2024年4月27日发(作者：江恨)
２０２３
年第
５２
卷
第
５
期第
５２
页
石油矿场机械
犗犐犔
犉犐犈犔犇
犈犝犐犘犕犈犖犜
犙
（）：
２０２３
，
５２５５２５８
：文章编号（）
１００１３４８２２０２３０５００５２０７
２犉犣２８１４０
型双闸板防喷器壳体优化设计
张
川
１
，刘亚洲
２
，杜文波
１
，刘
鸣
１
，蒋发光
３
，鲁燕山
１
，李朝均
１
，赵
琳
１
（四川宝石机械钻采设备有限责任公司，四川广汉
６
川庆钻探试修公司
１．１８３００
；
２．
重庆项目部，重庆
４
西南石油大学机电工程学院，成都
６
）
０００２１
；
３．１０５００
摘要：对
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器的壳体在静水试验压力和额定工作压力下进行有限元分析，
并按照
Ａ
最大应力、危险薄膜应力、危险弯曲应
ＳＭＥ
规范进行强度校核。以双闸板防喷器质量、
力
、危险组合应力为优化目标，采用响应曲面法进行防喷器的壳体结构优化，得到壳体的最优结
构参数组合。研究结果表明：初步设计的
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器的强度满足规范要求，危险
部位出现在垂直通孔与长圆形通孔贯穿的相贯线处；防喷器的最终优化方案满足各危险工况要
求，优化前后壳体的质量、最大应力、危险薄膜应力、危险弯曲应力、危险组合应力分别降低
５．２％
、
５．４％
、
３．４％
、
１８．６％
、
１１．７％
。
关键词：双闸板防喷器；有限元分析；多目标优化；响应曲面法
中图分类号：：／
ＴＥ９２１．５０２
文献标识码：
Ａ
犱狅犻１０．３９６９．ｉｓｓｎ．１００１３４８２．２０２３．０５．００７
ｊ
檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪
［］纪树立，潘贵荣，等
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罐装电潜泵系统在渤海
９
朱学海，
油田的技术研究与应用［］
Ｊ．
石油机械，
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［］刘书杰，杨立平，等
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井用弹簧式“形接头：
１０Ｙ
”
杨进，
ＣＮ１００５３７９９８Ｃ
［
Ｐ
］
．２００９０９０９．
［］杨进，王平双，等
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一种弹簧自切换式
Ｙ
形接
１１
刘书杰，
头：
ＣＮ１０１３２４１７６Ｂ
［
Ｐ
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．２０１１０６１５．
［］杨万有，罗昌华，等
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可解堵式智能
Ｙ
接头：
１２
张成富，
ＣＮ２０３１１４１９２Ｕ
［
Ｐ
］
．２０１３０８０７．
［］龙江桥，郭雯霖，等
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一种用于双泵工艺管柱
１３
解会军，
的
Ｙ
接头：
ＣＮ２０５６０５１３０Ｕ
［
Ｐ
］
．２０１６０９２８．
［：
Ｕ１４
］
ｅｉｔｃｈＡｎｄｒｅｗ
，
ＡｂｅｒｄｅｅｎＧｂ．ＹＣｈｅｃｋＳ８
，
１０４
，
Ｌ
［
５４０Ｂ２Ｐ
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海上热采井筒隔热工艺管
１５
邹剑，
柱研制与应用［］：
Ｊ．
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（
２
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Ｊ．
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陈宗杰
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调节阀流量流阻测试与流场仿真分析［
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基于流场分析的
Ｙ
型对接式
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压裂管汇布局研究［］
Ｊ．
石油矿场机械，
２０２０
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４９
（）：
４２０２６．
２０２３０３２０
收稿日期：
中国石油天然气集团公司重大科技专项“（）。
１４０ＭＰａ
防喷器研制”
２０２１ＺＧ０８
基金项目：
张
川（），男，博士，注册设备监理师，高级工程师，主要从事石油井口、井控产品的设计开发工作，：
１９７１Ｅｍａｉｌ
作者简介：
。
ｚｈａｎｃｈｕａｎ１６６
＠
ｓｉｎａ．ｃｎ
ｇ
蒋发光（），男，副教授，主要从事石油天然气装备设计与仿真的研究、教学工作，：
１９７５Ｅｍａｉｌｉａｎｆ２６．ｃｏｍ
。
通讯作者：
＠
１
ｊｇｇ
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等：
２
卷
第
５
期
张
川，
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器壳体优化设计
第
５
·
５３
·
犛犺犲犾犾犗狋犻犿犻狕犪狋犻狅狀犇犲狊犻狀狅犳２犉犣２８１４０犇狅狌犫犾犲犚犪犿犅犾狅狑狅狌狋犘狉犲狏犲狀狋犲狉狊
狆犵
１２１１３
，，，
ＺＨＡＮＧＣｈｕａｎＬＩＵＹａｚｈｏｕＤＵＷｅｎｂｏＬＩＵＭｉｎＪＩＡＮＧＦａｕａｎ
ｇ
，
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，
１１１
，，
ＬＵＹａｎｓｈａｎＬＩＺｈａｏｕｎＺＨＡＯＬｉｎ
ｊ
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１．
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．
犔狋犱
．
犌狌犪狀犺犪狀
６１８３００
，
犆犺犻狀犪
；
犵
牔犘
狇狆犵
２．
犆犺狅狀犻狀狉狅犲犮狋犇犲犪狉狋犿犲狀狋
，
犆犺狌犪狀犻狀狉犻犾犾犻狀犲狊狋犻狀狀犱犚犲犪犻狉犆狅犿犪狀犆犺狅狀犻狀
０００２１
，
犆犺犻狀犪
；
犵狇犵
犘
犼狆狇犵
犇
犵
犜
犵
犪
狆狆狔
，
犵狇犵
４
３．
犛犮犺狅狅犾狅犲犮犺犪狀犻犮犪犾犈狀犻狀犲犲狉犻狀犛狅狌狋犺狑犲狊狋犘犲狋狉狅犾犲狌犿犝狀犻狏犲狉狊犻狋犆犺犲狀犱狌
６１０５００
，
犆犺犻狀犪
）
犳
犕
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，
狔
，
犵
：
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ｄｕｃｔｅｄｏｎｔｈｅｓｈｅｌｌｏｆｔｈｅ２ＦＺ２８１４０ｄｏｕｂｌｅｄｉｓｃａｎｔｉｓｒａａｌｖｅｕｎｄｅｒｓｔａｔｉｃｗａｔｅｒｔｅｓｔ
ｐ
ｒｅｓｓｕｒｅ
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ａｎｄｒａｔｅｄｗｏｒｋｉｎｒｅｓｓｕｒｅ．Ｒｅｓｏｎｓｅｓｕｒｆａｃｅｍｅｔｈｏｄｏｌｏａｓｅｍｌｏｅｄｔｏｏｔｉｍｉｚｅｔｈｅｓｈｅｌｌ
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，
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，
ｓｔｒｕｃｔｕｒｅｏｆｔｈｅａｎｔｉｓｒａａｌｖｅｗｉｔｈｏｂｅｃｔｉｖｅｓｏｆｍａｓｓａｘｉｍｕｍｓｔｒｅｓｓｄａｎｅｒｏｕｓｍｅｍｂｒａｎｅ
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，
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ｃ
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，
ｂｅｎｄｉｎｔｒｅｓｓａｎｄｄａｎｅｒｏｕｓｃｏｍｂｉｎｅｄｓｔｒｅｓｓｏｆｔｈｅｓｈｅｌｌａｒｅｒｅｄｕｃｅｄｂ２％
，
５．４％
，
３．４％
，
ｇ
ｓ
ｇｙ
５．
１８．６％
，
ａｎｄ１１．７％ｒｅｓｅｃｔｉｖｅｌ．
ｐｙ
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；
ｒｅｓｏｎｓｅ
ｐｙｊｐｐ
狔
狑
ｓｕｒｆａｃｅｍｅｔｈｏｄ
高
随着油气开采向深层油气和特种油气发展，
温、超高压问题日益显著，对高性能防喷器的需求迫
１２
］
切
［
，其中的双闸板防喷器壳体的形状复杂、工况
闸板与壳体的受力状态，在建立整套闸板防喷器三
维仿真模型的基础上，对其承压壳体及双闸板进行
］
１３
了有限元分析。王浩华等
［
以防喷器（闸板
Ｕ
形）
多变、承压高，其强度性能、结构合理性、使用安全性
１７
］
３
］
。谢新设等
［
在解决关键技术基础上，备受关注
［
［］
５
］
研制出一种
Ｆ
郑泳
［
Ｚ３５１０５
型防喷器。晏祥慧
４
、
轴为研究对象，分析了闸板轴轴身受力与轴身应力
］
１４
集中位置，并对其进行结构优化。梁向东等
［
应用
子模型技术提取结构危险部位，分析整体和局部应
［
５
］
力状态。
Ｔ
等通过实验方法和有限元模
ｉｅｕｎＬｉｎ
１
ｊ
等分析了闸板防喷器壳体与侧门的极限承载能力。
６
］
严金林等
［
对双闸板防喷器壳体进行理论强度计算
７
］
和数值模拟分析。唐洋等
［
对单闸板防喷器开展试
型来研究闸板防喷器的断裂机理。相关研究表明，
对
１４０ＭＰａ
高压下双闸板防喷器壳体的强度探究
和结构优化较为缺乏
。
当前，防喷器正向
１
、
４０ＭＰａ１７９℃
及以上的性
能迈进。如何既满足强度要求，又达到结构优化成
为防喷器设计者的研究课题。本文以
２ＦＺ２８１４０
型
双闸板防喷器壳体为研究对象，研究不同工况下防
喷器壳体的应力分布规律。采用响应曲面法，以壳
体质量、最大应力、薄膜应力、弯曲应力、薄膜应力
－
弯曲应力组合应力为优化目标，建立设计变量和目
对壳体结构进行优化，获得壳体标之间的优化函数，
的最优结构参数。
并指出应力集中的危险区域。验测试和有限元分析，
８
］
张宝生
［
等通过
ＭＳＣＭａｒｃ
软件建立有限元模型，
模拟可变径闸板防喷器的工作过程，分析应力的分
９
］
布和变化规律。祝传钰等
［
考虑防喷器各部件的相
互作用力，采用弹塑性分析方法对防喷器进行强度
］
１０
分析。师波等
［
对
２ＦＺ３５７０
型双闸板防喷器驻厂
监理过程中存在的质量问题进行分析和总结。安心
］
１１
利用化学分析、宏观断口分析、显微组织和鑫等
［
扫描电镜及力学性能分析等方法对防喷器的材料进
］
１２
行分析。王鹏等
［
为分析闸板防喷器关井状态时
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·
５４
·
０２３
年
９
月
石油矿场机械
２
１
壳体模型建立与工况分析
基于《钻通设备》（／、
ＡＰＩＳｅｃ１６ＡＩＳＯ１３５３３
）
ｐ
《井口装置和采油树规范》（／、
ＡＮＳＩＡＰＩＳｅｃ６Ａ
）
ｐ
固定式压力容器》（、《锅炉和压力容《
ＧＢ１５０－２０１１
）
器规范》（等防喷器设计基本规范和标准，结
ＡＳＭＥ
）
合
１
、）钻杆等技术
４０ＭＰａ１８０℃
、
１３９．７ｍｍ
（
５
＂
设计出双闸板防喷器，如图
１
所示。图
２
所示要求，
为双闸板防喷器的壳体结构，分为上下
２
个腔室，用
于安装全封闸板和半封闸板。
图
２
双闸板防喷器壳体
结合
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器的技术参数，
完成壳体的初步设计。建立壳体在整体试压工况和
如剪切钻具后全封工况下的分析模型与载荷模型，
图
３
。整体试压工况时，壳体承受额定工作压力
（）和试验压力（）剪
１４０ＭＰａ２０６ＭＰａ２
种试压载荷；
后文中简称全封工况），壳体切钻具后全封工况时（
需考虑额定压力（）工况下结构安全；过钻
１４０ＭＰａ
杆的竖直圆柱内腔、装闸板椭圆形截面腔均承受高
压
狆
作用。
除内部作用压力
狆
外，壳体还承受上法兰处螺
栓载荷
犉
下法兰处螺栓载荷
犉
液缸连接螺栓载
１
、
２
、
全封工况时闸板密封了荷
犉
３
。相比整体试压工况，
上部腔室，密封面受到闸板向上推力
犉
犖
作用。结
承受压力等，计算得到壳体的合防喷器组尺寸参数、
载荷，如表
１
所示。壳体材料的弹性模量
２
、
０９ＧＰａ
泊松比
０．
拉伸极限强度
７
、屈服强度
２９３
、
５９ＭＰａ
。
６２１ＭＰａ
图
１
双闸板防喷器三维模型
图
３
壳体分析模型与载荷
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等：
２
卷
第
５
期
张
川，
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器壳体优化设计
第
５
·
５５
·
工况状态编号
１
整体试压工况
全封工况
２
３
表
１
双闸板防喷器核心载荷数据
内部作用压力
狆
／
ＭＰａ
（额定压力）
１４０
（试验压力）
２０６
（额定压力）
１４０
／
犉
Ｎ
１
６８４５６
９４１２７
６８４５６
／
犉
Ｎ
２
１４５８２４
２８６０９３
１４５８２４
／
犉
Ｎ
３
１８００１４５
２８３２７１４
１４４３８５９２１６３６７２０
犉
Ｎ
／
Ｎ
２
双闸板防喷器壳体强度分析
壳体下法兰面施加纵向约束，中间对开面施加
对称约束。按照如图
３
所示载荷施加方式和表
１
所
示载荷数值，在壳体内部承压面施加对应工况的压
力
狆
，在侧门螺栓孔和上下螺栓孔处施加
犉犉
２
、
１
、
得
犉
３
、
犉
Ｎ
。对
２
种工况下的防喷器壳体进行分析，
到结果如图
４
所示。
图
４
双闸板防喷器壳体应力云图
由图
４
额定压力下壳体危险部位的最大
ａ
可知，
，小于材料的屈服强度
６
等效应力为
６１６ＭＰａ２１
。壳体最危险部位位于垂直主通道和
２
个闸板
ＭＰａ
腔相贯线处，存在较大的应力集中位置。由图
４ｃ
可
知，全封工况下壳体在垂直通孔与椭圆形通孔相贯
部位存在应力集中，是由于闸板下方高压钻井液助
封力的作用，使闸板与闸板腔接触部分的接触力较
大，最大应力位于双闸板顶部的闸板与椭圆通道接
触的区域内。为校核双闸板防喷器壳体强度的可靠
性，根据防喷器壳体尺寸参数和载荷参数，结合文献
［］得出防喷器危险路径的校核数据，即：薄膜应力
１６
］；薄膜应力
＋
弯曲应力（
犘
ｍ
＜
［
＝２９１ＭＰａ
犘
ｍ
＋
σ
［］；总应力
σ
。
犘
ｂ
）
５＝４３７ＭＰａ７５９ＭＰａ
＜
１．
σ＜σ
ｂ
＝
结合图
３
危险路径和图
４
壳体的应力云图，提取危
险路径应力，结果如表
２
所示。
表
２
２
种工况下路径应力校核数据
整体试压额定压力
１４０ＭＰａ
路径
Ｐａｔｈ
（状态
１
）下的应力／
ＭＰａ
薄膜应力
１
２
３
４
５
２３２．０
２２１．９
２２２．４
２８３．２
１８５．４
薄膜应力
＋
弯曲应力
４１２．５
３９６．４
３９５．６
４５４．８
３１９．７
总应力
６１４．６
５８６．２
５７７．２
５８０．３
３８２．３
整体试压静水压
２０６ＭＰａ
（状态
２
）下的应力／
ＭＰａ
薄膜应力
３３５．４
３２０．７
３２１．１
４０６．０
２７２．９
薄膜应力
＋
弯曲应力
５７５．６
５５８．７
５５６．１
６２５．７
４７２．０
全封工况额定压力
１４０ＭＰａ
（状态
３
）下的应力／
ＭＰａ
薄膜应力
薄膜应力
＋
弯曲应力
总应力
８４．３
３０８．４
４１２．４３
１
２９．９
３９７．４
５８６．５４
２
４０．５
４２６．９
６２２．３７
２
０４．６
４８９．７
６２５．１
３
９８．７
３４３．０
４１０．３１
１
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·
５６
·
０２３
年
９
月
石油矿场机械
２
２
中状态
１
、状态
３
分析结果，按照压力
结合表
容器的评判标准，双闸板防喷器的壳体均满足在
１４０ＭＰａ
下整体试压和全封工况
２
种最危险工况的
全封工况下相对危险。在静强度要求。综合评判，
其校核数据为：薄水压
２０６ＭＰａ
下进行强度校核，
］；当
犘
ｍ
≤
０．
］膜应力
犘
ｍ
≤
０．９５
［
＝５９０ＭＰａ６７
［
σσ
＝４１６ＭＰａ
时薄膜应力
＋
弯曲应力
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
≤
０．６７
［］。提取危险路径应力结果如表
２
中
＝８８８ＭＰａ
σ
状态
２
所示，双闸板防喷器壳体均满足静水压测试
）的强度要求，其应力集中部位与额工况（
２０６ＭＰａ
定压力下的分布规律基本一致。
３．１
壳体多目标优化研究
根据数值模拟的结果，选用剪切钻具后全封工
壳体闸板腔况进行壳体优化分析。分析结果显示，
半径、内部相贯线倒角对防喷器应力影响较高度、
大，下法兰颈部高度和壳体高度对防喷器的总体质
取下法兰颈部高度
犎
１
、壳体量
犿
影响较大。因此，
高度
犎
２
、闸板腔宽度
犔
、闸板腔半径
犚
１
、相贯线倒
角
犚
２
为结构优化变量。
）
１
确定防喷器壳体的设计变量。
犜犜
犡
＝
［
狓狓狓狓狓犎
１
；
犎
２
；
犔
；
犚
１
；
犚
２
］
１
；
２
；
３
；
４
；
５
］
＝
［
３
基于相应曲面法的双闸板壳体多目标
参数优化
在对闸板防喷器进行多目标优化时，为避免其
他非结构参数对优化结果的影响，需要对有限元分
析模型的网格进行无关性验证。对整体壳体网格选
取
２
对危险
０
～
１０ｍｍ
的尺寸进行网格无关性验证、
受力面进行局部网格加密，选取
１
～
５ｍｍ
进行网格
无关性验证，得到如图
５
所示验证规律曲线，确定整
体网格选择
１
局部网格加密选择
１ｍｍ
作为
０ｍｍ
、
网格划分长度。
）
２
制定防喷器壳体的约束函数。
）
ｍｉｎ
狓狓
ａｘ
狓犻
＝１
，
２
，
３
，
４
，
５
犻
犻
ｍ
犻
（
）
３
明确防喷器壳体的优化目标函数。
ｍｉｎ
狓
）
＝
犕
犳
１
（
烄
ｍｉｎ
狓
）
＝
σ
犳
２
（
ｍａｘ
ｍｉｎ
狓
）
＝
（
犘
ｍ
）
犳
３
（
ｍａｘ
烅
ｍｉｎ
狓
）
＝
（
犘
ｂ
）
犳
４
（
ｍａｘ
烆
ｍｉｎ
狓
）
＝
（
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
）
犳
５
（
ｍａｘ
（）
１
（）
２
（）
３
采用响应曲面法实现上述目标的优化设计，需
要大量的设计变量试验点。因复合中心试验点法比
其他方法产生的试验点数多、精度高、模型性稳
］
１５
健
［
，故采用中心复合试验点法，生成
２７
组设计变
图
５
网格无关性验证
量的试验点，分析结果如表
３
所示。
表
３
计算结果
／
犎
１
ｍｍ
１５３．０
１３８．０
１６８．０
１５３．０
１４２．４
１６３．６
／
犎
２
ｍｍ
１２３０．０
１２３０．０
１２３０．０
１２００．０
１２５１．１
１２５１．１
／
犔
ｍｍ
８３．９
８３．９
８３．９
８３．９
３９．１
３９．１
／
犚
ｍｍ
１
１１７．５
１１７．５
１１７．５
１１７．５
１２９．８
１２９．８
／
犚
ｍｍ
２
８．０
８．０
８．０
８．０
１２．９
１２．９
／
ＭＰａ
σ
６２７．２
６２５．１
６２６．４
６４６．４
７２３．２
７２４．４
犘
ｍ
／
ＭＰａ
２３７．７
２３５．６
２３６．１
２４８．７
２３４．６
２３５．３
／
犘
ｂ
ＭＰａ
１７３．５
１７２．９
１６９．１
１６７．２
２１２．１
２１２．４
（／
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
）
ＭＰａ
０７．５４
４０４．５
４０１．２
４１１．０
４４６．０
４４７．０
／
犿
ｋ
ｇ
７７７７．８
７７５５．４
７８００．２
７５８４．６
７９０９．５
７９４０．９
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等：
２
卷
第
５
期
张
川，
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器壳体优化设计
第
５
·
５７
·
３．２
优化实施与最优模型确定
在考虑各优化变量交互影响的情况下，对上述
中心试验点法生成的试验点和计算结果进行响应面
再次生成
３
组拟合。为保证响应面拟合的准确性，
对验证点求解结果与拟合验证点进行有限元求解，
如表
４
所示。由表
４
可知，其响应面进行误差验证，
中
３
组试验点的计算应力
σ
误差分别为
０．２％
、
另外
３
组验证点的误差略高于试验
０．０％
、
０．４％
，
点，分别为
２．６％
、
２．１％
、
２．７％
。试验点与验证点
证明了该组试验点所拟合的各的误差均小于
３％
，
可以准确地预设计变量和优化变量之间的响应面，
测其他任意组合参数下的目标函数值。
表
４
壳体参数优化及应力误差
／／／／
／
犎
１
ｍｍ
犎
２
ｍｍ
犔
ｍｍ
犚
ｍｍ
ｍｍ
犚
１２
１３８．６１２４０．９１１５．８
１３８．６１２４０．９１１５．８
１３８．７１２４４．０１１６．２
１３８．７１２４４．０１１６．２
１３８．８１２３９．８１１６．７
１３８．８１２３９．８１１６．７
１０９．６
１０９．６
１０９．５
１０９．５
１０９．３
１０９．３
１０．７
１０．７
１０．３
１０．３
１１．１
１１．１
／
ＭＰａ
σ
５８２．５
５９６．２
５８１．２
５９３．５
５８３．２
５９６．９
犘
ｍ
／
ＭＰａ
２２３．９
２２５．４
２２３．０
２２２．４
２２４．０
２２５．０
／
ＭＰ
犘
ｂ
ａ
１４８．８
１４８．６
１４９．０
１５０．３
１４７．９
１４７．７
（／
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
）
ＭＰａ
３６８．８
３６５．３
３６８．０
３６４．１
３６７．７
３６４．２
／
犿
ｋ
ｇ
７８１６．７
７８１６．７
７８３６．５
７８３６．５
７８０９．６
７８０９．６
σ
误差／
％
０．２
２．６
０．０
２．１
０．４
２．７
最大薄膜应力、最大弯曲
基于最大等效应力、
最大组合应力、最大质量
５
个目标优化函数的应力、
并按照等权重的优化原则，即各个目标函数合结果，
的优化重要性相同，进行区间搜索，达到收敛，得到
如表
５
所示。最终的优化结果，
表
５
优化前后对比数据
模型
优化前
优化后
差值
／
犎
１
ｍｍ
１６８．０
１３８．７
／
犎
２
ｍｍ
１２６０．０
１２４４．０
／
犔
ｍｍ
８２．０
１１６．２
／
犚
ｍｍ
１
１１８．０
１０９．５
／
犚
ｍｍ
２
０．０
１０．３
／
ａ
ＭＰａ
犘
ｍ
／
ＭＰ
σ
６１６．３
５８３．３
５．４％
２３２．１
２２４．１
３．４％
／
犘
ｂ
ＭＰａ
１８６．０
１５１．４
１８．６％
（／
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
）
ＭＰａ
４１５．０
３６６．４
１１．７％
／
犿
ｋ
ｇ
７９９３．９
７５８１．０
５．２％
相较于原结构尺寸，最大等效
根据表
５
可知，
应力、最大薄膜应力、最大弯曲应力、最大组合应力、
最大质量分别降低了
５．４％
、
３．４％
、
１８．６％
、
壳体的
１１．７％
、
５．２％
。在保证壳体强度的情况下，
整体应力、质量和高度有了一定程度的降低。
为了确定壳体的强度和安全性，对优化后的结
构进行建模加载，并重新进行应力校核。校核结果
如图
６
和表
６
所示。
图
６
双闸板防喷器壳体优化方案分析结构
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·
５８
·
０２３
年
９
月
石油矿场机械
２
表
６
双闸板防喷器壳体优化方案计算结果
路径
Ｐａｔｈ
１
２
３
４
５
犘
ｍ
／
ＭＰａ
２２１．５
２０６．７
２３９．４
２０６．５
２０３．５
／
ＭＰ
犘
ｂ
ａ
１６１．９
１２５．０
１２０．６
１２０．６
１１６．７
（／
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
）
ＭＰａ
３７５．９
３１５．９
３２８．０
３１０．９
３０４．３
按
ＡＳＭＥ
标准评价
满足
满足
满足
满足
满足
）来看，相比
５８３．３ＭＰａ
从图
６
所示应力结果（
明显减小，且按优化前应力集中（
６１６．３ＭＰａ
）
ＡＳＭＥ
标准评价满足强度要求。
［］张川，宋振华，等
．５ＦＺ２８１０５
板防喷器承压件在
郑泳，
装配体下的应力计算［］天然气工业，：
Ｊ．２０１３
，
３３
（
５
）
９２９５．
［］樊春明，李中华，等
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闸板防喷器壳体强度分
６
严金林，
析方法研究［］（）：
Ｊ．
机械工程师，
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［］刘清友，杜利，等
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闸板防喷器壳体应力分布试
７
唐洋，
验测试与分析［］（）：
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石油机械，
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，
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新型闸板防喷器封井过程数值模拟
８
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［］计算机辅助工程，（）（增刊）：
Ｊ．２００６１５４２８４３０．
［］陈文科，徐立新，等
．９１５０００ｓｉ
闸板防喷器装配
祝传钰，
ｐ
体弹塑性分析［］石油和化工设备，：
Ｊ．２０１９
，
２２
（
１１
）
４４４６．
［］马煜，雷海涛
．１０２ＦＺ３５７０
双闸板防喷器产品的
师波，
］生产质量，（）：质量控制［
Ｊ．２０１７２３２７２９．
［］万佳
．
］
１１２ＦＺ３５７０
防喷器壳体失效分析［
Ｊ．
安心鑫，
金属热处理，（增刊）：
２０１９
，
４４４８６４８９．
［］张士超，葛伟凤
．
水下闸板防喷器有限元建模及
１２
王鹏，
关井仿真分析［］：
Ｊ．
石油和化工设备，
２０１９
，
２２
（
９
）
３１３４．
４
结论
）
１
以前期结构设计基础建立载荷计算模型与
完成
２
有限元分析模型，
ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器
的壳体在危险工况的有限元分析与性能评价，利用
响应曲面法对壳体进行多目标优化。
）
２
最初设计的双闸板防喷器满足理论强度标
准，但在垂直通孔与长圆形通孔贯穿的相贯线处存
在着较大的应力集中，需要优化处理。
）刚度要
３
优化后的防喷器满足各工况强度、
求，优化前后壳体的质量、最大应力、危险薄膜应力、
危险弯曲应力、危险组合应力分别降低
５．２％
、
５．４％
、
３．４％
、
１８．６％
、
１１．７％
。
参考文献
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Ｒ
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ｙ
［］
ｅｘｌｏｓｉｏｎｉｎｔｈｅＭｉｄｄｌｅＥａｓｔＪ．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＰｅｔｒｏｌｅｕｍ
ｐ
，）
ＳｃｉｅｎｃｅａｎｄＥｎｉｎｅｅｒｉｎ２０７
（
２０２１１０９１３４．
ｇｇ
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2024年4月27日发(作者：江恨)
２０２３
年第
５２
卷
第
５
期第
５２
页
石油矿场机械
犗犐犔
犉犐犈犔犇
犈犝犐犘犕犈犖犜
犙
（）：
２０２３
，
５２５５２５８
：文章编号（）
１００１３４８２２０２３０５００５２０７
２犉犣２８１４０
型双闸板防喷器壳体优化设计
张
川
１
，刘亚洲
２
，杜文波
１
，刘
鸣
１
，蒋发光
３
，鲁燕山
１
，李朝均
１
，赵
琳
１
（四川宝石机械钻采设备有限责任公司，四川广汉
６
川庆钻探试修公司
１．１８３００
；
２．
重庆项目部，重庆
４
西南石油大学机电工程学院，成都
６
）
０００２１
；
３．１０５００
摘要：对
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器的壳体在静水试验压力和额定工作压力下进行有限元分析，
并按照
Ａ
最大应力、危险薄膜应力、危险弯曲应
ＳＭＥ
规范进行强度校核。以双闸板防喷器质量、
力
、危险组合应力为优化目标，采用响应曲面法进行防喷器的壳体结构优化，得到壳体的最优结
构参数组合。研究结果表明：初步设计的
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器的强度满足规范要求，危险
部位出现在垂直通孔与长圆形通孔贯穿的相贯线处；防喷器的最终优化方案满足各危险工况要
求，优化前后壳体的质量、最大应力、危险薄膜应力、危险弯曲应力、危险组合应力分别降低
５．２％
、
５．４％
、
３．４％
、
１８．６％
、
１１．７％
。
关键词：双闸板防喷器；有限元分析；多目标优化；响应曲面法
中图分类号：：／
ＴＥ９２１．５０２
文献标识码：
Ａ
犱狅犻１０．３９６９．ｉｓｓｎ．１００１３４８２．２０２３．０５．００７
ｊ
檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪
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１０Ｙ
”
杨进，
ＣＮ１００５３７９９８Ｃ
［
Ｐ
］
．２００９０９０９．
［］杨进，王平双，等
．
一种弹簧自切换式
Ｙ
形接
１１
刘书杰，
头：
ＣＮ１０１３２４１７６Ｂ
［
Ｐ
］
．２０１１０６１５．
［］杨万有，罗昌华，等
．
可解堵式智能
Ｙ
接头：
１２
张成富，
ＣＮ２０３１１４１９２Ｕ
［
Ｐ
］
．２０１３０８０７．
［］龙江桥，郭雯霖，等
．
一种用于双泵工艺管柱
１３
解会军，
的
Ｙ
接头：
ＣＮ２０５６０５１３０Ｕ
［
Ｐ
］
．２０１６０９２８．
［：
Ｕ１４
］
ｅｉｔｃｈＡｎｄｒｅｗ
，
ＡｂｅｒｄｅｅｎＧｂ．ＹＣｈｅｃｋＳ８
，
１０４
，
Ｌ
［
５４０Ｂ２Ｐ
］
．２００９０８１３．
［］孟祥海，顾启林，等
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海上热采井筒隔热工艺管
１５
邹剑，
柱研制与应用［］：
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（
２
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１８Ｊ．
陈宗杰
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调节阀流量流阻测试与流场仿真分析［
化工设备与管道，（）：
２０１９
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５６６６３６８．
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基于流场分析的
Ｙ
型对接式
１９
刘鸣，
压裂管汇布局研究［］
Ｊ．
石油矿场机械，
２０２０
，
４９
（）：
４２０２６．
２０２３０３２０
收稿日期：
中国石油天然气集团公司重大科技专项“（）。
１４０ＭＰａ
防喷器研制”
２０２１ＺＧ０８
基金项目：
张
川（），男，博士，注册设备监理师，高级工程师，主要从事石油井口、井控产品的设计开发工作，：
１９７１Ｅｍａｉｌ
作者简介：
。
ｚｈａｎｃｈｕａｎ１６６
＠
ｓｉｎａ．ｃｎ
ｇ
蒋发光（），男，副教授，主要从事石油天然气装备设计与仿真的研究、教学工作，：
１９７５Ｅｍａｉｌｉａｎｆ２６．ｃｏｍ
。
通讯作者：
＠
１
ｊｇｇ
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等：
２
卷
第
５
期
张
川，
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器壳体优化设计
第
５
·
５３
·
犛犺犲犾犾犗狋犻犿犻狕犪狋犻狅狀犇犲狊犻狀狅犳２犉犣２８１４０犇狅狌犫犾犲犚犪犿犅犾狅狑狅狌狋犘狉犲狏犲狀狋犲狉狊
狆犵
１２１１３
，，，
ＺＨＡＮＧＣｈｕａｎＬＩＵＹａｚｈｏｕＤＵＷｅｎｂｏＬＩＵＭｉｎＪＩＡＮＧＦａｕａｎ
ｇ
，
ｇｇ
，
１１１
，，
ＬＵＹａｎｓｈａｎＬＩＺｈａｏｕｎＺＨＡＯＬｉｎ
ｊ
（，，
１．
犆犖犘犆犅犗犕犆犗犇狉犻犾犾犻狀狉狅犱狌犮狋犻狅狀犈狌犻犿犲狀狋犆狅
．
犔狋犱
．
犌狌犪狀犺犪狀
６１８３００
，
犆犺犻狀犪
；
犵
牔犘
狇狆犵
２．
犆犺狅狀犻狀狉狅犲犮狋犇犲犪狉狋犿犲狀狋
，
犆犺狌犪狀犻狀狉犻犾犾犻狀犲狊狋犻狀狀犱犚犲犪犻狉犆狅犿犪狀犆犺狅狀犻狀
０００２１
，
犆犺犻狀犪
；
犵狇犵
犘
犼狆狇犵
犇
犵
犜
犵
犪
狆狆狔
，
犵狇犵
４
３．
犛犮犺狅狅犾狅犲犮犺犪狀犻犮犪犾犈狀犻狀犲犲狉犻狀犛狅狌狋犺狑犲狊狋犘犲狋狉狅犾犲狌犿犝狀犻狏犲狉狊犻狋犆犺犲狀犱狌
６１０５００
，
犆犺犻狀犪
）
犳
犕
犵犵
，
狔
，
犵
：
犃犫狊狋狉犪犮狋ＦｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｓｉｓａｎｄｓｔｒｅｎｔｈｖｅｒｉｆｉｃａｔｉｏｎａｃｃｏｒｄｉｎｏｔｈｅＡＳＭＥｃｏｄｅｗｅｒｅｃｏｎ
ｙｇｇ
ｔ
ｄｕｃｔｅｄｏｎｔｈｅｓｈｅｌｌｏｆｔｈｅ２ＦＺ２８１４０ｄｏｕｂｌｅｄｉｓｃａｎｔｉｓｒａａｌｖｅｕｎｄｅｒｓｔａｔｉｃｗａｔｅｒｔｅｓｔ
ｐ
ｒｅｓｓｕｒｅ
ｐｙ
ｖ
ａｎｄｒａｔｅｄｗｏｒｋｉｎｒｅｓｓｕｒｅ．Ｒｅｓｏｎｓｅｓｕｒｆａｃｅｍｅｔｈｏｄｏｌｏａｓｅｍｌｏｅｄｔｏｏｔｉｍｉｚｅｔｈｅｓｈｅｌｌ
ｇｐｐｇｙ
ｗ
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，
ｍ
，
ｓｔｒｕｃｔｕｒｅｏｆｔｈｅａｎｔｉｓｒａａｌｖｅｗｉｔｈｏｂｅｃｔｉｖｅｓｏｆｍａｓｓａｘｉｍｕｍｓｔｒｅｓｓｄａｎｅｒｏｕｓｍｅｍｂｒａｎｅ
ｐｙ
ｖ
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，，
ｄａｎｅｒｏｕｓｂｅｎｄｉｎｔｒｅｓｓａｎｄｄａｎｅｒｏｕｓｃｏｍｂｉｎｅｄｓｔｒｅｓｓ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｉｎｄｉｃａｔｅｔｈａｔｔｈｅｓｔｒｅｓｓ
ｇｇ
ｓ
ｇ
，
ｉｎｉｔｉａｌｄｅｓｉｎｏｆｔｈｅ２ＦＺ２８１４０ｄｏｕｂｌｅｄｉｓｃａｎｔｉｓｒａａｌｖｅｍｅｅｔｓｔｈｅｓｅｃｉｆｉｃａｔｉｏｎｒｅｕｉｒｅｍｅｎｔｓ
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ｖ
ｐｑ
ａｎｄｔｈｅｄａｎｅｒｏｕｓａｒｅａｉｓａｔｔｈｅｉｎｔｅｒｓｅｃｔｉｏｎｏｆｔｈｅｖｅｒｔｉｃａｌｔｈｒｏｕｈ－ｈｏｌｅａｎｄｔｈｅｅｌｏｎａｔｅｄｃｉｒｃｕ
ｇｇｇ
ｌａｒｔｈｒｏｕｈｈｏｌｅ．Ｔｈｅｆｉｎａｌｏｔｉｍｉｚｅｄｄｅｓｉｎｏｆｔｈｅａｎｔｉｓｒａａｌｖｅｓａｔｉｓｆｉｅｄｖａｒｉｏｕｓｄａｎｅｒｏｕｓ
ｇｐｇｐｙ
ｖ
ｇ
，
ａ
，
ｍ
，
ｄ
，
ｄｗｏｒｋｉｎｏｎｄｉｔｉｏｎｓｎｄｔｈｅｍａｓｓａｘｉｍｕｍｓｔｒｅｓｓａｎｅｒｏｕｓｍｅｍｂｒａｎｅｓｔｒｅｓｓａｎｅｒｏｕｓ
ｇ
ｃ
ｇｇ
，
ｂｅｎｄｉｎｔｒｅｓｓａｎｄｄａｎｅｒｏｕｓｃｏｍｂｉｎｅｄｓｔｒｅｓｓｏｆｔｈｅｓｈｅｌｌａｒｅｒｅｄｕｃｅｄｂ２％
，
５．４％
，
３．４％
，
ｇ
ｓ
ｇｙ
５．
１８．６％
，
ａｎｄ１１．７％ｒｅｓｅｃｔｉｖｅｌ．
ｐｙ
：；；
犓犲狅狉犱狊ｒａｍｂｌｏｗｏｕｔｒｅｖｅｎｔｅｒｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｓｉｓｍｕｌｔｉｏｂｅｃｔｉｖｅｏｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ
；
ｒｅｓｏｎｓｅ
ｐｙｊｐｐ
狔
狑
ｓｕｒｆａｃｅｍｅｔｈｏｄ
高
随着油气开采向深层油气和特种油气发展，
温、超高压问题日益显著，对高性能防喷器的需求迫
１２
］
切
［
，其中的双闸板防喷器壳体的形状复杂、工况
闸板与壳体的受力状态，在建立整套闸板防喷器三
维仿真模型的基础上，对其承压壳体及双闸板进行
］
１３
了有限元分析。王浩华等
［
以防喷器（闸板
Ｕ
形）
多变、承压高，其强度性能、结构合理性、使用安全性
１７
］
３
］
。谢新设等
［
在解决关键技术基础上，备受关注
［
［］
５
］
研制出一种
Ｆ
郑泳
［
Ｚ３５１０５
型防喷器。晏祥慧
４
、
轴为研究对象，分析了闸板轴轴身受力与轴身应力
］
１４
集中位置，并对其进行结构优化。梁向东等
［
应用
子模型技术提取结构危险部位，分析整体和局部应
［
５
］
力状态。
Ｔ
等通过实验方法和有限元模
ｉｅｕｎＬｉｎ
１
ｊ
等分析了闸板防喷器壳体与侧门的极限承载能力。
６
］
严金林等
［
对双闸板防喷器壳体进行理论强度计算
７
］
和数值模拟分析。唐洋等
［
对单闸板防喷器开展试
型来研究闸板防喷器的断裂机理。相关研究表明，
对
１４０ＭＰａ
高压下双闸板防喷器壳体的强度探究
和结构优化较为缺乏
。
当前，防喷器正向
１
、
４０ＭＰａ１７９℃
及以上的性
能迈进。如何既满足强度要求，又达到结构优化成
为防喷器设计者的研究课题。本文以
２ＦＺ２８１４０
型
双闸板防喷器壳体为研究对象，研究不同工况下防
喷器壳体的应力分布规律。采用响应曲面法，以壳
体质量、最大应力、薄膜应力、弯曲应力、薄膜应力
－
弯曲应力组合应力为优化目标，建立设计变量和目
对壳体结构进行优化，获得壳体标之间的优化函数，
的最优结构参数。
并指出应力集中的危险区域。验测试和有限元分析，
８
］
张宝生
［
等通过
ＭＳＣＭａｒｃ
软件建立有限元模型，
模拟可变径闸板防喷器的工作过程，分析应力的分
９
］
布和变化规律。祝传钰等
［
考虑防喷器各部件的相
互作用力，采用弹塑性分析方法对防喷器进行强度
］
１０
分析。师波等
［
对
２ＦＺ３５７０
型双闸板防喷器驻厂
监理过程中存在的质量问题进行分析和总结。安心
］
１１
利用化学分析、宏观断口分析、显微组织和鑫等
［
扫描电镜及力学性能分析等方法对防喷器的材料进
］
１２
行分析。王鹏等
［
为分析闸板防喷器关井状态时
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·
５４
·
０２３
年
９
月
石油矿场机械
２
１
壳体模型建立与工况分析
基于《钻通设备》（／、
ＡＰＩＳｅｃ１６ＡＩＳＯ１３５３３
）
ｐ
《井口装置和采油树规范》（／、
ＡＮＳＩＡＰＩＳｅｃ６Ａ
）
ｐ
固定式压力容器》（、《锅炉和压力容《
ＧＢ１５０－２０１１
）
器规范》（等防喷器设计基本规范和标准，结
ＡＳＭＥ
）
合
１
、）钻杆等技术
４０ＭＰａ１８０℃
、
１３９．７ｍｍ
（
５
＂
设计出双闸板防喷器，如图
１
所示。图
２
所示要求，
为双闸板防喷器的壳体结构，分为上下
２
个腔室，用
于安装全封闸板和半封闸板。
图
２
双闸板防喷器壳体
结合
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器的技术参数，
完成壳体的初步设计。建立壳体在整体试压工况和
如剪切钻具后全封工况下的分析模型与载荷模型，
图
３
。整体试压工况时，壳体承受额定工作压力
（）和试验压力（）剪
１４０ＭＰａ２０６ＭＰａ２
种试压载荷；
后文中简称全封工况），壳体切钻具后全封工况时（
需考虑额定压力（）工况下结构安全；过钻
１４０ＭＰａ
杆的竖直圆柱内腔、装闸板椭圆形截面腔均承受高
压
狆
作用。
除内部作用压力
狆
外，壳体还承受上法兰处螺
栓载荷
犉
下法兰处螺栓载荷
犉
液缸连接螺栓载
１
、
２
、
全封工况时闸板密封了荷
犉
３
。相比整体试压工况，
上部腔室，密封面受到闸板向上推力
犉
犖
作用。结
承受压力等，计算得到壳体的合防喷器组尺寸参数、
载荷，如表
１
所示。壳体材料的弹性模量
２
、
０９ＧＰａ
泊松比
０．
拉伸极限强度
７
、屈服强度
２９３
、
５９ＭＰａ
。
６２１ＭＰａ
图
１
双闸板防喷器三维模型
图
３
壳体分析模型与载荷
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等：
２
卷
第
５
期
张
川，
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器壳体优化设计
第
５
·
５５
·
工况状态编号
１
整体试压工况
全封工况
２
３
表
１
双闸板防喷器核心载荷数据
内部作用压力
狆
／
ＭＰａ
（额定压力）
１４０
（试验压力）
２０６
（额定压力）
１４０
／
犉
Ｎ
１
６８４５６
９４１２７
６８４５６
／
犉
Ｎ
２
１４５８２４
２８６０９３
１４５８２４
／
犉
Ｎ
３
１８００１４５
２８３２７１４
１４４３８５９２１６３６７２０
犉
Ｎ
／
Ｎ
２
双闸板防喷器壳体强度分析
壳体下法兰面施加纵向约束，中间对开面施加
对称约束。按照如图
３
所示载荷施加方式和表
１
所
示载荷数值，在壳体内部承压面施加对应工况的压
力
狆
，在侧门螺栓孔和上下螺栓孔处施加
犉犉
２
、
１
、
得
犉
３
、
犉
Ｎ
。对
２
种工况下的防喷器壳体进行分析，
到结果如图
４
所示。
图
４
双闸板防喷器壳体应力云图
由图
４
额定压力下壳体危险部位的最大
ａ
可知，
，小于材料的屈服强度
６
等效应力为
６１６ＭＰａ２１
。壳体最危险部位位于垂直主通道和
２
个闸板
ＭＰａ
腔相贯线处，存在较大的应力集中位置。由图
４ｃ
可
知，全封工况下壳体在垂直通孔与椭圆形通孔相贯
部位存在应力集中，是由于闸板下方高压钻井液助
封力的作用，使闸板与闸板腔接触部分的接触力较
大，最大应力位于双闸板顶部的闸板与椭圆通道接
触的区域内。为校核双闸板防喷器壳体强度的可靠
性，根据防喷器壳体尺寸参数和载荷参数，结合文献
［］得出防喷器危险路径的校核数据，即：薄膜应力
１６
］；薄膜应力
＋
弯曲应力（
犘
ｍ
＜
［
＝２９１ＭＰａ
犘
ｍ
＋
σ
［］；总应力
σ
。
犘
ｂ
）
５＝４３７ＭＰａ７５９ＭＰａ
＜
１．
σ＜σ
ｂ
＝
结合图
３
危险路径和图
４
壳体的应力云图，提取危
险路径应力，结果如表
２
所示。
表
２
２
种工况下路径应力校核数据
整体试压额定压力
１４０ＭＰａ
路径
Ｐａｔｈ
（状态
１
）下的应力／
ＭＰａ
薄膜应力
１
２
３
４
５
２３２．０
２２１．９
２２２．４
２８３．２
１８５．４
薄膜应力
＋
弯曲应力
４１２．５
３９６．４
３９５．６
４５４．８
３１９．７
总应力
６１４．６
５８６．２
５７７．２
５８０．３
３８２．３
整体试压静水压
２０６ＭＰａ
（状态
２
）下的应力／
ＭＰａ
薄膜应力
３３５．４
３２０．７
３２１．１
４０６．０
２７２．９
薄膜应力
＋
弯曲应力
５７５．６
５５８．７
５５６．１
６２５．７
４７２．０
全封工况额定压力
１４０ＭＰａ
（状态
３
）下的应力／
ＭＰａ
薄膜应力
薄膜应力
＋
弯曲应力
总应力
８４．３
３０８．４
４１２．４３
１
２９．９
３９７．４
５８６．５４
２
４０．５
４２６．９
６２２．３７
２
０４．６
４８９．７
６２５．１
３
９８．７
３４３．０
４１０．３１
１
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０２３
年
９
月
石油矿场机械
２
２
中状态
１
、状态
３
分析结果，按照压力
结合表
容器的评判标准，双闸板防喷器的壳体均满足在
１４０ＭＰａ
下整体试压和全封工况
２
种最危险工况的
全封工况下相对危险。在静强度要求。综合评判，
其校核数据为：薄水压
２０６ＭＰａ
下进行强度校核，
］；当
犘
ｍ
≤
０．
］膜应力
犘
ｍ
≤
０．９５
［
＝５９０ＭＰａ６７
［
σσ
＝４１６ＭＰａ
时薄膜应力
＋
弯曲应力
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
≤
０．６７
［］。提取危险路径应力结果如表
２
中
＝８８８ＭＰａ
σ
状态
２
所示，双闸板防喷器壳体均满足静水压测试
）的强度要求，其应力集中部位与额工况（
２０６ＭＰａ
定压力下的分布规律基本一致。
３．１
壳体多目标优化研究
根据数值模拟的结果，选用剪切钻具后全封工
壳体闸板腔况进行壳体优化分析。分析结果显示，
半径、内部相贯线倒角对防喷器应力影响较高度、
大，下法兰颈部高度和壳体高度对防喷器的总体质
取下法兰颈部高度
犎
１
、壳体量
犿
影响较大。因此，
高度
犎
２
、闸板腔宽度
犔
、闸板腔半径
犚
１
、相贯线倒
角
犚
２
为结构优化变量。
）
１
确定防喷器壳体的设计变量。
犜犜
犡
＝
［
狓狓狓狓狓犎
１
；
犎
２
；
犔
；
犚
１
；
犚
２
］
１
；
２
；
３
；
４
；
５
］
＝
［
３
基于相应曲面法的双闸板壳体多目标
参数优化
在对闸板防喷器进行多目标优化时，为避免其
他非结构参数对优化结果的影响，需要对有限元分
析模型的网格进行无关性验证。对整体壳体网格选
取
２
对危险
０
～
１０ｍｍ
的尺寸进行网格无关性验证、
受力面进行局部网格加密，选取
１
～
５ｍｍ
进行网格
无关性验证，得到如图
５
所示验证规律曲线，确定整
体网格选择
１
局部网格加密选择
１ｍｍ
作为
０ｍｍ
、
网格划分长度。
）
２
制定防喷器壳体的约束函数。
）
ｍｉｎ
狓狓
ａｘ
狓犻
＝１
，
２
，
３
，
４
，
５
犻
犻
ｍ
犻
（
）
３
明确防喷器壳体的优化目标函数。
ｍｉｎ
狓
）
＝
犕
犳
１
（
烄
ｍｉｎ
狓
）
＝
σ
犳
２
（
ｍａｘ
ｍｉｎ
狓
）
＝
（
犘
ｍ
）
犳
３
（
ｍａｘ
烅
ｍｉｎ
狓
）
＝
（
犘
ｂ
）
犳
４
（
ｍａｘ
烆
ｍｉｎ
狓
）
＝
（
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
）
犳
５
（
ｍａｘ
（）
１
（）
２
（）
３
采用响应曲面法实现上述目标的优化设计，需
要大量的设计变量试验点。因复合中心试验点法比
其他方法产生的试验点数多、精度高、模型性稳
］
１５
健
［
，故采用中心复合试验点法，生成
２７
组设计变
图
５
网格无关性验证
量的试验点，分析结果如表
３
所示。
表
３
计算结果
／
犎
１
ｍｍ
１５３．０
１３８．０
１６８．０
１５３．０
１４２．４
１６３．６
／
犎
２
ｍｍ
１２３０．０
１２３０．０
１２３０．０
１２００．０
１２５１．１
１２５１．１
／
犔
ｍｍ
８３．９
８３．９
８３．９
８３．９
３９．１
３９．１
／
犚
ｍｍ
１
１１７．５
１１７．５
１１７．５
１１７．５
１２９．８
１２９．８
／
犚
ｍｍ
２
８．０
８．０
８．０
８．０
１２．９
１２．９
／
ＭＰａ
σ
６２７．２
６２５．１
６２６．４
６４６．４
７２３．２
７２４．４
犘
ｍ
／
ＭＰａ
２３７．７
２３５．６
２３６．１
２４８．７
２３４．６
２３５．３
／
犘
ｂ
ＭＰａ
１７３．５
１７２．９
１６９．１
１６７．２
２１２．１
２１２．４
（／
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
）
ＭＰａ
０７．５４
４０４．５
４０１．２
４１１．０
４４６．０
４４７．０
／
犿
ｋ
ｇ
７７７７．８
７７５５．４
７８００．２
７５８４．６
７９０９．５
７９４０．９
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２
卷
第
５
期
张
川，
２ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器壳体优化设计
第
５
·
５７
·
３．２
优化实施与最优模型确定
在考虑各优化变量交互影响的情况下，对上述
中心试验点法生成的试验点和计算结果进行响应面
再次生成
３
组拟合。为保证响应面拟合的准确性，
对验证点求解结果与拟合验证点进行有限元求解，
如表
４
所示。由表
４
可知，其响应面进行误差验证，
中
３
组试验点的计算应力
σ
误差分别为
０．２％
、
另外
３
组验证点的误差略高于试验
０．０％
、
０．４％
，
点，分别为
２．６％
、
２．１％
、
２．７％
。试验点与验证点
证明了该组试验点所拟合的各的误差均小于
３％
，
可以准确地预设计变量和优化变量之间的响应面，
测其他任意组合参数下的目标函数值。
表
４
壳体参数优化及应力误差
／／／／
／
犎
１
ｍｍ
犎
２
ｍｍ
犔
ｍｍ
犚
ｍｍ
ｍｍ
犚
１２
１３８．６１２４０．９１１５．８
１３８．６１２４０．９１１５．８
１３８．７１２４４．０１１６．２
１３８．７１２４４．０１１６．２
１３８．８１２３９．８１１６．７
１３８．８１２３９．８１１６．７
１０９．６
１０９．６
１０９．５
１０９．５
１０９．３
１０９．３
１０．７
１０．７
１０．３
１０．３
１１．１
１１．１
／
ＭＰａ
σ
５８２．５
５９６．２
５８１．２
５９３．５
５８３．２
５９６．９
犘
ｍ
／
ＭＰａ
２２３．９
２２５．４
２２３．０
２２２．４
２２４．０
２２５．０
／
ＭＰ
犘
ｂ
ａ
１４８．８
１４８．６
１４９．０
１５０．３
１４７．９
１４７．７
（／
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
）
ＭＰａ
３６８．８
３６５．３
３６８．０
３６４．１
３６７．７
３６４．２
／
犿
ｋ
ｇ
７８１６．７
７８１６．７
７８３６．５
７８３６．５
７８０９．６
７８０９．６
σ
误差／
％
０．２
２．６
０．０
２．１
０．４
２．７
最大薄膜应力、最大弯曲
基于最大等效应力、
最大组合应力、最大质量
５
个目标优化函数的应力、
并按照等权重的优化原则，即各个目标函数合结果，
的优化重要性相同，进行区间搜索，达到收敛，得到
如表
５
所示。最终的优化结果，
表
５
优化前后对比数据
模型
优化前
优化后
差值
／
犎
１
ｍｍ
１６８．０
１３８．７
／
犎
２
ｍｍ
１２６０．０
１２４４．０
／
犔
ｍｍ
８２．０
１１６．２
／
犚
ｍｍ
１
１１８．０
１０９．５
／
犚
ｍｍ
２
０．０
１０．３
／
ａ
ＭＰａ
犘
ｍ
／
ＭＰ
σ
６１６．３
５８３．３
５．４％
２３２．１
２２４．１
３．４％
／
犘
ｂ
ＭＰａ
１８６．０
１５１．４
１８．６％
（／
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
）
ＭＰａ
４１５．０
３６６．４
１１．７％
／
犿
ｋ
ｇ
７９９３．９
７５８１．０
５．２％
相较于原结构尺寸，最大等效
根据表
５
可知，
应力、最大薄膜应力、最大弯曲应力、最大组合应力、
最大质量分别降低了
５．４％
、
３．４％
、
１８．６％
、
壳体的
１１．７％
、
５．２％
。在保证壳体强度的情况下，
整体应力、质量和高度有了一定程度的降低。
为了确定壳体的强度和安全性，对优化后的结
构进行建模加载，并重新进行应力校核。校核结果
如图
６
和表
６
所示。
图
６
双闸板防喷器壳体优化方案分析结构
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·
５８
·
０２３
年
９
月
石油矿场机械
２
表
６
双闸板防喷器壳体优化方案计算结果
路径
Ｐａｔｈ
１
２
３
４
５
犘
ｍ
／
ＭＰａ
２２１．５
２０６．７
２３９．４
２０６．５
２０３．５
／
ＭＰ
犘
ｂ
ａ
１６１．９
１２５．０
１２０．６
１２０．６
１１６．７
（／
犘
ｍ
＋
犘
ｂ
）
ＭＰａ
３７５．９
３１５．９
３２８．０
３１０．９
３０４．３
按
ＡＳＭＥ
标准评价
满足
满足
满足
满足
满足
）来看，相比
５８３．３ＭＰａ
从图
６
所示应力结果（
明显减小，且按优化前应力集中（
６１６．３ＭＰａ
）
ＡＳＭＥ
标准评价满足强度要求。
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９
）
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４
结论
）
１
以前期结构设计基础建立载荷计算模型与
完成
２
有限元分析模型，
ＦＺ２８１４０
型双闸板防喷器
的壳体在危险工况的有限元分析与性能评价，利用
响应曲面法对壳体进行多目标优化。
）
２
最初设计的双闸板防喷器满足理论强度标
准，但在垂直通孔与长圆形通孔贯穿的相贯线处存
在着较大的应力集中，需要优化处理。
）刚度要
３
优化后的防喷器满足各工况强度、
求，优化前后壳体的质量、最大应力、危险薄膜应力、
危险弯曲应力、危险组合应力分别降低
５．２％
、
５．４％
、
３．４％
、
１８．６％
、
１１．７％
。
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