2FZ28-140型雙閘板防噴器殼體優化設計

張 川, 劉亞洲, 杜文波, 劉 鳴, 蔣發光, 魯燕山, 李朝均, 趙 琳

(1.四川寶石機械鉆采設備有限責任公司, 四川 廣漢 618300; 2.川慶鉆探試修公司 重慶項目部, 重慶400021; 3.西南石油大學 機電工程學院, 成都 610500)

隨著油氣開采向深層油氣和特種油氣發展,高溫、超高壓問題日益顯著,對高性能防噴器的需求迫切[1-2],其中的雙閘板防噴器殼體的形狀復雜、工況多變、承壓高,其強度性能、結構合理性、使用安全性備受關注[17]。謝新設等[3]在解決關鍵技術基礎上,研制出一種FZ35-105型防噴器。晏祥慧[4]、鄭泳[5]等分析了閘板防噴器殼體與側門的極限承載能力。嚴金林等[6]對雙閘板防噴器殼體進行理論強度計算和數值模擬分析。唐洋等[7]對單閘板防噴器開展試驗測試和有限元分析,并指出應力集中的危險區域。張寶生[8]等通過MSC Marc 軟件建立有限元模型,模擬可變徑閘板防噴器的工作過程,分析應力的分布和變化規律。祝傳鈺等[9]考慮防噴器各部件的相互作用力,采用彈塑性分析方法對防噴器進行強度分析。師波等[10]對2FZ35-70型雙閘板防噴器駐廠監理過程中存在的質量問題進行分析和總結。安心鑫等[11]利用化學分析、宏觀斷口分析、顯微組織和掃描電鏡及力學性能分析等方法對防噴器的材料進行分析。王鵬等[12]為分析閘板防噴器關井狀態時閘板與殼體的受力狀態,在建立整套閘板防噴器三維仿真模型的基礎上,對其承壓殼體及雙閘板進行了有限元分析。王浩華等[13]以防噴器(U形)閘板軸為研究對象,分析了閘板軸軸身受力與軸身應力集中位置,并對其進行結構優化。梁向東等[14]應用子模型技術提取結構危險部位,分析整體和局部應力狀態。Tiejun Lin[15]等通過實驗方法和有限元模型來研究閘板防噴器的斷裂機理。相關研究表明,對140 MPa高壓下雙閘板防噴器殼體的強度探究和結構優化較為缺乏。

當前,防噴器正向140 MPa、179 ℃及以上的性能邁進。如何既滿足強度要求,又達到結構優化成為防噴器設計者的研究課題。本文以2FZ28-140型雙閘板防噴器殼體為研究對象,研究不同工況下防噴器殼體的應力分布規律。采用響應曲面法,以殼體質量、最大應力、薄膜應力、彎曲應力、薄膜應力-彎曲應力組合應力為優化目標,建立設計變量和目標之間的優化函數,對殼體結構進行優化,獲得殼體的最優結構參數。

1 殼體模型建立與工況分析

基于《鉆通設備》(API Spec 16A/ISO13533)、《井口裝置和采油樹規范》(ANSI/API Spec 6A)、《固定式壓力容器》(GB150-2011)、《鍋爐和壓力容器規范》(ASME)等防噴器設計基本規范和標準,結合140 MPa、180 ℃、139.7 mm(5")鉆桿等技術要求,設計出雙閘板防噴器,如圖1所示。圖2所示為雙閘板防噴器的殼體結構,分為上下2個腔室,用于安裝全封閘板和半封閘板。

圖1 雙閘板防噴器三維模型

圖2 雙閘板防噴器殼體

結合2FZ28-140型雙閘板防噴器的技術參數,完成殼體的初步設計。建立殼體在整體試壓工況和剪切鉆具后全封工況下的分析模型與載荷模型,如圖3。整體試壓工況時,殼體承受額定工作壓力(140 MPa)和試驗壓力(206 MPa)2種試壓載荷;剪切鉆具后全封工況時(后文中簡稱全封工況),殼體需考慮額定壓力(140 MPa)工況下結構安全;過鉆桿的豎直圓柱內腔、裝閘板橢圓形截面腔均承受高壓p作用。

圖3 殼體分析模型與載荷

除內部作用壓力p外,殼體還承受上法蘭處螺栓載荷F1、下法蘭處螺栓載荷F2、液缸連接螺栓載荷F3。相比整體試壓工況,全封工況時閘板密封了上部腔室,密封面受到閘板向上推力FN作用。結合防噴器組尺寸參數、承受壓力等,計算得到殼體的載荷,如表1所示。殼體材料的彈性模量209 GPa、泊松比0.293、拉伸極限強度759 MPa、屈服強度621 MPa。

表1 雙閘板防噴器核心載荷數據

2 雙閘板防噴器殼體強度分析

殼體下法蘭面施加縱向約束,中間對開面施加對稱約束。按照如圖3所示載荷施加方式和表1所示載荷數值,在殼體內部承壓面施加對應工況的壓力p,在側門螺栓孔和上下螺栓孔處施加F1、F2、F3、FN。對2種工況下的防噴器殼體進行分析,得到結果如圖4所示。

圖4 雙閘板防噴器殼體應力云圖

由圖4a可知,額定壓力下殼體危險部位的最大等效應力為616 MPa,小于材料的屈服強度621 MPa。殼體最危險部位位于垂直主通道和2個閘板腔相貫線處,存在較大的應力集中位置。由圖4c可知,全封工況下殼體在垂直通孔與橢圓形通孔相貫部位存在應力集中,是由于閘板下方高壓鉆井液助封力的作用,使閘板與閘板腔接觸部分的接觸力較大,最大應力位于雙閘板頂部的閘板與橢圓通道接觸的區域內。為校核雙閘板防噴器殼體強度的可靠性,根據防噴器殼體尺寸參數和載荷參數,結合文獻[16]得出防噴器危險路徑的校核數據,即:薄膜應力Pm<[σ]=291 MPa;薄膜應力+彎曲應力(Pm+Pb)<1.5[σ]=437 MPa;總應力σ<σb=759 MPa。結合圖3危險路徑和圖4殼體的應力云圖,提取危險路徑應力,結果如表2所示。

表2 2種工況下路徑應力校核數據

結合表2中狀態1、狀態3分析結果,按照壓力容器的評判標準,雙閘板防噴器的殼體均滿足在140 MPa下整體試壓和全封工況2種最危險工況的強度要求。綜合評判,全封工況下相對危險。在靜水壓206 MPa下進行強度校核,其校核數據為:薄膜應力Pm≤0.95[σ]=590 MPa;當Pm≤0.67[σ]=416 MPa時薄膜應力+彎曲應力Pm+Pb≤0.67[σ]=888 MPa。提取危險路徑應力結果如表2中狀態2所示,雙閘板防噴器殼體均滿足靜水壓測試工況(206 MPa)的強度要求,其應力集中部位與額定壓力下的分布規律基本一致。

3 基于相應曲面法的雙閘板殼體多目標

參數優化

在對閘板防噴器進行多目標優化時,為避免其他非結構參數對優化結果的影響,需要對有限元分析模型的網格進行無關性驗證。對整體殼體網格選取20～10 mm的尺寸進行網格無關性驗證、對危險受力面進行局部網格加密,選取1～5 mm進行網格無關性驗證,得到如圖5所示驗證規律曲線,確定整體網格選擇10 mm、局部網格加密選擇1 mm作為網格劃分長度。

圖5 網格無關性驗證

3.1 殼體多目標優化研究

根據數值模擬的結果,選用剪切鉆具后全封工況進行殼體優化分析。分析結果顯示,殼體閘板腔高度、半徑、內部相貫線倒角對防噴器應力影響較大,下法蘭頸部高度和殼體高度對防噴器的總體質量m影響較大。因此,取下法蘭頸部高度H1、殼體高度H2、閘板腔寬度L、閘板腔半徑R1、相貫線倒角R2為結構優化變量。

1) 確定防噴器殼體的設計變量。

X=[x1;x2;x3;x4;x5]T=[H1;H2;L;R1;R2]T

(1)

2) 制定防噴器殼體的約束函數。

minxi≤xi≤maxxi(i=1,2,3,4,5)

(2)

3) 明確防噴器殼體的優化目標函數。

(3)

采用響應曲面法實現上述目標的優化設計,需要大量的設計變量試驗點。因復合中心試驗點法比其他方法產生的試驗點數多、精度高、模型性穩健[15],故采用中心復合試驗點法,生成27組設計變量的試驗點,分析結果如表3所示。

表3 計算結果

3.2 優化實施與最優模型確定

在考慮各優化變量交互影響的情況下,對上述中心試驗點法生成的試驗點和計算結果進行響應面擬合。為保證響應面擬合的準確性,再次生成3組驗證點進行有限元求解,對驗證點求解結果與擬合響應面進行誤差驗證,如表4所示。由表4可知,其中3組試驗點的計算應力σ誤差分別為0.2%、0.0%、0.4%,另外3組驗證點的誤差略高于試驗點,分別為2.6%、2.1%、2.7%。試驗點與驗證點的誤差均小于3%,證明了該組試驗點所擬合的各設計變量和優化變量之間的響應面,可以準確地預測其他任意組合參數下的目標函數值。

表4 殼體參數優化及應力誤差

基于最大等效應力、最大薄膜應力、最大彎曲應力、最大組合應力、最大質量5個目標優化函數的合結果,并按照等權重的優化原則,即各個目標函數的優化重要性相同,進行區間搜索,達到收斂,得到最終的優化結果,如表5所示。

表5 優化前后對比數據

根據表5可知,相較于原結構尺寸,最大等效應力、最大薄膜應力、最大彎曲應力、最大組合應力、最大質量分別降低了5.4%、3.4%、18.6%、11.7%、5.2%。在保證殼體強度的情況下,殼體的整體應力、質量和高度有了一定程度的降低。

為了確定殼體的強度和安全性,對優化后的結構進行建模加載,并重新進行應力校核。校核結果如圖6和表6所示。

從圖6所示應力結果(583.3 MPa)來看,相比優化前應力集中(616.3 MPa)明顯減小,且按ASME標準評價滿足強度要求。

4 結論

1) 以前期結構設計基礎建立載荷計算模型與有限元分析模型,完成2FZ28-140型雙閘板防噴器的殼體在危險工況的有限元分析與性能評價,利用響應曲面法對殼體進行多目標優化。

2) 最初設計的雙閘板防噴器滿足理論強度標準,但在垂直通孔與長圓形通孔貫穿的相貫線處存在著較大的應力集中,需要優化處理。

3) 優化后的防噴器滿足各工況強度、剛度要求,優化前后殼體的質量、最大應力、危險薄膜應力、危險彎曲應力、危險組合應力分別降低5.2%、5.4%、3.4%、18.6%、11.7%。