CN113919087A - 适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法 - Google Patents

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Abstract

本发明公开了一种适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法，属于管道支吊架技术范畴。目前的恒力吊架凸轮曲线设计均是以输出载荷恒定为目的，但对于某些管道系统，在满足大行程位移的条件下，运行热态时适当的增加恒力吊架的输出载荷对管道受力是有利的。本发明结合现有主辅簧式恒力吊架结构，而提供一种对原有结构改动小、计算便捷的适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法，主要结合管道工作参数，给出恒力吊架在整个位移行程内的载荷输出公式，并根据载荷完全匹配原则，建立凸轮轮廓曲线微分方程，最后编制求解程序，求解并绘制凸轮轮廓曲线。

Description

适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法
技术领域
本发明涉及一种适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法，属于管道支吊架技术范畴，可以广泛应用于电力、石化等管道系统及相关设备领域。
背景技术
恒力吊架广泛应用于电力、化工行业，主要用于管道及设备结构的承载，目前广泛使用的恒力吊架主要为三连杆、四连杆式力矩平衡型恒力吊架，以及主辅簧式力平衡型恒力吊架，均是以恒定载荷输出为目标，未见适用于变载管道的特殊恒力吊架。针对主辅簧式恒力吊架，摆臂组件中凸轮轮廓曲线是其一个设计关键点，对恒力吊架载荷性能起到重要影响，传统的凸轮曲线设计方法(如申请号为201910232776.9和201910232780.5的中国专利申请)也均是针对恒定载荷输出为目标，未见专门针对变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法。
但对于某些管道系统，因为管道介质的重量较大，导致管道系统在运行热态下的重量较冷态时显著提高(火电厂中部分给水管道的重量增加率会达到百分之二十)，在某些设备接口附近(如火电厂锅炉接口)，因设备热膨胀量很大，按照设计要求只能安装恒力吊架，常规变力弹簧吊架无法满足要求。此时若仍然使用输出载荷完全恒定的恒力吊架，会导致对应吊点的承载力不足，从而提高附近端口的应力水平，不利于管道的安全稳定运行。
发明内容
本发明的目的在于克服现有恒力吊架只局限于理论输出载荷恒定的不足，结合现有主辅簧式恒力吊架结构，而提供一种对原有结构改动小、计算便捷的适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法，通过管道系统线质量增加率、冷态吊点力、计算热位移等数据计算得到优化后的凸轮部件的轮廓曲线，从而在满足吊点大位移的情况下，实现吊架实际输出载荷与管道重量的相匹配，有效避免管道应力水平的提升。
本发明解决上述问题所采用的技术方案是：一种适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法，其特征在于，包括如下步骤：
步骤01：根据冷态吊零原则进行管道应力计算，确定相应恒力吊架吊点的冷态吊点力F及竖直向热位移S1；
步骤02：考虑位移行程余量，确定相应恒力吊架的冷态输出载荷F及工作位移行程S；
步骤03：根据管道(及保温层)的规格及管内介质的工作温度、压力参数，计算确定运行状态下管道系统的单位长度线质量增加率δ；
步骤04：根据线性增加原则，给出恒力吊架在整个位移行程内的载荷输出公式；
步骤05：根据载荷完全匹配原则，建立凸轮轮廓曲线微分方程；
步骤06：编制求解程序，求解并绘制凸轮轮廓曲线。
优选的，步骤04中恒力吊架在整个位移行程内的载荷输出公式为：
Figure BDA0003255064130000021
式中：F为恒力吊架的冷态输出载荷；δ为管道系统运行状态下的单位长度线质量增加率；S1为吊点竖直向热位移；ΔS为恒力吊架竖直向运行位移。
优选的，在凸轮随体坐标系xoy下步骤05中恒力吊架的凸轮轮廓曲线微分方程为：
Figure BDA0003255064130000022
其中，凸轮随体坐标系xoy是以凸轮转轴中心为原点O、转轴中心与辅簧支点连线为y轴、x轴垂直于y轴的平面直角坐标系。上式中d为滚轮中心到O点之间的水平距离；h为O点到辅簧支点之间的垂直距离；H为初始安装状态即主簧处于自由高度状态时，滚轮中心到O点之间的垂直距离；a表示随体坐标系y轴处于垂直状态时辅簧的压缩值；k1、k2分别表示主簧刚度系数和辅簧刚度系数；T、F1、F2均为求解方程中间参数，分别表示吊架的输出载荷、主簧弹簧力、辅簧弹簧力。
优选的，步骤05及步骤06中建立并求解的凸轮轮廓曲线是不考虑滚轮半径时的凸轮轮廓曲线，当滚轮半径不为零时，实际凸轮轮廓曲线应将上述求解曲线沿各点法线方向往内收缩滚轮半径距离。
优选的，步骤02中恒力吊架的工作位移行程S应大于步骤01中计算所得的吊点竖直向热位移S1，取S＝1.2*S1并向上圆整取整十数位。
优选的，主簧刚度系数k1＝2F/S。
优选的，采用编程语言编制曲线求解小程序实现步骤06中的方程求解及凸轮轮廓曲线绘制。
本发明与现有技术相比，具有以下优点和效果：(1)可以获得和管道重量相匹配的吊架输出载荷，有效避免管道应力水平的提升；(2)对现有主辅簧式吊架主体结构及弹簧选型均不做改动，仅仅对其凸轮轮廓曲线做相应修改，通用性好、制造简单。
附图说明
图1是本发明中主辅簧式恒力吊架的结构示意图。
图2是本发明实施例中计算所得的凸轮轮廓曲线图。
图3是本发明实施例中的恒力吊架理论载荷输出曲线图。
图中：滚轮1、滚轮中心2、辅簧凸轮支点3、辅簧4、摆臂凸轮5、凸轮转轴中心6、主簧7、凸轮曲线8。
具体实施方式
下面结合附图并通过实施例对本发明作进一步的详细说明，以下实施例是对本发明的解释而本发明并不局限于以下实施例。
实施例。
本实施例中，某火电厂给水管道规格为Φ508mm×50mm、设计温度为303℃、设计压力为34.0MPa，采用管道应力分析软件依据冷态吊零原则进行管道应力计算，得到邻近锅炉接口一组吊点的冷态吊点力F＝24251N、竖直向下热位移S1＝326mm。
考虑位移行程余量，计算1.2×S1＝391mm，并向上圆整取吊架工作位移行程S＝400mm。
根据水介质的工作温度、压力参数，经计算可知运行热态时因水介质重量的影响，整个管道线质量增加率δ＝16％。
结合原有主辅簧式恒力吊架的部分结构参数，凸轮轮廓曲线求解所有输入参数如下表所示。
表1凸轮轮廓曲线求解输入参数
F(N) S1(mm) S(mm) k<sub>1</sub>(N/mm) k<sub>2</sub>(N/mm) H(mm) h(mm) a(mm) d(mm) δ
24251 326 400 121.3 363.9 600 400 80 60 0.16
将上述输入参数输入求解程序后得到不考虑滚轮半径凸轮轮廓曲线如图2所示，并与理论恒定输出载荷的曲线进行了对比。该恒力吊架的理论载荷输出曲线如图3所示。
本说明书中未作详细描述的内容均属于本领域专业技术人员公知的现有技术。
虽然本发明已以实施例公开如上，但其并非用以限定本发明的保护范围，任何熟悉该项技术的技术人员，在不脱离本发明的构思和范围内所作的更动与润饰，均应属于本发明的保护范围。

Claims (4)

1.一种适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法，其特征在于，包括如下步骤：
步骤01：根据冷态吊零原则进行管道应力计算，确定相应恒力吊架吊点的冷态吊点力F及竖直向热位移S1；
步骤02：考虑位移行程余量，确定相应恒力吊架的冷态输出载荷F及工作位移行程S；
步骤03：根据管道的规格及管内介质的工作温度和压力参数，计算确定运行状态下管道系统的单位长度线质量增加率δ；
步骤04：根据线性增加原则，给出恒力吊架在整个位移行程内的载荷输出公式；
步骤05：根据载荷完全匹配原则，建立凸轮轮廓曲线微分方程；
步骤06：编制求解程序，求解并绘制凸轮轮廓曲线；
其中：步骤04中恒力吊架在整个位移行程内的载荷输出公式为：
Figure FDA0003255064120000011
式中：F为恒力吊架的冷态输出载荷；δ为管道系统运行状态下的单位长度线质量增加率；S1为吊点竖直向热位移；ΔS为恒力吊架竖直向运行位移；
在凸轮随体坐标系xoy下，步骤05中恒力吊架的凸轮轮廓曲线微分方程为：
Figure FDA0003255064120000012
其中，凸轮随体坐标系xoy是以凸轮转轴中心为原点O、转轴中心与辅簧支点连线为y轴、x轴垂直于y轴的平面直角坐标系；上式中d为滚轮中心到O点之间的水平距离，h为O点到辅簧支点之间的垂直距离，H为初始安装状态即主簧处于自由高度状态时滚轮中心到O点之间的垂直距离，a表示随体坐标系y轴处于垂直状态时辅簧的压缩值，k1、k2分别表示主簧刚度系数和辅簧刚度系数，T、F1、F2均为求解方程中间参数，分别表示吊架的输出载荷、主簧弹簧力、辅簧弹簧力。
2.根据权利要求1所述的适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法，其特征在于，步骤05及步骤06中建立并求解的凸轮轮廓曲线是不考虑滚轮半径时的凸轮轮廓曲线，当滚轮半径不为零时，实际凸轮轮廓曲线将上述求解曲线沿各点法线方向往内收缩滚轮半径距离。
3.根据权利要求1所述的适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法，其特征在于，步骤02中恒力吊架的工作位移行程S大于步骤01中计算所得的吊点竖直向热位移S1，取S＝1.2*S1并向上圆整取整十数位。
4.根据权利要求1所述的适用于变载荷管道的主辅簧式恒力吊架凸轮曲线设计方法，其特征在于，主簧刚度系数k1＝2F/S。
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