程子云 張 玉 張玉龍 尚麗軍 段夢(mèng)蘭

(中國(guó)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(shí)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(jìn)展[3-7]，但在卡箍式連接器強(qiáng)度分析方面未見報(bào)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(qiáng)度分析方法：首先，推導(dǎo)卡箍式連接器強(qiáng)度分析關(guān)鍵參數(shù)計(jì)算公式；然后，根據(jù)關(guān)鍵參數(shù)計(jì)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(jìn)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(qiáng)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(jì)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(yùn)動(dòng)通過鉸鏈實(shí)現(xiàn)，通過弓形體斜面壓緊法蘭實(shí)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(dòng)，實(shí)現(xiàn)卡箍鎖緊或解鎖操作；

4) 3個(gè)弓形體，是卡箍式連接器的主要鎖緊機(jī)構(gòu)，通過環(huán)向鎖緊型面實(shí)現(xiàn)鎖緊；

5) 2個(gè)傳動(dòng)樞軸，其中傳動(dòng)樞軸1為左旋樞軸，傳動(dòng)樞軸2為右旋樞軸，傳動(dòng)樞軸上有與螺桿對(duì)應(yīng)的傳動(dòng)螺紋，傳動(dòng)樞軸2與指針固定進(jìn)行位置指示；

6) 2個(gè)連接銷，實(shí)現(xiàn)弓形體間的鉸鏈傳動(dòng)；

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(dòng)器法蘭緊固連接，并利用螺桿的螺紋進(jìn)行自鎖(圖2)。ROV通過ROV扭矩接口順時(shí)針旋轉(zhuǎn)螺桿，左旋樞軸和右旋樞軸由螺桿傳動(dòng)分別朝螺桿中心水平移動(dòng)，直到指示指針指向解鎖位置L，即為長(zhǎng)箍鎖緊；反之，ROV通過旋轉(zhuǎn)扭矩接口逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)螺桿，左旋樞軸和右旋樞軸由螺桿傳動(dòng)分別朝螺桿兩端水平移動(dòng)，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(gè)卡箍弓形體鉸接而成一條鉸鏈機(jī)構(gòu)，連接器功能實(shí)現(xiàn)結(jié)構(gòu)主要有3個(gè)，即由三瓣弓形體組成的卡箍、傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩的傳動(dòng)螺桿以及操控的ROV扭矩接口。傳動(dòng)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(jī)構(gòu)，螺桿轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)左右兩個(gè)樞軸沿螺桿方向反向(或相向)移動(dòng)，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(jì)有卡箍型面，用于長(zhǎng)箍鎖緊。當(dāng)兩個(gè)樞軸做合攏運(yùn)動(dòng)時(shí)，扭轉(zhuǎn)傳動(dòng)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(shí)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(dá)到密封效果。

ROV扭矩接口可以通過水下機(jī)器人的機(jī)械手進(jìn)行操控。同時(shí)，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(dòng)來指示連接器的鎖緊狀態(tài)，且便于觀察。

2 強(qiáng)度分析參數(shù)計(jì)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(cè)試內(nèi)壓為103.4 MPa。

2.2 預(yù)緊力計(jì)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(gè)力稱為預(yù)緊力，它是影響密封的一個(gè)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(shí)法蘭墊片依然具有良好密封性，經(jīng)計(jì)算所得的靜密封壓力為

(1)

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

在實(shí)際使用中，連接器會(huì)受到?jīng)_擊和擾動(dòng)作用而造成密封失效風(fēng)險(xiǎn)。取2倍的安全系數(shù)，根據(jù)式(2)計(jì)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(duì)傳動(dòng)螺桿施加的軸向拉力，只有對(duì)傳動(dòng)螺桿施加足夠大的軸向拉力時(shí)，才能保證在工作壓力下法蘭墊片的密封性能。

通過對(duì)法蘭斜面進(jìn)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(shì)(其值等于Fx)。

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

由庫(kù)倫滑動(dòng)摩擦基本定律有

(3)

(4)

(5)

式(3)～(5)中：μ為摩擦系數(shù),取鋼對(duì)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(duì)整個(gè)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(duì)整個(gè)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(dòng)樞軸作用力；θ3為f1與水平方向夾角，為30°。

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

傳動(dòng)樞軸作用力由傳動(dòng)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(dòng)螺桿軸向鎖緊力為4.84×105N?？梢?，相比于螺栓連接器，卡箍式連接器只需要很小的鎖緊力就能實(shí)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(jì)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(huì)超過螺桿強(qiáng)度，破壞傳動(dòng)螺桿螺紋牙，或者直接拉斷螺桿。因此，螺桿參數(shù)確定對(duì)于卡箍式連接器至關(guān)重要。連接器螺桿設(shè)計(jì)參數(shù)為旋合長(zhǎng)度和旋合圈數(shù)，分別為30 mm和10圈。

螺桿材料選用高強(qiáng)度合金鋼，材料強(qiáng)度等級(jí)為10.9，確定材料為4140合金鋼，材料極限強(qiáng)度1 080 MPa，屈服強(qiáng)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(jì)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(jì)算得到螺桿直徑為51.38 mm，確定螺桿公稱直徑為52 mm。

傳動(dòng)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(yùn)動(dòng)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(jí)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(shí)都需要依靠一些機(jī)械結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)自鎖功能，避免在工作時(shí)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(yàn)證由式(13)、(14)來實(shí)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(shí)，應(yīng)保證其操作力矩不能太大，否則可能會(huì)扭壞傳動(dòng)螺桿，破壞螺桿螺紋使其不能正常工作，嚴(yán)重時(shí)可能造成螺桿被拉斷，引起嚴(yán)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(qiáng)度遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于法蘭材料強(qiáng)度，因此判斷上下法蘭為薄弱構(gòu)件。為了計(jì)算方便，將3個(gè)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(shí)造成理論計(jì)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(jiǎn)化

相對(duì)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(dòng)螺桿和傳動(dòng)樞軸，簡(jiǎn)化了法蘭模型，對(duì)上法蘭進(jìn)行倒角處理，下法蘭不進(jìn)行倒角處理。弓形體主要通過傳動(dòng)樞軸進(jìn)行傳動(dòng)，建模分析時(shí)直接將其與弓形體接觸的面耦合成一點(diǎn)，對(duì)耦合點(diǎn)加載。

上下法蘭接觸面建立tie連接，法蘭斜面與3個(gè)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(dòng)弓形體1、弓形體2和擺動(dòng)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(diǎn)1，弓形體2與連接銷1接觸的面耦合成點(diǎn)2，點(diǎn)1與點(diǎn)2建立hinge連接；弓形體3與連接銷2接觸的面耦合成點(diǎn)3，弓形體2與連接銷2接觸的面耦合成點(diǎn)4，點(diǎn)3與點(diǎn)4建立hinge連接；將弓形體1與傳動(dòng)樞軸接觸的面耦合成點(diǎn)5，弓形體2與傳動(dòng)樞軸接觸的面耦合成點(diǎn)6，對(duì)點(diǎn)5和點(diǎn)6加載(圖6)。模擬夾緊過程傳動(dòng)樞軸對(duì)弓形體的力作用，研究傳動(dòng)螺桿在最大拉力時(shí)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(jì)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(dòng)弓形體1和擺動(dòng)弓形體3在傳動(dòng)螺桿作用下由原來的張開狀態(tài)作夾緊運(yùn)動(dòng)，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(duì)稱分布。除了少數(shù)應(yīng)力集中點(diǎn)應(yīng)力較大(達(dá)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(duì)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(dòng)，外部轉(zhuǎn)動(dòng)幅度最大導(dǎo)致外部應(yīng)力最大。分析認(rèn)為，針對(duì)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(gè)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(jìn)一步研究不同型面角時(shí)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??；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(shí)，鎖緊操作難以實(shí)現(xiàn)。因此，分析認(rèn)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(duì)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(jìn)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(jì)算理論方法。運(yùn)用有限元方法對(duì)連接器主要結(jié)構(gòu)進(jìn)行全尺寸3D建模分析，建模時(shí)采用新型的hinge連接形式省略了弓形體之間的連接銷。

2) 對(duì)卡箍式連接器進(jìn)行有限元計(jì)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(jì)算時(shí)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(jìn)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(shí)鎖緊操作難以實(shí)現(xiàn)，因此最佳的水平角應(yīng)設(shè)計(jì)為10°～15°。