采油井口装置用闸阀阀体的三维静态有限元分析

2013-07-19 刘广君北方民族大学材料科学与工程学院

　　以某厂生产的采油井口装置用闸阀为例，建立了阀体的三维实体模型，采用ANSYS平台，对工作和静水压试验工况下的阀体进行了有限元计算，按第四强度理论和阀门设计标准进行了结果分析。结果表明，局部存在高应力区域，但总体上该设计是安全的。

　　采油树是井口装置的重要组件之一，主要由套管闸门、总闸门、生产闸门、清蜡闸门、油管四通或三通及油嘴等部件组成，用以控制和调节油井的自喷生产，引导喷出的油气进入输油管线，保证录取油压、套压、计量油、气产量、取样及清蜡等工作^[1，2]。工作过程中，井口装置承受高压作用，是典型的特种设备，其每个组成零部件都需有足够的强度。因此，为了保证井口装置在运行过程中的安全性和使用寿命，对井口装置进行受力分析，找出应力分布规律和危险部位，对改进井口装置设计是必要的。

　　闸阀是井口装置的关键部件，90年代中期，由于计算方法的限制，只能根据工程力学中的一些经验公式和简化方法来进行估算，这种计算并不能全面反映阀体这样复杂结构的受力情况，也不能给设计人员指出阀体的薄弱环节和改进措施。90年代后期，随着计算机技术和力学理论的发展，有限元法在阀门产品的设计和分析中发挥了重要作用^[3，4]。笔者以某石油机械厂生产的井口装置用闸阀为例，采用有限元法和ANSYS平台对阀体的强度进行了计算，并将计算结果与简化计算结构进行了对比，为采油井口装置用阀体的设计和改进提供了参考依据。

1、井口装置用闸阀阀体的理论简化计算

　　闸阀阀体可简化为等壁厚的厚壁圆筒，其内径为r1、外径为r2，令r2/r1=k。若筒体轴向很长，且不计筒体端部的影响，筒体的几何形状、载荷和支承沿z轴均没有变化，筒体沿轴线方向的应变为常数。根据弹性力学理论和拉梅公式，可得在均匀内压p的作用下，筒壁上任一点处的径向应力σr、切向应力σt和轴向应力σz^[5]：

　　其中径向应力σr为压应力，切向应力σt为拉应力，轴向应力σz为拉应力。最大切向应力σmax出现在r=r1的内壁处，由式(1)可得：

　　井口装置闸阀阀体常选用塑性材料制成，故在对阀体进行强度计算时，选用第四强度理论进行校核。由第四强度理论(形状改变比能理论)可知阀体材料的等效应力σ应满足：

　　将闸阀阀体的内外径r1、r2，工作内压p代入式(3)计算，得内壁处等效应力σ=243MPa。

2、井口装置用闸阀阀体的有限元分析

　　2.1、阀体的设计参数

　　井口装置用闸阀阀体结构如图1所示，阀门的技术条件如下：材料 ZG35Mo；弹性模量 205GPa；屈服极限 560MPa；强度极限 720MPa；泊松比 0.29；工作温度 0~50e；额定工作压力 0~35MPa；水压试验压力 70MPa。

图1 闸阀阀体结构示意图

　　2.2、阀体模型的简化和建立

　　基于ANSYS平台对DN52闸阀阀体进行了实体建模，建模过程中严格按照图纸要求进行，对不影响应力分析的铸造圆角、小的倒角等细小结构进行了简化。考虑到阀体的结构和载荷均对称，为节省计算资源，同时为了将阀体内腔暴露出来，便于载荷施加，取阀体的1/2模型进行计算。阀体为非规则的实体，采用10节点四面体单元，通过Te-tMesh完成对阀体的网格的自动划分，对可能产生应力集中的区域进行了网格的局部细化，网格划分结构如图2所示。

图2 网格划分

　　2.3、边界条件和载荷

　　阀体工作压力为35MPa，根据SY/T5127-20025《井口装置和采油树规范》可知，阀体的水压试验压力为70MPa^[6，7]。考虑两种工况：工作时，阀体内表面施加载荷为35MPa;水压试验时，阀体内表面施加载荷为70MPa。

　　阀门在工作时，阀体的外表面有较好的保温材料包裹，可认为阀体温度分布是均匀的，系统的热应力很小，在此不做分析。另外，在模型中没有考虑螺栓的预紧力和阀体自重产生的影响。

　　由于对称性，规定xoy平面上不许有z方向位移。工作状态时，阀体的两端及顶端均与管线连接，而水压试验时，阀体的两端及中端均用盲板封住，并固定在试验装置上，故把阀体两端和顶端看作简支约束，在对称面和法兰各端上施加相应的位移约束。施加边界条件和载荷后的有限元计算模型如图3所示。

图3 有限元计算模型

　　2.4、有限元计算结果分析

　　通过计算，获得了阀体详细的应力应变分布情况和等效最大应力的实际位置。笔者采用第四强度理论，以等值线的形式给出阀体工作和水压试验时的应力分布情况(图4、5)。从图4、5中可以看出，结构的危险部位在其内表面，相惯线部位的应力值较大，有应力集中的现象，而远离相惯线部位应力值大幅度降低，趋于平坦。

图4 工作时等效应力

图5 试压时等效应力

　　工作和水压试验时，应力分布规律趋势一致，相惯交叉处等效应力值最大，分别为419.092、790.858MPa。试压时，等效应力值已高于其屈服极限560MPa，根据自增强理论，承受内压的设备服役前做适度超载处理，使其应力集中处发生塑性变形，产生残余压应力，提高其弹性承载能力，再考虑应力集中现象。因此阀体承受790MPa的试压载荷是不会对其承载能力产生过多的不良影响[4]，增大过渡圆角、相惯直径或服役前适当超载处理，均可提高其弹性承载能力和疲劳寿命。

　　工作时，除去个别的坏单元和应力集中区域，连续区域应力值多在54.052~373.463MPa，高峰值(190.942~373.463MPa)主要集中在阀座与阀体相连接的密封面处，原因是该处为结构不连续处，按峰值370MPa计算，安全系数为1.50。同理，试压时安全系数为1.02，应力校核条件满足σ≤[σ]。

　　对比等效应力的有限元计算和理论计算结果，可知有限元计算值是理论值的1.5倍，故在进行井口阀体初步结构设计和强度计算时，可将阀体内压乘1.5后，代入理论简化公式计算。

　　水压试验下的阀体总的x轴向位移和阀体总变形分别如图6、7所示。阀体与阀板接触处轴向最大位移值为0.0145mm，与阀板相接触区域的总变形值为0.0509~0.0764mm，平均值为0.0637mm。考虑阀体刚体要求及其密封性，按总位移L≤0.001DN计算[8]，总位移应小于0.065mm(阀体直径为65mm)，对比有限元计算结构，可知密封效果好，满足设计要求。