井口控制裝置用液氣控制閥啟閉特性研究

2024-02-22 05:19:32張國田張若松高巧娟王樹森

石油機械 2024年2期

張國田張若松高巧娟郭晨吳楠王樹森王磊

(北京石油機械有限公司)

0 引言

井控風險始終是石油勘探開發(fā)領域最大的風險。防噴器控制裝置用于遠程液動操作井口防噴器開關動作，并根據井控需求自動調節(jié)儲能器壓力在一定范圍內，以保證關井壓力和關井液量。防噴器控制裝置壓力波動大，可能造成防噴器操作壓力不足，導致嚴重井控事故。防噴器使用液氣控制閥控制系統(tǒng)動力泵的啟停，從而控制管路系統(tǒng)液壓力，使整個控制系統(tǒng)保持在穩(wěn)定的壓力范圍內[1-3]。近年來，國內高溫高壓等風險井、復雜井越來越多，對井控裝備的安全性及可靠性要求越來越高[4-7]。分析液氣控制閥啟閉特性并提高其穩(wěn)定性，能夠提高系統(tǒng)壓力控制精度，對確保防噴器操作有效、保證井控安全具有重要意義。目前國內外文獻中大多針對換向閥和溢流閥啟閉特性進行研究[8-15]，而針對液控氣功能的啟閉特性分析鮮有報道。本文介紹了液氣控制閥結構和工作原理，并建立數值模型，從氣源壓力、油壓端口面積以及彈簧剛度3個方面進行理論分析和試驗驗證。研究結果可為提升液氣控制閥控制精度提供理論依據，保障管路系統(tǒng)的安全性和可靠性。

1 原理介紹

液氣控制閥主要用于控制氣動油泵的啟停，當系統(tǒng)油壓足夠大時，液氣控制閥切斷氣源，氣動油泵停止充壓；當系統(tǒng)油壓不足時，液氣控制閥連通氣源，氣動油泵自動補壓，直至壓力達到設定關閉壓力，液氣控制閥切斷氣源，使管匯中油壓始終保持在一定的壓力范圍內。液氣控制閥系統(tǒng)壓力控制原理如圖1所示。

圖1 壓力控制原理圖Fig.1 Schematic diagram of pressure control

由圖1可知，液氣控制閥連接氣源，氣動油泵的氣動換向機構在氣源驅動下帶動充油活塞往復運動，給高壓管匯充油補壓，液氣控制閥油壓腔壓力也隨之逐漸增加，直至系統(tǒng)壓力達到油壓設定上限值，液氣控制閥斷開氣路，泵停止工作。當高壓管匯液壓油由于執(zhí)行操作消耗壓力，油壓下降，液氣控制閥油壓端壓力降低至油壓設定下限值時，控制閥再次接通氣源，實現閉式循環(huán)控制。

2 結構建模分析

液氣控制閥利用內部彈簧力與油壓相互作用，控制氣源的連通或切斷，結構原理如圖2所示。

圖2 液氣控制閥結構簡圖Fig.2 Schematic structure of the liquid-gas control valve

2.1 整體受力分析

液氣控制閥與氣動油泵系統(tǒng)實行串聯結構。當系統(tǒng)壓力增高，液氣控制閥油壓腔壓力增加，油壓高于彈簧復位力時，芯桿向左移動，氣源入口被封閉，斷開氣源，氣動油泵停止充壓。當系統(tǒng)中液壓油由于使用消耗，油量減少，管路中油壓降低，直至油壓腔內壓力降低直至小于彈簧復位力，彈簧伸長，芯桿右移。此時密封壓座與連接法蘭斷開，排氣口接通氣源，使氣動油泵工作，補充油量，如此交替，保證系統(tǒng)油壓始終在設定的范圍內。液氣控制閥的換向過程是油壓與氣壓從平衡狀態(tài)到非平衡狀態(tài)交替變化的過程，從而實現穩(wěn)定的系統(tǒng)壓力。

2.2 數值模型建立

系統(tǒng)摩擦力忽略不計時，根據液氣控制閥結構原理，以液氣控制閥連通和切斷氣源時的受力狀態(tài)建立力學方程式。

當密封壓座與連接法蘭即將斷開，排氣口與進氣口將要連通氣源時，建立方程：

F1≥p1A1+p2A2

(1)

當密封壓座與連接法蘭密封面即將貼合，排氣口與進氣口將要切斷氣源時，建立方程：

(2)

式中：F1=kx1，F2=kx2；F1為伸展時彈簧復位力，N；F2為受壓時彈簧復位力，N；k為彈簧剛度系數，N/mm；x1為伸展時彈簧壓縮量，mm；x2為受壓時彈簧壓縮量，mm；p1為氣源連通時進油口油壓，MPa；p1′為氣源斷開時進油口油壓，MPa；p2為進氣口氣壓，MPa；p3為排氣口氣壓，MPa；A1為進油口油壓作用面積，mm2；A2為進氣口氣壓作用面積，mm2；A3為排氣口氣壓作用面積，mm2。

結合式(1)和式(2)：

ΔpA1≥p3A3+k(x2-x1)

(3)

式中：Δp為氣源啟閉時油壓差，Δp=p1′-p1，MPa。

為提高控制閥的控氣量，應增大密封壓座與連接法蘭間距，使氣路全開。此狀態(tài)要求彈簧壓縮量x2與伸展量x1的位移差最大，控制氣量最大。由于實際工作中位移差一定時，彈簧載荷力值有一定波動范圍，設計彈簧時會備注剛度偏差或載荷力值偏差。根據實際工況，滿載氣量下進行建模分析，結合式(3)可知，啟閉時油壓差特性主要與氣源壓力p3、進油口油壓作用面積A1以及彈簧剛度k這3個因素有關。

3 啟閉特性數值分析

由于氣動油泵油壓運動部分的慣性相當大，往往引起劇烈的液壓沖擊，在此液壓波動大的工況下，液氣控制閥較難精準監(jiān)測并控制管匯系統(tǒng)壓力。根據液氣控制閥結構原理可知，氣源斷開時油壓的穩(wěn)定性直接反映液氣控制閥啟閉特性。液氣控制閥結構設計中，為達到滿載控氣量，進氣口氣壓作用面積A2取最大628 mm2，排氣口氣壓作用面積A3取最大415 mm2。根據式(3)，分別從氣源壓力、油壓端口面積以及彈簧剛度3個方面對氣源斷開時油壓的穩(wěn)定性進行分析。

3.1 氣源壓力變化對啟閉特性影響

以中東地區(qū)為例，該地屬熱帶沙漠氣候，夏季炎熱干燥，氣壓不穩(wěn)定，變化范圍0.6～0.9 MPa。通過氣源壓力變化模擬現場工況，對液氣控制閥的啟閉特性進行分析。

按照實際工況要求，連通氣源，進油口油壓p1固定為19.3 MPa，進油口油壓作用面積A1為200 mm2，將進氣口氣源壓力p2由0.6 MPa逐漸增加至0.9 MPa，得到氣源斷開時進油口油壓p1′。

氣源壓力與斷開時的油壓關系曲線如圖3所示。由圖3可知，斷氣時進油口油壓p1′線性增加，當氣壓p2增加至0.68 MPa時，斷氣進油口油壓p1′增至上限值20.7 MPa。當氣壓p2增至0.9 MPa時，油壓超越上限值，增至21.2 MPa，增幅0.5 MPa，相對油壓端壓力值，增幅較小。綜上可知，氣源壓力越大，斷開油壓值越大，但影響并不顯著，可忽略不計。

圖3 氣源壓力對斷氣時油壓影響Fig.3 Influence of gas source pressure on oil pressure during gas interruption

3.2 油壓端口面積對啟閉特性影響

氣源連通時以芯桿為關鍵研究對象，進行受力分析，芯桿一端受油路端油壓推力，另一端受彈簧復位推力和氣路端口A3氣壓力。受力結構簡圖如圖4所示。

圖4 芯桿受力結構簡圖Fig.4 Mechanical structure of the core bar

芯桿油路端受油壓的推力，推動芯桿壓縮彈簧，直至關閉氣路排氣口；當油壓端壓力因消耗逐漸減小，彈簧復位力反作用推動芯桿直至連通氣路。如此循環(huán)，液氣控制閥內部作用力從非平衡狀態(tài)到平衡狀態(tài)，實現氣路開啟和關閉。

根據現有結構，選取油端直徑分別為16、17、18、19、20 mm，對應的作用面積A1分別為200.96、226.87、254.34、283.38、314.00 mm2，氣源壓力設為0.7 MPa，氣源連通時進油口油壓p1設為19.3 MPa，通過油口直徑變化，分析液氣控制閥斷開氣源時油壓值p1′的變化規(guī)律。

油壓端口面積與斷開氣源時油壓值曲線關系如圖5所示。由圖5可知，油壓端口面積A1增大，斷開氣源油壓值p1′減小，油壓差Δp也越小。綜上可知，為減少啟閉壓差，應適當增加油壓端口面積。

圖5 油壓端口面積對斷開時油壓影響Fig.5 Influence of oil pressure port area on oil pressure during disconnection

3.3 彈簧剛度對啟閉特性影響

液氣控制閥運行時，彈簧一端承受氣壓作用，另一端控制油壓。為了進一步確定彈簧剛度對啟閉特性影響，首先分析氣壓變化對彈簧剛度影響，再定性分析彈簧剛度對啟閉時油壓差影響。現場工況下，氣源壓力p2在0.65～0.9 MPa之間。按照式(3)進行數值分析，將進氣口氣源壓力p2分別設為0.7、0.8、0.9 MPa，氣源連通時油壓p1設為19.3 MPa，彈簧復位極限位移(彈簧壓縮與伸展點最大位移差)為45 mm；當彈簧剛度k變化時，斷開氣源時系統(tǒng)油壓也隨之變化，如圖6所示。

圖6 彈簧剛度對斷開時油壓影響Fig.6 Influence of spring stiffness on oil pressure during disconnection

由圖6可知：為確保斷開油壓不超過20.7 MPa，當進氣口氣源壓力p2為0.7 MPa時，彈簧剛度k在94.0～95.8 N/mm之間為宜；當進氣口氣源壓力p2為0.8 MPa時，彈簧剛度k在94.0～96.8 N/mm之間為宜；當進氣口氣源壓力p2為0.9 MPa時，彈簧剛度k在94.0～97.3 N/mm之間為宜。由此可知，氣源壓力變化對彈簧剛度影響較小。

當油壓p1一定時，彈簧剛度k不斷增大，氣源斷開時進油口油壓p1′也增大。當剛度k增加至106 N/mm時，氣源斷開時油壓p1′最大可達25.5 MPa，此時氣源啟閉時油壓差Δp為6.2 MPa，遠遠超出設定油壓值。可見，隨著彈簧剛度增加，氣源斷開時油壓呈曲線增加。

4 試驗驗證

4.1 試驗原理

實際工況中，氣源壓力受環(huán)境溫度變化。通過上述理論分析可知，氣源壓力對液氣控制閥啟閉特性影響較小，試驗中對氣壓變化影響不予考慮，主要針對油壓端口面積以及彈簧剛度2方面進行驗證。生產了4套液氣控制閥樣機，并按照系統(tǒng)壓力控制進行臺架試驗，如圖7所示。

圖7 現場試驗照片Fig.7 Field test photo

試驗原理如圖8所示。將液氣控制閥與氣動油泵連接，壓力表3a監(jiān)測油壓端油壓p1變化。通過氣動油泵1從油箱7吸油，對油路提供壓力。油源和管路之間安裝了壓力控制溢流閥2，防止回路壓力過載，截止閥5用于控制氣源8切斷。氣源8出口處3b為氣源處理器，調節(jié)氣源壓力，并實時顯示氣源壓力值。

1—氣動油泵；2—溢流閥；3—壓力表；4—液氣控制閥；5—截止閥；6—過濾器；7—油箱；8—氣源。

4.2 彈簧剛度對啟閉性影響驗證

設計4種剛度分別為82、92、96、106 N/mm的彈簧，輪流裝入同一套油口直徑為19 mm的液氣控制閥進行試驗，氣源壓力設為0.7 MPa，調節(jié)液氣控制閥開啟壓力為19.3 MPa。對不同剛度彈簧，試驗得出氣路關閉油壓值，結果如表1所示。

表1 啟閉壓差隨彈簧剛度變化統(tǒng)計Table 1 Variation of open/close pressure difference of the liquid-gas control valve with spring stiffness

由表1可知，彈簧剛度k增加，啟閉壓差Δp先減小后增大，拐點位于96 N/mm處，與前期理論模型分析一致，試驗分析結果如圖9所示。

圖9 彈簧剛度對啟閉壓差影響Fig.9 Influence of spring stiffness on open/close pressure difference

4.3 油壓端口面積對啟閉性影響驗證

根據理論分析，液氣控制閥液壓端液壓作用力變化控制氣動油泵氣路通斷，而油壓端作用力除了和管道壓力有關，還和油壓端作用面積有關。根據圖4結構分析，以芯桿作為研究油壓作用面積的直接對象。試驗中，設計5種截面的芯桿，直徑依次遞增1 mm，最小截面直徑為15 mm，其余部件均相同，彈簧剛度為96 N/mm。在相同工況下進行試驗，得到氣路關閉時油壓值如表2所示。