油田闸板防喷器弹塑性应力计算及评定

梁向东 万晓航 解景浦 张跃凯 王文强

1. 河北工业职业技术大学, 河北 石家庄 050091;2. 中油管道机械制造有限责任公司, 河北 廊坊 065000;3. 华陆工程科技有限责任公司, 陕西 西安 710065

0 前言

防喷器是石油、天然气钻探中重要的井控设备[1-2],主要用于在油田开采、修井和试油等过程中封闭井口,是保护作业人员生命安全、设备和环境的重要保障。闸板防喷器是最常见的一种防喷器,可分为单闸板防喷器、双闸板防喷器、三闸板防喷器,其中分别装有一副、两副、三副闸板,以密封不同管柱和空井。

由于闸板防喷器用于油气井井喷失控时控制井口压力,因此需承受较大的工作压力,闸板防喷器的承载能力直接影响井控的成功与否[3-4]。曹敏等人[5]使用有限元软件对旋转防喷器壳体和底座进行静力学分析,计算最大应力小于材料极限应力。严金林等人[6]依据ASME规范对双闸板防喷器壳体进行强度理论计算,并用ABAQUS有限元软件分析了工作压力下的结构静强度,其中最大应力小于材料屈服强度。王鹏等人[7]计算了闸板防喷器在关井时压力作用下的壳体和闸板应力分布,最大应力小于材料屈服强度。孙旭涛等人[8]对环形防喷器进行动力分析,计算了在冲击载荷作用下结构的应力及变形的响应,并确定出其受力薄弱部位。防喷器体量较大且结构复杂,建立整体模型分析时可能会对局部结构考虑不周全,而局部的不连续结构往往由于应力集中需要重点关注。子模型技术[9]是对结构局部小范围区域进行详细分析计算的有效手段。刘斌等人[10]对大型固定管板整体进行应力分析,随后用子模型技术分析了换热管与管板连接结构的应力状况。

在较高的压力载荷下,防喷器部分结构的材料已经进入塑性状态,基于线弹性材料的分析方法无法准确体现设备真实受力状态,采用应力分类的方法可根据应力所处位置对应力进行分类评定,能够较为合理地对危险部位进行分析[11-12]。此外,随着弹塑性理论分析方法和有限元数值分析技术发展,基于弹塑性材料的非线性分析更符合实际,得到越来越广泛的应用[13-15]。

基于以上,本文以某型号单闸板防喷器为研究对象,依据JB 4732—1995《钢制压力容器——分析设计标准》(以下简称JB 4732—1995)[16]，分别采用应力分类法和极限载荷法对壳体进行强度分析。针对闸板开启和闸板关闭两种工况,分别进行强度分析和评定。采用子模型技术对高应力区域进行应力分析和优化。

1 有限元建模及分析方法

闸板防喷器由多个部件构成,内部结构复杂,见图1。上下连通相串联的防喷器,两侧安装有侧门,侧门内包含活塞和活塞杆等部件用于推动闸板。当钻井作业过程中发生危险情况时,防喷器通过液压使闸板从防喷器两侧向中间运动,封闭井口。防喷器内腔包含介质流通的圆柱形通道和矩形闸板通道,侧门通过螺栓与壳体连接,因此防喷器壳体在工作时既承受内部介质压力又承受侧门上的螺栓拉力,应力情况较为复杂,有必要对其进行强度分析与评定。

图1 闸板防喷器示意图Fig.1 Schematic diagram of ram blowout preventer

1.1 模型描述及参数设置

闸板防喷器三维模型及有限元计算模型图2。图2-a)是某单闸板防喷器壳体结构三维模型。壳体上部连接环形防喷器,下部连接双闸板型防喷器,左右两侧通过螺栓与侧门连接。

a)三维模型a)3D model

b)有限元计算模型b)Finite element calculation model

考虑到闸板防喷器结构与载荷分布的对称性,同时为了降低计算耗时,建立1/2壳体模型。使用Solid186单元对模型划分网格得到单元总数87 531个,节点总数 285 892 个,见图2-b)。根据该闸板防喷器安装部位及运行状况,在壳体上下侧螺栓孔处约束x、y、z方向的自由度,不考虑上下侧螺栓预紧力,将对称面设置为对称约束。设备额定工作压力为21 MPa,静水压强度试验压力为32 MPa。考虑锁紧轴对侧门的拉力和腔体内压对侧门产生的等效压力,对侧门螺栓孔(8个)处添加总螺栓力3.46×106N,壳体内腔施加均布工作压力。设备材料为奥氏体型不锈钢,牌号S30408，弹性模量E为195×103MPa，屈服强度ReL为205 MPa，设计应力强度Sm为137 MPa，泊松比为0.3。

1.2 强度分析方法

采取应力分类法和极限载荷法对壳体进行强度分析。应力分类法为弹性分析法,材料的应力、应变始终保持线性关系,当应力超过屈服强度时,结构中的应力为“弹性虚拟应力”,需要用塑性理论准则对“弹性虚拟应力”进行分类和评定[17]。

极限载荷法为非线性分析法,材料模型设置为理想弹塑性,选用双线性等向强化模型来满足材料特性。随着载荷的增加,结构从弹性状态到局部塑性状态再到整体或局部全域屈服形成“塑性铰”,因而丧失承载能力,此时相应的载荷称为极限载荷。非线性计算采用逐步加载的增量算法,所有载荷按同一比例增加,当结构发生屈服时,需调整载荷增量以满足收敛要求[18]。

2 计算结果与讨论

2.1 应力分类评定

根据实际运行情况,闸板防喷器结构分为闸板全开(工况1)和闸板关闭(工况2)两种工况。工况1时,闸板处于开启状态,介质均匀充满防喷器内腔；工况2时,闸板关闭并与腔体上部密封,阻止了介质流通,因此腔体上部柱形通道内无介质(即此处不施加压力)。

图3-a)和图3-b)分别为工况1和工况2条件下壳体的Tresca等效应力云图。由图3可以看出工况1条件下最大应力出现在上部的密封垫圈凹槽边缘处(节点号36205，见图3-a)中“最大”处),达到301.09 MPa,工况2最大应力出现在壳体下部螺栓孔边缘(节点号191948，见图3-b)中“最大”处),达到280.57 MPa。除局部高应力区域外,壳体整体处于弹性范围且尚有较大裕量。

a)工况1a)Working condition 1

b)工况2b)Working condition 2

根据应力分布情况,在壳体结构中选取具有危险性和代表性的5条路径,路径具体位置见图4。其中路径1、路径2沿壳体厚度方向穿过密封垫圈凹槽边缘处,路径3、路径4为腔体内壁上下边缘,路径5通过壳体下部螺栓孔边缘。由于设备在常温下工作,因此重点考察壳体结构的局部静强度,不考虑温差应力。JB 4732—1995规定:一次局部薄膜应力强度(SⅡ)小于1.5KSm,一次总体薄膜应力强度(SⅠ)小于KSm,一次薄膜加一次弯曲应力强度(SⅢ)小于1.5KSm，K为载荷组合系数。由于不考虑风和地震载荷,此处K值取1，计算结果见表1。从表1可知路径5(螺栓孔边缘)位置处应力强度不满足许用限值,“—”处由于应力值较低不做分析。

图4 路径具体位置示意图Fig.4 Schematic plot of paths location

表1 应力强度评定表

相比常规设计,采用应力分类法进行设备设计能够对不同部位应力进行区分,充分发挥材料的承载潜力。但有些应力难以准确分类,强度分析时可能产生安全裕度不足或保守的情况。JB 4732—1995提到,如果加载载荷不超过结构极限载荷的2/3,那么设备应力评定不需要满足SⅠ、SⅡ、SⅢ的许用值有关规定。因此极限载荷法可作为应力分类法的替代方法,两种方法满足其一即可。故采用极限载荷法对壳体做进一步分析。

2.2 极限载荷法分析

采用JB 4732—1995中的极限载荷法,基于理想弹塑性材料模型计算壳体结构的极限载荷。由于极限分析涉及材料的塑性变形,以壳体在50 MPa时的应力状态为例进行分析,此时部分区域的材料进入塑性状态,见图5。

b)工况2b)Working condition 2

由图5-a)可以看出,内腔的边角位置应力较大,最大应力出现在壳体两侧螺栓孔的边缘线上。由于工况2条件下上部圆柱通道内侧没有压力载荷,因此能明显看到图5-b)的上部区域整体应力偏小。

为进一步了解设备内部的应力情况,以路径-A为例,分析沿壳体厚度方向上的Tresca等效应力分布情况,结果见图6。

图6 路径-A应力分布图Fig.6 Stress distribution on Path-A

由图6可知,工况1条件下应力沿厚度方向逐渐减小,而工况2条件下在沿厚度中心处应力达到最大。当压力为25 MPa时,除局部应力集中区域应力超过屈服应力,壳体结构总体处在弹性状态。工况2条件下总体应力水平低于工况1条件下总体应力水平,在腔体内表面处,两工况应力差别较大,当达到壳体中心厚度时两者接近。另外,考察了壳体结构在较高压力下(60 MPa和80 MPa)的应力分布,此时结构进入塑性状态。由图6可以看出,在厚度中心位置处工况2条件下的应力超过工况1条件下的应力。

图7为壳体结构最大位移与载荷曲线。由图7可以看出，随着载荷逐渐增大,壳体结构最大位移不断增大,先呈线性变化,当载荷增大到一定水平时,很小的载荷增量会使变形显著增加,表明壳体结构由弹性状态进入屈服状态并产生塑性流动,随后将逐步发展到整体结构发生不可限制的塑性变形,因而失去承载能力。当载荷较小时,两种工况的载荷—应变曲线变化程度基本一致。随着载荷的增大,两种工况的应变变化幅度出现差异,工况1的应变增加幅度较大,较早产生了塑性流动。通过2倍弹性斜率准则确定设备极限载荷,并取极限载荷的2/3作为许用载荷[16-17]。图7中A、B点分别为工况1、工况2对应的极限载荷,其计算结果见表2。

图7 壳体载荷—应变曲线图Fig.7 Load-strain curves of shell

表2 极限载荷计算结果表

2.3 子模型技术分析

子模型技术是对结构局部区域进行精确分析计算的有限元技术[19-20]。使用该技术可以在原有计算和分析基础上,对关键部位和区域进行提取,并进一步深化模型细节,然后完成详细计算。在减少计算时间和保证计算精度前提下,可以更有效地进行局部结构应力分析。

2.3.1 子模型建立及计算结果

针对上述2.1节中工况1条件下密封圈凹槽边缘应力较高的现象,对边缘作倒圆角处理。由于仅涉及局部模型细化修改,因此采用子模型技术对局部高应力区域进行分析,以减少计算耗时并提高计算精度。子模型有限元模型见图8,其中子模型中圆角处均进行了网格细化。

图8 子模型有限元模型图Fig.8 Finite element model of sub model

子模型和总模型对应位置的应力分布见图9,其中图9-a)为总模型应力分布,图9-b)为子模型应力分布。由图9可以看出,子模型中最大应力为262.46 MPa,出现在倒角处且较总模型应力有所降低。子模型中沿厚度方向应力分布较为平均,整体处于较低的应力水平。对子模型的路径1(对应图4中路径1)进行应力线性化分析,计算得到SⅡ为42.25 MPa,相比整体模型计算结果减少27%。SⅢ为53.91 MPa,相比整体模型计算结果减少36%。

a)总模型a)General model

b)子模型b)Sub model

2.3.2 切割边界验证

子模型是总模型的一部分,计算时需要从总模型中提取子模型边界,并施加到子模型计算边界上。将子模型外壁及对称面设为切割边界,见图10。为便于对比边界处应力数值的差异,设立边界面上路径-B,见图11。图11中子模型路径从边界处选取,总模型路径从总模型中边界处位置选取,路径方向均由下至上。由图11可以看出，子模型和总模型在切割边界上的应力分布情况基本一致,说明子模型与总模型应力场能够较好匹配,因此子模型切割边界的选取是准确的,可以应用子模型进行详细的局部应力分析和评定。

图10 子模型切割边界图Fig.10 Cut boundary of sub model

a)应力分布a)Stress distribution

b)边界位置b)Boundary path

3 结论

依据JB 4732—1995,采用分析设计的应力分类法和极限载荷法对某单闸板防喷器进行应力计算和评定,并应用子模型技术对重点区域做局部优化和详细分析。研究得出以下主要结论。

1)采用基于线弹性材料的应力分类法和基于理想弹塑性材料模型的极限载荷法法,对防喷器壳体结构进行应力计算,分别考虑闸板开启和闸板关闭两种工况,并对高应力危险区域进行应力分析评定。分析表明,设备壳体强度满足JB 4732—1995标准要求,并且尚存在一定裕度。

2)运用子模型技术,在原有结构模型和分析结果处理的基础上,对局部危险区域进行优化调整并分析验证了切割边界的准确性。对壳体结构不连续处作倒圆角处理后,可减少边缘应力并均化沿厚度方向的应力分布,高应力区SⅡ、SⅢ应力强度有明显降低。该研究成果可为体量较大、结构复杂的大型设备以及载荷和结构不具有对称性的应力分析和优化提供新思路。