双管采油井口装置大四通优化及疲劳分析
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M30螺栓承受拉力为： Q = PS = 21×π × ( 206)2 = 699.557KN
2 每个螺栓上所受的拉力约为87.445KN；M24 螺栓总拉力为 F = PS = 21×π × (78)2 = 100.294KN ,
2 每个螺栓上所受的拉力约为16.715KN。工作时 螺栓上的作用力为预紧力与工作时产生的拉力之
作者简介：李斌（1963—），男，西南石油大学副教授，博士。 主要从事机电一体化技术、机械动力学仿真及岩石力学的研究。
第7期
李斌等 双管采油井口装置大四通优化及疲劳分析
- 21 -
和，即每个M30螺栓所受总的拉力为103.037KN， 每个M24螺栓上所受的拉力为26.184KN。
油管产生的重力为：查API标准23/8''油管的计 算重量为：6.71kg/m，所以700m油管的重力为：
3 疲劳分析 根据实际工况，井口装置的工作压力在0～21MPa之间变化[6]，可以通过施加疲劳载荷进行模拟，如
图9所示。载荷幅值在0～1之间变化，较好地模拟了实际工况。
图9 疲劳载荷示意图
第7期
李斌等 双管采油井口装置大四通优化及疲劳分析
- 23 -
图10优化前疲劳寿命图
图10、图11分别表示结构优化前后的大四通 疲劳寿命云图，从图中可以看出大四通结构优化 前最小疲劳寿命为22789次，假设新型活动式稠油 井口装置工作压力的变化幅度8次/天，则大四通的 疲劳寿命是7.8年；优化后为25631次，大四通的疲 劳寿命为8.7年，比优化前的疲劳寿命延长了约一 年时间。
（本刊编辑部）
2 有限元分析及优化设计 2.1 建立模型
运用Pro/E建立大四通的三维实体模型如图1所 示。
2.2 载荷工况分析 大四通的设计额定工作压力为21MPa，作用
在大四通上的5个载荷分别为：21MPa内压；M30 螺栓拉力、钢圈顶紧力；M24螺栓拉力、上法兰 压力。有关载荷的计算如下：
根据阀门设计计算手册，钢圈在预紧状态下 需要的压紧力按下式计算：
1 大四通失效分析 从各个油田现场的使用情况来看，双管采油
井口装置的大四通结构是最容易破坏的，通常情 况下，大四通内侧十字相贯线的地方会出现疲劳 破坏，导致整个装置失效。通过计算发现，十字 相贯线处的应力值最大，是导致大四通失效的主 要原因，所以通过对十字相贯线等局部地方结构 尺寸的改变，减小应力集中，提高大四通的使用 寿命。
为348.68MPa，如图5所示，在内相贯线处出现 了应力集中现象，其他部位应力较小。通过参数 化优化计算，系统自动产生一个最优化的方案， 具体取值为：相贯线处倒角为19.5mm，内径为 103mm。得到优化后的大四通的应力云图，如图6 所示，可以看出最大应力减小为333.74MPa。
- 22 -
图2 大四通网格的划分
图3 大四通加载图
把相贯线处的倒角的半径和大四通内径作为设计变量，优化参数的定义如图4所示，设计变量的取值 范围如表1所示。
图4 优化参数的定义
变量名称 DS_R DS_L
表1设计变量取值范围
上边界（mm） 2 65
下边界（mm） 50 85
通过计算可以看出，优化前大四通最大应力
双管采油井口装置是稠油开采的重要装置， 主要由油管头、套管头和采油树三大部分组成 [1]， 其中大四通结构是组成采油树的主要部件，也是 整个采油井口装置的主要承压部件。石油工业的 快速发展对双管采油井口装置的可靠性提出了更 高的要求。从结构的角度分析，主要是改进应力 集中区域的结构尺寸[2]，并开展其疲劳寿命的研 究。
4 结论 双管采油井口装置的大四通结构最大应力出
现在侧管的内相贯线处；通过对相贯线处的倒角 的半径和大四通内径做参数化优化分析，应力值 有一定减小，提高了使用寿命。
通过对大四通参数优化前后的结构进行疲劳 寿命仿真模拟，得到了其疲劳寿命的可视化仿真 结果；建立了一套井口装置疲劳寿命分析的数值 模拟方法。
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论文广场
石油和化工设备 2011年第14卷
双管采油井口装置大四通优化及疲劳分析
李斌，杨振东，蒲勇
（西南石油大学机电工程学院，四川 成都 610500）
[摘 要] 大四通结构是双管采油井口装置采油树的主要承压部件，在稠油开采的过程中，大四通易损坏，需要经常维修和 替换，增加了采油成本。本文利用Pro/E三维实体建模软件对大四通建立了三维模型，使用ANSYS有限元分析软件对大四通 进行有限元分析和优化设计，最后通过疲劳分析成功预测出大四通的寿命，结果显示，优化设计后的大四通的寿命有明显 的提高。 [关键词] 采油井口装置；大四通；结构优化；疲劳分析
出版社.2005 [4] 郭文德,向河,蒙永立等.新型活动式双管热采井口装置[J].
石油机械.2003,31（2） [5] 李长忠,马发明,马骏等.油气井口换阀作业安全保障技术
[J].石油科技论坛.2009,5 [6] 胡承军,杨峰,黄晓东.井口装置的疲劳寿命分析[J].新疆石
油科技.2008,（4）18
收稿日期：2011-03-21；修回日期：2011-06-04
简讯
2011年6月29日，中国石油和化学工业联合会隆重召开纪念中国共产党成立90周年暨创先争 优表彰大会，中国石油和化学工业联合会授予石油和化学工业规划院党委等9个单位先进基层党 组织称号；授予杨挺等28名同志优秀共产党员称号；授予张婉如等10名同志优秀党务工作者称 号。中国化工机械动力技术协会《石油和化工设备》杂志主编刘昌获中国石油和化学工业联合 会优秀共产党员称号。
论文广场
石油和化工设备 2011年第14卷
图5 优化前应力云图
图6 优化后应力云图
通过优化分析，得到了两个设计变量对大四通最大等效应力的响应曲线：
图7 DS_L对最大等效应力的响应
图8 DS_R对最大等效应力的响应
ห้องสมุดไป่ตู้
从图7可以看出：大四通最大等效应力随着DS-L的增大而增大，即随着大四通的内径减小而增大；图 8表示大四通最大等效应力随着相贯线处倒角的增大而先增大后减小的趋势。
图11优化后疲劳寿命图
◆参考文献 [1] 孙敏淹,陆重业,姚敏.双管采油井口装置概述[J].石油矿场
机械.1992,21（3） [2] 钟功祥,张天津,肖丽彤,李蓓蓓,吴臣德.采油气井口装置现
状及发展趋势[J].机电产品开发与创新.2007-11-20.6 [3] 张斌,文志雄.井口装置和采油树规范[M].北京：石油工业
G = 6.71× 700×10 = 46.97KN
27/8''油管的计算重量为：9.41kg/m，700m油管 的重力为：G = 9.41× 700×10 = 65.87KN 。
2.3 加载和优化分析
大四通的材料为ZG30CrMo，弹性模量 E=205800MPa，泊松比μ =0.3，σ s=420MPa 。 对大四通采用六面体占主要的划分方法（Hex Dominate method），总体大小设置为10mm，共划 分了31704个单元（图2所示）。在大四通内表面 施加21MPa的内压（图3所示），在底座和侧管的 法兰盘上施加螺栓的作用力，并在上大四通整体 加上油管的重力。
FG = π DG By
式中：DG为钢圈压紧力作用中心圆直径； B
图1 大四通模型
为钢圈有效密封宽度，B = ω/8，ω为椭圆形钢圈 的环厚，查标准取11mm；У表示钢圈比压，查手 册取150.3MPa。由上式求得下法兰钢圈预紧力为 124.735KN；侧法兰钢圈预紧力56.816KN。预紧 状态下螺栓的预紧力等于钢圈的预紧力，所以下 法兰每个螺栓的作用力为15.592KN，侧法兰每个 螺栓的作用力为9.469KN。
2 每个螺栓上所受的拉力约为87.445KN；M24 螺栓总拉力为 F = PS = 21×π × (78)2 = 100.294KN ,
2 每个螺栓上所受的拉力约为16.715KN。工作时 螺栓上的作用力为预紧力与工作时产生的拉力之
作者简介：李斌（1963—），男，西南石油大学副教授，博士。 主要从事机电一体化技术、机械动力学仿真及岩石力学的研究。
第7期
李斌等 双管采油井口装置大四通优化及疲劳分析
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和，即每个M30螺栓所受总的拉力为103.037KN， 每个M24螺栓上所受的拉力为26.184KN。
油管产生的重力为：查API标准23/8''油管的计 算重量为：6.71kg/m，所以700m油管的重力为：
3 疲劳分析 根据实际工况，井口装置的工作压力在0～21MPa之间变化[6]，可以通过施加疲劳载荷进行模拟，如
图9所示。载荷幅值在0～1之间变化，较好地模拟了实际工况。
图9 疲劳载荷示意图
第7期
李斌等 双管采油井口装置大四通优化及疲劳分析
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图10优化前疲劳寿命图
图10、图11分别表示结构优化前后的大四通 疲劳寿命云图，从图中可以看出大四通结构优化 前最小疲劳寿命为22789次，假设新型活动式稠油 井口装置工作压力的变化幅度8次/天，则大四通的 疲劳寿命是7.8年；优化后为25631次，大四通的疲 劳寿命为8.7年，比优化前的疲劳寿命延长了约一 年时间。
（本刊编辑部）
2 有限元分析及优化设计 2.1 建立模型
运用Pro/E建立大四通的三维实体模型如图1所 示。
2.2 载荷工况分析 大四通的设计额定工作压力为21MPa，作用
在大四通上的5个载荷分别为：21MPa内压；M30 螺栓拉力、钢圈顶紧力；M24螺栓拉力、上法兰 压力。有关载荷的计算如下：
根据阀门设计计算手册，钢圈在预紧状态下 需要的压紧力按下式计算：
1 大四通失效分析 从各个油田现场的使用情况来看，双管采油
井口装置的大四通结构是最容易破坏的，通常情 况下，大四通内侧十字相贯线的地方会出现疲劳 破坏，导致整个装置失效。通过计算发现，十字 相贯线处的应力值最大，是导致大四通失效的主 要原因，所以通过对十字相贯线等局部地方结构 尺寸的改变，减小应力集中，提高大四通的使用 寿命。
为348.68MPa，如图5所示，在内相贯线处出现 了应力集中现象，其他部位应力较小。通过参数 化优化计算，系统自动产生一个最优化的方案， 具体取值为：相贯线处倒角为19.5mm，内径为 103mm。得到优化后的大四通的应力云图，如图6 所示，可以看出最大应力减小为333.74MPa。
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图2 大四通网格的划分
图3 大四通加载图
把相贯线处的倒角的半径和大四通内径作为设计变量，优化参数的定义如图4所示，设计变量的取值 范围如表1所示。
图4 优化参数的定义
变量名称 DS_R DS_L
表1设计变量取值范围
上边界（mm） 2 65
下边界（mm） 50 85
通过计算可以看出，优化前大四通最大应力
双管采油井口装置是稠油开采的重要装置， 主要由油管头、套管头和采油树三大部分组成 [1]， 其中大四通结构是组成采油树的主要部件，也是 整个采油井口装置的主要承压部件。石油工业的 快速发展对双管采油井口装置的可靠性提出了更 高的要求。从结构的角度分析，主要是改进应力 集中区域的结构尺寸[2]，并开展其疲劳寿命的研 究。
4 结论 双管采油井口装置的大四通结构最大应力出
现在侧管的内相贯线处；通过对相贯线处的倒角 的半径和大四通内径做参数化优化分析，应力值 有一定减小，提高了使用寿命。
通过对大四通参数优化前后的结构进行疲劳 寿命仿真模拟，得到了其疲劳寿命的可视化仿真 结果；建立了一套井口装置疲劳寿命分析的数值 模拟方法。
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石油和化工设备 2011年第14卷
双管采油井口装置大四通优化及疲劳分析
李斌，杨振东，蒲勇
（西南石油大学机电工程学院，四川 成都 610500）
[摘 要] 大四通结构是双管采油井口装置采油树的主要承压部件，在稠油开采的过程中，大四通易损坏，需要经常维修和 替换，增加了采油成本。本文利用Pro/E三维实体建模软件对大四通建立了三维模型，使用ANSYS有限元分析软件对大四通 进行有限元分析和优化设计，最后通过疲劳分析成功预测出大四通的寿命，结果显示，优化设计后的大四通的寿命有明显 的提高。 [关键词] 采油井口装置；大四通；结构优化；疲劳分析
出版社.2005 [4] 郭文德,向河,蒙永立等.新型活动式双管热采井口装置[J].
石油机械.2003,31（2） [5] 李长忠,马发明,马骏等.油气井口换阀作业安全保障技术
[J].石油科技论坛.2009,5 [6] 胡承军,杨峰,黄晓东.井口装置的疲劳寿命分析[J].新疆石
油科技.2008,（4）18
收稿日期：2011-03-21；修回日期：2011-06-04
简讯
2011年6月29日，中国石油和化学工业联合会隆重召开纪念中国共产党成立90周年暨创先争 优表彰大会，中国石油和化学工业联合会授予石油和化学工业规划院党委等9个单位先进基层党 组织称号；授予杨挺等28名同志优秀共产党员称号；授予张婉如等10名同志优秀党务工作者称 号。中国化工机械动力技术协会《石油和化工设备》杂志主编刘昌获中国石油和化学工业联合 会优秀共产党员称号。
论文广场
石油和化工设备 2011年第14卷
图5 优化前应力云图
图6 优化后应力云图
通过优化分析，得到了两个设计变量对大四通最大等效应力的响应曲线：
图7 DS_L对最大等效应力的响应
图8 DS_R对最大等效应力的响应
ห้องสมุดไป่ตู้
从图7可以看出：大四通最大等效应力随着DS-L的增大而增大，即随着大四通的内径减小而增大；图 8表示大四通最大等效应力随着相贯线处倒角的增大而先增大后减小的趋势。
图11优化后疲劳寿命图
◆参考文献 [1] 孙敏淹,陆重业,姚敏.双管采油井口装置概述[J].石油矿场
机械.1992,21（3） [2] 钟功祥,张天津,肖丽彤,李蓓蓓,吴臣德.采油气井口装置现
状及发展趋势[J].机电产品开发与创新.2007-11-20.6 [3] 张斌,文志雄.井口装置和采油树规范[M].北京：石油工业
G = 6.71× 700×10 = 46.97KN
27/8''油管的计算重量为：9.41kg/m，700m油管 的重力为：G = 9.41× 700×10 = 65.87KN 。
2.3 加载和优化分析
大四通的材料为ZG30CrMo，弹性模量 E=205800MPa，泊松比μ =0.3，σ s=420MPa 。 对大四通采用六面体占主要的划分方法（Hex Dominate method），总体大小设置为10mm，共划 分了31704个单元（图2所示）。在大四通内表面 施加21MPa的内压（图3所示），在底座和侧管的 法兰盘上施加螺栓的作用力，并在上大四通整体 加上油管的重力。
FG = π DG By
式中：DG为钢圈压紧力作用中心圆直径； B
图1 大四通模型
为钢圈有效密封宽度，B = ω/8，ω为椭圆形钢圈 的环厚，查标准取11mm；У表示钢圈比压，查手 册取150.3MPa。由上式求得下法兰钢圈预紧力为 124.735KN；侧法兰钢圈预紧力56.816KN。预紧 状态下螺栓的预紧力等于钢圈的预紧力，所以下 法兰每个螺栓的作用力为15.592KN，侧法兰每个 螺栓的作用力为9.469KN。