連續油管防噴器閘板導向結構優化設計

郭雪，叢恩會，張賀臣，屈志明

連續油管防噴器閘板導向結構優化設計

郭雪，叢恩會，張賀臣，屈志明

（河北華北石油榮盛機械制造有限公司，河北 滄州 062552）

為提高井控安全設備的使用性能，針對連續油管在結構設計和使用過程中的特殊性，對連續油管閘板防噴器的核心部件——管柱密封閘板總成的導向結構進行了優化設計，其中包括閘板前端導向塊厚度、導向角度，底部導向槽的結構尺寸以及與閘板總成配合的導向桿的結構尺寸的優化設計。在保證閘板防噴器密封可靠性的同時，避免了在進行管柱密封過程中對閘板總成和連續油管造成損傷。經導向試驗證實，優化后的管柱密封閘板總成的導向能力有大幅提高，增強了連續油管閘板防噴器的安全可靠性。

連續油管；閘板防噴器；閘板體；導向桿；優化設計

隨著我國石油產業的快速發展，連續油管作業憑借其成本低、安全高效、操作便捷等優點，解決了許多常規開采作業技術難以解決的問題，在鉆井、修井、完井、油氣開發等作業領域得到廣泛應用[1-5]。

隨著連續油管技術的發展，與之相配套的井控裝備也發展迅速[6-9]。連續油管閘板防噴器作為保證作業安全的核心裝置，具有封閉井口、密封、懸掛、剪切等功能，在出現井噴、井涌等緊急情況時，為控制井內壓力提供安全保障。根據作業井深的要求，一卷連續油管通常幾百甚至幾千米長，作業過程中需要導向器支撐其質量并引導連續油管進入或導出注入頭[10-12]。由于連續油管自身撓度大、長度長的特點[13-14]，導致雖有扶正機構，但無法保證其在防噴器通徑內部閘板密封位置居中，在作業過程中油管發生偏移，甚至有較大側向力的情況比較普遍。因此，對閘板防噴器的關鍵部件管柱閘板的導向性能較以往提出了更高的要求[15-16]。本文以5 1/8-10000連續油管閘板防噴器為例，對閘板導向結構進行優化設計。

1 管柱閘板導向結構優化設計

1.1 閘板體導向結構優化

連續油管閘板防噴器的管柱閘板總成位于防噴器內部閘板腔內部，主要包括閘板體、前密封、頂密封三個零件，閘板體前端有導向塊，底部有導向槽，如圖1所示。

圖1 管柱閘板總成示意圖

在關閉過程中，由主液缸關腔進液壓油推動活塞帶動閘板總成向通徑中心移動，此時閘板體前端上、下兩側導向塊將管柱導入前密封中心孔，推擠橡膠抱緊管柱實現密封，如圖2所示。閘板體前端導向塊的結構直接影響到閘板體的導向能力。

1.1.1 導向塊厚度優化

閘板體前端導向塊的厚度對其自身強度和閘板體承受井壓的能力都會產生影響。導向塊越厚，閘板另一側導向槽深度就越深，導致閘板體前密封槽與導向槽相交處厚度越小，會降低閘板體承受井壓的能力。因此，需優化出合適的導向塊厚度，在保證閘板體密封可靠性的前提下，提高閘板體導向塊的強度及導向能力。

建立閘板體的三維模型，并導入有限元分析軟件中進行分析計算。在閘板體承受69 MPa的額定工作壓力下，對不同厚度導向塊的閘板體進行有限元計算。閘板體力學性能為：屈服強度R0.2≥517 MPa，抗拉強度R≥655 MPa，延伸率18%。

圖2 閘板導向過程示意圖

由于閘板體結構復雜，因此采用四節點四面體單元對閘板體進行網格劃分，并采用局部網格細化的方式。單元格平均長度4 mm。采用彈性模型，彈性模量2.06×105MPa，泊松比0.3，建立的有限元模型如圖3所示。

圖3 閘板體有限元模型

應用相同方法對不同厚度導向塊的閘板體危險截面的應力進行對比，結果如表1所示。閘板體應力強度校核參照API 6A中引用API 6X的校核準則要求，許用應力值S＝2/3R0.2，薄膜加彎曲應力許用值P＋P≤1.5S。

表1 在額定井壓下閘板體危險截面A－B的應力對比

由表1可以看出，在導向塊厚度達到33 mm時，薄膜應力和點的薄膜加彎曲應力值均超過許用值，有發生閘板體變形、密封失效的風險，因此選定導向塊厚度為28 mm。

在導向塊厚度為28 mm時，閘板體在額定井壓下的Mises應力分析結果云圖如圖4所示，可以看出，最大應力值為661.1 MPa，位于閘板體與殼體通徑相貫線接觸位置，危險截面－的薄膜應力為222.3 MPa，點和點的薄膜與彎曲應力和分別為264.7 MPa和413.4 MPa，均小于許用應力，滿足強度要求。

圖4 額定井壓下閘板體Mises應力分析結果

1.1.2 導向角度優化

所需密封管柱在側向力的作用下貼緊通徑邊緣的極限位置時，導向塊在導向過程中的受力分析如圖5所示。

F為主液缸推力，kN；Fτ為主液缸推力沿油管外圓切向分力，kN；Fd為主液缸推力沿油管外圓徑向分力，kN；Fdx、Fτx為Fτ、Fd沿x軸方向的分力，kN；α為導向塊前端傾角，（°）。

推導出極限位置的關系式為：

＝·cos（2）

F＝·sin（3）

F＝·sin（4）

F＝F·cos（5）

式中：為主液缸直徑，mm；為液控關閉壓力，MPa。

當切向分力大于導向塊與管柱的靜摩擦力時，管柱將沿導向塊前端斜面滑動，此時推力的切向分力等于滑動摩擦力，則：

F＝μF（6）

F＝μF·sin＝(sin)2（7）

F＝·sin·cos（8）

＝F－F＝·sin(cos－sin) （9）

式中：為摩擦系數；為導向塊產生的沿軸方向的推力，即徑向推力，kN。

在相同液控壓力21 MPa下，可以計算出不同導向塊前端傾角能產生的徑向推力值，得出二者的關系曲線，如圖6所示。可以看出，在為40°～55°時，在相同液控壓力下，產生的徑向推力較大，且在此范圍內的角度改變對徑向推力影響相對較小。

結合上述分析結果，在相同液缸推力下，管柱在通徑邊緣極限位置時，對前端傾角的導向塊進行強度分析，建立2 3/8"管柱和導向塊的二維有限元分析模型，如圖7所示。當分別為40°、45°、50°、55°時，分析導向塊和管柱的應力情況。

在相同液控推力下，多種前端傾角導向塊的Mises應力計算結果曲線如圖8所示。可以看出，隨著導向塊前端傾角的增加，導向塊的Mises應力值相應提高。因此為保證導向塊的強度可靠性，選定＝40°。

圖7 導向塊前端傾角的有限元分析模型

圖8 導向塊的Mises應力結果曲線

經多次加載計算得出，在最大可提供14 kN的徑向推力的情況下，導向塊的Mises應力云圖如圖9所示，最大應力值476.7 MPa，位于與管柱接觸位置，管柱的最大應力為179.8 MPa，均不超過閘板體和油管的屈服強度517 MPa和620 MPa，不會發生塑性變形。

圖9 40°導向塊Mises應力云圖

1.2 導向桿結構優化

導向桿采用螺紋連接結構固定在側門上，前端伸入防噴器閘板腔內閘板體底部導向桿槽內，用來約束閘板體在閘板軸向的旋轉自由度，克服閘板體在導向管柱過程中前端導向塊受力時產生的扭矩。導向桿和閘板體的位置關系如圖10和圖11所示。

圖10 改進后導向桿示意圖

圖11 導向桿和閘板體的三維有限元模型

1.2.1 導向桿直徑的確定

導向桿直徑由閘板體底部導向槽深度決定。由于閘板腔內空間受限，在保證閘板總成密封井壓可靠性的前提下，根據閘板體外徑尺寸和側門導向桿螺紋位置，導向桿直徑尺寸最大可設計為18 mm。并且將閘板體底部導向桿槽設計為雙槽結構，如圖10所示。

1.2.2 導向桿強度校核

導向桿的直徑為18 mm，長度為168 mm，力學性能為：屈服強度R0.2≥725 MPa，抗拉強度R≥862 MPa，延伸率為16%。

為模擬在閘板體前端導向塊受到徑向推力時導向桿的受力情況，建立導向桿和閘板體的三維模型，導入有限元軟件，并且采用剛性體模擬閘板腔體，導向桿采用六面體單元進行網格劃分，單元長度2 mm，共劃分9273個節點、8044個單元格，如圖11所示。

由于導向桿在閘板體對管柱進行導向時受力情況較惡劣，在閘板體導向塊前端施加14 kN徑向力，對閘板腔剛性體施加全約束，在導向桿與側門連接螺紋處施加位移約束，在閘板腔剛性體和閘板體、閘板體和導向桿之間建立接觸約束。

導向桿有限元計算結果如圖12所示，導向桿最大應力位于導向桿與側門固定端外圓處，值為667.9 MPa，未超過材料的屈服強度，不會發生塑性變形。在徑向推力不超過14 kN時，導向桿滿足強度要求。

圖12 導向桿Mises應力云圖

綜上所述，改進后導向桿直徑18 mm，在單個閘板體導向塊承載徑向推力不超過14 kN時，不會損傷導向桿。由于閘板體導向時兩個閘板體同時作用，因此管柱在通徑極限位置所受徑向推力不超過28 kN時，不會損傷導向桿。如徑向推力超過28 kN，可能導致導向桿變形或損傷。

2 管柱閘板導向試驗

2.1 試驗目的

采用5 1/8-10000連續油管閘板防噴器內裝2 3/8"半封閘板總成，對通徑內部的連續油管加載側向力使其緊貼通徑內壁。然后關閉閘板，依靠閘板體導向塊對油管進行導向居中操作。試驗過程中，逐級增加側向力，并記錄各項技術參數。

試驗采用優化前后的2 3/8"閘板總成各一付，分別進行試驗，并對比分析試驗結果。

2.2 試驗方案

采用導向試驗裝置連接在5 1/8-10000防噴器殼體側法蘭位置，用液控壓力關閉導向試驗裝置，為2 3/8"油管提供側向力，使其緊貼在防噴器主通徑壁上。

導向試驗裝置關閉油路一側連接有蓄能器和壓力表，蓄能器可保證在油管被導向過程中側向力的穩定性，壓力表可精確讀取實際的關閉壓力，用以計算出側向力值。

試驗過程中采用多次逐步增加側向力的方式加載。在側向力加載完成后，逐步升高防噴器關閉壓力關閉閘板，觀察油管是否被導向居中，并記錄試驗過程中的各項技術參數。

2.3 試驗結果

按照上述方案進行閘板總成導向密封試驗，試驗過程照片如圖13所示，兩種導向塊厚度的閘板導向密封試驗結果如表2所示。

圖13 試驗過程照片

可以看出，結構優化前的閘板體，在油管側向力為15 kN時，雖成功導向，但閘板體和油管均發生了明顯變形和刮傷；結構優化后的閘板體，在油管側向力為32 kN時，閘板體和油管發生變形和刮傷。

表2 2 3/8"閘板體優化前后導向塊導向試驗數據記錄表

3 結論

在閘板總成原始設計的基礎上，為保證閘板體承壓強度，通過對比分析不同厚度導向塊的閘板體在額定井壓69 MPa時的應力結果，選定導向塊厚度為28 mm。通過分析導向塊前端傾角和徑向推力的關系曲線，以及對不同前端傾角導向塊的強度分析對比曲線，優化選定導向塊前端傾角為40°。充分利用閘板腔內幾何結構空間，優化導向桿結構，設計導向桿直徑為18 mm，閘板體底部導向桿槽設計為雙槽結構。

將優化前后的閘板體分別進行導向試驗，由試驗結果可以看出，在不使油管和閘板體產生刮傷、壓痕和變形的前提下，優化后的閘板體導向能力較優化前提高了兩倍以上。

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Optimization Design of Ram Guide Structure for Coiled Tubing BOP

GUO Xue，CONG Enhui，ZHANG Hechen，QU Zhiming

(Rongsheng Machinery Manufacture Ltd. of Huabei Oilfield, Cangzhou 062552, China )

To improve the performance of the well control safety equipment, considering the particularity of coiled tubing during the process of structural design and actual use, the guide structure of pipe ram assembly which serves as the core component of the coiled tubing ram BOP is optimized from the aspects of the ram front guide block thickness, the guide angle, the structural size of the bottom guide groove and the structural size of the guide rod fitted with the ram assembly, which ensures the sealing reliability and avoids the damage to the tubing. The guiding test proves that the guiding ability of the optimized pipe ram assembly is greatly improved, which enhances the safety and reliability of coiled tubing BOP.

coiled tubing；ram bop；ram body；guide rod；optimization design

TE242

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2023.01.003

1006-0316 (2023) 01-0014-06

2022-05-05

郭雪（1983－），女，遼寧法庫人，碩士研究生，高級工程師，主要從事防噴器產品設計和力學分析計算工作，E-mail：guoxuesnow@sina.com。