基于分析設(shè)計(jì)直接法的水下分離器結(jié)構(gòu)總體塑性變形校核

李志剛,劉培林,高 杰,李 偉,陳國(guó)明

(1.海洋石油工程股份有限公司,天津 300451；2.中國(guó)石油大學(xué)海洋油氣裝備與安全技術(shù)研究中心,山東青島 266580)

基于分析設(shè)計(jì)直接法的水下分離器結(jié)構(gòu)總體塑性變形校核

李志剛1,劉培林1,高 杰2,李 偉2,陳國(guó)明2

(1.海洋石油工程股份有限公司,天津 300451；2.中國(guó)石油大學(xué)海洋油氣裝備與安全技術(shù)研究中心,山東青島 266580)

借助歐盟壓力容器標(biāo)準(zhǔn)EN13445-3分析設(shè)計(jì)直接法,研究水下分離器結(jié)構(gòu)總體塑性變形,建立水下分離器數(shù)值模型,采用高壓試驗(yàn)的方法對(duì)數(shù)值模型計(jì)算精度進(jìn)行分析。結(jié)果表明:建立的水下分離器數(shù)值模型計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果平均誤差不超過(guò)5%,具有較高的計(jì)算精度；水下分離器結(jié)構(gòu)整體塑性能夠通過(guò)校核,且具有一定的安全余量。

水下分離器；分析設(shè)計(jì)直接法；總體塑性變形；結(jié)構(gòu)

目前水下分離器的設(shè)計(jì)和分析[1-3]援引壓力容器設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn),主要采用壓力容器的分析設(shè)計(jì)法進(jìn)行彈塑性分析。而壓力容器分析設(shè)計(jì)法大多采用基于應(yīng)力分類(lèi)的方法,以彈性分類(lèi)代替塑性分析,是一種工程近似,優(yōu)點(diǎn)是分析簡(jiǎn)單,手段成熟,且計(jì)算成本低,但對(duì)其進(jìn)行正確的應(yīng)力分類(lèi)存在難度且其結(jié)論過(guò)于保守[4],而對(duì)于分析設(shè)計(jì)的另一方法——EN13445-3標(biāo)準(zhǔn)的分析設(shè)計(jì)直接法,可有效避免分類(lèi)困難,采用塑性分析對(duì)防止塑性垮塌有較為精確的評(píng)定[5-6]。因此,筆者采用仿真分析和試驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方法,針對(duì)水下分離器結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行研究,建立數(shù)值仿真模型,并基于歐盟壓力容器標(biāo)準(zhǔn)EN13445-3分析設(shè)計(jì)直接法對(duì)水下分離器結(jié)構(gòu)進(jìn)行總體塑性變形分析和校核。

1 數(shù)值模型的建立

由于分析設(shè)計(jì)直接法主要是基于結(jié)構(gòu)塑性有限元計(jì)算結(jié)果直接進(jìn)行校核和分析的,因此水下分離器數(shù)值模型是結(jié)構(gòu)總體塑性變形校核分析的基礎(chǔ)[7]。

1.1 實(shí)體模型設(shè)計(jì)

根據(jù)水下分離器殼體結(jié)構(gòu),建模過(guò)程充分利用模型剖分和網(wǎng)格控制技術(shù),保證獲得六面體網(wǎng)格,以減小解題規(guī)模,提高計(jì)算精度,在結(jié)構(gòu)的應(yīng)力集中區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化,由于總體塑性變形分析需要充分考慮材料非線性本構(gòu)關(guān)系和幾何非線性,因此仿真模型采用solid95單元建模,有限元模型如圖1所示。

圖1 實(shí)體有限元仿真模型Fig.1 Solid finite element simulation model

1.2 材料設(shè)計(jì)值

水下分離器結(jié)構(gòu)材料屬性參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 建模所用材料詳細(xì)信息Table 1 Details of modeling materials

式中,Rd,red為材料強(qiáng)度設(shè)計(jì)值；Rp0.2為屈服強(qiáng)度；γR為材料部分安全系數(shù)。

1.3 載荷設(shè)計(jì)值

水下分離器設(shè)計(jì)條件為內(nèi)壓23 MPa,外壓16.5 MPa,設(shè)計(jì)溫度115.5℃,分離器正常工作工況為同時(shí)承受內(nèi)壓23 MPa和外壓16.5 MPa,而在壓力試驗(yàn)、撬裝或維修期間的特殊工況時(shí),水下分離器內(nèi)部工作壓力為0,設(shè)計(jì)外壓16.5 MPa,該工況較正常操作工況危險(xiǎn),是強(qiáng)度校核的主要工況,根據(jù)EN13445-3附錄B分析設(shè)計(jì)直接法,壓力載荷真空工況選擇載荷安全系數(shù)AP為1.0,則載荷設(shè)計(jì)值即為載荷特征值。

由于基于歐盟EN13445-3分析設(shè)計(jì)直接法結(jié)構(gòu)總體塑性變形校核采用Tresca屈服準(zhǔn)則,而ANSYS有限元彈塑性分析主要是基于Mises屈服準(zhǔn)則的,因此為了保證計(jì)算結(jié)果與分析校核標(biāo)準(zhǔn)的對(duì)應(yīng)性和符合性,將有限元模型中材料Mises屈服極限乘以3/2以計(jì)算Tresca屈服極限[8],根據(jù)分析設(shè)計(jì)直接法要求,模型中材料強(qiáng)度參數(shù)為設(shè)計(jì)值,即材料屈服強(qiáng)度除以部分安全系數(shù)γR得到,根據(jù)EN13445-3附錄B水下分離器結(jié)構(gòu)材料安全系數(shù)γR取1.5,因此材料強(qiáng)度設(shè)計(jì)值為

對(duì)特殊工況進(jìn)行加載,筒體外部均布外壓,考慮結(jié)構(gòu)質(zhì)量載荷,兩支座進(jìn)行全固支約束,外壓16.5 MPa載荷下分離器結(jié)構(gòu)整體應(yīng)力強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果如圖2所示。最大應(yīng)力為310.231 MPa,出現(xiàn)在筒體內(nèi)壁接管位置,如圖3所示。

圖2 仿真模型整體應(yīng)力強(qiáng)度云圖Fig.2 Overall stress intensity nephogram of simulation model

圖3 仿真模型最大應(yīng)力位置Fig.3 Position of maximum stress in simulation model

2 計(jì)算精度的驗(yàn)證

為驗(yàn)證分離器數(shù)值模型的計(jì)算精度,對(duì)水下分離器殼體結(jié)構(gòu)進(jìn)行高壓艙試驗(yàn)研究,采用應(yīng)變片電測(cè)法測(cè)量結(jié)構(gòu)外表面薄膜應(yīng)力,應(yīng)變測(cè)點(diǎn)均布設(shè)在筒體殼板外表面,主要包括筒體圓柱殼、左右封頭半球殼典型位置、筒體與封頭焊接區(qū)域以及接管應(yīng)力集中區(qū)域,共49個(gè)測(cè)點(diǎn),106個(gè)表面應(yīng)力數(shù)據(jù)。

2.1 試 驗(yàn)

在中國(guó)船舶重工集團(tuán)公司第七○二研究所進(jìn)行水下分離器高壓艙試驗(yàn),將分離器殼體結(jié)構(gòu)放入高壓艙內(nèi),試驗(yàn)載荷工況與仿真計(jì)算工況相同,靜水外壓16.5 MPa,為保證結(jié)構(gòu)應(yīng)力應(yīng)變測(cè)量結(jié)果的正確性,共進(jìn)行了3次加、卸載。試驗(yàn)過(guò)程中,加壓、卸壓、穩(wěn)壓,并多次提取各穩(wěn)壓段應(yīng)變值,過(guò)程中壓力穩(wěn)定良好,未出現(xiàn)異常響聲,試驗(yàn)后經(jīng)目測(cè)檢查試件結(jié)構(gòu)未見(jiàn)明顯變形,法蘭管口未見(jiàn)泄漏,試驗(yàn)成功。

提取水下分離器殼體外表面測(cè)點(diǎn)位置的雙向應(yīng)力應(yīng)變,根據(jù)測(cè)量數(shù)據(jù)易知,球殼上的經(jīng)向和緯向應(yīng)力很接近,球封上的應(yīng)力在86.5～120 MPa,筒體殼板上的周向應(yīng)力均高于軸向,接管邊緣處應(yīng)力集中,最大測(cè)點(diǎn)應(yīng)力為282.6 MPa。

2.2 仿真模型結(jié)果對(duì)比

筒體和封頭外表面應(yīng)力分布如圖4、5所示?？梢钥闯?筒體的整體應(yīng)力分布較為均勻,應(yīng)力較大值都主要集中在開(kāi)孔根部,其余位置應(yīng)力較小,沒(méi)有大的應(yīng)力梯度,筒體周向應(yīng)力高于軸向應(yīng)力,最大應(yīng)力為294.593 MPa,出現(xiàn)在接管處,與試驗(yàn)測(cè)的結(jié)果一致；封頭區(qū)域典型位置經(jīng)向和緯向應(yīng)力很接近,多數(shù)分布在94.4～118 MPa,應(yīng)力分布規(guī)律與試驗(yàn)結(jié)果一致,表明該仿真模型對(duì)分離器殼體應(yīng)力分布規(guī)律模擬正確。

為了進(jìn)一步分析數(shù)值模型的計(jì)算精度,依據(jù)真實(shí)試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)位置,提取有限元計(jì)算結(jié)果對(duì)應(yīng)應(yīng)力數(shù)據(jù)進(jìn)行定量分析,與試驗(yàn)測(cè)量結(jié)果進(jìn)行誤差對(duì)比分析,分離器計(jì)算數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)106個(gè)對(duì)比應(yīng)力總體平均相對(duì)誤差為4.98%,小于5%。筒體、封頭典型位置、封頭筒體焊接處及接管的平均相對(duì)誤差分別為3.95%、2.70%、10.67%和6.82%。表明本文建立的分離器數(shù)值模型具有較高計(jì)算精度,屬于精確建模,其仿真結(jié)果能夠較好地模擬分離器主要位置的應(yīng)力分布特性和規(guī)律,可以指導(dǎo)分離器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核。

圖4 筒體外表面軸向及周向應(yīng)力Fig.4 Axial and circumferential direction stresses of cylinder outer surface

圖5 球殼外表面經(jīng)向及緯向應(yīng)力Fig.5 Longitudinal and latitudinal stresses of spherical shell outer surface

3 總體塑性變形校核

分析設(shè)計(jì)直接法總體塑性變形設(shè)計(jì)校核(GPDDC)原理要求所有相關(guān)載荷工況下的載荷設(shè)計(jì)值都是通過(guò)相應(yīng)的設(shè)計(jì)模型來(lái)確定,在特定載荷影響下,結(jié)構(gòu)零部件的安全性通過(guò)對(duì)相應(yīng)設(shè)計(jì)載荷下設(shè)計(jì)模型的響應(yīng)分析的評(píng)定而確定,即在設(shè)計(jì)載荷作用下模型主結(jié)構(gòu)應(yīng)變絕對(duì)值的最大值不超過(guò)5%[5,9]?？傮w塑性變形校核的原理也可以與極限分析理論下限定理聯(lián)合使用,即結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)載荷不超過(guò)極限載荷值,且能滿足原理中的應(yīng)變極限要求[10]。

采用本文設(shè)計(jì)的水下分離器數(shù)值模型進(jìn)行有限元計(jì)算[11-12],為完整地繪制載荷變形曲線,本次仿真加載2倍的設(shè)計(jì)載荷,即33 MPa外壓,充分考慮幾何非線性,采用分步加載方式,即載荷度α為1時(shí),加載載荷為外壓(33 MPa)；載荷度α為0.5時(shí),載荷為設(shè)計(jì)載荷(16.5 MPa)。

計(jì)算結(jié)果如圖6、7所示?？梢钥闯?在校核設(shè)計(jì)的特殊工況下,最大應(yīng)變出現(xiàn)在接管位置,在載荷設(shè)計(jì)值16.5 MPa(即0.5載荷度處)最大應(yīng)變0.32%,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于校核標(biāo)準(zhǔn)要求的極限應(yīng)變限定值5%,因此能夠通過(guò)校核,并且采用EN13445-3附錄B雙切線準(zhǔn)則,確定極限載荷為0.87載荷度,即28.71 MPa。極限載荷遠(yuǎn)大于設(shè)計(jì)載荷,因此該水下分離器結(jié)構(gòu)總體塑性具有較大的安全余量。

圖6 整體應(yīng)變最大處應(yīng)變?cè)茍DFig.6 The largest strain nephogram in model

圖7 單元變形-載荷度曲線Fig.7 Unit deformation-load curve

4 結(jié) 論

(1)高壓艙試驗(yàn)工況與數(shù)值計(jì)算工況一致,數(shù)值模型計(jì)算所得結(jié)構(gòu)表面應(yīng)力分布規(guī)律與試驗(yàn)測(cè)量規(guī)律一致,106個(gè)對(duì)比應(yīng)力總體平均相對(duì)誤差為4.98%,小于5%,所建立的分離器數(shù)值模型具有較高計(jì)算精度,屬于精確建模,可以指導(dǎo)分離器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核。

(2)在外壓16.5 MPa作用下,主結(jié)構(gòu)最大應(yīng)變?yōu)?.32%,遠(yuǎn)小于校核標(biāo)準(zhǔn)要求的極限應(yīng)變限定值5%,計(jì)算結(jié)構(gòu)總體塑性極限載荷為28.71 MPa,遠(yuǎn)大于設(shè)計(jì)載荷16.5 MPa,該水下分離器結(jié)構(gòu)總體塑性能夠通過(guò)校核,且具有較大的安全余量。

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(編輯 沈玉英)

Gross plastic deformation design check for subsea separator based on direct route method for design by analysis

LI Zhi-gang1,LIU Pei-lin1,GAO Jie2,LI Wei2,CHEN Guo-ming2

(1.Offshore Oil Engineering Company Limited,Tianjin 300451,China；
2.Centre for Offshore Engineering and Safety Technology,China University of Petroleum,Qingdao 266580,China)

On the basis of the direct route method for design by analysis of the European Union standard of unfired pressure vessels design(EN13445-3),the gross plastic deformation design check(GPD-DC)of a subsea separator was studied.The numerical model of the subsea separator was built and verified by high-pressure expriments.The results show that the average relative error of simulation result is no more than 5%,which means the numerical model is accurate.The gross plastic deformation of subsea separator structure can pass the check.The subsea separator structure is safe enough.

subsea separator；direct route method for design by analysis；gross plastic deformation；structure

TE 58

A

1673-5005(2013)03-0137-04

10.3969/j.issn.1673-5005.2013.03.024

2012-11-27

國(guó)家“863”高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃(SS2013AA090701)；中國(guó)海洋石油總公司項(xiàng)目(C/KJF HG001-2009)

李志剛(1965-),男,教授級(jí)高級(jí)工程師,碩士,主要從事海洋工程研究。E-mail:liwei@upc.edu.cn。