油田閘板防噴器彈塑性應(yīng)力計(jì)算及評定

梁向東 萬曉航 解景浦 張躍凱 王文強(qiáng)

1. 河北工業(yè)職業(yè)技術(shù)大學(xué), 河北 石家莊 050091;2. 中油管道機(jī)械制造有限責(zé)任公司, 河北 廊坊 065000;3. 華陸工程科技有限責(zé)任公司, 陜西 西安 710065

0 前言

防噴器是石油、天然氣鉆探中重要的井控設(shè)備[1-2],主要用于在油田開采、修井和試油等過程中封閉井口,是保護(hù)作業(yè)人員生命安全、設(shè)備和環(huán)境的重要保障。閘板防噴器是最常見的一種防噴器,可分為單閘板防噴器、雙閘板防噴器、三閘板防噴器,其中分別裝有一副、兩副、三副閘板,以密封不同管柱和空井。

由于閘板防噴器用于油氣井井噴失控時(shí)控制井口壓力,因此需承受較大的工作壓力,閘板防噴器的承載能力直接影響井控的成功與否[3-4]。曹敏等人[5]使用有限元軟件對旋轉(zhuǎn)防噴器殼體和底座進(jìn)行靜力學(xué)分析,計(jì)算最大應(yīng)力小于材料極限應(yīng)力。嚴(yán)金林等人[6]依據(jù)ASME規(guī)范對雙閘板防噴器殼體進(jìn)行強(qiáng)度理論計(jì)算,并用ABAQUS有限元軟件分析了工作壓力下的結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度,其中最大應(yīng)力小于材料屈服強(qiáng)度。王鵬等人[7]計(jì)算了閘板防噴器在關(guān)井時(shí)壓力作用下的殼體和閘板應(yīng)力分布,最大應(yīng)力小于材料屈服強(qiáng)度。孫旭濤等人[8]對環(huán)形防噴器進(jìn)行動(dòng)力分析,計(jì)算了在沖擊載荷作用下結(jié)構(gòu)的應(yīng)力及變形的響應(yīng),并確定出其受力薄弱部位。防噴器體量較大且結(jié)構(gòu)復(fù)雜,建立整體模型分析時(shí)可能會(huì)對局部結(jié)構(gòu)考慮不周全,而局部的不連續(xù)結(jié)構(gòu)往往由于應(yīng)力集中需要重點(diǎn)關(guān)注。子模型技術(shù)[9]是對結(jié)構(gòu)局部小范圍區(qū)域進(jìn)行詳細(xì)分析計(jì)算的有效手段。劉斌等人[10]對大型固定管板整體進(jìn)行應(yīng)力分析,隨后用子模型技術(shù)分析了換熱管與管板連接結(jié)構(gòu)的應(yīng)力狀況。

在較高的壓力載荷下,防噴器部分結(jié)構(gòu)的材料已經(jīng)進(jìn)入塑性狀態(tài),基于線彈性材料的分析方法無法準(zhǔn)確體現(xiàn)設(shè)備真實(shí)受力狀態(tài),采用應(yīng)力分類的方法可根據(jù)應(yīng)力所處位置對應(yīng)力進(jìn)行分類評定,能夠較為合理地對危險(xiǎn)部位進(jìn)行分析[11-12]。此外,隨著彈塑性理論分析方法和有限元數(shù)值分析技術(shù)發(fā)展,基于彈塑性材料的非線性分析更符合實(shí)際,得到越來越廣泛的應(yīng)用[13-15]。

基于以上,本文以某型號單閘板防噴器為研究對象,依據(jù)JB 4732—1995《鋼制壓力容器——分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》(以下簡稱JB 4732—1995)[16]，分別采用應(yīng)力分類法和極限載荷法對殼體進(jìn)行強(qiáng)度分析。針對閘板開啟和閘板關(guān)閉兩種工況,分別進(jìn)行強(qiáng)度分析和評定。采用子模型技術(shù)對高應(yīng)力區(qū)域進(jìn)行應(yīng)力分析和優(yōu)化。

1 有限元建模及分析方法

閘板防噴器由多個(gè)部件構(gòu)成,內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜,見圖1。上下連通相串聯(lián)的防噴器,兩側(cè)安裝有側(cè)門,側(cè)門內(nèi)包含活塞和活塞桿等部件用于推動(dòng)閘板。當(dāng)鉆井作業(yè)過程中發(fā)生危險(xiǎn)情況時(shí),防噴器通過液壓使閘板從防噴器兩側(cè)向中間運(yùn)動(dòng),封閉井口。防噴器內(nèi)腔包含介質(zhì)流通的圓柱形通道和矩形閘板通道,側(cè)門通過螺栓與殼體連接,因此防噴器殼體在工作時(shí)既承受內(nèi)部介質(zhì)壓力又承受側(cè)門上的螺栓拉力,應(yīng)力情況較為復(fù)雜,有必要對其進(jìn)行強(qiáng)度分析與評定。

圖1 閘板防噴器示意圖Fig.1 Schematic diagram of ram blowout preventer

1.1 模型描述及參數(shù)設(shè)置

閘板防噴器三維模型及有限元計(jì)算模型圖2。圖2-a)是某單閘板防噴器殼體結(jié)構(gòu)三維模型。殼體上部連接環(huán)形防噴器,下部連接雙閘板型防噴器,左右兩側(cè)通過螺栓與側(cè)門連接。

a)三維模型a)3D model

b)有限元計(jì)算模型b)Finite element calculation model

考慮到閘板防噴器結(jié)構(gòu)與載荷分布的對稱性,同時(shí)為了降低計(jì)算耗時(shí),建立1/2殼體模型。使用Solid186單元對模型劃分網(wǎng)格得到單元總數(shù)87 531個(gè),節(jié)點(diǎn)總數(shù) 285 892 個(gè),見圖2-b)。根據(jù)該閘板防噴器安裝部位及運(yùn)行狀況,在殼體上下側(cè)螺栓孔處約束x、y、z方向的自由度,不考慮上下側(cè)螺栓預(yù)緊力,將對稱面設(shè)置為對稱約束。設(shè)備額定工作壓力為21 MPa,靜水壓強(qiáng)度試驗(yàn)壓力為32 MPa。考慮鎖緊軸對側(cè)門的拉力和腔體內(nèi)壓對側(cè)門產(chǎn)生的等效壓力,對側(cè)門螺栓孔(8個(gè))處添加總螺栓力3.46×106N,殼體內(nèi)腔施加均布工作壓力。設(shè)備材料為奧氏體型不銹鋼,牌號S30408，彈性模量E為195×103MPa，屈服強(qiáng)度ReL為205 MPa，設(shè)計(jì)應(yīng)力強(qiáng)度Sm為137 MPa，泊松比為0.3。

1.2 強(qiáng)度分析方法

采取應(yīng)力分類法和極限載荷法對殼體進(jìn)行強(qiáng)度分析。應(yīng)力分類法為彈性分析法,材料的應(yīng)力、應(yīng)變始終保持線性關(guān)系,當(dāng)應(yīng)力超過屈服強(qiáng)度時(shí),結(jié)構(gòu)中的應(yīng)力為“彈性虛擬應(yīng)力”,需要用塑性理論準(zhǔn)則對“彈性虛擬應(yīng)力”進(jìn)行分類和評定[17]。

極限載荷法為非線性分析法,材料模型設(shè)置為理想彈塑性,選用雙線性等向強(qiáng)化模型來滿足材料特性。隨著載荷的增加,結(jié)構(gòu)從彈性狀態(tài)到局部塑性狀態(tài)再到整體或局部全域屈服形成“塑性鉸”,因而喪失承載能力,此時(shí)相應(yīng)的載荷稱為極限載荷。非線性計(jì)算采用逐步加載的增量算法,所有載荷按同一比例增加,當(dāng)結(jié)構(gòu)發(fā)生屈服時(shí),需調(diào)整載荷增量以滿足收斂要求[18]。

2 計(jì)算結(jié)果與討論

2.1 應(yīng)力分類評定

根據(jù)實(shí)際運(yùn)行情況,閘板防噴器結(jié)構(gòu)分為閘板全開(工況1)和閘板關(guān)閉(工況2)兩種工況。工況1時(shí),閘板處于開啟狀態(tài),介質(zhì)均勻充滿防噴器內(nèi)腔；工況2時(shí),閘板關(guān)閉并與腔體上部密封,阻止了介質(zhì)流通,因此腔體上部柱形通道內(nèi)無介質(zhì)(即此處不施加壓力)。

圖3-a)和圖3-b)分別為工況1和工況2條件下殼體的Tresca等效應(yīng)力云圖。由圖3可以看出工況1條件下最大應(yīng)力出現(xiàn)在上部的密封墊圈凹槽邊緣處(節(jié)點(diǎn)號36205，見圖3-a)中“最大”處),達(dá)到301.09 MPa,工況2最大應(yīng)力出現(xiàn)在殼體下部螺栓孔邊緣(節(jié)點(diǎn)號191948，見圖3-b)中“最大”處),達(dá)到280.57 MPa。除局部高應(yīng)力區(qū)域外,殼體整體處于彈性范圍且尚有較大裕量。

a)工況1a)Working condition 1

b)工況2b)Working condition 2

根據(jù)應(yīng)力分布情況,在殼體結(jié)構(gòu)中選取具有危險(xiǎn)性和代表性的5條路徑,路徑具體位置見圖4。其中路徑1、路徑2沿殼體厚度方向穿過密封墊圈凹槽邊緣處,路徑3、路徑4為腔體內(nèi)壁上下邊緣,路徑5通過殼體下部螺栓孔邊緣。由于設(shè)備在常溫下工作,因此重點(diǎn)考察殼體結(jié)構(gòu)的局部靜強(qiáng)度,不考慮溫差應(yīng)力。JB 4732—1995規(guī)定:一次局部薄膜應(yīng)力強(qiáng)度(SⅡ)小于1.5KSm,一次總體薄膜應(yīng)力強(qiáng)度(SⅠ)小于KSm,一次薄膜加一次彎曲應(yīng)力強(qiáng)度(SⅢ)小于1.5KSm，K為載荷組合系數(shù)。由于不考慮風(fēng)和地震載荷,此處K值取1，計(jì)算結(jié)果見表1。從表1可知路徑5(螺栓孔邊緣)位置處應(yīng)力強(qiáng)度不滿足許用限值,“—”處由于應(yīng)力值較低不做分析。

圖4 路徑具體位置示意圖Fig.4 Schematic plot of paths location

表1 應(yīng)力強(qiáng)度評定表

相比常規(guī)設(shè)計(jì),采用應(yīng)力分類法進(jìn)行設(shè)備設(shè)計(jì)能夠?qū)Σ煌课粦?yīng)力進(jìn)行區(qū)分,充分發(fā)揮材料的承載潛力。但有些應(yīng)力難以準(zhǔn)確分類,強(qiáng)度分析時(shí)可能產(chǎn)生安全裕度不足或保守的情況。JB 4732—1995提到,如果加載載荷不超過結(jié)構(gòu)極限載荷的2/3,那么設(shè)備應(yīng)力評定不需要滿足SⅠ、SⅡ、SⅢ的許用值有關(guān)規(guī)定。因此極限載荷法可作為應(yīng)力分類法的替代方法,兩種方法滿足其一即可。故采用極限載荷法對殼體做進(jìn)一步分析。

2.2 極限載荷法分析

采用JB 4732—1995中的極限載荷法,基于理想彈塑性材料模型計(jì)算殼體結(jié)構(gòu)的極限載荷。由于極限分析涉及材料的塑性變形,以殼體在50 MPa時(shí)的應(yīng)力狀態(tài)為例進(jìn)行分析,此時(shí)部分區(qū)域的材料進(jìn)入塑性狀態(tài),見圖5。

b)工況2b)Working condition 2

由圖5-a)可以看出,內(nèi)腔的邊角位置應(yīng)力較大,最大應(yīng)力出現(xiàn)在殼體兩側(cè)螺栓孔的邊緣線上。由于工況2條件下上部圓柱通道內(nèi)側(cè)沒有壓力載荷,因此能明顯看到圖5-b)的上部區(qū)域整體應(yīng)力偏小。

為進(jìn)一步了解設(shè)備內(nèi)部的應(yīng)力情況,以路徑-A為例,分析沿殼體厚度方向上的Tresca等效應(yīng)力分布情況,結(jié)果見圖6。

圖6 路徑-A應(yīng)力分布圖Fig.6 Stress distribution on Path-A

由圖6可知,工況1條件下應(yīng)力沿厚度方向逐漸減小,而工況2條件下在沿厚度中心處應(yīng)力達(dá)到最大。當(dāng)壓力為25 MPa時(shí),除局部應(yīng)力集中區(qū)域應(yīng)力超過屈服應(yīng)力,殼體結(jié)構(gòu)總體處在彈性狀態(tài)。工況2條件下總體應(yīng)力水平低于工況1條件下總體應(yīng)力水平,在腔體內(nèi)表面處,兩工況應(yīng)力差別較大,當(dāng)達(dá)到殼體中心厚度時(shí)兩者接近。另外,考察了殼體結(jié)構(gòu)在較高壓力下(60 MPa和80 MPa)的應(yīng)力分布,此時(shí)結(jié)構(gòu)進(jìn)入塑性狀態(tài)。由圖6可以看出,在厚度中心位置處工況2條件下的應(yīng)力超過工況1條件下的應(yīng)力。

圖7為殼體結(jié)構(gòu)最大位移與載荷曲線。由圖7可以看出，隨著載荷逐漸增大,殼體結(jié)構(gòu)最大位移不斷增大,先呈線性變化,當(dāng)載荷增大到一定水平時(shí),很小的載荷增量會(huì)使變形顯著增加,表明殼體結(jié)構(gòu)由彈性狀態(tài)進(jìn)入屈服狀態(tài)并產(chǎn)生塑性流動(dòng),隨后將逐步發(fā)展到整體結(jié)構(gòu)發(fā)生不可限制的塑性變形,因而失去承載能力。當(dāng)載荷較小時(shí),兩種工況的載荷—應(yīng)變曲線變化程度基本一致。隨著載荷的增大,兩種工況的應(yīng)變變化幅度出現(xiàn)差異,工況1的應(yīng)變增加幅度較大,較早產(chǎn)生了塑性流動(dòng)。通過2倍彈性斜率準(zhǔn)則確定設(shè)備極限載荷,并取極限載荷的2/3作為許用載荷[16-17]。圖7中A、B點(diǎn)分別為工況1、工況2對應(yīng)的極限載荷,其計(jì)算結(jié)果見表2。

圖7 殼體載荷—應(yīng)變曲線圖Fig.7 Load-strain curves of shell

表2 極限載荷計(jì)算結(jié)果表

2.3 子模型技術(shù)分析

子模型技術(shù)是對結(jié)構(gòu)局部區(qū)域進(jìn)行精確分析計(jì)算的有限元技術(shù)[19-20]。使用該技術(shù)可以在原有計(jì)算和分析基礎(chǔ)上,對關(guān)鍵部位和區(qū)域進(jìn)行提取,并進(jìn)一步深化模型細(xì)節(jié),然后完成詳細(xì)計(jì)算。在減少計(jì)算時(shí)間和保證計(jì)算精度前提下,可以更有效地進(jìn)行局部結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析。

2.3.1 子模型建立及計(jì)算結(jié)果

針對上述2.1節(jié)中工況1條件下密封圈凹槽邊緣應(yīng)力較高的現(xiàn)象,對邊緣作倒圓角處理。由于僅涉及局部模型細(xì)化修改,因此采用子模型技術(shù)對局部高應(yīng)力區(qū)域進(jìn)行分析,以減少計(jì)算耗時(shí)并提高計(jì)算精度。子模型有限元模型見圖8,其中子模型中圓角處均進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化。

圖8 子模型有限元模型圖Fig.8 Finite element model of sub model

子模型和總模型對應(yīng)位置的應(yīng)力分布見圖9,其中圖9-a)為總模型應(yīng)力分布,圖9-b)為子模型應(yīng)力分布。由圖9可以看出,子模型中最大應(yīng)力為262.46 MPa,出現(xiàn)在倒角處且較總模型應(yīng)力有所降低。子模型中沿厚度方向應(yīng)力分布較為平均,整體處于較低的應(yīng)力水平。對子模型的路徑1(對應(yīng)圖4中路徑1)進(jìn)行應(yīng)力線性化分析,計(jì)算得到SⅡ?yàn)?2.25 MPa,相比整體模型計(jì)算結(jié)果減少27%。SⅢ為53.91 MPa,相比整體模型計(jì)算結(jié)果減少36%。

a)總模型a)General model

b)子模型b)Sub model

2.3.2 切割邊界驗(yàn)證

子模型是總模型的一部分,計(jì)算時(shí)需要從總模型中提取子模型邊界,并施加到子模型計(jì)算邊界上。將子模型外壁及對稱面設(shè)為切割邊界,見圖10。為便于對比邊界處應(yīng)力數(shù)值的差異,設(shè)立邊界面上路徑-B,見圖11。圖11中子模型路徑從邊界處選取,總模型路徑從總模型中邊界處位置選取,路徑方向均由下至上。由圖11可以看出，子模型和總模型在切割邊界上的應(yīng)力分布情況基本一致,說明子模型與總模型應(yīng)力場能夠較好匹配,因此子模型切割邊界的選取是準(zhǔn)確的,可以應(yīng)用子模型進(jìn)行詳細(xì)的局部應(yīng)力分析和評定。

圖10 子模型切割邊界圖Fig.10 Cut boundary of sub model

a)應(yīng)力分布a)Stress distribution

b)邊界位置b)Boundary path

3 結(jié)論

依據(jù)JB 4732—1995,采用分析設(shè)計(jì)的應(yīng)力分類法和極限載荷法對某單閘板防噴器進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算和評定,并應(yīng)用子模型技術(shù)對重點(diǎn)區(qū)域做局部優(yōu)化和詳細(xì)分析。研究得出以下主要結(jié)論。

1)采用基于線彈性材料的應(yīng)力分類法和基于理想彈塑性材料模型的極限載荷法法,對防噴器殼體結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算,分別考慮閘板開啟和閘板關(guān)閉兩種工況,并對高應(yīng)力危險(xiǎn)區(qū)域進(jìn)行應(yīng)力分析評定。分析表明,設(shè)備殼體強(qiáng)度滿足JB 4732—1995標(biāo)準(zhǔn)要求,并且尚存在一定裕度。

2)運(yùn)用子模型技術(shù),在原有結(jié)構(gòu)模型和分析結(jié)果處理的基礎(chǔ)上,對局部危險(xiǎn)區(qū)域進(jìn)行優(yōu)化調(diào)整并分析驗(yàn)證了切割邊界的準(zhǔn)確性。對殼體結(jié)構(gòu)不連續(xù)處作倒圓角處理后,可減少邊緣應(yīng)力并均化沿厚度方向的應(yīng)力分布,高應(yīng)力區(qū)SⅡ、SⅢ應(yīng)力強(qiáng)度有明顯降低。該研究成果可為體量較大、結(jié)構(gòu)復(fù)雜的大型設(shè)備以及載荷和結(jié)構(gòu)不具有對稱性的應(yīng)力分析和優(yōu)化提供新思路。