采油井口裝置用閘閥閥體的三維靜態(tài)有限元分析
以某廠(chǎng)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工況下的閥體進(jìn)行了有限元計算，按第四強度理論和閥門(mén)設計標準進(jìn)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(shù)是井口裝置的重要組件之一，主要由套管閘門(mén)、總閘門(mén)、生產(chǎn)閘門(mén)、清蠟閘門(mén)、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(chǎn)，引導噴出的油氣進(jìn)入輸油管線(xiàn)，保證錄取油壓、套壓、計量油、氣產(chǎn)量、取樣及清蠟等工作[1，2]。工作過(guò)程中，井口裝置承受高壓作用，是典型的特種設備，其每個(gè)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(guò)程中的安全性和使用壽命，對井口裝置進(jìn)行受力分析，找出應力分布規律和危險部位，對改進(jìn)井口裝置設計是必要的。
閘閥是井口裝置的關(guān)鍵部件，90年代中期，由于計算方法的限制，只能根據工程力學(xué)中的一些經(jīng)驗公式和簡(jiǎn)化方法來(lái)進(jìn)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(huán)節和改進(jìn)措施。90年代后期，隨著(zhù)計算機技術(shù)和力學(xué)理論的發(fā)展，有限元法在閥門(mén)產(chǎn)品的設計和分析中發(fā)揮了重要作用[3，4]。筆者以某石油機械廠(chǎng)生產(chǎn)的井口裝置用閘閥為例，采用有限元法和ANSYS平臺對閥體的強度進(jìn)行了計算，并將計算結果與簡(jiǎn)化計算結構進(jìn)行了對比，為采油井口裝置用閥體的設計和改進(jìn)提供了參考依據。
1、井口裝置用閘閥閥體的理論簡(jiǎn)化計算
閘閥閥體可簡(jiǎn)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(cháng)，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(méi)有變化，筒體沿軸線(xiàn)方向的應變?yōu)槌�。根據彈性力學(xué)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(diǎn)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(jìn)行強度計算時(shí)，選用第四強度理論進(jìn)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(mǎn)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(mén)的技術(shù)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(jiǎn)化和建立
基于A(yíng)NSYS平臺對DN52閘閥閥體進(jìn)行了實(shí)體建模，建模過(guò)程中嚴格按照圖紙要求進(jìn)行，對不影響應力分析的鑄造圓角、小的倒角等細小結構進(jìn)行了簡(jiǎn)化�？紤]到閥體的結構和載荷均對稱(chēng)，為節省計算資源，同時(shí)為了將閥體內腔暴露出來(lái)，便于載荷施加，取閥體的1/2模型進(jìn)行計算。閥體為非規則的實(shí)體，采用10節點(diǎn)四面體單元，通過(guò)Te-tMesh完成對閥體的網(wǎng)格的自動(dòng)劃分，對可能產(chǎn)生應力集中的區域進(jìn)行了網(wǎng)格的局部細化，網(wǎng)格劃分結構如圖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SY/T5127-20025《井口裝置和采油樹(shù)規范》可知，閥體的水壓試驗壓力為70MPa[6，7]�？紤]兩種工況：工作時(shí)，閥體內表面施加載荷為35MPa;水壓試驗時(shí)，閥體內表面施加載荷為70MPa。
閥門(mén)在工作時(shí)，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(méi)有考慮螺栓的預緊力和閥體自重產(chǎn)生的影響。
由于對稱(chēng)性，規定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(xiàn)連接，而水壓試驗時(shí)，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(jiǎn)支約束，在對稱(chēng)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(guò)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(shí)際位置。筆者采用第四強度理論，以等值線(xiàn)的形式給出閥體工作和水壓試驗時(shí)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(xiàn)部位的應力值較大，有應力集中的現象，而遠離相慣線(xiàn)部位應力值大幅度降低，趨于平坦。
圖4 工作時(shí)等效應力
圖5 試壓時(shí)等效應力
工作和水壓試驗時(shí)，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(shí)，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(fā)生塑性變形，產(chǎn)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(huì )對其承載能力產(chǎn)生過(guò)多的不良影響[4]，增大過(guò)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(shí)，除去個(gè)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(shí)安全系數為1.02，應力校核條件滿(mǎn)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(jìn)行井口閥體初步結構設計和強度計算時(shí)，可將閥體內壓乘1.5后，代入理論簡(jiǎn)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�？紤]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(mǎn)足設計要求。
圖6 x軸向位移
圖7 閥體總變形
3、結論
3.1 基于A(yíng)NSYS平臺，采用有限元法對閘閥閥體結構進(jìn)行工作和水壓試驗時(shí)靜態(tài)有限元分析，得到應力和位移分布規律，找到了危險點(diǎn)的位置。
3.2 工作時(shí)，連續區域應力高峰值多在190.942~373.463MPa，主要集中在閥座與閥體相接的密封面處，安全系數為1.5，總位移值為0.0637mm，強度和剛度均滿(mǎn)足設計要求。
3.3 將井口閘閥閥體簡(jiǎn)化為厚壁壓力容器進(jìn)行計算時(shí)，可將閥體內壓乘以1.5后，代入簡(jiǎn)化公式進(jìn)行初步結構設計和強度試算，然后用有限元方法校核。
參考文獻
[1]文志雄，張斌，辜志宏等.井口裝置和采油樹(shù)的特種設備制造許可[J].石油機械，2007，35(2)：58~60.
[2]周思柱，景華斌，范杰.石油井口閘閥閥體三維參數化設計[J].石油天然氣學(xué)報，2009，31(6)：154~157.
[3]周思柱，袁新梅，羅穎萍.井口閥體有限元計算與簡(jiǎn)化計算的比較[J].石油天然氣學(xué)報，2005，27(2)：256~257
[4]陶春達，艾志久，劉春全等.井口裝置PFFA35/65-C88閘閥的有限元分析[J].西南石油學(xué)院學(xué)報，1997，19(4)：95~97.
[5]徐芝綸.彈性力學(xué)簡(jiǎn)明教程[M].北京：高等教育出版社，2000：70~72.
[6]SY/T5127-2002，井口裝置和采油樹(shù)規范[S].北京：石油工業(yè)出版社，2002.
[7]鄭泳，鄭家偉，肖力彤等.140MPa超高壓井口閘閥閥體的有限元強度分析[J].鉆采工藝，2010，33(1)：65~67.
[8]龐銘軍，張鎖龍，裴峻峰等.大口徑球閥的閥體設計和三維數值模擬[J].化工機械，2005，32(6)：385~388.
