采油井口裝置用閘閥閥體的三維靜態有限元分析

2013-07-19 劉廣君北方民族大學材料科學與工程學院

　　以某廠生產的采油井口裝置用閘閥為例，建立了閥體的三維實體模型，采用ANSYS平臺，對工作和靜水壓試驗工況下的閥體進行了有限元計算，按第四強度理論和閥門設計標準進行了結果分析。結果表明，局部存在高應力區域，但總體上該設計是安全的。

　　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，用以控制和調節油井的自噴生產，引導噴出的油氣進入輸油管線，保證錄取油壓、套壓、計量油、氣產量、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，是典型的特種設備，其每個組成零部件都需有足夠的強度。因此，為了保證井口裝置在運行過程中的安全性和使用壽命，對井口裝置進行受力分析，找出應力分布規律和危險部位，對改進井口裝置設計是必要的。

　　閘閥是井口裝置的關鍵部件，90年代中期，由于計算方法的限制，只能根據工程力學中的一些經驗公式和簡化方法來進行估算，這種計算并不能全面反映閥體這樣復雜結構的受力情況，也不能給設計人員指出閥體的薄弱環節和改進措施。90年代后期，隨著計算機技術和力學理論的發展，有限元法在閥門產品的設計和分析中發揮了重要作用^[3，4]。筆者以某石油機械廠生產的井口裝置用閘閥為例，采用有限元法和ANSYS平臺對閥體的強度進行了計算，并將計算結果與簡化計算結構進行了對比，為采油井口裝置用閥體的設計和改進提供了參考依據。

1、井口裝置用閘閥閥體的理論簡化計算

　　閘閥閥體可簡化為等壁厚的厚壁圓筒，其內徑為r1、外徑為r2，令r2/r1=k。若筒體軸向很長，且不計筒體端部的影響，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變為常數。根據彈性力學理論和拉梅公式，可得在均勻內壓p的作用下，筒壁上任一點處的徑向應力σr、切向應力σt和軸向應力σz^[5]：

　　其中徑向應力σr為壓應力，切向應力σt為拉應力，軸向應力σz為拉應力。最大切向應力σmax出現在r=r1的內壁處，由式(1)可得：

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

　　將閘閥閥體的內外徑r1、r2，工作內壓p代入式(3)計算，得內壁處等效應力σ=243MPa。

2、井口裝置用閘閥閥體的有限元分析

　　2.1、閥體的設計參數

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

圖1 閘閥閥體結構示意圖

　　2.2、閥體模型的簡化和建立

　　基于ANSYS平臺對DN52閘閥閥體進行了實體建模，建模過程中嚴格按照圖紙要求進行，對不影響應力分析的鑄造圓角、小的倒角等細小結構進行了簡化。考慮到閥體的結構和載荷均對稱，為節省計算資源，同時為了將閥體內腔暴露出來，便于載荷施加，取閥體的1/2模型進行計算。閥體為非規則的實體，采用10節點四面體單元，通過Te-tMesh完成對閥體的網格的自動劃分，對可能產生應力集中的區域進行了網格的局部細化，網格劃分結構如圖2所示。

圖2 網格劃分

　　2.3、邊界條件和載荷

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

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

　　由于對稱性，規定xoy平面上不許有z方向位移。工作狀態時，閥體的兩端及頂端均與管線連接，而水壓試驗時，閥體的兩端及中端均用盲板封住，并固定在試驗裝置上，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的位移約束。施加邊界條件和載荷后的有限元計算模型如圖3所示。

圖3 有限元計算模型

　　2.4、有限元計算結果分析

　　通過計算，獲得了閥體詳細的應力應變分布情況和等效最大應力的實際位置。筆者采用第四強度理論，以等值線的形式給出閥體工作和水壓試驗時的應力分布情況(圖4、5)。從圖4、5中可以看出，結構的危險部位在其內表面，相慣線部位的應力值較大，有應力集中的現象，而遠離相慣線部位應力值大幅度降低，趨于平坦。

圖4 工作時等效應力

圖5 試壓時等效應力

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

　　工作時，除去個別的壞單元和應力集中區域，連續區域應力值多在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，原因是該處為結構不連續處，按峰值370MPa計算，安全系數為1.50。同理，試壓時安全系數為1.02，應力校核條件滿足σ≤[σ]。

　　對比等效應力的有限元計算和理論計算結果，可知有限元計算值是理論值的1.5倍，故在進行井口閥體初步結構設計和強度計算時，可將閥體內壓乘1.5后，代入理論簡化公式計算。

　　水壓試驗下的閥體總的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計算[8]，總位移應小于0.065mm(閥體直徑為65mm)，對比有限元計算結構，可知密封效果好，滿足設計要求。