水下采油树节流阀卡箍式连接器强度分析*

程子云 张 玉 张玉龙 尚丽军 段梦兰

(中国石油大学(北京)海洋工程研究院 北京 102249)

水下生产系统作为一种海上油气开发技术，已在世界水下油气田开采方面得到广泛应用。水下生产系统包括水下井口、水下采油树、管汇、跨接管、水下控制系统、脐带缆和海底管线等[1],水下生产系统中不同部件之间的连接主要通过水下连接器实现。水下连接器从原理上可以分为套筒式连接器和卡箍式连接器，其中卡箍式连接器被广泛用于水下采油树节流阀的连接锁紧，起到防止节流阀内油气泄漏、支撑密封圈和承载复杂载荷的作用[2]。前人在卡箍式连接器研究方面有一些进展[3-7]，但在卡箍式连接器强度分析方面未见报道。本文以一种应用于3 000 m水深的采油树阀芯可回收式节流阀连接器为例，提出了理论分析与有限元方法相结合的卡箍式连接器强度分析方法：首先，推导卡箍式连接器强度分析关键参数计算公式；然后，根据关键参数计算结果建立有限元模型，得到在极限锁紧力下法兰型面周向应力分布曲线；最后，分析连接器最大Mises应力和锁紧型面角度相互变化规律，进一步得出法兰最佳锁紧型面角度为10°～15°。本文方法有助于建立准确的卡箍式连接器强度分析理论和有限元建模方法，可为卡箍式连接器的设计提供参考。

1 结构组成与工作原理

1.1 结构组成

本文主要研究了一种应用于3 000 m水深的采油树阀芯可回收式节流阀连接器。该连接器采用三瓣式弓形体结构，弓形体间的运动通过铰链实现，通过弓形体斜面压紧法兰实现夹紧功能。节流阀连接器主要结构组成(图1)如下：

1) 安装板，通过螺钉连接，使卡箍式连接器安装紧固；

2) 接口，ROV旋转扭矩接口，接口类型为ISO 13628-8 class 4[8]；

3) 螺杆，通过螺杆螺纹传动，实现卡箍锁紧或解锁操作；

4) 3个弓形体，是卡箍式连接器的主要锁紧机构，通过环向锁紧型面实现锁紧；

5) 2个传动枢轴，其中传动枢轴1为左旋枢轴，传动枢轴2为右旋枢轴，传动枢轴上有与螺杆对应的传动螺纹，传动枢轴2与指针固定进行位置指示；

6) 2个连接销，实现弓形体间的铰链传动；

图1 卡箍式连接器结构方案Fig.1 Structure of the clamp connector

7) 指针，用于位置指示，指向L为锁紧状态，指向U为解锁状态。

卡箍式连接器采用卡箍夹紧原理将节流阀阀体法兰与节流阀驱动器法兰紧固连接，并利用螺杆的螺纹进行自锁(图2)。ROV通过ROV扭矩接口顺时针旋转螺杆，左旋枢轴和右旋枢轴由螺杆传动分别朝螺杆中心水平移动，直到指示指针指向解锁位置L，即为长箍锁紧；反之，ROV通过旋转扭矩接口逆时针旋转螺杆，左旋枢轴和右旋枢轴由螺杆传动分别朝螺杆两端水平移动，直到指示指针指向锁紧位置U，即为卡箍解锁。

图2 卡箍式连接器锁紧过程Fig.2 Locking process of clamp connector

1.2 工作原理

卡箍式连接器主要由3个卡箍弓形体铰接而成一条铰链机构，连接器功能实现结构主要有3个，即由三瓣弓形体组成的卡箍、传动转矩的传动螺杆以及操控的ROV扭矩接口。传动螺杆左右两侧设有左旋螺纹与右旋螺纹，螺杆与枢轴形成螺纹丝杆副机构，螺杆转动时左右两个枢轴沿螺杆方向反向(或相向)移动，使三瓣弓形体抱紧或张开。

由三瓣弓形体组成的卡箍设计有卡箍型面，用于长箍锁紧。当两个枢轴做合拢运动时，扭转传动螺杆形成的轴向拉力将卡箍拉紧，卡箍型面与法兰型面贴合；抱紧时沿法兰斜面的正压力产生沿法兰轴向的压紧力，使卡箍压紧上下法兰，并将上下法兰受到的轴向预紧力传给密封圈，使密封圈变形与上下法兰形成线接触，达到密封效果。

ROV扭矩接口可以通过水下机器人的机械手进行操控。同时，指示连接锁紧状态的指针安装在枢轴上，通过枢轴的移动来指示连接器的锁紧状态，且便于观察。

2 强度分析参数计算

2.1 主要性能指标

节流阀工作过程中主要承受内压作用，保证节流阀密封性能是卡箍式连接器正常工作的关键，因此密封压力是主要性能指标。本文用于3 000 m水深的采油树阀芯可回收式节流阀连接器测试内压为103.4 MPa。

2.2 预紧力计算

要保证法兰垫片密封良好，须施加足够的力压紧垫片，这个力称为预紧力，它是影响密封的一个重要因素。预紧力必须足够大才能使垫圈压紧并形成初始密封条件，但又不能大到将垫圈压坏或挤出。

为保证节流阀法兰在工作时法兰垫片依然具有良好密封性，经计算所得的静密封压力为

(1)

式(1)中：FG为静密封压力；p为测试内压；Sv为节流阀截面积；D为法兰公称直径。

在实际使用中，连接器会受到冲击和扰动作用而造成密封失效风险。取2倍的安全系数，根据式(2)计算得到的预紧力为2 685.2 kN。

T=nvFG

(2)

式(2)中：T为预紧力；nv为节流阀工作安全系数。

2.3 锁紧力分析

锁紧力为工作压力下保证阀法兰密封性能而对传动螺杆施加的轴向拉力，只有对传动螺杆施加足够大的轴向拉力时，才能保证在工作压力下法兰垫片的密封性能。

通过对法兰斜面进行受力分析(图3)，将法兰锁紧所需的轴向预紧力转化为径向作用力，最后得出锁紧所需螺杆提供的轴向锁紧力。

注：θ1为锁紧型面摩擦角；α为合力F与x轴夹角;Fa为夹紧过程中斜面所受摩擦力；Fb为斜面所受正压力；F为斜面所受合力；Fx为合力径向分力；Fy为合力轴向分力，是锁紧所需的预紧力T，且锁紧过程中卡箍锁紧型面受到法兰斜面反向作用力，在锁紧型面上产生径向向外推开的趋势(其值等于Fx)。

图3弓形体夹紧型面受力分析
Fig.3Forceanalysisofclamplockingsurface

由库伦滑动摩擦基本定律有

(3)

(4)

(5)

式(3)～(5)中：μ为摩擦系数,取钢对钢摩擦系数为0.1；θ1为锁紧型面摩擦角，斜面与x轴夹角为15°。

考虑卡箍是整体受力，假设卡箍型面受力均匀，卡箍将在圆周方向上形成线性均布力F′,即

(6)

在弓形体2(图4)上取其一小段dθ，其受力为F′dθ，对整个弓形体2建立力学平衡方程,即

图4 弓形体2力学模型Fig.4 Force analysis of tortoise 2

(7)

∑Fx=0

(8)

F1=F2

(9)

式(7)～(9)中：F1为弓形体2受左连接销钉作用力；F2为弓形体2受右连接销钉作用力；θ2为F1和F2与水平方向夹角，为30°。

同理,在弓形体1(图5)上取微元dθ，其受力为F′dθ，对整个弓形体1建立平衡方程,即

-f1cosθ3=0

(10)

(11)

式(10)、(11)中：f1为弓形体1受连接销作用力；F3为弓形体1受传动枢轴作用力；θ3为f1与水平方向夹角，为30°。

图5 摆动弓形体1力学模型Fig.5 Force analysis of tortoise 1

传动枢轴作用力由传动螺杆提供，是卡箍连接器锁紧所需的锁紧力。由式(10)、(11)解得保证法兰密封所需的传动螺杆轴向锁紧力为4.84×105N。可见，相比于螺栓连接器，卡箍式连接器只需要很小的锁紧力就能实现法兰间的密封功能。

2.4 螺杆螺纹确定

螺杆是连接器中的关键部件，锁紧过程中螺杆轴向锁紧力是螺杆设计的主要参数。锁紧力不能过小，要满足卡箍能够锁紧法兰的要求；但又不能过大，否则会超过螺杆强度，破坏传动螺杆螺纹牙，或者直接拉断螺杆。因此，螺杆参数确定对于卡箍式连接器至关重要。连接器螺杆设计参数为旋合长度和旋合圈数，分别为30 mm和10圈。

螺杆材料选用高强度合金钢，材料强度等级为10.9，确定材料为4140合金钢，材料极限强度1 080 MPa，屈服强度为930 MPa，根据式(12)确定螺杆公称直径。

(12)

式(12)中：FT为螺杆设计拉力，为4.84×105N；Ss为螺杆截面积；[σs]为螺杆材料屈服极限；ns为螺杆工作安全系数，取4。

由式(12)计算得到螺杆直径为51.38 mm，确定螺杆公称直径为52 mm。

传动螺纹一般选择矩形螺纹、梯形螺纹或者锯齿螺纹。本文选择梯形螺纹，螺距为3 mm；运动传递要求一定的精度和效率，多选择多线螺纹，选择线数为2，导程为6 mm，螺纹公差等级选择7e。

综合上述分析，确定连接器螺杆螺纹类型为Tr52x3-7e(表1)。

表1 Tr52x3-7e型螺纹参数Table 1 Parameters of Tr52x3-7e thread

水下连接器在锁紧时都需要依靠一些机械结构实现自锁功能，避免在工作时发生解锁现象造成重大事故。卡箍式连接器主要依靠螺杆自锁性能来完成连接器的自锁功能,螺栓自锁验证由式(13)、(14)来实现。

(13)

(14)

式(13)、(14)中：γ为螺纹升角；Ph为导程；d为螺纹公称直径；φ为螺纹当量摩擦角；f为螺杆摩擦系数，取0.1；β为螺纹牙侧角，为30°。γ<φ满足反行程自锁条件。

ROV在水下操作锁紧卡箍连接器时，应保证其操作力矩不能太大，否则可能会扭坏传动螺杆，破坏螺杆螺纹使其不能正常工作，严重时可能造成螺杆被拉断，引起严重后果。

3 有限元分析

采油树水下节流阀及连接器材料选择遵循API 6A标准[9]，连接器弓形体材料强度远远大于法兰材料强度，因此判断上下法兰为薄弱构件。为了计算方便，将3个弓形体定义成刚体。

3.1 模型材料参数选择

卡箍连接器模型比较复杂，形状不规则，校核时造成理论计算困难。此次校核使用有限元的方法确定了各部件的材料参数(表2)。

表2 连接器材料参数Table 2 Material parameters of connector

3.2 模型简化

相对于原始模型，本文建立的有限元模型(图6)删掉了连接销、传动螺杆和传动枢轴，简化了法兰模型，对上法兰进行倒角处理，下法兰不进行倒角处理。弓形体主要通过传动枢轴进行传动，建模分析时直接将其与弓形体接触的面耦合成一点，对耦合点加载。

上下法兰接触面建立tie连接，法兰斜面与3个弓形体型面建立接触连接，摩擦系数为0.1。弓形体2和摆动弓形体1、弓形体2和摆动弓形体3间的接触面建立接触连接，没有摩擦。弓形体1与连接销1接触的面耦合成点1，弓形体2与连接销1接触的面耦合成点2，点1与点2建立hinge连接；弓形体3与连接销2接触的面耦合成点3，弓形体2与连接销2接触的面耦合成点4，点3与点4建立hinge连接；将弓形体1与传动枢轴接触的面耦合成点5，弓形体2与传动枢轴接触的面耦合成点6，对点5和点6加载(图6)。模拟夹紧过程传动枢轴对弓形体的力作用，研究传动螺杆在最大拉力时的连接器受力情况。

图6 连接器有限元模型Fig.6 Finite element model of connector

3.3 计算结果

由法兰应力分布(图7)可以看出，夹紧过程中摆动弓形体1和摆动弓形体3在传动螺杆作用下由原来的张开状态作夹紧运动，弓形体外端位移最大；夹紧过程中先与法兰斜面接触，所以此处的应力也最大，其他地方应力分布较为均匀，且呈现对称分布。除了少数应力集中点应力较大(达到313 MPa)，大部分地方应力为200 MPa左右。

图7 法兰受力云图Fig.7 Stress cloud of clamp

对于阀体法兰来说，应力沿着型面分布是不均匀的(图8)。型面上与锁紧弓形体接触的外端存在应力集中，并且越向内部应力逐渐减小，这可能是由于锁紧过程中弓形体随着连接销转动，外部转动幅度最大导致外部应力最大。分析认为，针对卡箍式连接器的法兰型面应力平均分布理论是不准确的，应该寻找更加准确的理论假设方法研究卡箍式连接器。通过上下两个型面应力比较，发现下面倒角的型面应力小于未倒角的型面应力，说明倒角能够一定程度减小应力集中现象。

图8 上下法兰型面环向应力分布Fig.8 Top and bottom flange surface stress distribution

进一步研究不同型面角时法兰所受到的最大Mises应力(图9)，可以看出：随着型面水平角减小，法兰受到的最大应力逐渐减小；当型面水平角减小到15°后，最大应力减小的幅度趋于缓和；较小的型面水平角不仅受到的最大应力小，而且能够产生比较大的轴向夹紧力，有利于锁紧效果；但是水平角趋近于0时，锁紧操作难以实现。因此，分析认为最佳的型面角应选10°～15°。

图9 法兰型面最大应力与型面角度变化关系Fig.9 The relationship of max Mises stress and locking surface angle of bottom flange surface

4 结论

1) 通过对一种应用于3 000 m水深的水下采油树节流阀三瓣卡箍式连接器进行分析，得出卡箍式连接器工作工况下锁紧力、预紧力和ROV最大操作力矩计算理论方法。运用有限元方法对连接器主要结构进行全尺寸3D建模分析，建模时采用新型的hinge连接形式省略了弓形体之间的连接销。

2) 对卡箍式连接器进行有限元计算发现，这种连接器锁紧过程中应力沿锁紧弧面分布很不均匀，在弓形体锁紧端存在应力集中现象，说明卡箍计算时一般采用的力均匀分布假设是不准确的，而且锁紧型面进行倒角能够一定程度减小应力集中现象。

3) 锁紧型面最大应力随水平角减小而减小，当水平角小于15°后，最大应力变化不明显；而且水平角越小，产生的轴向夹紧力越大，但锁紧型面水平角过小时锁紧操作难以实现，因此最佳的水平角应设计为10°～15°。