严金林， 樊春明， 李中华， 刘文霄， 刘兴铎

(1.宝鸡石油机械有限责任公司,陕西 宝鸡721002；2.国家油气钻井装备工程技术研究中心,陕西 宝鸡721002)

0 引 言

随着人们对石油能源需求量的与日俱增，陆地上的石油天然气开始大量向深井、超深井及复杂地层进军，对钻采设备的可靠性要求也不断提高。闸板防喷器作为石油天然气开发中控制井下压力的关键设备，应具有能有效封闭井口、防止钻井时井喷，以及处理其他复杂情况等功能，并且具备液压开关闸板的功能。

壳体是闸板防喷器的主体，是承受井内压力的关键零件之一，对防喷器壳体的强度进行分析计算和验证尤为必要，由于壳体为不规则形状，中间通道为通过钻具的垂直通孔，水平方向是闸板运动的U形闸板腔室，因此长期以来对于壳体强度理论计算都没有合适的计算方法。

本文通过对2FZ28-70双闸板防喷器的壳体结构及作业工况进行分析，建立了壳体强度分析的数学模型，同时采用ABAQUS有限元分析与理论计算两种方法对比验证，确保2FZ28-70双闸板防喷器的壳体设计满足要求。

1 防喷器壳体结构

2FZ28-70双闸板防喷器的设计和制造符合API Spec 16A《石油天然气工业钻井和采油设备钻通设备》要求，为了降低闸板防喷器的高度，壳体上端采用栽丝法兰结构的形式；为了降低闸板腔的应力集中，壳体闸板腔采用U形结构，具体结构如图1所示。

防喷器壳体采用锻件，避免铸件可能存在的缺陷，提升了材料强度和冲击韧性；材料选用75K，经调质处理（197～235 HBW），相关力学参数如表1所示。

图1 2FZ28-70双闸板防喷器壳体

表1 2FZ28-70双闸板防喷器壳体材料性能参数

2 壳体分析及校核

2FZ28-70双闸板防喷器壳体内部结构复杂，中间设有垂直通孔，闸板腔室横截面为两段半圆弧和两条直线段组成的U形结构。目前对于闸板防喷器壳体强度的理论计算没有统一的方法，本文通过对壳体进行分析，闸板水平腔室的U形结构可简化为承受内压的长圆形压力容器，并基于ASME规范的长圆形截面容器公式来分析计算；而壳体中间的垂直通孔，薄弱位置在法兰颈部，可按照承受内压的厚壁圆筒结构，并根据厚壁圆筒理论来进行分析计算。

2.1 壳体闸板水平腔室分析

壳体的闸板水平腔室为防喷器闸板开启和关闭的通道，横截面为长圆形结构，工作过程中承受载荷为井内压力，如图2所示，根据ASME《锅炉和压力容器规范》第Ⅷ卷第二册中附录4中的长圆形截面理论，进行闸板水平腔室的强度计算和校核：

图2 长圆形截面容器

式中：b为横截面积的单位宽度；ci、co为中性轴至壳体的距离；Em为用于薄膜应力的系数，取值为1；Eb为用于弯曲应力的系数，取值为1；I1、I2为厚度为t板条的惯性矩；L为过渡圆弧容器长边侧板的半长；P为设计内压力；R为内半径；t为板厚度为B点的薄膜应力；为B点内表面和外表面的弯曲应力为C点薄膜应力为C点内表面和外表面的弯曲应力；为长边中的薄膜应力；为A点内表面和外表面的弯曲应力为B点内表面和外表面的弯曲应力。

表2 长圆形截面容器的应力校核准则

2.2 壳体垂直通孔分析

壳体的下端结构为法兰形式，中间为通孔，壳体竖直方向上相对薄弱位置在法兰颈部（如图3），工作过程中承受载荷为井内压力，根据厚壁圆筒理论进行强度计算，并按照变形能量理论进行校核[3]。

根据厚壁圆筒强度计算公式，计算出壳体垂直通孔薄弱位置的3个主应力如下：

图3 壳体法兰颈部（厚壁圆筒）

式中：σ1、σθ为切向应力；σ2、σz为轴向应力；σ3、σr为径向应力；D1为内径；D2为外径；K为外径与内径之比；P为内部压力。

变形能量理论公式为

2.3 分析计算结果

将应力计算结果代入表2进行强度校核，防喷器壳体水平闸板腔室设计强度满足要求。

2）防喷器壳体垂直通孔结构参数如下：D1=279.4 mm，D2=450 mm，压力P=70 MPa，根据厚壁圆筒理论公式，将防喷器壳体垂直通孔薄弱位置结构参数代入公式，得出3个主应力如下：σ1=157.5 MPa，σ2=0 MPa，σ3=-70 MPa。

将主应力代入变形能量理论公式(14) 得出：σm=201.3 MPa，小于壳体材料屈服强度517 MPa，设计强度满足要求。

3 壳体强度有限元分析

基于有限元分析方法，采用ABAQUS软件对闸板防喷器壳体进行分析，以确定防喷器在额定工作压力下壳体的应力强度分布云图。

防喷器壳体中间有垂直通孔，闸板腔室为U形结构，且内部设计有闸板开启/关闭工作的液压流道，因此壳体不能简单近似为轴对称或平面对称几何体来处理，同时为保证合理的计算速度与精度，对壳体内部及液压流道内部进行精确建模，而对壳体上一些过渡圆角进行简化处理[4-6]，防喷器壳体的模型如图4所示。

图4 壳体几何模型

在有限元网格划分过程中，采用六面体和四面体结合的方式对壳体进行网格划分，针对局部细节部位再进行网格细化，网格划分结果如图5所示。为保证有限元计算的准确性，对于边界条件及载荷条件，充分考虑防喷器实际作业的状态，防喷器顶端和底端法兰通过螺栓连接固定，因此可将上下法兰面简化为固定约束，同时两侧的侧孔用盲板法兰封住，水平闸板腔及垂直通径内承受井压，其边界和载荷加载示意如图6所示。

图5 网格划分

图6 载荷及约束施加

防喷器壳体在70 MPa额定工作压力状态下，垂直通孔与长圆形通孔贯穿的部位应力较大，且在沉沙槽边缘处由于应力集中，应力值为390 MPa（如图7），小于壳体材料屈服强度517 MPa，壳体强度满足要求。

图7 壳体70 MPa额定工作压力下的应力云图

4 计算结果分析

1)理论计算结果。针对防喷器壳体的结构特征，闸板水平腔室采用长圆形截面容器理论，壳体中间的垂直通道假设为厚壁规则圆筒，采用承受内压的厚壁圆筒理论分别进行分析计算，由计算结果可知：闸板腔室在额定工作压力下C点的应力最大，且最大组合应力为346.3 MPa，B点的最大组合应力为168.2 MPa，A点的最大组合应力为118.7 MPa；壳体中间的垂直通过应力较大位置在法兰缩颈部位，应力为201.3 MPa。

2）有限元计算结果。从Mises应力云图(如图8)可以看出，C点的应力是整个壳体结构中最大的应力，应力值达到300 MPa，将壳体水平闸板腔的A、B、C点的薄膜应力和弯曲应力提取出来，如表3所示。

3）结果对比。理论计算值和有限元分析结果求解在大小和分布位置有很好的一致性，说明了本文壳体理论计算方法的正确性；总体上看，壳体在额定工作压力下，理论计算最大组合应力为346.3 MPa，比有限元分析数值大，主要原因是在理论分析时忽略了壳体中的内部液压流道小孔及水平闸板腔的沉沙槽等特征。

图8 Mises应力云图

表3 水平闸板腔各位置应力

5 结 论

1）针对防喷器壳体的不规则结构，采用将壳体分为两部分来进行简化处理，其中闸板水平腔室的U形结构可简化为承受内压的长圆形压力容器，而壳体中间的垂直通孔简化为承受内压的厚壁圆筒容器，完成了防喷器壳体的理论分析计算与强度校核。

2）基于ABAQUS有限元分析，得到闸板防喷器主壳体在额定工作压力70 MPa下的最大应力为390 MPa，小于壳体材料屈服强度517 MPa，满足设计要求，且最大应力发生在水平闸板腔的棱边，而法兰及壳体外侧的应力较小，闸板腔底部的沉砂槽存在应力集中现象。

3）通过对闸板防喷器壳体强度的两种分析方法的计算结果进行对比表明，对于闸板腔室横截面为U形结构的防喷器壳体，本文提出的理论计算方法具有可行性，可与有限元分析结果互为验证，为防喷器壳体的进一步优化提供理论依据。

4）本文提出的防喷器壳体的不规则结构理论分析方法可为其他压力等级和规格闸板防喷器分析计算提供参考和指导。