井下安全閥力學行為仿真分析及性能曲線研究

朱 帥 王智勇 姜麗萍 南黃河 李明飛 竇益華

(1.陜西鐵路工程職業技術學院 2.西安石油大學機械工程學院)

0 引 言

井下安全閥作為井筒安全的重要屏障，受到國內外研究人員的重視[1-3]，其作用是在井口裝置失控時防止井噴和污染環境，保證油氣井生產安全[4]。井下安全閥由中心管、柱塞、壓縮彈簧、扭簧、密封部件、接頭和閥板等多個零部件構成，其整體的安全性主要由上述部件的性能保證，所以陳仁全等[5-6]著重研究井下安全閥關鍵零部件的性能。隨著井下安全閥的數值分析模型日趨完善，張智等[7]、李林濤等[8]、李英松等[9]將井下安全閥數值模型應用到井下安全閥的研發與設計過程中。蔣召平等[10]研制了海上耐高溫深水式井下安全閥，并對關鍵部件進行有限元應力分析。王傳鴻等[11]設計了一種錐面對球面密封的螺紋密封結構，有效解決了安全閥螺紋連接氣密封問題。井下安全閥的性能問題逐漸受到學者們的關注，但目前還沒有井下安全閥性能曲線的研究，而國內外封隔器性能曲線的相關研究和應用已較為成熟[12-13]，可以借鑒。因此，為保障作業安全，需要考慮井下安全閥結構的完整性，比如關鍵零部件(彈簧、閥蓋、閥座、活塞等)的受損和失效[14-17]，并分析其力學性能，開展性能曲線研究。

結合井下安全閥的特點，研究其在極限工況下能夠正常工作的載荷條件，并繪制性能曲線。具體做法如下：①建立井下安全閥三維模型，對其進行坐封、壓裂、開井、關井等典型工況下的有限元仿真分析，得到不同軸向載荷與內、外壓作用下等效應力的關系；②對井下安全閥進行極限載荷作用下的有限元試算，分析關鍵零部件失效臨界狀態時的載荷條件；③繪制井下安全閥性能曲線。

1 模型建立

從井下安全閥在油氣井生產中的應用來看，閥結構本身的工作特性和受力情況直接影響井下安全閥的使用壽命和使用狀態。因此，為了模擬典型工況下井下安全閥的整體受力和部分關鍵零部件的受力情況，建立井下安全閥三維模型，在坐封、壓裂、開井、關井等作業條件下，進行閥及閥結構的有限元仿真和數值分析。

1.1 幾何模型

1—上接頭；2—柱塞；3—中心管；4—連接套；5—彈簧；6—閥板座；7—閥板；8—下接頭。

1.2 材料參數

依據油氣鉆井設備相關設計要求，井下安全閥主體主要采用Incoloy925合金，密度約為8.14 g/cm3，彈性模量為208 GPa，泊松比為0.29，屈服強度為758 MPa，抗拉強度為1 136 MPa。彈簧不受軸向載荷和內、外壓的影響，不考慮其力學性能；其他零部件在滿足功能條件下，如力學性能高于Incoloy925合金，仍按Incoloy925合金參數計算[18]。

1.3 邊界條件

井下安全閥的工作過程涉及相鄰部件之間的彈性接觸、剛性零件力學傳遞問題，包括柱塞套與中心管的連接、中心管與彈簧、中心管與閥板的接觸等。通過有限元分析軟件，根據接觸面的類型自動選擇接觸算法，設置接觸零件之間的接觸對，允許兩物體邊界上的網格不匹配。在對零件之間進行接觸面設置時，考慮中心管在軸向方向上的位移，與中心管接觸的零件接觸面類型均設置為摩擦類型(frictional)，摩擦因數設置為0.1，其余均為固定(bonded)類型。考慮安全閥部分零件在外力作用下會發生變形，為使結果更精確，在整體分析時打開大變形設置。

井下安全閥在作業過程中會受到管柱施加的軸向力及流體的壓差作用。因此，進行有限元分析時，將簡化后的井下安全閥一端固定，另一端施加軸向載荷，此時中心管受內壓作用，中間連接套主要承受油套環空液體外壓。

2 典型工況載荷作用下仿真分析

對井下安全閥在井筒中的整體力學行為進行仿真，分析井下安全閥的整體應力變化規律，對比典型工況下的井下安全閥受力情況。以某深井為例，井深7 800 m，封隔器坐封位置7 350 m，安全閥位于井下79 m。

2.1 仿真結果

對井下安全閥簡化后的整體結構進行坐封、壓裂、開井、關井工況正常載荷下的有限元仿真計算，結果如圖2所示。

圖2 典型工況井下安全閥正常載荷作用下的仿真結果Fig.2 Simulation results of SSV under typical working conditions with normal load

2.2 仿真結果分析

整理有限元仿真結果，得到井下安全閥在不同軸向力作用下和閥內外壓差變化下的應力分析結果，具體試驗工況及等效應力如表1所示。

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表1 典型工況及井下安全閥等效應力結果Table 1 Typical working conditions and equivalent stresses of SSV

由表1可知，井下安全閥整體等效應力變化呈現出隨管柱軸向力的增大而增大的趨勢，內、外壓相等(即壓差為0)時的坐封工況等效應力較低，為315.73 MPa；當內外壓差增大到80 MPa左右時，軸向力分別為636.46、811.14和943.60 kN，井下安全閥整體等效應力均達到了600 MPa以上，對比坐封工況呈現出翻倍結果，說明內外壓差對井下安全閥的影響程度高于軸向力變化對其的影響。由圖2和表1可知：當內、外壓相等時，最大等效應力集中在連接套的薄弱位置；當存在內外壓差時，最大等效應力集中在中心管的薄弱位置；而由于壓裂和開關井工況的內壓均遠高于外壓，等效應力的最大值位置可能與內外壓的差異情況有關。

3 極限載荷作用下仿真分析

3.1 關鍵零部件的確定

井下安全閥在不同工況下，受到軸向載荷和內、外壓作用。閥體中心管受井上液壓系統的控制，與彈簧的作用力平衡。井下安全閥打開時中心管處于靜止狀態，工況的改變對中心管的狀態不會產生影響，作用在中心管上的彈簧、柱塞、閥板等零部件也不受到工況影響，因此不考慮載荷作用。所以，在確定井下安全閥安全性能時，關鍵零部件的確定主要從以下2個方面入手：①通過對典型工況載荷作用下的井下安全閥應力仿真分析，發現最大等效應力主要集中在連接套和中心管的薄弱環節，將連接套和中心管確定為應力仿真分析的關鍵零部件。②結合井下安全閥的結構特點，柱塞套的作用是使柱塞在其通道內軸向移動，在軸向力的作用下容易導致應力集中；閥板座主要功能是固定和支撐閥板，承受閥板的作用力，因其結構復雜，易在銷口處發生應力集中。為確保結果的客觀性，將柱塞套和閥板座也確定為應力仿真分析的關鍵零部件。

圖3為確定的應力仿真分析關鍵零部件示意圖。

圖3 應力仿真分析關鍵零部件示意圖Fig.3 Key components in the stress simulation analysis

3.2 關鍵零部件應力仿真結果分析

根據井下安全閥打開狀態下的受力情況，考慮軸向力和內、外壓作用，對所確定的關鍵零部件進行應力仿真。以典型工況載荷作用下井下安全閥仿真分析結果為基礎和依據，施加軸向力以1 000 kN為基準向上增加，內壓以120 MPa為基準向上增加，外壓以50 MPa為基準向下減小，探索最大軸向力和最大內、外壓差下，關鍵零部件達到屈服時的各項指標。對中心管施加內、外壓，對連接套施加內、外壓和軸向力，對柱塞套和閥板座施加內、外壓和軸向力，通過試算可得到最大等效應力。

對柱塞套和閥板座進行有限元仿真計算，得到的最大等效應力達到屈服條件時，所施加的軸向力和內、外壓差均遠超中心管的邊界條件。可認為，當工況條件要求相對較高時，可以排除柱塞套和閥板座發生破壞的情況。因此，只針對中心管和連接套進行極限載荷作用下的應力情況說明即可。

靜止狀態下的中心管在軸向受彈簧和柱塞推力作用相平衡，因此中心管只考慮內、外壓的作用。對中心管進行有限元分析時將其兩端固定，施加內壓和外壓，直至達到屈服條件。連接套同時受到內、外壓和軸向力作用，因此對連接套進行有限元分析時將其一端固定，施加軸向力和內、外壓，直至達到屈服條件。得到的應力云圖如圖4和圖5所示。

圖4 中心管達到屈服臨界狀態時的應力云圖Fig.4 Stress nephograms of the mandrel at the critical yield state

圖5 連接套達到屈服臨界狀態時的應力云圖Fig.5 Stress nephogram of the coupling sleeve at the critical yield state

由圖4可知：當內壓為130 MPa、外壓為0、壓差為130 MPa時，最大等效應力為755.06 MPa，達到屈服條件；當內壓為0、外壓為110 MPa、壓差為110 MPa時，最大等效應力為758.65 MPa，達到屈服條件。得到的結果可為井下安全閥性能曲線的繪制提供依據。

4 井下安全閥性能曲線

4.1 極限工況下連接套失效判斷依據

整理關鍵零部件在極限工況下的屈服條件發現，連接套的結構相對復雜，受工況影響程度均高于其他零部件，因此也是井下安全閥最薄弱的零件。由2.2可知，內外壓差對井下安全閥的影響程度高于軸向力變化對其的影響，因此在試算時將軸向力設置為1 100和1 200 kN，施加不同內、外壓并進行對比，得到最大等效應力變化趨勢如圖6所示，試驗數據如表2所示。

表2 井下安全閥連接套力學仿真工況數據Table 2 Data of the coupling sleeve of SSV under mechanical simulation conditions

圖6 連接套極限工況下的最大等效應力變化趨勢Fig.6 Variation of the maximum equivalent stress of the coupling sleeve under the limiting working conditions

由圖6可知：在不同內、外壓設置下，隨著壓差不斷增大，等效應力也在不斷增大，且在接近屈服強度時增幅較大；軸向力越大，得到的等效應力也越大，所能承受的壓差也越小；軸向力為1 100 kN時達到屈服時的壓差約為92 MPa，軸向力為1 200 kN時達到屈服時的壓差約為83 MPa。

4.2 井下安全閥性能曲線分析

根據井下安全閥關鍵零部件在極限載荷作用下的仿真結果，得到井下安全閥性能曲線，如圖7所示。由圖7可知，井下安全閥可承受的最大軸向拉力為1 200 kN，最大軸向壓力為2 300 kN，可承受的內、外壓差在-90～40 MPa之間。為驗證極限工況下井下安全閥性能曲線的合理性和安全性，對井下安全閥整體結構進行極限工況試算。具體方法為控制變量法，保持軸向力1 100 kN不變，增大內壓至120 MPa，內外壓差設置為80 MPa，得到的最大等效應力為757.52 MPa，接近屈服強度。

圖7 井下安全閥性能曲線Fig.7 Performance curve of SSV

將所試驗的極限工況條件(坐封、壓裂、開關井、驗證工況)和典型工況條件放置在井下安全閥性能曲線中，可以發現，工況點均落在性能曲線區域內，說明井下安全閥的性能可以滿足這幾種工況下的作業要求，允許作業。

4.3 井下安全閥性能曲線繪制方法

根據性能曲線的研究過程，總結井下安全閥性能曲線繪制方法如下：

(1)結合油氣井生產實際，確定井下安全閥的具體結構和工作原理；

(2)建立相應的井下安全閥三維模型并進行簡化；

(3)開展典型工況載荷作用下的井下安全閥有限元仿真計算；

(4)確定出結構中容易發生破壞的關鍵零部件；

(5)對威脅安全的關鍵零部件進行極限載荷作用下的有限元仿真計算；

(6)確定出井下安全閥達到屈服強度時的極限工況點；

(7)繪制井下安全閥安全性能曲線。

5 結 論

(1)軸向力變化對井下安全閥最大等效應力的影響較小，內壓變化對其影響較大。

(2)井下安全閥在極限載荷下可能發生破壞的關鍵零部件是中心管或連接套。

(3)當中心管最大等效應力達到屈服強度時，所施加的載荷條件作為繪制井下安全閥性能曲線的依據；考慮軸向載荷是繪制井下安全閥性能曲線的另一條件；對連接套施加內壓后，得出達到其屈服強度時的最大內壓值，作為井下安全閥性能曲線封閉的最終條件。

(4)在保證井下安全閥正常工作的前提下，井下安全閥性能曲線可為工況載荷條件設置提供依據。也可為其他類型和結構井下安全閥性能曲線的繪制提供參考。