閘板防噴器殼體強(qiáng)度分析方法研究

嚴(yán)金林， 樊春明， 李中華， 劉文霄， 劉興鐸

(1.寶雞石油機(jī)械有限責(zé)任公司,陜西 寶雞721002；2.國(guó)家油氣鉆井裝備工程技術(shù)研究中心,陜西 寶雞721002)

0 引 言

隨著人們對(duì)石油能源需求量的與日俱增，陸地上的石油天然氣開(kāi)始大量向深井、超深井及復(fù)雜地層進(jìn)軍，對(duì)鉆采設(shè)備的可靠性要求也不斷提高。閘板防噴器作為石油天然氣開(kāi)發(fā)中控制井下壓力的關(guān)鍵設(shè)備，應(yīng)具有能有效封閉井口、防止鉆井時(shí)井噴，以及處理其他復(fù)雜情況等功能，并且具備液壓開(kāi)關(guān)閘板的功能。

殼體是閘板防噴器的主體，是承受井內(nèi)壓力的關(guān)鍵零件之一，對(duì)防噴器殼體的強(qiáng)度進(jìn)行分析計(jì)算和驗(yàn)證尤為必要，由于殼體為不規(guī)則形狀，中間通道為通過(guò)鉆具的垂直通孔，水平方向是閘板運(yùn)動(dòng)的U形閘板腔室，因此長(zhǎng)期以來(lái)對(duì)于殼體強(qiáng)度理論計(jì)算都沒(méi)有合適的計(jì)算方法。

本文通過(guò)對(duì)2FZ28-70雙閘板防噴器的殼體結(jié)構(gòu)及作業(yè)工況進(jìn)行分析，建立了殼體強(qiáng)度分析的數(shù)學(xué)模型，同時(shí)采用ABAQUS有限元分析與理論計(jì)算兩種方法對(duì)比驗(yàn)證，確保2FZ28-70雙閘板防噴器的殼體設(shè)計(jì)滿足要求。

1 防噴器殼體結(jié)構(gòu)

2FZ28-70雙閘板防噴器的設(shè)計(jì)和制造符合API Spec 16A《石油天然氣工業(yè)鉆井和采油設(shè)備鉆通設(shè)備》要求，為了降低閘板防噴器的高度，殼體上端采用栽絲法蘭結(jié)構(gòu)的形式；為了降低閘板腔的應(yīng)力集中，殼體閘板腔采用U形結(jié)構(gòu)，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

防噴器殼體采用鍛件，避免鑄件可能存在的缺陷，提升了材料強(qiáng)度和沖擊韌性；材料選用75K，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理（197～235 HBW），相關(guān)力學(xué)參數(shù)如表1所示。

圖1 2FZ28-70雙閘板防噴器殼體

表1 2FZ28-70雙閘板防噴器殼體材料性能參數(shù)

2 殼體分析及校核

2FZ28-70雙閘板防噴器殼體內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，中間設(shè)有垂直通孔，閘板腔室橫截面為兩段半圓弧和兩條直線段組成的U形結(jié)構(gòu)。目前對(duì)于閘板防噴器殼體強(qiáng)度的理論計(jì)算沒(méi)有統(tǒng)一的方法，本文通過(guò)對(duì)殼體進(jìn)行分析，閘板水平腔室的U形結(jié)構(gòu)可簡(jiǎn)化為承受內(nèi)壓的長(zhǎng)圓形壓力容器，并基于ASME規(guī)范的長(zhǎng)圓形截面容器公式來(lái)分析計(jì)算；而殼體中間的垂直通孔，薄弱位置在法蘭頸部，可按照承受內(nèi)壓的厚壁圓筒結(jié)構(gòu)，并根據(jù)厚壁圓筒理論來(lái)進(jìn)行分析計(jì)算。

2.1 殼體閘板水平腔室分析

殼體的閘板水平腔室為防噴器閘板開(kāi)啟和關(guān)閉的通道，橫截面為長(zhǎng)圓形結(jié)構(gòu)，工作過(guò)程中承受載荷為井內(nèi)壓力，如圖2所示，根據(jù)ASME《鍋爐和壓力容器規(guī)范》第Ⅷ卷第二冊(cè)中附錄4中的長(zhǎng)圓形截面理論，進(jìn)行閘板水平腔室的強(qiáng)度計(jì)算和校核：

圖2 長(zhǎng)圓形截面容器

式中：b為橫截面積的單位寬度；ci、co為中性軸至殼體的距離；Em為用于薄膜應(yīng)力的系數(shù)，取值為1；Eb為用于彎曲應(yīng)力的系數(shù)，取值為1；I1、I2為厚度為t板條的慣性矩；L為過(guò)渡圓弧容器長(zhǎng)邊側(cè)板的半長(zhǎng)；P為設(shè)計(jì)內(nèi)壓力；R為內(nèi)半徑；t為板厚度為B點(diǎn)的薄膜應(yīng)力；為B點(diǎn)內(nèi)表面和外表面的彎曲應(yīng)力為C點(diǎn)薄膜應(yīng)力為C點(diǎn)內(nèi)表面和外表面的彎曲應(yīng)力；為長(zhǎng)邊中的薄膜應(yīng)力；為A點(diǎn)內(nèi)表面和外表面的彎曲應(yīng)力為B點(diǎn)內(nèi)表面和外表面的彎曲應(yīng)力。

表2 長(zhǎng)圓形截面容器的應(yīng)力校核準(zhǔn)則

2.2 殼體垂直通孔分析

殼體的下端結(jié)構(gòu)為法蘭形式，中間為通孔，殼體豎直方向上相對(duì)薄弱位置在法蘭頸部（如圖3），工作過(guò)程中承受載荷為井內(nèi)壓力，根據(jù)厚壁圓筒理論進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，并按照變形能量理論進(jìn)行校核[3]。

根據(jù)厚壁圓筒強(qiáng)度計(jì)算公式，計(jì)算出殼體垂直通孔薄弱位置的3個(gè)主應(yīng)力如下：

圖3 殼體法蘭頸部（厚壁圓筒）

式中：σ1、σθ為切向應(yīng)力；σ2、σz為軸向應(yīng)力；σ3、σr為徑向應(yīng)力；D1為內(nèi)徑；D2為外徑；K為外徑與內(nèi)徑之比；P為內(nèi)部壓力。

變形能量理論公式為

2.3 分析計(jì)算結(jié)果

將應(yīng)力計(jì)算結(jié)果代入表2進(jìn)行強(qiáng)度校核，防噴器殼體水平閘板腔室設(shè)計(jì)強(qiáng)度滿足要求。

2）防噴器殼體垂直通孔結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：D1=279.4 mm，D2=450 mm，壓力P=70 MPa，根據(jù)厚壁圓筒理論公式，將防噴器殼體垂直通孔薄弱位置結(jié)構(gòu)參數(shù)代入公式，得出3個(gè)主應(yīng)力如下：σ1=157.5 MPa，σ2=0 MPa，σ3=-70 MPa。

將主應(yīng)力代入變形能量理論公式(14) 得出：σm=201.3 MPa，小于殼體材料屈服強(qiáng)度517 MPa，設(shè)計(jì)強(qiáng)度滿足要求。

3 殼體強(qiáng)度有限元分析

基于有限元分析方法，采用ABAQUS軟件對(duì)閘板防噴器殼體進(jìn)行分析，以確定防噴器在額定工作壓力下殼體的應(yīng)力強(qiáng)度分布云圖。

防噴器殼體中間有垂直通孔，閘板腔室為U形結(jié)構(gòu)，且內(nèi)部設(shè)計(jì)有閘板開(kāi)啟/關(guān)閉工作的液壓流道，因此殼體不能簡(jiǎn)單近似為軸對(duì)稱(chēng)或平面對(duì)稱(chēng)幾何體來(lái)處理，同時(shí)為保證合理的計(jì)算速度與精度，對(duì)殼體內(nèi)部及液壓流道內(nèi)部進(jìn)行精確建模，而對(duì)殼體上一些過(guò)渡圓角進(jìn)行簡(jiǎn)化處理[4-6]，防噴器殼體的模型如圖4所示。

圖4 殼體幾何模型

在有限元網(wǎng)格劃分過(guò)程中，采用六面體和四面體結(jié)合的方式對(duì)殼體進(jìn)行網(wǎng)格劃分，針對(duì)局部細(xì)節(jié)部位再進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖5所示。為保證有限元計(jì)算的準(zhǔn)確性，對(duì)于邊界條件及載荷條件，充分考慮防噴器實(shí)際作業(yè)的狀態(tài)，防噴器頂端和底端法蘭通過(guò)螺栓連接固定，因此可將上下法蘭面簡(jiǎn)化為固定約束，同時(shí)兩側(cè)的側(cè)孔用盲板法蘭封住，水平閘板腔及垂直通徑內(nèi)承受井壓，其邊界和載荷加載示意如圖6所示。

圖5 網(wǎng)格劃分

圖6 載荷及約束施加

防噴器殼體在70 MPa額定工作壓力狀態(tài)下，垂直通孔與長(zhǎng)圓形通孔貫穿的部位應(yīng)力較大，且在沉沙槽邊緣處由于應(yīng)力集中，應(yīng)力值為390 MPa（如圖7），小于殼體材料屈服強(qiáng)度517 MPa，殼體強(qiáng)度滿足要求。

圖7 殼體70 MPa額定工作壓力下的應(yīng)力云圖

4 計(jì)算結(jié)果分析

1)理論計(jì)算結(jié)果。針對(duì)防噴器殼體的結(jié)構(gòu)特征，閘板水平腔室采用長(zhǎng)圓形截面容器理論，殼體中間的垂直通道假設(shè)為厚壁規(guī)則圓筒，采用承受內(nèi)壓的厚壁圓筒理論分別進(jìn)行分析計(jì)算，由計(jì)算結(jié)果可知：閘板腔室在額定工作壓力下C點(diǎn)的應(yīng)力最大，且最大組合應(yīng)力為346.3 MPa，B點(diǎn)的最大組合應(yīng)力為168.2 MPa，A點(diǎn)的最大組合應(yīng)力為118.7 MPa；殼體中間的垂直通過(guò)應(yīng)力較大位置在法蘭縮頸部位，應(yīng)力為201.3 MPa。

2）有限元計(jì)算結(jié)果。從Mises應(yīng)力云圖(如圖8)可以看出，C點(diǎn)的應(yīng)力是整個(gè)殼體結(jié)構(gòu)中最大的應(yīng)力，應(yīng)力值達(dá)到300 MPa，將殼體水平閘板腔的A、B、C點(diǎn)的薄膜應(yīng)力和彎曲應(yīng)力提取出來(lái)，如表3所示。

3）結(jié)果對(duì)比。理論計(jì)算值和有限元分析結(jié)果求解在大小和分布位置有很好的一致性，說(shuō)明了本文殼體理論計(jì)算方法的正確性；總體上看，殼體在額定工作壓力下，理論計(jì)算最大組合應(yīng)力為346.3 MPa，比有限元分析數(shù)值大，主要原因是在理論分析時(shí)忽略了殼體中的內(nèi)部液壓流道小孔及水平閘板腔的沉沙槽等特征。

圖8 Mises應(yīng)力云圖

表3 水平閘板腔各位置應(yīng)力

5 結(jié) 論

1）針對(duì)防噴器殼體的不規(guī)則結(jié)構(gòu)，采用將殼體分為兩部分來(lái)進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，其中閘板水平腔室的U形結(jié)構(gòu)可簡(jiǎn)化為承受內(nèi)壓的長(zhǎng)圓形壓力容器，而殼體中間的垂直通孔簡(jiǎn)化為承受內(nèi)壓的厚壁圓筒容器，完成了防噴器殼體的理論分析計(jì)算與強(qiáng)度校核。

2）基于ABAQUS有限元分析，得到閘板防噴器主殼體在額定工作壓力70 MPa下的最大應(yīng)力為390 MPa，小于殼體材料屈服強(qiáng)度517 MPa，滿足設(shè)計(jì)要求，且最大應(yīng)力發(fā)生在水平閘板腔的棱邊，而法蘭及殼體外側(cè)的應(yīng)力較小，閘板腔底部的沉砂槽存在應(yīng)力集中現(xiàn)象。

3）通過(guò)對(duì)閘板防噴器殼體強(qiáng)度的兩種分析方法的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比表明，對(duì)于閘板腔室橫截面為U形結(jié)構(gòu)的防噴器殼體，本文提出的理論計(jì)算方法具有可行性，可與有限元分析結(jié)果互為驗(yàn)證，為防噴器殼體的進(jìn)一步優(yōu)化提供理論依據(jù)。

4）本文提出的防噴器殼體的不規(guī)則結(jié)構(gòu)理論分析方法可為其他壓力等級(jí)和規(guī)格閘板防噴器分析計(jì)算提供參考和指導(dǎo)。