深水海底管道套筒連接器設(shè)計(jì)與分析

王立權(quán)，安少軍，王剛

(哈爾濱工程大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001)

隨著海洋油氣資源開發(fā)向深海發(fā)展的必然性，水下生產(chǎn)系統(tǒng)成為必須掌握的技術(shù)，海底管道是水下生產(chǎn)系統(tǒng)的關(guān)鍵設(shè)施之一.水下回接技術(shù)是將新開發(fā)的邊際和衛(wèi)星油氣田的海底管道接入已建海底設(shè)施，使海洋油氣開發(fā)變得經(jīng)濟(jì)有效［1］.水下回接技術(shù)主要有焊接和機(jī)械連接2種方式［2］，機(jī)械連接可由ROV(遙控潛水器)控制ROT(遠(yuǎn)程操作工具)安裝管道末端連接器，更適于深水作業(yè).

管道連接器主要有3種:螺栓法蘭連接器、卡箍連接器和套筒連接器［3-4］.螺栓法蘭連接器和卡箍連接器均使用螺栓拉伸預(yù)緊，對(duì)中精度要求高，需要ROV反復(fù)操作，如發(fā)生泄漏，搶修時(shí)間長(zhǎng).套筒連接器由液壓缸直線運(yùn)動(dòng)完成預(yù)緊和卸載，操作簡(jiǎn)便快速，可自鎖［5］.深水海底管道連接需要解決無(wú)人潛水安裝、高壓和腐蝕難題，技術(shù)由國(guó)外大型海洋石油公司技術(shù)壟斷，國(guó)內(nèi)尚未掌握，套筒連接器系統(tǒng)的研制對(duì)海洋油氣自主開發(fā)具有突破意義.文獻(xiàn)［6-8］分別為Cameron、FMC和Oil states公司設(shè)計(jì)的套筒連接器，采用特殊設(shè)計(jì)的卡爪、高頸和墊片，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，P.Fassion等分析了套筒連接器卡爪斷裂應(yīng)力［9］，Jacqueline C.Hsu討論了套筒連接器整體性能［10］.本文設(shè)計(jì)了具有自緊特性，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單可靠的套筒連接器系統(tǒng).

1 套筒連接器系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)

套筒連接器系統(tǒng)如圖1所示，導(dǎo)向套、控制板、伸縮限位塊、對(duì)接油路和操作手柄為安裝工具，由ROV控制;固定板、油缸、連接高頸、套筒、卡爪和透鏡墊為套筒連接器.控制板固定在導(dǎo)向套上，控制板上有對(duì)接油路和操作手柄，操作手柄由ROV控制，實(shí)現(xiàn)液壓缸和伸縮限位塊動(dòng)作，導(dǎo)向套通過(guò)伸縮限位塊與固定板聯(lián)接，固定板與連接高頸固連，液壓缸和固定板固連，與套筒鉸接，套筒可沿高頸滑動(dòng)，12個(gè)卡爪環(huán)向安裝在套筒與高頸之間，可繞連接高頸旋轉(zhuǎn).

工作原理:套筒連接器系統(tǒng)由運(yùn)載工具運(yùn)送至海底設(shè)施完成對(duì)準(zhǔn)，ROV完成油路對(duì)接，控制操作手柄，液壓缸驅(qū)動(dòng)套筒軸向運(yùn)動(dòng)，推動(dòng)卡爪繞高頸旋轉(zhuǎn)，卡爪受壓徑向預(yù)緊，利用卡爪和高頸的錐面配合產(chǎn)生軸向力夾緊密封圈，實(shí)現(xiàn)密封連接.當(dāng)需要打開連接器時(shí)，液壓缸反向作用，套筒帶動(dòng)卡爪尾部凸起繞高頸旋轉(zhuǎn).套筒與卡爪接觸斜面小于摩擦角，及液壓缸可實(shí)現(xiàn)雙重自鎖.當(dāng)ROV控制伸縮限位塊縮回時(shí)，導(dǎo)向套與套筒連接器固定板分離，安裝工具可回收重復(fù)使用.

圖1 套筒連接器系統(tǒng)Fig.1 Collet connector system

2 套筒連接器研究

套筒連接器核心問(wèn)題是密封連接，金屬透鏡墊表面為球面，與高頸錐形密封面配合，對(duì)中性好.預(yù)緊狀態(tài)下預(yù)緊力作用，球面與錐面之間相互接觸發(fā)生彈塑性變形，從環(huán)形線接觸變成環(huán)形帶狀接觸，接觸面積小，可以獲得高接觸應(yīng)力.操作狀態(tài)下除了預(yù)緊力產(chǎn)生的接觸載荷以外，還有流體內(nèi)壓在透鏡墊內(nèi)徑表面的壓力產(chǎn)生的自緊載荷.

2.1 套筒連接器受力分析

如圖2所示，預(yù)緊狀態(tài)透鏡墊受高頸預(yù)緊壓力y，環(huán)向單位長(zhǎng)度上為by，b為墊片有效接觸寬度，G為墊片接觸寬度中心直徑，α為透鏡墊接觸直徑切線與垂線夾角，20°，ρ為金屬摩擦角(ρ=8.5°)，φ為高頸斜面與垂線夾角(φ=30°)，高頸相對(duì)透鏡墊向中心線移動(dòng)，透鏡墊受沿接觸直徑切向指向外徑摩擦力，正壓力和摩擦力組成合力，合力的軸向分量即為透鏡墊軸向預(yù)緊載荷Hlg:

高頸斜面受卡爪正壓力，卡爪相對(duì)高頸向透鏡墊內(nèi)徑移動(dòng)，高頸受沿斜面并指向透鏡墊內(nèi)徑的摩擦力，合力的軸向分量即為透鏡墊軸向預(yù)緊載荷，高頸徑向預(yù)緊載荷Whg:

卡爪斜面受套筒正壓力，套筒相對(duì)卡爪向左移動(dòng)，卡爪受沿斜面指向左側(cè)摩擦力，合力的徑向分量為高頸徑向載荷2倍，因?yàn)榭ㄗA緊2個(gè)高頸，卡爪斜面水平夾角為θ，套筒卡爪預(yù)緊接觸載荷Wg:

操作狀態(tài)，內(nèi)壓升起，各接觸面相對(duì)運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)相反，摩擦力轉(zhuǎn)向.透鏡墊接觸表面殘余壓力mP，m為ASME規(guī)范建議墊片系數(shù)［11］，P為設(shè)計(jì)壓力，透鏡墊軸向操作載荷Hlo:

高頸徑向操作載荷Who公式如下:

套筒卡爪操作接觸載荷Wo公式如下:

圖2 預(yù)緊狀態(tài)套筒連接器受力分析Fig.2 Force analysis of collet connector preloading condition

2.2 套筒連接器接觸特性

套筒連接器結(jié)構(gòu)軸對(duì)稱，由于環(huán)向裝有12個(gè)卡爪，有限元模型簡(jiǎn)化為環(huán)向的 1/12，使用 Ansys Workbench進(jìn)行接觸分析.邊界條件處理如圖3所示，在對(duì)稱邊界上加載無(wú)摩擦支持約束，右側(cè)高頸端面給定Z方向位移為零約束，預(yù)緊狀態(tài)卡爪錐面加載預(yù)緊壓力P1，操作狀態(tài)左側(cè)高頸端面施加管內(nèi)流體壓力引起的拉應(yīng)力P2，高頸和透鏡墊與流體接觸表面施加設(shè)計(jì)壓力P.材料采用抗腐蝕奧氏體不銹鋼，ASME SA-182 F316，腐蝕裕量為零，高頸內(nèi)徑15.24cm(6in) ，設(shè)計(jì)壓力34.5MPa(5 000Psi).材料性能如下:彈性模量195×103，泊松比0.31，最小抗拉強(qiáng)度515MPa，最小屈服強(qiáng)度205MPa，最大許用應(yīng)力138 MPa.

圖3 卡爪高頸、透鏡墊連接模型Fig.3 Connection model of claw hub and lens ring

令P1=5.587MPa，研究圖3左側(cè)卡爪、高頸和透鏡墊接觸特性.圖4為卡爪和高頸、高頸和透鏡墊接觸載荷隨時(shí)間步連續(xù)變化過(guò)程，1～11為預(yù)緊狀態(tài)，11～21步為操作狀態(tài).Y、Z分別為徑向、軸向載荷，表1所示為高頸及透鏡墊預(yù)緊和操作狀態(tài)接觸載荷.

圖4 高頸、透鏡墊載荷變化Fig.4 Load change of hub and lens ring

表1 高頸及透鏡墊載荷Table 1 Load of hub and lens ring N

如圖4所示，預(yù)緊狀態(tài)透鏡墊軸向載線性增大，且與高頸軸向載荷重合，說(shuō)明預(yù)緊狀態(tài)高頸軸向載荷與透鏡墊軸向載荷完全相等.高頸、透鏡墊徑向載荷隨預(yù)緊力線性增大.由表1可求得高頸預(yù)緊角φ+ρ有限元值:

φ +ρ 有限元值為 38.274°，理論值 38.5°，相對(duì)誤差為-0.6%，誤差小.高頸徑向預(yù)緊載荷小于軸向預(yù)緊載荷，說(shuō)明在相同負(fù)載下，卡爪高頸結(jié)構(gòu)比直接軸向預(yù)緊可獲得更大的預(yù)緊力，具有放大預(yù)緊載荷特性.放大率為高頸預(yù)緊軸向載荷與徑向載荷的比值，從表1可得為1.247.

操作狀態(tài)流體壓力升起，密封壓緊面有分開趨勢(shì)，透鏡墊軸向接觸載荷線性減小.高頸軸向載荷與透鏡墊軸向載荷理論差值為流體壓力P在透鏡墊接觸直徑G內(nèi)產(chǎn)生的端部總靜壓力H:

由表1可得H有限元值為345 336N，理論值為358 870，相對(duì)誤差-3.772%，誤差較小且偏小，這是由于流體壓力端部實(shí)際作用直徑小于透鏡墊理論接觸寬度中心直徑G.高頸徑向接觸載荷比預(yù)緊狀態(tài)增加1.104%，變化小，說(shuō)明預(yù)緊載荷克服流體壓力產(chǎn)生的負(fù)載.

2.3 自緊特性

如圖5所示，hG為透鏡墊密封接觸直徑G處寬度，透鏡墊受流體壓力P作用產(chǎn)生徑向載荷，徑向載荷通過(guò)透鏡墊球面與高頸錐面的接觸產(chǎn)生正壓力和摩擦力，合力的軸向分量Fzp具有一定的軸向自緊能力，軸向自緊載荷Fzp公式:

用系數(shù)ψ表示透鏡墊軸向自緊載荷與軸向操作載荷比值，計(jì)算公式為

由式(10)可以得出，透鏡墊軸向自緊特性與墊片的結(jié)構(gòu)型式、幾何尺寸和材料有關(guān)圖5.

圖5 透鏡墊自緊分析Fig.5 Self-energizing analysis of lens ring

2.4 載荷與變形

透鏡墊的載荷與變形關(guān)系反映了壓縮及回彈性能，是透鏡墊的力學(xué)性能.壓縮性指墊片受載后厚度的壓縮量，表征墊片剛性大小，反映了墊片受壓時(shí)的變形能力.回彈性指負(fù)載減少后墊片厚度的回彈量，反映墊片補(bǔ)償密封面分離的能力，即壓力波動(dòng)時(shí)保持密封的能力.預(yù)緊壓縮量δ1與操作壓縮量δ2的差值就是透鏡墊回彈量δ0:

令 P1=5.587MPa，P=59.246MPa，得δ1=3.302 ×10-3mm，δ2=1.255 ×10-3mm.如圖 6 所示，預(yù)緊狀態(tài)，隨著透鏡墊接觸載荷線性增大，墊片壓縮量非線性增加，曲線斜率逐漸減小，這是由于隨著接觸載荷的增加，密封接觸面發(fā)生塑性變形，接觸寬度非線性增大所導(dǎo)致.操作狀態(tài)，隨著流體壓力線性上升，透鏡墊接觸載荷線性減小，墊片回彈，當(dāng)流體壓力升到一定程度壓縮量快速減少，說(shuō)明透鏡墊密封應(yīng)力急劇減少，可能發(fā)生泄漏.相同載荷下操作壓縮變形小于預(yù)緊壓縮變形是由于預(yù)緊過(guò)程中發(fā)生塑性變形，產(chǎn)生硬化現(xiàn)象.

圖6 透鏡墊載荷與變形Fig.6 Load and deformation of lens ring

2.5 高頸應(yīng)力分析與評(píng)定

高頸的失效模式主要為塑性垮塌和局部失效，通過(guò)有限元對(duì)高頸總體和局部不連續(xù)區(qū)域的總應(yīng)力分解、分類為一次薄膜應(yīng)力和彎曲應(yīng)力并限制在規(guī)定范圍可防止塑性垮塌和局部失效.如圖7所示，當(dāng)P1=5.587MPa，P=34.5MPa 時(shí)，高頸頸部大端不連續(xù)處為危險(xiǎn)區(qū)域，取線性化路徑1，厚度方向上從內(nèi)徑指向外徑，屬局部不連續(xù)區(qū)域.高頸上端應(yīng)力分布均勻，顯示不連續(xù)處的邊緣應(yīng)力影響已消失，取線性化路徑2，厚度方向上從內(nèi)徑指向外徑，屬總體不連續(xù)區(qū)域.

圖8所示為路徑1線性化結(jié)果，薄膜應(yīng)力43.386 MPa，為局部一次薄膜應(yīng)力(PL);彎曲應(yīng)力最大值36.049 MPa，為二次應(yīng)力(Q);薄膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力最大值68.481MPa，在路徑起點(diǎn).圖9所示為路徑2線性化結(jié)果，薄膜應(yīng)力77.265MPa，為總體一次薄膜應(yīng)力(Pm);彎曲應(yīng)力最大值28.797MPa，為一次彎曲應(yīng)力(Pb);薄膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力最大值106.06MPa，在路徑起點(diǎn).彎曲應(yīng)力沿路徑中點(diǎn)對(duì)稱線性分布，說(shuō)明殼體中面就是彎曲中性軸面［12］.根據(jù)ASMEⅧ-2典型應(yīng)力分類，應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定要求如下;

式中:S為材料最大許用應(yīng)力115MPa.需要注意的是Pm、PL不會(huì)同時(shí)存在，且在滿足評(píng)定組合條件時(shí)還需滿足獨(dú)自條件.評(píng)定結(jié)果如表2所示，高頸強(qiáng)度滿足要求.

圖7 高頸應(yīng)力分布Fig.7 Stress distribution of hub

圖8 路徑1應(yīng)力線性化Fig.8 Stress linearization of path 1

表2 高頸應(yīng)力評(píng)定Table 2 Stress evaluation of hub MPa

圖9 路徑2應(yīng)力線性化Fig.9 Stress linearization of path 2

2.6 卡爪應(yīng)力校核

卡爪的失效模式主要考慮與高頸接觸的2個(gè)齒失效，無(wú)法夾緊2個(gè)高頸提供有效軸向載荷.如圖10所示，對(duì)卡爪齒根應(yīng)力集中區(qū)域校核剪切應(yīng)力.最大齒根剪切應(yīng)力分布在卡爪與連接高頸接觸側(cè)，最大值89.848MPa ＜0.8S(92MPa)，結(jié)構(gòu)安全.

圖10 卡爪齒根剪切應(yīng)力分布Fig.10 Shear stress distribution of claw dedendum

3 密封試驗(yàn)

根據(jù)高頸設(shè)計(jì)校核，設(shè)計(jì)內(nèi)壓達(dá)到65.562MPa(9 509Psi)時(shí)，高頸內(nèi)腔按拉美公式求得的最大環(huán)向應(yīng)力Sho率先達(dá)到最大許用應(yīng)力，拉美公式如下:

式中:N為高頸頸部外徑，B為高頸內(nèi)徑.根據(jù)這個(gè)結(jié)果，用壓力試驗(yàn)機(jī)對(duì)高頸透鏡墊進(jìn)行油壓試驗(yàn)，軸向預(yù)緊力744 000N，分別打壓到60、65MPa，保壓10min，沒有發(fā)生泄漏，升壓到69MPa時(shí)，發(fā)生泄漏，說(shuō)明設(shè)計(jì)的高頸透鏡墊在65MPa內(nèi)可實(shí)現(xiàn)密封，結(jié)構(gòu)安全可靠.

4 結(jié)論

本文設(shè)計(jì)了套筒連接器系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)，推導(dǎo)了連接器接觸數(shù)學(xué)模型，研究了接觸特性，校核了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，試驗(yàn)表明可實(shí)現(xiàn)高壓密封，得到如下結(jié)論:

1)套筒連接器徑向預(yù)緊結(jié)構(gòu)可放大墊片軸向預(yù)緊載荷，放大率為1.248;

2)推導(dǎo)了套筒連接器接觸數(shù)學(xué)模型，得到了套筒徑向預(yù)緊載荷與設(shè)計(jì)壓力的關(guān)系;

3)透鏡墊自緊特性分析為減小預(yù)緊載荷，優(yōu)化套筒連接器結(jié)構(gòu)的進(jìn)一步設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù);

4)試驗(yàn)表明設(shè)計(jì)的高頸透鏡墊結(jié)構(gòu)可實(shí)現(xiàn)65MPa密封.

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