采油井口裝置用閘閥閥體的三維靜態(tài)有限元分析

2013-07-19 劉廣君北方民族大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院

　　以某廠生產(chǎn)的采油井口裝置用閘閥為例，建立了閥體的三維實(shí)體模型，采用ANSYS平臺，對工作和靜水壓試驗(yàn)工況下的閥體進(jìn)行了有限元計(jì)算，按第四強(qiáng)度理論和閥門設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了結(jié)果分析。結(jié)果表明，局部存在高應(yīng)力區(qū)域，但總體上該設(shè)計(jì)是安全的。

　　采油樹是井口裝置的重要組件之一，主要由套管閘門、總閘門、生產(chǎn)閘門、清蠟閘門、油管四通或三通及油嘴等部件組成，用以控制和調(diào)節(jié)油井的自噴生產(chǎn)，引導(dǎo)噴出的油氣進(jìn)入輸油管線，保證錄取油壓、套壓、計(jì)量油、氣產(chǎn)量、取樣及清蠟等工作^[1，2]。工作過程中，井口裝置承受高壓作用，是典型的特種設(shè)備，其每個(gè)組成零部件都需有足夠的強(qiáng)度。因此，為了保證井口裝置在運(yùn)行過程中的安全性和使用壽命，對井口裝置進(jìn)行受力分析，找出應(yīng)力分布規(guī)律和危險(xiǎn)部位，對改進(jìn)井口裝置設(shè)計(jì)是必要的。

　　閘閥是井口裝置的關(guān)鍵部件，90年代中期，由于計(jì)算方法的限制，只能根據(jù)工程力學(xué)中的一些經(jīng)驗(yàn)公式和簡化方法來進(jìn)行估算，這種計(jì)算并不能全面反映閥體這樣復(fù)雜結(jié)構(gòu)的受力情況，也不能給設(shè)計(jì)人員指出閥體的薄弱環(huán)節(jié)和改進(jìn)措施。90年代后期，隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)和力學(xué)理論的發(fā)展，有限元法在閥門產(chǎn)品的設(shè)計(jì)和分析中發(fā)揮了重要作用^[3，4]。筆者以某石油機(jī)械廠生產(chǎn)的井口裝置用閘閥為例，采用有限元法和ANSYS平臺對閥體的強(qiáng)度進(jìn)行了計(jì)算，并將計(jì)算結(jié)果與簡化計(jì)算結(jié)構(gòu)進(jìn)行了對比，為采油井口裝置用閥體的設(shè)計(jì)和改進(jìn)提供了參考依據(jù)。

1、井口裝置用閘閥閥體的理論簡化計(jì)算

　　閘閥閥體可簡化為等壁厚的厚壁圓筒，其內(nèi)徑為r1、外徑為r2，令r2/r1=k。若筒體軸向很長，且不計(jì)筒體端部的影響，筒體的幾何形狀、載荷和支承沿z軸均沒有變化，筒體沿軸線方向的應(yīng)變?yōu)槌?shù)。根據(jù)彈性力學(xué)理論和拉梅公式，可得在均勻內(nèi)壓p的作用下，筒壁上任一點(diǎn)處的徑向應(yīng)力σr、切向應(yīng)力σt和軸向應(yīng)力σz^[5]：

　　其中徑向應(yīng)力σr為壓應(yīng)力，切向應(yīng)力σt為拉應(yīng)力，軸向應(yīng)力σz為拉應(yīng)力。最大切向應(yīng)力σmax出現(xiàn)在r=r1的內(nèi)壁處，由式(1)可得：

　　井口裝置閘閥閥體常選用塑性材料制成，故在對閥體進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，選用第四強(qiáng)度理論進(jìn)行校核。由第四強(qiáng)度理論(形狀改變比能理論)可知閥體材料的等效應(yīng)力σ應(yīng)滿足：

　　將閘閥閥體的內(nèi)外徑r1、r2，工作內(nèi)壓p代入式(3)計(jì)算，得內(nèi)壁處等效應(yīng)力σ=243MPa。

2、井口裝置用閘閥閥體的有限元分析

　　2.1、閥體的設(shè)計(jì)參數(shù)

　　井口裝置用閘閥閥體結(jié)構(gòu)如圖1所示，閥門的技術(shù)條件如下：材料 ZG35Mo；彈性模量 205GPa；屈服極限 560MPa；強(qiáng)度極限 720MPa；泊松比 0.29；工作溫度 0~50e；額定工作壓力 0~35MPa；水壓試驗(yàn)壓力 70MPa。

圖1 閘閥閥體結(jié)構(gòu)示意圖

　　2.2、閥體模型的簡化和建立

　　基于ANSYS平臺對DN52閘閥閥體進(jìn)行了實(shí)體建模，建模過程中嚴(yán)格按照圖紙要求進(jìn)行，對不影響應(yīng)力分析的鑄造圓角、小的倒角等細(xì)小結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡化。考慮到閥體的結(jié)構(gòu)和載荷均對稱，為節(jié)省計(jì)算資源，同時(shí)為了將閥體內(nèi)腔暴露出來，便于載荷施加，取閥體的1/2模型進(jìn)行計(jì)算。閥體為非規(guī)則的實(shí)體，采用10節(jié)點(diǎn)四面體單元，通過Te-tMesh完成對閥體的網(wǎng)格的自動劃分，對可能產(chǎn)生應(yīng)力集中的區(qū)域進(jìn)行了網(wǎng)格的局部細(xì)化，網(wǎng)格劃分結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 網(wǎng)格劃分

　　2.3、邊界條件和載荷

　　閥體工作壓力為35MPa，根據(jù)SY/T5127-20025《井口裝置和采油樹規(guī)范》可知，閥體的水壓試驗(yàn)壓力為70MPa^[6，7]。考慮兩種工況：工作時(shí)，閥體內(nèi)表面施加載荷為35MPa;水壓試驗(yàn)時(shí)，閥體內(nèi)表面施加載荷為70MPa。

　　閥門在工作時(shí)，閥體的外表面有較好的保溫材料包裹，可認(rèn)為閥體溫度分布是均勻的，系統(tǒng)的熱應(yīng)力很小，在此不做分析。另外，在模型中沒有考慮螺栓的預(yù)緊力和閥體自重產(chǎn)生的影響。

　　由于對稱性，規(guī)定xoy平面上不許有z方向位移。工作狀態(tài)時(shí)，閥體的兩端及頂端均與管線連接，而水壓試驗(yàn)時(shí)，閥體的兩端及中端均用盲板封住，并固定在試驗(yàn)裝置上，故把閥體兩端和頂端看作簡支約束，在對稱面和法蘭各端上施加相應(yīng)的位移約束。施加邊界條件和載荷后的有限元計(jì)算模型如圖3所示。

圖3 有限元計(jì)算模型

　　2.4、有限元計(jì)算結(jié)果分析

　　通過計(jì)算，獲得了閥體詳細(xì)的應(yīng)力應(yīng)變分布情況和等效最大應(yīng)力的實(shí)際位置。筆者采用第四強(qiáng)度理論，以等值線的形式給出閥體工作和水壓試驗(yàn)時(shí)的應(yīng)力分布情況(圖4、5)。從圖4、5中可以看出，結(jié)構(gòu)的危險(xiǎn)部位在其內(nèi)表面，相慣線部位的應(yīng)力值較大，有應(yīng)力集中的現(xiàn)象，而遠(yuǎn)離相慣線部位應(yīng)力值大幅度降低，趨于平坦。

圖4 工作時(shí)等效應(yīng)力

圖5 試壓時(shí)等效應(yīng)力

　　工作和水壓試驗(yàn)時(shí)，應(yīng)力分布規(guī)律趨勢一致，相慣交叉處等效應(yīng)力值最大，分別為419.092、790.858MPa。試壓時(shí)，等效應(yīng)力值已高于其屈服極限560MPa，根據(jù)自增強(qiáng)理論，承受內(nèi)壓的設(shè)備服役前做適度超載處理，使其應(yīng)力集中處發(fā)生塑性變形，產(chǎn)生殘余壓應(yīng)力，提高其彈性承載能力，再考慮應(yīng)力集中現(xiàn)象。因此閥體承受790MPa的試壓載荷是不會對其承載能力產(chǎn)生過多的不良影響[4]，增大過渡圓角、相慣直徑或服役前適當(dāng)超載處理，均可提高其彈性承載能力和疲勞壽命。

　　工作時(shí)，除去個(gè)別的壞單元和應(yīng)力集中區(qū)域，連續(xù)區(qū)域應(yīng)力值多在54.052~373.463MPa，高峰值(190.942~373.463MPa)主要集中在閥座與閥體相連接的密封面處，原因是該處為結(jié)構(gòu)不連續(xù)處，按峰值370MPa計(jì)算，安全系數(shù)為1.50。同理，試壓時(shí)安全系數(shù)為1.02，應(yīng)力校核條件滿足σ≤[σ]。

　　對比等效應(yīng)力的有限元計(jì)算和理論計(jì)算結(jié)果，可知有限元計(jì)算值是理論值的1.5倍，故在進(jìn)行井口閥體初步結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，可將閥體內(nèi)壓乘1.5后，代入理論簡化公式計(jì)算。

　　水壓試驗(yàn)下的閥體總的x軸向位移和閥體總變形分別如圖6、7所示。閥體與閥板接觸處軸向最大位移值為0.0145mm，與閥板相接觸區(qū)域的總變形值為0.0509~0.0764mm，平均值為0.0637mm。考慮閥體剛體要求及其密封性，按總位移L≤0.001DN計(jì)算[8]，總位移應(yīng)小于0.065mm(閥體直徑為65mm)，對比有限元計(jì)算結(jié)構(gòu)，可知密封效果好，滿足設(shè)計(jì)要求。