旋转防喷器壳体设计及关键部件有限元分析*
2019-01-18常锡振
曹 敏，常锡振
(1.常州铁道高等职业技术学校，江苏 常州 213011； 2.江苏天麒工业环境科技有限公司，江苏 常州 213000)
0 引 言
旋转防喷器是用于负压、泡沫、空气等钻井的动密封装置，与液压防喷器、钻具止回阀和不压井起下钻加压装置或井下套管阀配套后，可安全地进行带压钻井与不压井起下钻作业，对发现和保护低压油气层有着重要作用。
旋转防喷器是欠平衡钻井的关键装备、专用井控设备，安装在井口防喷器组最上端。钻开油气层时，为避免钻井液液柱压力过高，以致于将油气层压死或污染，常利用旋转防喷器封住井口环形空间，使得钻井液液柱压力略低于地层压力，保持井底轻度溢流，实现边喷边钻或带压起下钻作业。
1 旋转防喷器设计参数
旋转防喷器(RBOP)是气体钻井施工时的关键设备，又被称旋转控制头(RHC)[1]。它具备封隔井眼环空和钻柱的作用，并控制压力[2]。
根据某企业的需求确定旋转防喷器的主要参数:中心管通径为210 mm；高度为518 mm；防喷器外径小于4 700 mm；工作动压为5 MPa；工作静压为51 MPa；工作介质为空气、泡沫和各种钻井液；使用温度为-18～121 ℃；适用井口法兰外径小于3 800 mm；壳体最大承压能力588 kN；适用钻杆直径小于73 mm；适用方钻杆89 mm×89 mm；胶芯最大通径小于110 mm。
2 旋转防喷器壳体设计计算
钻井过程中产生的高压泥浆由壳体承受，且该壳体上部与旋转总成相连接，内部为中心管、胶芯等部件[3]。为了便于生产操作和维修的方便，确定壳体的两端分别为法兰形式和卡箍形式。
壳体在工作过程中主要承受井内5 MPa的高压泥浆,在设计时将其视为承受11 MPa静压的异形压力容器[4]。所以,在设计壳体时其设计原则与压力容器基本一致[5]。依据《压力容器设计的力学基础及其标准应用》,对于承受高压的壳体,其壁厚一般按厚壁容器公式计算[6]:
(1)
式中:SB为壁厚，mm；K0为壳体外径与内径之比，按下式计算:
(2)
式中：DN为内径，mm;p为额定工作压力,MPa;[σ]为材料的许用应力,MPa;C为考虑铸造偏差、工艺性和介质腐蚀等因素而附加的裕量,mm。
选择壳体的材料为30CrNiMo，该材料的屈服极限为800 MPa，安全系数取2.5，则材料的许用应力为320 MPa，则可以计算出壁厚：
=12.18mm
(3)
3 旋转防喷器关键部件有限元分析
主要对旋转防喷器的关键部件进行静力学分析，按照各个部件的实际工作状况，对其进行约束，限制其运动；按照各个部件的实际工作载荷加载，并提取出其等效应力和变形，与材料的屈服极限做对比，验证结构设计的合理性。
首先，在CROE中完成模型的建立，并且把要分析的模型另存为.IGES格式；然后，打开ANSYS Workbench新建静态结构算例，将另存的模型导入，其次设置材料属性：密度7 850 kg/m3，弹性模量2.1×1011Pa，泊松比0.3；最后打开Mechnical窗口，为模型划分网格、施加约束、载荷并运行求解。求解结果包括等效应力云图和位移云图，由最大等效应力判断强度是否满足要求，最大位移判断是否发生大变形。本次分析主要完成了对中心管、底座、壳体的有限元分析。
中心管有限元分析：为中心管施加压力载荷11 MPa，结果如图1、2。
图1 中心管等效应力云图 图2 中心管位移云图
从上述分析的图中可以看出，底座的最大应力为159.46 MPa,远小于材料的许用应力，安全系数大于一般要求的2.3,且在满载工况下，中心管的受力变形很小，综上所述，设计的中心管满足要求。
底座有限元分析：为底座施加压力载荷11 MPa，施加部位为底座和密封片接触处，结果如图3、4。
从上述分析的图中可以看出，底座的最大应力为15.752 MPa，远小于材料的许用应力，安全系数大于
一般要求的2.3,且在满载工况下，底座的受力变形很小，综上所述，设计的底座满足要求。
图3 底座等效应力云图 图4 底座位移云图
壳体有限元分析：为壳体施加力载荷588 kN，施加部位为法兰处，结果如图5、6。
图5 壳体等效应力云图 图6 壳体位移云图
从上述分析的图中可以看出，壳体的最大应力为79.995 MPa，远小于材料的需用应力力，安全系数大于一般要求的2.3,且在满载工况下，壳体的受力变形很小，综上所述，设计的外壳体满足要求。
4 结 论
按照设定的参数对旋转防喷器壳体进行设计，完成了壳体的设计计算，并使用CREO完成防喷器的建模。对主要部件进行了有限元分析，结果表明中心管在工作载荷下的最大等效应力为159.46 MPa，底座的最大等效应力为15.752 MPa，壳体的最大等效应力为79.995 MPa，三者均小于材料的极限应力。因此，设计的旋转防喷器合理。
