水下采油樹節(jié)流閥卡箍式連接器強度分析*

程子云 張 玉 張玉龍 尚麗軍 段夢蘭

(中國石油大學(xué)(北京)海洋工程研究院 北京 102249)

水下生產(chǎn)系統(tǒng)作為一種海上油氣開發(fā)技術(shù)，已在世界水下油氣田開采方面得到廣泛應(yīng)用。水下生產(chǎn)系統(tǒng)包括水下井口、水下采油樹、管匯、跨接管、水下控制系統(tǒng)、臍帶纜和海底管線等[1],水下生產(chǎn)系統(tǒng)中不同部件之間的連接主要通過水下連接器實現(xiàn)。水下連接器從原理上可以分為套筒式連接器和卡箍式連接器，其中卡箍式連接器被廣泛用于水下采油樹節(jié)流閥的連接鎖緊，起到防止節(jié)流閥內(nèi)油氣泄漏、支撐密封圈和承載復(fù)雜載荷的作用[2]。前人在卡箍式連接器研究方面有一些進展[3-7]，但在卡箍式連接器強度分析方面未見報道。本文以一種應(yīng)用于3 000 m水深的采油樹閥芯可回收式節(jié)流閥連接器為例，提出了理論分析與有限元方法相結(jié)合的卡箍式連接器強度分析方法：首先，推導(dǎo)卡箍式連接器強度分析關(guān)鍵參數(shù)計算公式；然后，根據(jù)關(guān)鍵參數(shù)計算結(jié)果建立有限元模型，得到在極限鎖緊力下法蘭型面周向應(yīng)力分布曲線；最后，分析連接器最大Mises應(yīng)力和鎖緊型面角度相互變化規(guī)律，進一步得出法蘭最佳鎖緊型面角度為10°～15°。本文方法有助于建立準(zhǔn)確的卡箍式連接器強度分析理論和有限元建模方法，可為卡箍式連接器的設(shè)計提供參考。

1 結(jié)構(gòu)組成與工作原理

1.1 結(jié)構(gòu)組成

本文主要研究了一種應(yīng)用于3 000 m水深的采油樹閥芯可回收式節(jié)流閥連接器。該連接器采用三瓣式弓形體結(jié)構(gòu)，弓形體間的運動通過鉸鏈實現(xiàn)，通過弓形體斜面壓緊法蘭實現(xiàn)夾緊功能。節(jié)流閥連接器主要結(jié)構(gòu)組成(圖1)如下：

1) 安裝板，通過螺釘連接，使卡箍式連接器安裝緊固；

2) 接口，ROV旋轉(zhuǎn)扭矩接口，接口類型為ISO 13628-8 class 4[8]；

3) 螺桿，通過螺桿螺紋傳動，實現(xiàn)卡箍鎖緊或解鎖操作；

4) 3個弓形體，是卡箍式連接器的主要鎖緊機構(gòu)，通過環(huán)向鎖緊型面實現(xiàn)鎖緊；

5) 2個傳動樞軸，其中傳動樞軸1為左旋樞軸，傳動樞軸2為右旋樞軸，傳動樞軸上有與螺桿對應(yīng)的傳動螺紋，傳動樞軸2與指針固定進行位置指示；

6) 2個連接銷，實現(xiàn)弓形體間的鉸鏈傳動；

圖1 卡箍式連接器結(jié)構(gòu)方案Fig.1 Structure of the clamp connector

7) 指針，用于位置指示，指向L為鎖緊狀態(tài)，指向U為解鎖狀態(tài)。

卡箍式連接器采用卡箍夾緊原理將節(jié)流閥閥體法蘭與節(jié)流閥驅(qū)動器法蘭緊固連接，并利用螺桿的螺紋進行自鎖(圖2)。ROV通過ROV扭矩接口順時針旋轉(zhuǎn)螺桿，左旋樞軸和右旋樞軸由螺桿傳動分別朝螺桿中心水平移動，直到指示指針指向解鎖位置L，即為長箍鎖緊；反之，ROV通過旋轉(zhuǎn)扭矩接口逆時針旋轉(zhuǎn)螺桿，左旋樞軸和右旋樞軸由螺桿傳動分別朝螺桿兩端水平移動，直到指示指針指向鎖緊位置U，即為卡箍解鎖。

圖2 卡箍式連接器鎖緊過程Fig.2 Locking process of clamp connector

1.2 工作原理

卡箍式連接器主要由3個卡箍弓形體鉸接而成一條鉸鏈機構(gòu)，連接器功能實現(xiàn)結(jié)構(gòu)主要有3個，即由三瓣弓形體組成的卡箍、傳動轉(zhuǎn)矩的傳動螺桿以及操控的ROV扭矩接口。傳動螺桿左右兩側(cè)設(shè)有左旋螺紋與右旋螺紋，螺桿與樞軸形成螺紋絲桿副機構(gòu)，螺桿轉(zhuǎn)動時左右兩個樞軸沿螺桿方向反向(或相向)移動，使三瓣弓形體抱緊或張開。

由三瓣弓形體組成的卡箍設(shè)計有卡箍型面，用于長箍鎖緊。當(dāng)兩個樞軸做合攏運動時，扭轉(zhuǎn)傳動螺桿形成的軸向拉力將卡箍拉緊，卡箍型面與法蘭型面貼合；抱緊時沿法蘭斜面的正壓力產(chǎn)生沿法蘭軸向的壓緊力，使卡箍壓緊上下法蘭，并將上下法蘭受到的軸向預(yù)緊力傳給密封圈，使密封圈變形與上下法蘭形成線接觸，達到密封效果。

ROV扭矩接口可以通過水下機器人的機械手進行操控。同時，指示連接鎖緊狀態(tài)的指針安裝在樞軸上，通過樞軸的移動來指示連接器的鎖緊狀態(tài)，且便于觀察。

2 強度分析參數(shù)計算

2.1 主要性能指標(biāo)

節(jié)流閥工作過程中主要承受內(nèi)壓作用，保證節(jié)流閥密封性能是卡箍式連接器正常工作的關(guān)鍵，因此密封壓力是主要性能指標(biāo)。本文用于3 000 m水深的采油樹閥芯可回收式節(jié)流閥連接器測試內(nèi)壓為103.4 MPa。

2.2 預(yù)緊力計算

要保證法蘭墊片密封良好，須施加足夠的力壓緊墊片，這個力稱為預(yù)緊力，它是影響密封的一個重要因素。預(yù)緊力必須足夠大才能使墊圈壓緊并形成初始密封條件，但又不能大到將墊圈壓壞或擠出。

為保證節(jié)流閥法蘭在工作時法蘭墊片依然具有良好密封性，經(jīng)計算所得的靜密封壓力為

(1)

式(1)中：FG為靜密封壓力；p為測試內(nèi)壓；Sv為節(jié)流閥截面積；D為法蘭公稱直徑。

在實際使用中，連接器會受到?jīng)_擊和擾動作用而造成密封失效風(fēng)險。取2倍的安全系數(shù)，根據(jù)式(2)計算得到的預(yù)緊力為2 685.2 kN。

T=nvFG

(2)

式(2)中：T為預(yù)緊力；nv為節(jié)流閥工作安全系數(shù)。

2.3 鎖緊力分析

鎖緊力為工作壓力下保證閥法蘭密封性能而對傳動螺桿施加的軸向拉力，只有對傳動螺桿施加足夠大的軸向拉力時，才能保證在工作壓力下法蘭墊片的密封性能。

通過對法蘭斜面進行受力分析(圖3)，將法蘭鎖緊所需的軸向預(yù)緊力轉(zhuǎn)化為徑向作用力，最后得出鎖緊所需螺桿提供的軸向鎖緊力。

注：θ1為鎖緊型面摩擦角；α為合力F與x軸夾角;Fa為夾緊過程中斜面所受摩擦力；Fb為斜面所受正壓力；F為斜面所受合力；Fx為合力徑向分力；Fy為合力軸向分力，是鎖緊所需的預(yù)緊力T，且鎖緊過程中卡箍鎖緊型面受到法蘭斜面反向作用力，在鎖緊型面上產(chǎn)生徑向向外推開的趨勢(其值等于Fx)。

圖3弓形體夾緊型面受力分析
Fig.3Forceanalysisofclamplockingsurface

由庫倫滑動摩擦基本定律有

(3)

(4)

(5)

式(3)～(5)中：μ為摩擦系數(shù),取鋼對鋼摩擦系數(shù)為0.1；θ1為鎖緊型面摩擦角，斜面與x軸夾角為15°。

考慮卡箍是整體受力，假設(shè)卡箍型面受力均勻，卡箍將在圓周方向上形成線性均布力F′,即

(6)

在弓形體2(圖4)上取其一小段dθ，其受力為F′dθ，對整個弓形體2建立力學(xué)平衡方程,即

圖4 弓形體2力學(xué)模型Fig.4 Force analysis of tortoise 2

(7)

∑Fx=0

(8)

F1=F2

(9)

式(7)～(9)中：F1為弓形體2受左連接銷釘作用力；F2為弓形體2受右連接銷釘作用力；θ2為F1和F2與水平方向夾角，為30°。

同理,在弓形體1(圖5)上取微元dθ，其受力為F′dθ，對整個弓形體1建立平衡方程,即

-f1cosθ3=0

(10)

(11)

式(10)、(11)中：f1為弓形體1受連接銷作用力；F3為弓形體1受傳動樞軸作用力；θ3為f1與水平方向夾角，為30°。

圖5 擺動弓形體1力學(xué)模型Fig.5 Force analysis of tortoise 1

傳動樞軸作用力由傳動螺桿提供，是卡箍連接器鎖緊所需的鎖緊力。由式(10)、(11)解得保證法蘭密封所需的傳動螺桿軸向鎖緊力為4.84×105N?？梢姡啾扔诼菟ㄟB接器，卡箍式連接器只需要很小的鎖緊力就能實現(xiàn)法蘭間的密封功能。

2.4 螺桿螺紋確定

螺桿是連接器中的關(guān)鍵部件，鎖緊過程中螺桿軸向鎖緊力是螺桿設(shè)計的主要參數(shù)。鎖緊力不能過小，要滿足卡箍能夠鎖緊法蘭的要求；但又不能過大，否則會超過螺桿強度，破壞傳動螺桿螺紋牙，或者直接拉斷螺桿。因此，螺桿參數(shù)確定對于卡箍式連接器至關(guān)重要。連接器螺桿設(shè)計參數(shù)為旋合長度和旋合圈數(shù)，分別為30 mm和10圈。

螺桿材料選用高強度合金鋼，材料強度等級為10.9，確定材料為4140合金鋼，材料極限強度1 080 MPa，屈服強度為930 MPa，根據(jù)式(12)確定螺桿公稱直徑。

(12)

式(12)中：FT為螺桿設(shè)計拉力，為4.84×105N；Ss為螺桿截面積；[σs]為螺桿材料屈服極限；ns為螺桿工作安全系數(shù)，取4。

由式(12)計算得到螺桿直徑為51.38 mm，確定螺桿公稱直徑為52 mm。

傳動螺紋一般選擇矩形螺紋、梯形螺紋或者鋸齒螺紋。本文選擇梯形螺紋，螺距為3 mm；運動傳遞要求一定的精度和效率，多選擇多線螺紋，選擇線數(shù)為2，導(dǎo)程為6 mm，螺紋公差等級選擇7e。

綜合上述分析，確定連接器螺桿螺紋類型為Tr52x3-7e(表1)。

表1 Tr52x3-7e型螺紋參數(shù)Table 1 Parameters of Tr52x3-7e thread

水下連接器在鎖緊時都需要依靠一些機械結(jié)構(gòu)實現(xiàn)自鎖功能，避免在工作時發(fā)生解鎖現(xiàn)象造成重大事故?？ü渴竭B接器主要依靠螺桿自鎖性能來完成連接器的自鎖功能,螺栓自鎖驗證由式(13)、(14)來實現(xiàn)。

(13)

(14)

式(13)、(14)中：γ為螺紋升角；Ph為導(dǎo)程；d為螺紋公稱直徑；φ為螺紋當(dāng)量摩擦角；f為螺桿摩擦系數(shù)，取0.1；β為螺紋牙側(cè)角，為30°。γ<φ滿足反行程自鎖條件。

ROV在水下操作鎖緊卡箍連接器時，應(yīng)保證其操作力矩不能太大，否則可能會扭壞傳動螺桿，破壞螺桿螺紋使其不能正常工作，嚴重時可能造成螺桿被拉斷，引起嚴重后果。

3 有限元分析

采油樹水下節(jié)流閥及連接器材料選擇遵循API 6A標(biāo)準(zhǔn)[9]，連接器弓形體材料強度遠遠大于法蘭材料強度，因此判斷上下法蘭為薄弱構(gòu)件。為了計算方便，將3個弓形體定義成剛體。

3.1 模型材料參數(shù)選擇

卡箍連接器模型比較復(fù)雜，形狀不規(guī)則，校核時造成理論計算困難。此次校核使用有限元的方法確定了各部件的材料參數(shù)(表2)。

表2 連接器材料參數(shù)Table 2 Material parameters of connector

3.2 模型簡化

相對于原始模型，本文建立的有限元模型(圖6)刪掉了連接銷、傳動螺桿和傳動樞軸，簡化了法蘭模型，對上法蘭進行倒角處理，下法蘭不進行倒角處理。弓形體主要通過傳動樞軸進行傳動，建模分析時直接將其與弓形體接觸的面耦合成一點，對耦合點加載。

上下法蘭接觸面建立tie連接，法蘭斜面與3個弓形體型面建立接觸連接，摩擦系數(shù)為0.1。弓形體2和擺動弓形體1、弓形體2和擺動弓形體3間的接觸面建立接觸連接，沒有摩擦。弓形體1與連接銷1接觸的面耦合成點1，弓形體2與連接銷1接觸的面耦合成點2，點1與點2建立hinge連接；弓形體3與連接銷2接觸的面耦合成點3，弓形體2與連接銷2接觸的面耦合成點4，點3與點4建立hinge連接；將弓形體1與傳動樞軸接觸的面耦合成點5，弓形體2與傳動樞軸接觸的面耦合成點6，對點5和點6加載(圖6)。模擬夾緊過程傳動樞軸對弓形體的力作用，研究傳動螺桿在最大拉力時的連接器受力情況。

圖6 連接器有限元模型Fig.6 Finite element model of connector

3.3 計算結(jié)果

由法蘭應(yīng)力分布(圖7)可以看出，夾緊過程中擺動弓形體1和擺動弓形體3在傳動螺桿作用下由原來的張開狀態(tài)作夾緊運動，弓形體外端位移最大；夾緊過程中先與法蘭斜面接觸，所以此處的應(yīng)力也最大，其他地方應(yīng)力分布較為均勻，且呈現(xiàn)對稱分布。除了少數(shù)應(yīng)力集中點應(yīng)力較大(達到313 MPa)，大部分地方應(yīng)力為200 MPa左右。

圖7 法蘭受力云圖Fig.7 Stress cloud of clamp

對于閥體法蘭來說，應(yīng)力沿著型面分布是不均勻的(圖8)。型面上與鎖緊弓形體接觸的外端存在應(yīng)力集中，并且越向內(nèi)部應(yīng)力逐漸減小，這可能是由于鎖緊過程中弓形體隨著連接銷轉(zhuǎn)動，外部轉(zhuǎn)動幅度最大導(dǎo)致外部應(yīng)力最大。分析認為，針對卡箍式連接器的法蘭型面應(yīng)力平均分布理論是不準(zhǔn)確的，應(yīng)該尋找更加準(zhǔn)確的理論假設(shè)方法研究卡箍式連接器。通過上下兩個型面應(yīng)力比較，發(fā)現(xiàn)下面倒角的型面應(yīng)力小于未倒角的型面應(yīng)力，說明倒角能夠一定程度減小應(yīng)力集中現(xiàn)象。

圖8 上下法蘭型面環(huán)向應(yīng)力分布Fig.8 Top and bottom flange surface stress distribution

進一步研究不同型面角時法蘭所受到的最大Mises應(yīng)力(圖9)，可以看出：隨著型面水平角減小，法蘭受到的最大應(yīng)力逐漸減小；當(dāng)型面水平角減小到15°后，最大應(yīng)力減小的幅度趨于緩和；較小的型面水平角不僅受到的最大應(yīng)力小，而且能夠產(chǎn)生比較大的軸向夾緊力，有利于鎖緊效果；但是水平角趨近于0時，鎖緊操作難以實現(xiàn)。因此，分析認為最佳的型面角應(yīng)選10°～15°。

圖9 法蘭型面最大應(yīng)力與型面角度變化關(guān)系Fig.9 The relationship of max Mises stress and locking surface angle of bottom flange surface

4 結(jié)論

1) 通過對一種應(yīng)用于3 000 m水深的水下采油樹節(jié)流閥三瓣卡箍式連接器進行分析，得出卡箍式連接器工作工況下鎖緊力、預(yù)緊力和ROV最大操作力矩計算理論方法。運用有限元方法對連接器主要結(jié)構(gòu)進行全尺寸3D建模分析，建模時采用新型的hinge連接形式省略了弓形體之間的連接銷。

2) 對卡箍式連接器進行有限元計算發(fā)現(xiàn)，這種連接器鎖緊過程中應(yīng)力沿鎖緊弧面分布很不均勻，在弓形體鎖緊端存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，說明卡箍計算時一般采用的力均勻分布假設(shè)是不準(zhǔn)確的，而且鎖緊型面進行倒角能夠一定程度減小應(yīng)力集中現(xiàn)象。

3) 鎖緊型面最大應(yīng)力隨水平角減小而減小，當(dāng)水平角小于15°后，最大應(yīng)力變化不明顯；而且水平角越小，產(chǎn)生的軸向夾緊力越大，但鎖緊型面水平角過小時鎖緊操作難以實現(xiàn)，因此最佳的水平角應(yīng)設(shè)計為10°～15°。