有振动频率。因此，对螺旋叶片螺距对转鼓强度影响进行分析，设置螺旋叶片螺距变化间隔为5 mm，分别计算其应力应变情况。图10中可以看到，螺距在小于101 mm时和大于101 mm时应力值均高于110 MPa。同样，随着螺距变化，螺旋输送器在螺距值为101 mm时最大变形也相应降低。可见螺距值为101 mm时，螺旋输送器的安全系数更高。

图10 螺旋叶片螺距对其强度影响

3.4 螺旋叶片倾角对螺旋输送器强度影响分析

螺旋叶片倾斜角度涉及螺旋输送器的分离效率，为研究螺旋叶片倾斜角度对螺旋输送器应力影响情况，改变螺旋叶片倾斜角度，对其进行应力分析。设置倾斜角度变化间隔为0.5°，分析倾斜角度在-1～3°时对螺旋输送器应力、应变影响。如图11所示为螺旋叶片倾角对螺旋输送器影响曲线，叶片倾角在-1～3°时，螺旋输送器最大应力值均在283 MPa附近，最大变形在3.91 mm保持稳定，可以得到螺旋叶片倾角对螺旋输送器受力影响较小，可以根据螺旋输送器分离效果调节叶片倾角。

图11 螺旋叶片倾角对螺旋输送器强度影响

3.5 螺旋叶片半锥角对螺旋输送器强度影响分析

通过有限元法对螺旋叶片半锥角进行影响分析，其初始螺旋叶片半锥角8.5°，设置半锥角变化间隔为0.5°，变化范围为5.5～11°。从图12中可以看到，螺旋输送器的最大应力值保持在127 MPa上下波动，最大变形在0.075～0.077 mm，总体变化幅度均小于5%。由此得到螺旋叶片半锥角变化在5.5～11°时，螺旋叶片半锥角变化对螺旋输送器受力影响较小，但螺旋叶片半锥角变化对螺旋输送器模态振动影响需要进一步分析。

图12 螺旋叶片半锥角对螺旋输送器强度影响

4 结论

1) 通过调节螺旋输送器叶片厚度和螺距来减少螺旋输送器质量，提高其固有振动频率，但其变形也会增大。基于计算结果，推荐较优螺距为116 mm、厚度为7.5 mm。

2) 叶片倾角对螺旋输送器固有频率和变形影响小于1%，由此得出调节叶片倾角可以提高螺旋输送器的分离效果。建议通过流场分析进一步研究不同叶片倾角下螺旋输送器的分离效果。