管道智能封堵机器人牵引调速与制动装置研究

Research on Traction Speed Regulation and Braking Device of Pipeline Intelligent Plugging Robot

摘要

为快速封堵油气管道破损段并实现不停输抢修，本文设计了一种管道智能封堵机器人直流截止阀式牵引调速与制动装置，可使管道智能封堵机器人快速、精准到达封堵管段并有效减速。基于管道智能封堵机器人管内运动模型和调速机理分析，确定了调速特性影响因素。采用有限元数值模拟方法对不同结构参数的调速阀进行流场特性分析，得到了调速阀轴向长度、内径和泄流孔开孔长度对装置泄流后压降的影响规律，确定了最优结构参数，即调速阀轴向长度为96.6 mm，内径为169.7 mm，泄流孔开孔长度为92.8 mm；开展了节流压降的原理实验来进一步验证牵引调速与制动装置结构设计的合理性及调速可靠性。结果表明：所设计的管道智能封堵机器人牵引调速与制动装置的调速与制动效果受调速阀结构和形状的影响较大。当调速阀的开度减小时，装置后方射流的流量增大，流速加快，可以在管道内壁射出高速流束，清除管道内壁的污物，同时减小管道智能封堵机器人的阻力。反之，当调速阀的开度增大时，装置前后的压差减小，在开度为1.0时，装置前后压差最小，可以达到最大的减速效果。管道智能封堵机器人对管道可实现良好的冲刷效果，并可以获得良好的调速性能，进而实现最大减速效果并成功完成封堵任务。

Abstract

Objective With increasing pipeline mileage and service time, more pipelines are being damaged due to environmental corrosion and human factors. This damage results in interruptions in transport and leakage of oil and gas, which in turn causes economic losses, environmental pollution, ecological damage, and other safety issues. To quickly address pipeline breakage during oil and gas transportation and to plug pipelines without halting transmission, pipeline intelligent plugging robots must be capable of rapidly and accurately reaching the damaged section and achieving maximum deceleration. Methods To this end, a DC cut-off valve-type traction speed regulation and braking device for a pipeline intelligent plugging robot is designed. Based on the in-pipe motion model of the robot and analysis of the speed regulation mechanism, a motion mechanism model incorporating the traction speed regulation and braking device is established. Its motion influencing factors are analyzed to determine key parameters affecting speed control characteristics. Using finite element numerical simulation, the speed valve’s flow field characteristics are analyzed, examining how the valve seat’s axial length, drain length, and internal diameter affect pressure drop. The influence of each parameter on flow and pressure drop is determined to optimize the design. Simulations of the crude oil pipeline plugging robot's motion mechanism are carried out under actual working conditions to identify performance-related factors. Proportional scaling test devices are fabricated for crude oil and refined oil pipeline conditions. Using a power torque system to supply liquid, throttling pressure drop experiments are conducted. Pressure values at varying valve openings are measured to verify the structural design’s reliability and effectiveness. Results and Discussions The results show that the traction speed control and braking device’s performance is strongly affected by the structure and shape of the speed control valve. Six different axial elongation values for the valve seat—0.10D, 0.15D, 0.20D, 0.25D, 0.30D, and 0.35D (D is the inner diameter of the pipe)—significantly influence pressure drop. As the elongation increases, pressure loss decreases. Likewise, five drain hole lengths—0.80Z, 0.75Z, 0.70Z, 0.65Z, and 0.60Z (Z is the speed control valve axial length)—exert a significant effect on pressure drop across the device. Longer drain holes lead to lower pressure differentials. In contrast, five inner diameters of the valve seat—Φ169.7 mm, Φ179.7 mm, Φ189.7 mm, Φ199.7 mm, and Φ209.7 mm—have a relatively minor effect on pressure drop. After comprehensive analysis, the optimal structural parameters are determined: an axial elongation of 96.7 mm, an inner diameter of 169.7 mm, and a drain hole length of 92.8 mm. This combination yields a pressure loss of 0.139 MPa. As the valve opening decreases, the flow rate and velocity at the device outlet increase. Turbulence intensity also rises, peaking at an opening of 0.4, where high-speed water jets strike the pipeline's inner wall, effectively removing debris and preventing downstream clogging. This also reduces drag on the robot. Conversely, at full opening (1.0), the pressure differential is minimal, enabling the maximum deceleration effect. The study confirms that the designed device enables the robot to achieve efficient pipeline flushing, maintain effective speed regulation, and attain maximum deceleration, thereby fulfilling the plugging task. Conclusions This study provides a theoretical foundation for the structural design and parameter selection of intelligent pipeline plugging robots. It also offers valuable data and design guidance for fluid-driven pipeline robots equipped with bypass rotary valves.

Graphical abstract

关键词

管道智能封堵机器人 / 牵引调速与制动装置 / 调速特性 / 调速阀

Key words

pipeline intelligent plugging robot / traction speed regulation and braking device / speed regulation characteristics / speed control valves

本刊网刊

管道运输作为石油和天然气快捷、经济和可靠的运输方式，是油气开采过程中必不可少的环节。然而，由于管道运输环境复杂，在正常运行过程中会面临各种突发事件。因此，对事故管道进行维护和抢修作业^[1‒3]，亟需一种能快速、精准到达封堵管段的管道智能封堵机器人。管道智能封堵机器人是管道中的被动流体推进机器人^[4‒6]，在管道介质的推动下向前移动、减速、制动到达指定的堵塞管段^[7]。

管道智能封堵机器人是在传统管道机器人的基础上结合速度控制需求而设计的一种装置。目前，以牵引调速与制动装置为主题的研究较少。所以，对于牵引调速与制动装置的研究多基于管道清管器进行。为解决清管器速度控制的问题，国内外诸多学者进行了相关研究，从最初的改变管道流量调速，到现在实现实时调速。Mirshamsi和Rafeeyan^[8]对清管器运动微分方程进行求解，得到清管器在管道中的速度和位置。臧延旭等^[9]研制了扇叶形和锥筒形的速度控制装置，通过控制其泄流通道的面积来调节检测器运行速度。左施施等^[10]利用Fluent软件分析了泄流装置的开口形式、开口大小与损失系数的关系。Lesani等^[11]考虑了流场的影响，假设清管器是一个带有小孔的刚体，并推导求解了通过液体管道的小型管道探测器的2维和3维动力学方程。He等^[12]研究了卡在输气管道中的清管器从停机状态到重新启动的过程，并利用响应面法计算了清管器启动后的最大速度。Chen等^[13]进行了气液两相旁路清管实验，分析了旁路清管对清管器诱导液体流动的改善效果。

结合清管器研究成果与现有牵引调速与制动装置可知，大多数在管道内使用的牵引调速与制动装置采用旁通阀来控制流量排出，以实现调速功能。但是，牵引调速与制动装置的动态特性和具体结构参数之间存在着密切关系，而目前尚无相关理论能够明确定义其性能参数。与此同时，关于牵引调速与制动装置在过流减速过程中的速度调节规律也尚不明确。因此，在传统的管道机器人研究中，针对相关牵引调速与制动装置结构参数及调速特性的研究相对欠缺。

为弥补现有研究的不足，本文设计了一种直流截止阀式牵引调速与制动装置，并对其关键结构调速阀进行了结构设计和优化；同时，对其在工作中的流体域进行了流场分析，确定了调速阀的最优结构参数；通过流场分析，研究了牵引调速与制动装置在过流减速过程中的速度调节规律，从而为实际封堵作业提供相关参考。牵引调速与制动装置在管道内运行时会与管道壁面间存在相对运动，在确定牵引调速与制动装置最优结构参数后，设计节流压降实验验证了该牵引调速与制动装置调速特性并分析了牵引调速与制动装置在管道中的冲刷效果。研究结果可为管道智能封堵机器人的结构设计与选型提供理论依据，并为装有旁通阀的管道内无源流体推进机器人的调速与制动设计提供数据参考和理论指导。

1 理论分析

1.1 管道内智能封堵机器人运动模型

管道智能封堵机器人在到达工作管段时，需进行过流减速；而在离开工作管段时，需进行增速以及对管壁进行冲刷。因此，研究牵引调速与制动装置对实现管道智能封堵机器人在管道中运行速度的可调可控至关重要。管道智能封堵机器人结构如图1所示。

假设管道智能封堵机器人流动模型为理想流体，不可压缩并且黏度不变。速度完全取决于管道内介质运行速度和机器人前后的压差^[14]，在水平管内运动时，牵引调速与制动装置运动模型如图2所示。

得到牵引调速与制动装置的运动模型方程如下：

\mathrm{\Delta }P{A}_{\mathrm{1}}-F_{\mathrm{f}}-F_{\mathrm{a}}-F_{\mathrm{w}}=m\frac{\mathrm{d}u}{\mathrm{d}t}（1）

式中：\mathrm{\Delta }P为牵引调速与制动装置前后压力差，\mathrm{\Delta }P=P_{\mathrm{h}}-P_{\mathrm{q}}，P_{\mathrm{h}}为牵引调速与制动装置前压力，P_{\mathrm{q}}为牵引调速与制动装置后压力；m为牵引调速与制动装置质量，kg；A_{\mathrm{1}}为管道的截面积，m²；F_{\mathrm{f}}为牵引调速与制动装置与管道的摩擦力，N；F_{\mathrm{a}}为管道内杂质阻力，N；F_{\mathrm{w}}为黏性流体的阻力，N；u为管道智能封堵机器人运行速度，m/s；t为牵引调速与制动装置运动时间，s。

研究选取水平管段进行运动受力分析，忽略了重力分力的影响。根据管道的实际工作情况，F_{\mathrm{a}}的值可根据管道内杂质的沉积量来进行估算^[15]。由于成品油输送管道内F_{\mathrm{a}}和F_{\mathrm{w}}的影响较小，且本文是对速度规律进行研究，因此可忽略这两个参数的影响。

1.2 牵引调速与制动装置调速机理分析

突变径管段压降原理如图3所示。流体介质在流经突然变化的截面处时，因流速或流向发生急剧变化而在局部区域产生流动阻力所造成的压力损失，称为局部压力损失。利用流体的压力损失特性，当流体流过装置后，前端的流体由于压力损失，压力有所减小，同时装置后端的压力不变，此时整个装置的前后压差发生了变化^[16]。

压降过程用流体介质的伯努利方程表示为：

g{Z}_{\mathrm{1}}+\frac{u_{\mathrm{1}}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}}+\frac{P_{\mathrm{1}}}{\rho }=g{Z}_{\mathrm{2}}+\frac{u_{\mathrm{2}}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}}+\frac{P_{\mathrm{2}}}{\rho }+h_{\mathrm{i}}（2）

式中：g{Z}_{\mathrm{1}}、g{Z}_{\mathrm{2}}为两个垂直位置上的位能，\mathrm{J}/\mathrm{k}\mathrm{g}；P_{\mathrm{1}}为流体通过突变管径前压力，Pa；P_{\mathrm{2}}为流体通过突变管径后压力，Pa；\rho为流体密度，kg/m³；u_{\mathrm{1}}为流体通过突变管径前速度，m/s；u_{\mathrm{2}}为流体通过突变管径后速度，m/s；h_{\mathrm{i}}为前后状态下的能量变化。

牵引调速与制动装置在管道中的运动是一个复杂的动态接触摩擦问题，直皮碗的结构将直接影响其与管壁的摩擦阻力。直皮碗受力模型如图4所示。

牵引调速与制动装置的主要摩擦力取决于直皮碗变形产生的压缩力，牵引调速与制动装置的驱动压差与直皮碗模型的结构设计有关，因此直皮碗的总压缩力P_{\mathrm{m}}计算如下：

P_{\mathrm{m}}=\frac{\epsilon DE{b}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{4}a{\left(L+\frac{a}{\mathrm{2}}\right)}^{\mathrm{3}}}+\frac{-\mathrm{2}(-Db+b^{\mathrm{2}})\epsilon E}{\left[\frac{D^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}}+(b^{\mathrm{2}}-Db)(\mathrm{1}+v)\right]D}（3）

式中：\epsilon为直皮碗的过盈量，mm；D为管道内径，mm；E为直皮碗材料的弹性模量，Pa；b为单个直皮碗的厚度，mm；a为直皮碗与管壁有效接触长度，mm；L为单个直皮碗的唇部长度，mm；v为皮碗在压缩过程中的体积变化量，mm³。

牵引调速与制动装置的摩擦力F_{\mathrm{f}}计算如下：

F_{\mathrm{f}}=\mu n{P}_{\mathrm{m}}\mathrm{\pi }Da=

\left\{\frac{\epsilon DE{b}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{4}a{\left(L+\frac{a}{\mathrm{2}}\right)}^{\mathrm{3}}}+\frac{-\mathrm{2}(-Db+b^{\mathrm{2}})\epsilon E}{\left[\frac{D^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}}+(b^{\mathrm{2}}-Db)(\mathrm{1}+v)\right]D}\right\}\mu n\mathrm{\pi }Da（4）

式中，\mu为摩擦系数，n为与管壁接触清管器层数。

在纯流体的管道中，流体运行压降产生的原因主要是流体与管道壁面的阻力，即沿程阻力损失。对于设有泄流孔的机器人，产生的压降主要来源于以下3个方面：

1）流体进入装置旁通孔入口时的入口压力损失（入口收缩损失）；

2）流体流经装置旁通孔产生的沿程压力损失；

3）流体流出装置旁通孔出口时的出口压力损失（出口膨胀损失）。

以上3部分的损失总和，使流体流经牵引调速与制动装置产生了压降。机器人结构以上3个部分总损失^[17]h_{\mathrm{i}}可以表示为：

h_{\mathrm{i}}=h_{\mathrm{f}}+h_{\mathrm{g}}+h_{\mathrm{w}}（5）

式中，h_{\mathrm{f}}为沿程水头损失，h_{\mathrm{g}}为管道突然收缩的局部水头损失，h_{\mathrm{w}}为管道突然扩大的局部水头损失。其中：

h_{\mathrm{f}}=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}K{\left(\frac{A_{\mathrm{1}}}{A_{\mathrm{2}}}{u}_{\mathrm{1}}\right)}^{\mathrm{2}}（6）

式中：A_{\mathrm{2}}为骨架泄漏通道的横截面积，mm²；K为损耗系数。

局部水头损失表示为：

h_{\mathrm{g}}={\zeta }_{\mathrm{n}}\frac{v^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}g}（7）

式中，{\zeta }_{\mathrm{n}}为局部阻力系数。

管道入口收缩阻力损失系数为：

{\zeta }_{\mathrm{g}}=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}{(\mathrm{1}-\frac{A_{\mathrm{0}}}{A_{\mathrm{1}}})}^{\mathrm{0.75}}（8）

式中，A_{\mathrm{0}}为牵引调速与制动装置和管道之间的最大环形流动面积。

管道出口膨胀阻力损失系数为：

{\zeta }_{\mathrm{w}}={(\mathrm{1}-\frac{A_{\mathrm{0}}}{A_{\mathrm{1}}})}^{\mathrm{2}}（9）

牵引调速与制动装置运动模型可进一步表示为：

m\frac{\mathrm{d}u}{\mathrm{d}t}=\left(\frac{\mathrm{1.025}{A}_{\mathrm{1}}^{\mathrm{2}}}{A_{\mathrm{2}}^{\mathrm{2}}}-\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}\right)u_{\mathrm{1}}^{\mathrm{2}}\rho \left(A_{\mathrm{1}}-A_{\mathrm{2}}\right)-

\frac{\mu n\mathrm{\pi }{D}^{\mathrm{2}}a\epsilon E{b}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{4}a{\left(L+\frac{a}{\mathrm{2}}\right)}^{\mathrm{3}}}+\frac{\mathrm{2}\mu n\mathrm{\pi }a(-Db+b^{\mathrm{2}})\epsilon E}{\left[\frac{D^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}}+(b^{\mathrm{2}}-Db)(\mathrm{1}+v)\right]}（10）

由此得到牵引调速与制动装置由于压力损失产生的压差为：

\mathrm{\Delta }P=\frac{m\frac{\mathrm{d}u}{\mathrm{d}t}+F_{\mathrm{f}}}{A_{\mathrm{1}}}=\left(\frac{\mathrm{1.025}{A}_{\mathrm{1}}}{A_{\mathrm{2}}^{\mathrm{2}}}-\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}{A}_{\mathrm{1}}}\right)\frac{u_{\mathrm{1}}^{\mathrm{2}}\rho }{A_{\mathrm{1}}}\left(\mathrm{1}-\frac{A_{\mathrm{2}}}{A_{\mathrm{1}}}\right)（11）

1.3 调速阀关键结构参数理论分析

目前，调速阀大致分为直流截止阀型、端面旋转阀型和旁通阀型，但端面旋转阀式和旁通阀式不能灵活调节。因此，本文采用直流截止阀式调速阀实现调速，其开度示意图如图5所示。

调速阀的关键参数是旁通面积比，即调速阀开度。本文基于牵引调速与制动装置外径和管道内径确定旁路面积比。牵引调速制动装置与管道之间会有间隙，该部分的溢流率为牵引调速和制动装置的最大溢流率。目前，还没有相关理论来确定最大旁通面积比以指导调速阀的设计。在设计调速阀时，以参考数据^[17]为依据，取最大旁通面积比在合理范围内，再结合实际工况参数，利用多相流软件进行仿真计算。当管壁厚度为10.2 mm、管道内径为386.4 mm时，牵引调速与制动装置的最大外径为管道内径的93.06%。因此，牵引调速与制动装置的最大外径为359.6 mm。可以得到A₀为：。

A_{\mathrm{0}}=\frac{D^{\mathrm{2}}}{\mathrm{4}}\mathrm{\pi }-\frac{d^{\mathrm{2}}}{\mathrm{4}}\mathrm{\pi }=\frac{\mathrm{386}.{\mathrm{4}}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{4}}\mathrm{\pi }-\frac{\mathrm{359}.{\mathrm{6}}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{4}}\mathrm{\pi }（12）

式中，d为牵引调速和制动装置的最大外径。

牵引调速与制动装置的骨架漏通道最大直径为141.4 mm，旁路面积比为13.4%。考虑到液压缸等部件将安装在骨架泄流通道中，将最大直径合理扩大20%后，骨架泄流通道的直径确定为169.7 mm。

1.4 调速阀调速性能影响因素分析

图6为调速阀结构参数示意图。图6中：Z为调速阀的轴向长度，mm；Z_{\mathrm{h}}为调速阀泄流孔的长度，mm；φ为调速阀的内径，mm；S_z 为z轴距离，为调速阀任意一点到调速阀右端距离，m。轴向长度、泄流孔长度和内径将直接影响调速阀的排水能力。根据现有的调速阀，调速阀轴向长度的合理范围为0.10D~0.35D，泄流孔长度的合理范围为0.6Z~0.8Z。本文初始选择的调速阀轴向长度为0.30D，即116.0 mm；泄流孔长度为0.7Z，即81 mm。调速阀的内径最初与牵引调速和制动装置骨架泄流通道的内径相同，即169.7 mm^[18]。

2 牵引调速与制动装置流场数值模拟

2.1 仿真模型

根据实际设计的牵引调速与制动装置结构和尺寸，在满足实际工况的条件下进行适当简化，利用3维建模软件Solidwork建立牵引调速与制动装置流场仿真模型^[19]，如图7所示。

受调速阀泄流孔尺寸的影响，计算结果可能不收敛，甚至发散^[20‒22]。因此，在Fluent流体仿真软件中，将整个管道内流体域作为第1套网格，牵引调速与制动装置流道及其周边有限流体区域作为第2套网格，第3套网格为不需要进行特殊网格划分的网格，如图8（a）所示。由于长输管线上长达百公里，模拟选用长输管线的适当长度管段，如图8（b）所示。相关参数和材料模型设置见表1。

2.2 仿真结果分析

对可能影响调速性能的3个影响因素进行仿真分析，并探讨这些因素的耦合影响，最终确定调速阀的最佳参数。同时，通过控制调速阀的开度来实现牵引调速与制动装置的速度调节，并进一步分析不同开度下冲刷射流口处流体状态，评价管道冲刷效果。假设牵引调速与制动装置处于静止的理想状态^[23‒26]。由于仿真模型过长，后期处理时选取了模型1 700~3 000 mm区间段的流场进行分析。为研究装置前后压力变化随调速阀结构的变化规律，划定数据采集和计算区域如图9所示。

2.2.1 调速阀轴向长度

设置调速阀轴向长度为0.10D、0.15D、0.20D、0.25D、0.30D和0.35D分别进行流场仿真分析，得到压力随调速阀轴向长度变化规律，如图10所示。

从图10（b）可以看出，装置前后压差整体随着调速阀轴向长度的增加而降低。当调速阀轴向长度在0.10D~0.25D范围内，装置前后压差较大，而泄流降压能力降低，此时增速效果最好。当调速阀轴向长度为0.25D时，装置前后压差仅为0.14 MPa，此时能实现最大的减速效果。当调速阀轴向长度大于0.25D时，继续改变轴向长度对装置前后泄压影响不大。

2.2.2 调速阀泄流孔长度

在保证调速阀轴向长度为0.35D时，采用泄流孔长度为0.60Z、0.65Z、0.70Z、0.75Z、0.80Z的调速阀分别进行流场仿真分析，得到装置前后压力随调速阀泄流孔长度变化规律如图11所示。

从图11（b）可以看出，装置的前后压差随泄流孔长度的增加而降低。当泄流孔长度为0.60Z时，装置前后压差较大，而泄流降压能力降低，此时增速效果最好。当泄流孔长度为0.8Z时，装置前后压差仅为0.136 MPa，此时能实现最大的减速效果。

2.2.3 调速阀内径

采用内径为169.7、179.7、189.7、199.7、209.7 mm的调速阀分别进行流场仿真分析，得到装置前后压力随调速阀内径的变化规律，结果如图12所示。

从图12（b）可以看出，装置前后压差随着调速阀内径的增加而降低。当调速阀内径超过189.7 mm后，装置降压能力趋于稳定，再增大内径也不会改变前后压差大小。

由于调速阀内径参数对于装置前后压差影响不明显，调速阀内径和牵引调速与制动装置骨架泄流通道内径一致取169.7 mm。此时调速阀前后可控压差范围最大，为0~0.15 MPa，在调速过程中，效果会更加显著。

2.2.4 调速阀参数耦合

由于调速阀内径对于装置压差影响不明显，而调速阀轴向长度、泄流孔长度对于装置影响较大，通过仿真分析，优选出以下几组耦合参数进行分析：a组（0.25D和0.75Z）、b组（0.25D和0.80Z）、c组（0.30D和0.75Z）、d组（0.30D和0.80Z）、e组（0.35D和0.75Z）、f组（0.35D和0.80Z），得到各组装置前后压力变化规律如图13所示。

从图13（b）可以看出：装置前后压差的波动较大。e组（0.35D和0.75Z）前后压差较大，而泄流降压能力最弱，此时增速效果最好；而b组（0.25D和0.80Z）前后压差值最小，泄流降压能力最强，此时能实现最大的减速效果。

实际工况条件下管道智能封堵机器人到达指定封堵段时需要实现最大的减速效果。此时阀门全开，管道智能封堵机器人后端的流体通过装置进入前端，使其前后压差产生的驱动力降低。驱动力降低程度越大，减速效果越明显。因此，基于参数耦合仿真分析结果，优选出b组作为最优结构参数，其具体参数见表2。

3 牵引调速与制动装置节流压降实验

3.1 方案设计

第2节通过仿真得到了调速阀的最优结构参数，为了模拟管道封堵机器人在实际调速制动过程中的调速效果，按照最优结构参数制造调速阀实物，开展不同调速阀开度节流压降实验^[27‒29]，验证牵引调速与制动装置结构设计的合理性及调速可靠性，具体实验流程如图14（a）所示。测试装置观测段采用有机玻璃材质，便于实验观察和记录。测试装置实物如图14（b）所示，实验段相关参数见表3。压降实验主要测量参数为装置前后的压力值，实验中保证测试段的出口压力为恒定值0.048 MPa。考虑到实际实验中存在其他因素的影响会导致对无法准确控制入口压力，允许有5%的浮动误差。实验阶段，实验系统流量加载方案如表4所示^[30‒31]。

3.2 结果分析

实验时采用低流量流体灌满整个有机玻璃腔室，当整个腔室被灌满之后，调节流量使其达到40 m³/h，并持续以40 m³/h的流量注入30 s，观察调速阀出口处及整个有机玻璃腔室内的水流情况，实验所用装置如图15（a）所示。

由于开度为0.2的调速阀可能对入口段有机玻璃腔室造成严重的憋压，考虑实验装置的安全性未开展此组实验。

不同开度实验条件下观察到的实验现象如图15（b）所示。

由图15（b）可知：开度为1.0和0.8时，阀门附近的水流与整个有机玻璃腔室内的水流相差不大，对管壁冲刷的水流速度较小，湍流较弱，此时装置前后端的压差较小，减速效果最好，与泄流孔长度为0.8Z时的压力仿真结果接近；开度为0.6和0.4时，阀门附近的水流相比整个有机玻璃腔室内的水流更快，特别是在开度为0.4时，产生的水泡浪花量较大，局部湍流较急，此时的装置前后端的压差较大，增速效果最好、对管道内壁冲刷最好。

实验测量数据见表5。

4 结 论

1）本文设计了一种牵引调速与制动装置，可以达到最大的减速效果，使管道智能封堵机器人快速准确地到达事故管段。牵引调速和制动装置可以在管道内壁射出高速流束，清除管道内壁的污物，防止污物堵塞管道下游。通过对关键结构调速阀分析，确定了调速特性的影响因素。

2）根据实际工况，模拟了原油管道环境和成品油管道环境。对可能影响调速特性的轴向长度、出油孔长度和内径这3个影响因素进行了仿真分析，并耦合分析确定最优参数。分析了不同开度下冲刷喷射口的流体状态，评价管道的冲刷效果。结果表明，随着开口的减小，装置后方射流的流量较高，流速较快，有利于装置前端管壁的冲刷。本文所设计的牵引调速与制动装置有利于将装置前端的杂质冲刷到下游管线，减少管道智能封堵机器人的阻力。

3）为验证牵引调速与制动装置的调速特性，进行了牵引调速与制动装置的压降原理和功能实验。当调速阀的开度为0.4时，调速阀附近的水流速度对管壁的冲刷非常剧烈，会产生大量的水泡和水花，局部湍流迅速，随着开口的增加，调速阀附近的水流对管壁的冲刷越来越小。开度为1.0时，设备前后压差最小，牵引调速与制动装置达到最大的减速效果。

后续工作将以仿真以及实验所得牵引调速与制动装置各项结构参数与性能参数为基础，完成管道封堵机器人整机加工制造，进行系统性工程测试及应用。

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基金资助

国家重点研发计划项目(2021YFC28000903)

中国博士后科学基金项目(2020M683359)

四川省科技成果转化项目(2022ZHCG 0052)

四川省自然科学创新研究群体项目(2023NSFSC1980)