深水海底管道套筒连接器设计与分析

王立权，安少军，王刚

(哈尔滨工程大学 机电工程学院，黑龙江 哈尔滨 150001)

随着海洋油气资源开发向深海发展的必然性，水下生产系统成为必须掌握的技术，海底管道是水下生产系统的关键设施之一.水下回接技术是将新开发的边际和卫星油气田的海底管道接入已建海底设施，使海洋油气开发变得经济有效［1］.水下回接技术主要有焊接和机械连接2种方式［2］，机械连接可由ROV(遥控潜水器)控制ROT(远程操作工具)安装管道末端连接器，更适于深水作业.

管道连接器主要有3种:螺栓法兰连接器、卡箍连接器和套筒连接器［3-4］.螺栓法兰连接器和卡箍连接器均使用螺栓拉伸预紧，对中精度要求高，需要ROV反复操作，如发生泄漏，抢修时间长.套筒连接器由液压缸直线运动完成预紧和卸载，操作简便快速，可自锁［5］.深水海底管道连接需要解决无人潜水安装、高压和腐蚀难题，技术由国外大型海洋石油公司技术垄断，国内尚未掌握，套筒连接器系统的研制对海洋油气自主开发具有突破意义.文献［6-8］分别为Cameron、FMC和Oil states公司设计的套筒连接器，采用特殊设计的卡爪、高颈和垫片，结构复杂，P.Fassion等分析了套筒连接器卡爪断裂应力［9］，Jacqueline C.Hsu讨论了套筒连接器整体性能［10］.本文设计了具有自紧特性，结构简单可靠的套筒连接器系统.

1 套筒连接器系统方案设计

套筒连接器系统如图1所示，导向套、控制板、伸缩限位块、对接油路和操作手柄为安装工具，由ROV控制;固定板、油缸、连接高颈、套筒、卡爪和透镜垫为套筒连接器.控制板固定在导向套上，控制板上有对接油路和操作手柄，操作手柄由ROV控制，实现液压缸和伸缩限位块动作，导向套通过伸缩限位块与固定板联接，固定板与连接高颈固连，液压缸和固定板固连，与套筒铰接，套筒可沿高颈滑动，12个卡爪环向安装在套筒与高颈之间，可绕连接高颈旋转.

工作原理:套筒连接器系统由运载工具运送至海底设施完成对准，ROV完成油路对接，控制操作手柄，液压缸驱动套筒轴向运动，推动卡爪绕高颈旋转，卡爪受压径向预紧，利用卡爪和高颈的锥面配合产生轴向力夹紧密封圈，实现密封连接.当需要打开连接器时，液压缸反向作用，套筒带动卡爪尾部凸起绕高颈旋转.套筒与卡爪接触斜面小于摩擦角，及液压缸可实现双重自锁.当ROV控制伸缩限位块缩回时，导向套与套筒连接器固定板分离，安装工具可回收重复使用.

图1 套筒连接器系统Fig.1 Collet connector system

2 套筒连接器研究

套筒连接器核心问题是密封连接，金属透镜垫表面为球面，与高颈锥形密封面配合，对中性好.预紧状态下预紧力作用，球面与锥面之间相互接触发生弹塑性变形，从环形线接触变成环形带状接触，接触面积小，可以获得高接触应力.操作状态下除了预紧力产生的接触载荷以外，还有流体内压在透镜垫内径表面的压力产生的自紧载荷.

2.1 套筒连接器受力分析

如图2所示，预紧状态透镜垫受高颈预紧压力y，环向单位长度上为by，b为垫片有效接触宽度，G为垫片接触宽度中心直径，α为透镜垫接触直径切线与垂线夹角，20°，ρ为金属摩擦角(ρ=8.5°)，φ为高颈斜面与垂线夹角(φ=30°)，高颈相对透镜垫向中心线移动，透镜垫受沿接触直径切向指向外径摩擦力，正压力和摩擦力组成合力，合力的轴向分量即为透镜垫轴向预紧载荷Hlg:

高颈斜面受卡爪正压力，卡爪相对高颈向透镜垫内径移动，高颈受沿斜面并指向透镜垫内径的摩擦力，合力的轴向分量即为透镜垫轴向预紧载荷，高颈径向预紧载荷Whg:

卡爪斜面受套筒正压力，套筒相对卡爪向左移动，卡爪受沿斜面指向左侧摩擦力，合力的径向分量为高颈径向载荷2倍，因为卡爪夹紧2个高颈，卡爪斜面水平夹角为θ，套筒卡爪预紧接触载荷Wg:

操作状态，内压升起，各接触面相对运动趋势相反，摩擦力转向.透镜垫接触表面残余压力mP，m为ASME规范建议垫片系数［11］，P为设计压力，透镜垫轴向操作载荷Hlo:

高颈径向操作载荷Who公式如下:

套筒卡爪操作接触载荷Wo公式如下:

图2 预紧状态套筒连接器受力分析Fig.2 Force analysis of collet connector preloading condition

2.2 套筒连接器接触特性

套筒连接器结构轴对称，由于环向装有12个卡爪，有限元模型简化为环向的 1/12，使用 Ansys Workbench进行接触分析.边界条件处理如图3所示，在对称边界上加载无摩擦支持约束，右侧高颈端面给定Z方向位移为零约束，预紧状态卡爪锥面加载预紧压力P1，操作状态左侧高颈端面施加管内流体压力引起的拉应力P2，高颈和透镜垫与流体接触表面施加设计压力P.材料采用抗腐蚀奥氏体不锈钢，ASME SA-182 F316，腐蚀裕量为零，高颈内径15.24cm(6in) ，设计压力34.5MPa(5 000Psi).材料性能如下:弹性模量195×103，泊松比0.31，最小抗拉强度515MPa，最小屈服强度205MPa，最大许用应力138 MPa.

图3 卡爪高颈、透镜垫连接模型Fig.3 Connection model of claw hub and lens ring

令P1=5.587MPa，研究图3左侧卡爪、高颈和透镜垫接触特性.图4为卡爪和高颈、高颈和透镜垫接触载荷随时间步连续变化过程，1～11为预紧状态，11～21步为操作状态.Y、Z分别为径向、轴向载荷，表1所示为高颈及透镜垫预紧和操作状态接触载荷.

图4 高颈、透镜垫载荷变化Fig.4 Load change of hub and lens ring

表1 高颈及透镜垫载荷Table 1 Load of hub and lens ring N

如图4所示，预紧状态透镜垫轴向载线性增大，且与高颈轴向载荷重合，说明预紧状态高颈轴向载荷与透镜垫轴向载荷完全相等.高颈、透镜垫径向载荷随预紧力线性增大.由表1可求得高颈预紧角φ+ρ有限元值:

φ +ρ 有限元值为 38.274°，理论值 38.5°，相对误差为-0.6%，误差小.高颈径向预紧载荷小于轴向预紧载荷，说明在相同负载下，卡爪高颈结构比直接轴向预紧可获得更大的预紧力，具有放大预紧载荷特性.放大率为高颈预紧轴向载荷与径向载荷的比值，从表1可得为1.247.

操作状态流体压力升起，密封压紧面有分开趋势，透镜垫轴向接触载荷线性减小.高颈轴向载荷与透镜垫轴向载荷理论差值为流体压力P在透镜垫接触直径G内产生的端部总静压力H:

由表1可得H有限元值为345 336N，理论值为358 870，相对误差-3.772%，误差较小且偏小，这是由于流体压力端部实际作用直径小于透镜垫理论接触宽度中心直径G.高颈径向接触载荷比预紧状态增加1.104%，变化小，说明预紧载荷克服流体压力产生的负载.

2.3 自紧特性

如图5所示，hG为透镜垫密封接触直径G处宽度，透镜垫受流体压力P作用产生径向载荷，径向载荷通过透镜垫球面与高颈锥面的接触产生正压力和摩擦力，合力的轴向分量Fzp具有一定的轴向自紧能力，轴向自紧载荷Fzp公式:

用系数ψ表示透镜垫轴向自紧载荷与轴向操作载荷比值，计算公式为

由式(10)可以得出，透镜垫轴向自紧特性与垫片的结构型式、几何尺寸和材料有关图5.

图5 透镜垫自紧分析Fig.5 Self-energizing analysis of lens ring

2.4 载荷与变形

透镜垫的载荷与变形关系反映了压缩及回弹性能，是透镜垫的力学性能.压缩性指垫片受载后厚度的压缩量，表征垫片刚性大小，反映了垫片受压时的变形能力.回弹性指负载减少后垫片厚度的回弹量，反映垫片补偿密封面分离的能力，即压力波动时保持密封的能力.预紧压缩量δ1与操作压缩量δ2的差值就是透镜垫回弹量δ0:

令 P1=5.587MPa，P=59.246MPa，得δ1=3.302 ×10-3mm，δ2=1.255 ×10-3mm.如图 6 所示，预紧状态，随着透镜垫接触载荷线性增大，垫片压缩量非线性增加，曲线斜率逐渐减小，这是由于随着接触载荷的增加，密封接触面发生塑性变形，接触宽度非线性增大所导致.操作状态，随着流体压力线性上升，透镜垫接触载荷线性减小，垫片回弹，当流体压力升到一定程度压缩量快速减少，说明透镜垫密封应力急剧减少，可能发生泄漏.相同载荷下操作压缩变形小于预紧压缩变形是由于预紧过程中发生塑性变形，产生硬化现象.

图6 透镜垫载荷与变形Fig.6 Load and deformation of lens ring

2.5 高颈应力分析与评定

高颈的失效模式主要为塑性垮塌和局部失效，通过有限元对高颈总体和局部不连续区域的总应力分解、分类为一次薄膜应力和弯曲应力并限制在规定范围可防止塑性垮塌和局部失效.如图7所示，当P1=5.587MPa，P=34.5MPa 时，高颈颈部大端不连续处为危险区域，取线性化路径1，厚度方向上从内径指向外径，属局部不连续区域.高颈上端应力分布均匀，显示不连续处的边缘应力影响已消失，取线性化路径2，厚度方向上从内径指向外径，属总体不连续区域.

图8所示为路径1线性化结果，薄膜应力43.386 MPa，为局部一次薄膜应力(PL);弯曲应力最大值36.049 MPa，为二次应力(Q);薄膜应力加弯曲应力最大值68.481MPa，在路径起点.图9所示为路径2线性化结果，薄膜应力77.265MPa，为总体一次薄膜应力(Pm);弯曲应力最大值28.797MPa，为一次弯曲应力(Pb);薄膜应力加弯曲应力最大值106.06MPa，在路径起点.弯曲应力沿路径中点对称线性分布，说明壳体中面就是弯曲中性轴面［12］.根据ASMEⅧ-2典型应力分类，应力强度评定要求如下;

式中:S为材料最大许用应力115MPa.需要注意的是Pm、PL不会同时存在，且在满足评定组合条件时还需满足独自条件.评定结果如表2所示，高颈强度满足要求.

图7 高颈应力分布Fig.7 Stress distribution of hub

图8 路径1应力线性化Fig.8 Stress linearization of path 1

表2 高颈应力评定Table 2 Stress evaluation of hub MPa

图9 路径2应力线性化Fig.9 Stress linearization of path 2

2.6 卡爪应力校核

卡爪的失效模式主要考虑与高颈接触的2个齿失效，无法夹紧2个高颈提供有效轴向载荷.如图10所示，对卡爪齿根应力集中区域校核剪切应力.最大齿根剪切应力分布在卡爪与连接高颈接触侧，最大值89.848MPa ＜0.8S(92MPa)，结构安全.

图10 卡爪齿根剪切应力分布Fig.10 Shear stress distribution of claw dedendum

3 密封试验

根据高颈设计校核，设计内压达到65.562MPa(9 509Psi)时，高颈内腔按拉美公式求得的最大环向应力Sho率先达到最大许用应力，拉美公式如下:

式中:N为高颈颈部外径，B为高颈内径.根据这个结果，用压力试验机对高颈透镜垫进行油压试验，轴向预紧力744 000N，分别打压到60、65MPa，保压10min，没有发生泄漏，升压到69MPa时，发生泄漏，说明设计的高颈透镜垫在65MPa内可实现密封，结构安全可靠.

4 结论

本文设计了套筒连接器系统整体结构，推导了连接器接触数学模型，研究了接触特性，校核了结构强度，试验表明可实现高压密封，得到如下结论:

1)套筒连接器径向预紧结构可放大垫片轴向预紧载荷，放大率为1.248;

2)推导了套筒连接器接触数学模型，得到了套筒径向预紧载荷与设计压力的关系;

3)透镜垫自紧特性分析为减小预紧载荷，优化套筒连接器结构的进一步设计提供了理论依据;

4)试验表明设计的高颈透镜垫结构可实现65MPa密封.

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