曹 博，蔡志杰，石中玉，張玉龍，段夢(mèng)蘭

(1.中國(guó)石油大學(xué)(北京)安全與海洋工程學(xué)院，北京 102249; 2.甘肅省地震局 國(guó)家陸地搜尋與救護(hù)基地(蘭州)，甘肅 蘭州 730000)

深水連接器承擔(dān)著連接油氣管線和跨接管的重任[1]，國(guó)內(nèi)外學(xué)者已針對(duì)連接器進(jìn)行了各項(xiàng)研究。其中，彭飛等[2-4]設(shè)計(jì)了適用于深水連接器的鎖緊裝置以及配套的密封部件，同時(shí)對(duì)鎖緊機(jī)構(gòu)的各部件進(jìn)行詳細(xì)的力學(xué)分析，并且對(duì)其鎖緊機(jī)構(gòu)的密封性能、可靠性進(jìn)行驗(yàn)證；李志剛等[5]對(duì)現(xiàn)有密封圈進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，并通過(guò)有限元模擬仿真和試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，證明密封結(jié)構(gòu)的優(yōu)越性；唐文獻(xiàn)等[6]對(duì)井口連接器的密封圈軸向預(yù)緊力、接觸應(yīng)力和徑向壓縮量之間的關(guān)系進(jìn)行了研究，得出三者之間的相互作用規(guī)律，為其實(shí)際應(yīng)用提供了參考；陳曉芳等[7]對(duì)VX密封鋼圈進(jìn)行了力學(xué)特性研究，推導(dǎo)出VX密封鋼圈在不同工況下的接觸應(yīng)力公式，并進(jìn)行驗(yàn)證及分析；陳偉等[8]構(gòu)建了套筒式連接器的三維模型，分析其在內(nèi)外壓載荷下的力學(xué)性能；姜興宇[9]通過(guò)單卡爪建模，分別加載軸向力、拉壓載荷，進(jìn)行了透鏡墊的密封、承壓抗拉能力分析；蔡志杰等[10]僅針對(duì)水下連接器試壓帽結(jié)構(gòu)進(jìn)行了安裝和試壓工況下密封性能的分析，未對(duì)實(shí)際生產(chǎn)用深水連接器結(jié)構(gòu)進(jìn)行研究。而國(guó)外學(xué)者中，Hsu[11]構(gòu)建了DWHC型連接器的二維有限元模型，分析并校核了各部件的強(qiáng)度；Fassina等[12]構(gòu)建了套筒式連接器的三維模型，分析卡爪損壞對(duì)連接器性能的影響，但是未考慮內(nèi)部流體以及密封環(huán)的影響；Krishna等[13]用三維有限元法，分析了法蘭墊片在不同工況下的接觸壓力和螺栓預(yù)緊力的變化，討論了影響墊片接觸應(yīng)力和密封寬度的不同因素；Nelson等[14]基于有限元法，對(duì)單雙墊片的密封性能進(jìn)行研究，提出了保持雙墊片防泄漏的經(jīng)驗(yàn)關(guān)系式。

然而，目前關(guān)于深水連接器的研究分析，還存在一些不足，具體表現(xiàn)在：1)力學(xué)模型不準(zhǔn)確。由于實(shí)際用三維模型的有限元仿真難以收斂且工作量大，因此此前的研究主要采用簡(jiǎn)化軸對(duì)稱模型或單卡爪建模，未考慮連接器整體各部件之間的實(shí)際受力傳遞，易使其結(jié)果產(chǎn)生偏差；2)對(duì)實(shí)際生產(chǎn)用深水連接器結(jié)構(gòu)尚缺少抗彎、抗扭性能的研究。

針對(duì)以上研究不足，通過(guò)SolidWorks三維實(shí)體建模，解決了力學(xué)模型不準(zhǔn)確問(wèn)題；基于ABAQUS有限元分析軟件，進(jìn)行了深水連接器三維模型的動(dòng)態(tài)仿真以及抗彎、抗扭性能分析，探究了深水連接器在安裝及生產(chǎn)這兩種工況下的力學(xué)性能以及密封環(huán)的密封性能，并研究了不同內(nèi)壓下，內(nèi)壓與極限彎矩、扭矩的關(guān)系。仿真計(jì)算結(jié)果可以對(duì)實(shí)際操作提供過(guò)程參考，并為合理的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供依據(jù)。

1 深水連接器工作原理

深水連接器主要由上轂座、下轂座、卡爪、驅(qū)動(dòng)環(huán)以及密封環(huán)等部件組成，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中，密封環(huán)密封接觸部位由24°斜面的錐面1和20°斜面的錐面2組成。

深水連接器的主要作用是將管匯組端口與跨接管連接在一起，并具有很高的密封要求，以保證在外部荷載作用下能夠安全穩(wěn)定輸送流體，此外，在安裝過(guò)程中還要能承受安裝工具的安裝荷載，在實(shí)際使用過(guò)程中要能抵抗海流荷載、內(nèi)部流體的壓力、所受彎矩及扭矩等荷載，并在這些荷載作用下保證其密封性。具體工作原理為：在安裝時(shí)，驅(qū)動(dòng)環(huán)下移，從而推動(dòng)卡爪向內(nèi)旋轉(zhuǎn)，進(jìn)而將上、下轂座連接在一起，同時(shí)壓緊密封環(huán)，使其產(chǎn)生適當(dāng)?shù)乃苄宰冃危瑢?shí)現(xiàn)深水連接器的密封；解鎖時(shí)，驅(qū)動(dòng)環(huán)在外力作用下上升，之后卡爪在驅(qū)動(dòng)環(huán)的作用下張開，實(shí)現(xiàn)解鎖。

圖1 深水連接器結(jié)構(gòu)示意

2 密封性能及極限力矩判定依據(jù)

在安裝工況下，接觸面應(yīng)力應(yīng)大于密封比壓才能實(shí)現(xiàn)有效密封，關(guān)于密封比壓的推導(dǎo)及計(jì)算可參考文獻(xiàn)[3]。雖然此處密封環(huán)有兩個(gè)角度不同的錐面，與文獻(xiàn)[3]中的單一錐面密封面不同，但是由于上、下轂座在初始狀態(tài)下與錐面1是相互貼合狀態(tài)，在密封過(guò)程中，錐面2對(duì)于密封的貢獻(xiàn)較小，因此在密封比壓的計(jì)算過(guò)程中，可近似等效為單一錐面。

安裝工況下密封環(huán)的受力分析如圖2所示，F(xiàn)n為垂直于密封面方向的壓緊力：

(1)

此外，轂座與密封面接觸部位還存在介質(zhì)膜推力Fm：

(2)

結(jié)合公式(1)、(2)化簡(jiǎn)得出密封比壓Pc計(jì)算公式如下：

(3)

圖2 密封環(huán)受力分析(半截面)

式中：Z為密封環(huán)接觸平均直徑，mm；α為密封面與豎直方向間的夾角，為24°；P為管道內(nèi)壓，取最大52 MPa；c為有效密封寬度，mm，由有限元計(jì)算所得；r為密封環(huán)接觸半徑，mm；S為密封面面積，mm2。

在生產(chǎn)工況下，密封環(huán)接觸面接觸應(yīng)力大于工作壓強(qiáng)即可保證密封，但是在實(shí)際工程應(yīng)用中，需要乘以一定安全系數(shù)。由GB 150—2010規(guī)范[15]相關(guān)規(guī)定可知，墊片系數(shù)為6.5，即生產(chǎn)工況下接觸應(yīng)力須是介質(zhì)壓力的6.5倍。

極限彎矩、扭矩的定量判定依據(jù)有兩種，一種是以轂座屈服作為判定依據(jù)，一種是以密封失效作為判定依據(jù)，詳細(xì)依據(jù)選取見(jiàn)4.3。

3 有限元建模

在SolidWorks中以1∶1的比例建立深水連接器的三維模型，然后導(dǎo)入ABAQUS有限元軟件中。其中，各部件具體材料參數(shù)見(jiàn)表1，Inconel625的塑性形變和應(yīng)力關(guān)系如圖3所示[2]。

表1 模型材料參數(shù)

圖3 Inconel 625應(yīng)力應(yīng)變曲線

分析涉及復(fù)雜的非線性接觸問(wèn)題，因此，需要在分析步中將幾何非線性開關(guān)打開[16]，同時(shí)，采用ABAQUS/Dynamic，Implicit求解器，確保計(jì)算收斂。在設(shè)置接觸面之間的相互作用時(shí)，對(duì)于法向作用，選取 “硬接觸”(Hard Contact)；對(duì)于切向作用，由于涉及到摩擦，因此使用罰摩擦公式(Penalty)，設(shè)置轂座與密封環(huán)之間的摩擦因數(shù)為0.15[17]。為保證計(jì)算的準(zhǔn)確度，使用C3D8R(八節(jié)點(diǎn)六面體線性縮減積分單元)單元[18]進(jìn)行網(wǎng)格劃分。

3.1 安裝工況及生產(chǎn)工況有限元模型邊界條件設(shè)置

安裝工況下，模型邊界條件設(shè)定為：下轂座底部固定，上轂座僅釋放豎直方向的自由度，卡爪及驅(qū)動(dòng)環(huán)自由度全部釋放，驅(qū)動(dòng)環(huán)僅在外側(cè)邊緣施加1.2 MPa的壓強(qiáng)以模擬最大驅(qū)動(dòng)力。網(wǎng)格劃分、載荷及邊界條件模型如圖4所示。

生產(chǎn)工況下，模型邊界條件同安裝工況，與安裝工況不同之處在于，驅(qū)動(dòng)環(huán)由原來(lái)的在外側(cè)邊緣施加壓強(qiáng)改為施加位移，具體位移數(shù)值由安裝工況模擬計(jì)算得到；內(nèi)部分別施加0 MPa、14 MPa、35 MPa、52 MPa壓強(qiáng)模擬不同內(nèi)壓，外部施加15 MPa壓強(qiáng)模擬海水外壓。

在兩種工況的分析中，設(shè)置的相應(yīng)接觸對(duì)有6對(duì)，分別為上轂座內(nèi)側(cè)與密封環(huán)外部上錐面，下轂座內(nèi)側(cè)與密封環(huán)外部下錐面，上、下轂座之間，卡爪與上轂座，卡爪與下轂座，卡爪與驅(qū)動(dòng)環(huán)。此外，為保證計(jì)算的收斂，關(guān)鍵接觸對(duì)均設(shè)置一定的接觸允許誤差值(Specify tolerance for adjustment zone)。

3.2 極限力矩分析工況有限元模型邊界條件設(shè)置

抗彎、抗扭性能的分析是基于生產(chǎn)工況下進(jìn)行的，其有限元模型邊界條件繼承生產(chǎn)工況；對(duì)應(yīng)不同的內(nèi)壓，分別施加不同的彎矩、扭矩，并以集中力的形式加載，其中，彎矩的加載點(diǎn)選取焊縫處耦合，扭矩的加載點(diǎn)考慮實(shí)際受力，與上轂座壁厚較大的一平面耦合，具體加載部位如圖5所示。

分析中，設(shè)置的相應(yīng)接觸對(duì)有14對(duì)，除安裝及生產(chǎn)工況下的6對(duì)接觸對(duì)外，考慮可能產(chǎn)生接觸的其他部位，新增8對(duì)接觸對(duì)，由于篇幅所限，在此不一一贅述。

圖4 安裝工況條件設(shè)置

圖5 彎矩、扭矩加載示意

4 結(jié)果分析

4.1 深水連接器強(qiáng)度校核

通過(guò)ABAQUS仿真分析，在驅(qū)動(dòng)環(huán)位移為121.70 mm的情況下，得到深水連接器安裝工況及生產(chǎn)工況下(工作內(nèi)壓為34.5 MPa，此處取施加1.5倍工作內(nèi)壓即52 MPa內(nèi)壓)的各部件受力情況，具體分析結(jié)果如表2、表3所示。

表2 各部件安裝工況分析結(jié)果

表3 各部件生產(chǎn)工況分析結(jié)果

通過(guò)對(duì)比兩種工況下連接器各部件應(yīng)力可以看出，連接器各部件除密封環(huán)外所受應(yīng)力均滿足其強(qiáng)度要求，而密封環(huán)個(gè)別部位發(fā)生屈服，產(chǎn)生塑性變形，其具體性能分析見(jiàn)4.2節(jié)。

4.2 密封環(huán)密封性能分析

密封環(huán)在安裝工況、生產(chǎn)工況的接觸應(yīng)力云圖如圖6所示。密封面上接觸應(yīng)力的規(guī)律，如圖7所示，通過(guò)輸出接觸部位節(jié)點(diǎn)的接觸應(yīng)力值進(jìn)行分析。

圖6 密封環(huán)接觸應(yīng)力云圖

圖7 上、下錐面節(jié)點(diǎn)標(biāo)號(hào)

圖8分別是安裝工況、生產(chǎn)工況下密封環(huán)上、下錐面的接觸應(yīng)力變化圖，結(jié)合密封判定依據(jù)，由公式(3)計(jì)算得到密封比壓為170 MPa，6.5倍工作壓強(qiáng)為225 MPa。由圖8可知：安裝工況和生產(chǎn)工況下，密封環(huán)上、下錐面的有效密封寬度均為4.5 mm，密封均滿足要求。此外，在安裝工況下，接觸應(yīng)力呈現(xiàn)出8號(hào)節(jié)點(diǎn)最大，并自8號(hào)節(jié)點(diǎn)往兩側(cè)漸小的特點(diǎn)，產(chǎn)生這種現(xiàn)象的原因在于，8號(hào)節(jié)點(diǎn)為密封環(huán)錐面上24°斜面與20°斜面的交點(diǎn)部位，因此受到擠壓程度最大，產(chǎn)生最大接觸應(yīng)力；在生產(chǎn)工況下，由于受到內(nèi)壓的作用，密封環(huán)上、下錐面的接觸應(yīng)力均有略微增加，但整體趨勢(shì)較安裝工況仍是變化不大。

圖8 接觸應(yīng)力曲線

4.3 抗彎及抗扭性能分析

圖9 彎矩、扭矩變化曲線

深水連接器在生產(chǎn)工況下，不但要承受內(nèi)部流體的壓力，還會(huì)受到彎矩、扭矩的作用。為探究深水連接器在實(shí)際工程需求中不同內(nèi)壓(0 MPa、14 MPa、35 MPa、52 MPa)下的抗彎、抗扭能力，通過(guò)ABAQUS進(jìn)行仿真模擬，其極限彎矩、扭矩變化曲線如圖9所示。

通過(guò)圖9分析可得，隨著內(nèi)壓的增加，彎矩呈現(xiàn)下降的變化趨勢(shì)，這是因?yàn)閮?nèi)壓的增加導(dǎo)致密封環(huán)所受徑向力變大，密封環(huán)與轂座之間的作用力變大，致使所需的極限彎矩隨之減小；扭矩隨著內(nèi)壓的增加而增大，這是因?yàn)閮?nèi)壓的增加導(dǎo)致密封環(huán)所受徑向力變大，轂座與密封環(huán)之間的摩擦力變大，使得上、下轂座之間的相對(duì)滑動(dòng)更加困難，從而導(dǎo)致極限扭矩增大。

下面將以施加52 MPa內(nèi)壓為例，進(jìn)行深水連接器極限彎矩及扭矩的具體分析。

4.3.1 極限彎矩分析

在進(jìn)行抗彎性能分析時(shí)，施加所得52 MPa內(nèi)壓時(shí)的極限彎矩3.65×107N·mm，此時(shí)，各部件所受最大應(yīng)力如表4所示。為得到此時(shí)密封環(huán)上、下錐面接觸應(yīng)力值最小區(qū)域的接觸應(yīng)力規(guī)律，如圖7所示，輸出密封環(huán)上、下錐面上的接觸應(yīng)力，得到圖10所示的接觸應(yīng)力曲線圖。通過(guò)表4及圖10可知，施加3.65×107N·mm彎矩時(shí)，上轂座、卡爪、驅(qū)動(dòng)環(huán)受力均滿足強(qiáng)度要求，只有下轂座應(yīng)力達(dá)到屈服狀態(tài)，超過(guò)其屈服應(yīng)力310.00 MPa，而密封環(huán)上、下錐面接觸應(yīng)力值最小區(qū)域的最大接觸應(yīng)力仍然大于6.5倍工作壓強(qiáng)，密封依舊有效。結(jié)合第二部分所述依據(jù)，此時(shí)以下轂座失效作為極限彎矩的判定依據(jù)。

表4 各部件受力分析結(jié)果

4.3.2 極限扭矩分析

在進(jìn)行抗扭性能分析時(shí)，施加所得52 MPa內(nèi)壓時(shí)的極限扭矩5.20×107N·mm，此時(shí)，各部件所受最大應(yīng)力如表5所示。同理4.3.1，得到此時(shí)密封環(huán)上、下錐面接觸應(yīng)力值最小區(qū)域的接觸應(yīng)力曲線圖，如圖11所示。

表5 各部件受力分析結(jié)果

圖10 施加3.65×107 N·mm彎矩時(shí)接觸應(yīng)力曲線

圖11 施加5.20×107 N·mm扭矩時(shí)接觸應(yīng)力曲線

通過(guò)表5及圖11可知，施加5.20×107N·mm扭矩時(shí)，各部件均滿足強(qiáng)度要球，而密封環(huán)上、下錐面接觸應(yīng)力值最小區(qū)域的接觸應(yīng)力均小于6.5倍工作壓強(qiáng)，密封失效。結(jié)合第二部分所述依據(jù)，此時(shí)以密封失效作為極限扭矩的判定依據(jù)。

類比上述分析，得出其他內(nèi)壓下的極限彎、扭矩，并對(duì)相應(yīng)內(nèi)壓下極限彎、扭矩的判定依據(jù)作了合理選擇，具體如表6所示。

表6 極限彎矩、扭矩判定依據(jù)表

5 結(jié) 語(yǔ)

1)通過(guò)對(duì)深水連接器進(jìn)行實(shí)際工況下的仿真模擬，分析了其在安裝及生產(chǎn)工況下各部件的應(yīng)力值，結(jié)果表明除密封環(huán)發(fā)生合理塑性變形外，其余部件均符合強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

2)密封環(huán)與轂座接觸表面產(chǎn)生屈服，發(fā)生塑性變形，達(dá)到密封要求，其密封面接觸應(yīng)力的變化特點(diǎn)為：密封環(huán)錐面上24°斜面與20°斜面交匯處接觸應(yīng)力最大，自交匯處接觸應(yīng)力逐漸向兩端減??；內(nèi)壓會(huì)使密封環(huán)錐面上的接觸應(yīng)力增大，但增加幅度較小。

3)隨著內(nèi)壓的增加，深水連接器的抗彎能力逐漸減小，抗扭能力則呈現(xiàn)增加的趨勢(shì)，進(jìn)而得到內(nèi)壓與彎矩、扭矩的線性關(guān)聯(lián)。

4)合理選擇了實(shí)際工程需求中不同內(nèi)壓(0 MPa、14 MPa、35 MPa、52 MPa)下的極限彎矩及扭矩判定依據(jù)。其中，極限彎矩在0 MPa與35 MPa內(nèi)壓下的判定依據(jù)為密封失效，在14 MPa與52 MPa內(nèi)壓下的判定依據(jù)為下轂座屈服，而極限扭矩在不同內(nèi)壓下的判定依據(jù)均為密封失效。