基于多種失效模式下特高壓防噴器分析方法

中圖分類號(hào)：TE921.5 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A doi：10.3969/j.issn.1001-3482.2025.04.007

AnalysisMethodsforUltra-HighPressureBlowoutPreventerin Multiple FailureModes

FENG Shaobo'，REN Yongcang'，WEI Junhui'，GUO Xue^2，3 ，QU Zhiming2，3，WANG Hua'，QIN Hao'

（1.TarimOilfieldCompany，PetroChina，Korla841ooo，China; 2.RongshengMachineryManufactureLtd.ofHuabeiOilfield，Renqiu O62552，China; 3.Hebei ProvincialInnovationCenterforWellControlandWellheadEquipmentTechnology，RenqiuO62552China）

Abstract：To adapt to the development of ultra-deep driling technologies in China and the need for high -performance well control equipment operating in extreme conditions，the failure mode analysis methods of ultra-high pressure blowout preventers（BOP） under extreme conditions of high temperature and high pressure were studied.Therefore，a systematic and effective method system for its design and analysis was developed to ensure that the equipment can operate reliably in practical applications and improve the safety and efficiency of driling operations.By referring to the Chinese and foreign design specifications and known literature related to high -pressure and high -temperature（HPHT） drilling equipment， the structure characteristics of ultra HPHT well control equipment were analyzed，and the performance changes of metal materials under high temperatures were deeply explored.The overallplastic collpse，localfailure，ratching effect，andother failure modes of the pressure-bearing body were analyzed. Linearelastic analysis and elastoplastic analysis were both employed to consider the nonlinear behaviorof materials under high pressure and high temperature，and the fracture mechanics engineering method was combined with the material toughness index to establish a structural life prediction model，significantly improving the accuracy of assessing the safety performance and stability of pressure vessels.This method was applied in the design of China's first ultra-high pressure ram BOP of 175MPa The pressure-bearing body was analyzed and checked in multiple failure modes through finite-element simulation calculations， andalarge number of tests were carried out for verification.The feasibilityof this method was confirmed， providing strong support for the design of ultra-high pressure BOPs，as well as the research，development， and application of related equipment.

Key Words：high temperature and high pressure; blowout preventer; failure mode; elastoplastic analysis; linear elastic analysis

特高壓防噴器在深層、超深層鉆采作業(yè)中具有至關(guān)重要的地位。由于超深層鉆井存在地層復(fù)雜、多壓力系統(tǒng)，層次不夠用，超高溫、超高壓等難題，導(dǎo)致泥漿漏失、并涌等井控安全風(fēng)險(xiǎn)大，特高壓防噴器的可靠性不僅關(guān)系到生產(chǎn)效率，還涉及到環(huán)境保護(hù)和人員安全[1-6]。因此，對(duì)特高壓高溫防噴器的可靠性進(jìn)行深入分析和研究尤為重要。

國(guó)內(nèi)目前鉆采承壓設(shè)備設(shè)計(jì)主要依據(jù)GB/T22513[7和SY/T7085[8標(biāo)準(zhǔn)中的要求，此標(biāo)準(zhǔn)基于ASME規(guī)范第八卷第二冊(cè)2004版，對(duì)于額定工作壓力超過(guò) 138MPa 的設(shè)備可用設(shè)計(jì)依據(jù)有限。新版ASME中建議在設(shè)計(jì)壓力超過(guò) 69MPa 的設(shè)備時(shí)，應(yīng)采用ASME第八卷第三冊(cè)《高壓壓力容器建造規(guī)范》所推薦的設(shè)計(jì)方法[0]。鑒于防噴器承壓件內(nèi)部結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，在高溫高壓及腐蝕性環(huán)境下易出現(xiàn)屈服、應(yīng)力集中、應(yīng)力腐蝕開(kāi)裂等失效風(fēng)險(xiǎn)。通過(guò)查閱相關(guān)文獻(xiàn)可知，目前高壓、超高壓防噴器相關(guān)技術(shù)在國(guó)內(nèi)外均取得了一定進(jìn)展，但仍面臨諸多挑戰(zhàn)，傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法難以準(zhǔn)確評(píng)估其安全性[11-12]

本文在充分借鑒國(guó)內(nèi)外高溫高壓鉆采設(shè)備設(shè)計(jì)規(guī)范及高壓容器設(shè)計(jì)技術(shù)的基礎(chǔ)上，通過(guò)系統(tǒng)整合與分析，深入探討了高溫高壓環(huán)境對(duì)設(shè)備性能的潛在影響。在此基礎(chǔ)上，為特高壓高溫防噴器的設(shè)計(jì)、分析及校核工作，提出了一套科學(xué)、嚴(yán)謹(jǐn)且行之有效的方法，旨在確保該設(shè)備在極端工況下的安全性和可靠性，從而滿足行業(yè)對(duì)于高效、穩(wěn)定運(yùn)行的嚴(yán)格要求。

1高溫高壓效應(yīng)

美國(guó)石油協(xié)會(huì)發(fā)布的相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和技術(shù)研究報(bào)告中，將鉆通設(shè)備適用的壓力和溫度等級(jí)分為標(biāo)準(zhǔn)溫度（ST）、高溫（HT）、標(biāo)準(zhǔn)壓力（SP）和高壓（HP）。并且規(guī)定在額定工作壓力超過(guò) 103.5MPa ，工作溫度超過(guò) 177^°C 時(shí)被稱為高壓高溫工況[13-14]，如圖1所示。

在額定壓力超過(guò) 103.5MPa 時(shí)，可以從薄壁變?yōu)楹癖谛蛪毫θ萜髟O(shè)計(jì)，厚壁型為容器內(nèi)徑與容器壁厚比 ?4 或內(nèi)外徑比 ?1.25 。當(dāng)從薄壁壓力容器設(shè)計(jì)過(guò)渡到厚壁壓力容器設(shè)計(jì)時(shí)，發(fā)生了幾項(xiàng)根本性變化。

1）由于容器內(nèi)孔處局部應(yīng)力壓力過(guò)大，超過(guò)材料的屈服強(qiáng)度，而導(dǎo)致內(nèi)壁局部發(fā)生塑性變形，引起的內(nèi)孔屈服，通常稱為“自增強(qiáng)\"效應(yīng)。

2）壓力容器對(duì)循環(huán)載荷的敏感性可能導(dǎo)致高應(yīng)力區(qū)域的疲勞失效或快速斷裂失效。這種現(xiàn)象通常與尖角處內(nèi)部的應(yīng)力集中有關(guān)，如孔交叉點(diǎn)、密封槽或孔直徑的突然變化。由于高壓載荷或機(jī)械循環(huán)載荷導(dǎo)致的高應(yīng)力位置的缺陷或疲勞，未來(lái)可能會(huì)在結(jié)構(gòu)內(nèi)部和外部發(fā)生潛在疲勞失效[15-16]

3）金屬材料的力學(xué)性能、延展性和韌性隨溫度的改變而變化。通常在高溫下，金屬材料的機(jī)械強(qiáng)度降低，而延展性和韌性增加；在低溫下，金屬材料的延展性和韌性會(huì)降低，而力學(xué)性能保持不變或略有增加。因此，國(guó)內(nèi)外鉆采設(shè)備設(shè)計(jì)規(guī)范標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定，在額定工作溫度高于121 C 時(shí)，應(yīng)考慮在高溫下對(duì)材料性能的影響，并對(duì)這些材料性能進(jìn)行適當(dāng)?shù)臏囟冉殿~。

引入了金屬材料在高溫下的材料降低系數(shù)，在設(shè)備設(shè)計(jì)過(guò)程中，使用修正后的材料屈服強(qiáng)度 S_e 進(jìn)行校核：

S_e=Y_rS_y

式中： S_e 為修正后的材料屈服強(qiáng)度， S_y 為材料常溫屈服強(qiáng)度， Y_r 為常用金屬材料在不同高溫下的降低系數(shù)值，如表1所示[17]

注：本表不構(gòu)成在高溫下使用任何特定合金的推薦，某些合金會(huì)因反復(fù)或長(zhǎng)期接觸高溫而變脆。

除了表1中給出的推薦材料降低系數(shù)外，在ASME第ⅡI卷D部分和美國(guó)石油協(xié)會(huì)設(shè)備在高溫環(huán)境下金屬材料的限制研究報(bào)告API6MET中有多種低合金鋼、馬氏體、沉淀硬化、雙相不銹鋼和鎳合金材料在149、177、204、232、260、288 °C 下的屈服強(qiáng)度降低系數(shù)[18-19]，如表2所示。

2多種失效模式下的分析

2.1 防止整體塑性垮塌失效模式

在防止整體塑性垮塌失效模式下進(jìn)行特高溫高壓防噴器分析的目的是為了確保壓力容器的安全性和穩(wěn)定性。整體塑性垮塌是指在防噴器本體承受壓力時(shí)，整個(gè)容器發(fā)生過(guò)量的塑性變形，導(dǎo)致容器結(jié)構(gòu)破壞、失效的現(xiàn)象。主要分為線彈性分析和彈塑性分析兩種方法。

在正常載荷條件下，包括靜水壓強(qiáng)度試驗(yàn)載荷情況，當(dāng)?shù)刃?yīng)力超過(guò)材料屈服強(qiáng)度的區(qū)域不超過(guò)構(gòu)件厚度的 5% 時(shí)，可采取整體塑性垮塌載荷的線性彈性分析方法對(duì)承壓本體進(jìn)行設(shè)計(jì)。

采用線彈性分析方法進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，首先應(yīng)對(duì)定義的載荷條件下的彈性應(yīng)力分析結(jié)果進(jìn)行分類；進(jìn)而計(jì)算出承壓本體中某一點(diǎn)的等效應(yīng)力，由應(yīng)力分量計(jì)算得出；最后，與相關(guān)的極限值進(jìn)行比較，極限值應(yīng)使用設(shè)備規(guī)范中允許的應(yīng)力限制進(jìn)行校核，以確定承壓本體是否在預(yù)期的設(shè)計(jì)條件能夠滿足設(shè)計(jì)規(guī)范準(zhǔn)則的限制。

采用第四強(qiáng)度理論變形能理論來(lái)計(jì)算等效應(yīng)力，等效應(yīng)力等于由式（2）給出的VonMises等效應(yīng)力：

式中： σ_? 為等效應(yīng)力， σ₁、σ₂、σ₃ 為當(dāng)量主應(yīng)力。

ASMEVII-2中規(guī)定，在防止整體塑性垮塌分析方法中進(jìn)行的應(yīng)力分類和校核準(zhǔn)則如表3所示。對(duì)于防噴器設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，當(dāng)設(shè)計(jì)溫度超過(guò)121 °C 時(shí)，在額定工作壓力下的許用應(yīng)力為2S/3，在靜水壓強(qiáng)度試驗(yàn)壓力下不需要考慮溫度對(duì)材料的影響，許用應(yīng)力為 0.9S_y 。

在采用有限元分析方法進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)進(jìn)行網(wǎng)格敏感度分析，以驗(yàn)證有限元分析，并確保網(wǎng)格密度變化不影響組件厚度的應(yīng)力分布。

在高壓容器設(shè)計(jì)中，應(yīng)注意確保適當(dāng)使用線性彈性分析方法： ① 這種方法可能會(huì)從厚壁應(yīng)力分布理論中得到非保守的結(jié)果，特別是在結(jié)構(gòu)不連續(xù)處的周圍； ② 由于鉆通設(shè)備相關(guān)的復(fù)雜幾何形狀而導(dǎo)致應(yīng)力分類困難。在這兩種情況下，線彈性分析可能給出非保守的結(jié)果。

在ASMEVIII-2和ASMEVIII-3中，對(duì)于載荷系數(shù)的規(guī)定有所不同，如表4所示。由表4可以看出，ASMVIII-3中采用了較低的載荷系數(shù)，這樣有利于保持防噴器承壓本體具有合理的壁厚，但除了ASMEVII-2中規(guī)定的總體準(zhǔn)則、使用準(zhǔn)則外，還需要進(jìn)行局部準(zhǔn)則和水壓試驗(yàn)準(zhǔn)則的分析。

2.2 防止局部失效模式

在防止局部失效模式下，采用線彈性分析方法通常用防噴器承壓本體內(nèi)的三軸應(yīng)力進(jìn)行驗(yàn)證，使用額定工作載荷下的三個(gè)線性化主應(yīng)力總和作為校核準(zhǔn)則：

σ₁+σ₂+σ₃?4S

彈塑性分析也可用于定義峰值應(yīng)變位置上的極限三軸應(yīng)變。在防噴器承壓本體內(nèi)，局部應(yīng)變分析應(yīng)在正常和極端條件下進(jìn)行，并根據(jù)環(huán)境條件進(jìn)行調(diào)整。防止局部失效的彈塑性分析主要分為局部應(yīng)變極限和應(yīng)變極限損傷兩種計(jì)算方法。

在ASMEVIII-2中采用的是局部應(yīng)變極限方法，通過(guò)分析出承壓本體的當(dāng)量主應(yīng)力 σ₁，σ₂，σ₃ 和當(dāng)量塑性應(yīng)變 ε_peg ，結(jié)合成形應(yīng)變 ε_cf ，與三軸應(yīng)變 ε_L 做對(duì)比。

式中： ε_L 為三軸應(yīng)變， ε_Lu 為單軸向應(yīng)變極限， m₂ 為單軸向應(yīng)變極限材料系數(shù)， a_s1 為多軸向應(yīng)變極限的材料系數(shù)。

若對(duì)于承壓本體上的每個(gè)點(diǎn)的當(dāng)量塑性應(yīng)變?chǔ)?sub>peg 與成形應(yīng)變 ε_cf 的和都小于三軸應(yīng)變 ε_L ，則判定在給定工況載荷下，該元件是合格的。

ASMEVIII-3中采用的是應(yīng)變極限損傷計(jì)算方法，將載荷劃分為k個(gè)載荷增量，且主應(yīng)力為 σ_^1kσ_^2k 、σ_σ^3k ，當(dāng)量應(yīng)力 Δσ_ek ，以及由先前載荷增量引起的當(dāng)量塑性應(yīng)變的改變 Δε_peqk ，都可以由每一載荷增量計(jì)算而得。

對(duì)第 k 載荷增量的應(yīng)變極限 ε_Lk 為：

式中： σ_^1kσ_^2kσ_^3k 為主應(yīng)力， σ_ek 為當(dāng)量應(yīng)力。

對(duì)每一 k 載荷增量的應(yīng)變極限損傷 D_εk 為：

式中： ε_peqk 為當(dāng)量塑性應(yīng)變。

由成形所引起的應(yīng)變極限損傷 D_εfom 為：

式中： ε_cf 為成形應(yīng)變。

積累的應(yīng)變極限損傷 D_ε 為：

如果滿足式（8）中積累的應(yīng)變極限不大于1.0的要求，則對(duì)規(guī)定的載荷順序，元件中的位置是合格的。

上述計(jì)算方法中，若元件進(jìn)行了熱處理，則由成形所引起的成形應(yīng)變 ε_cf ，以及應(yīng)變極限損傷 D_εfom 均可假設(shè)為零。

2.3 棘輪效應(yīng)

棘輪效應(yīng)是指材料在非對(duì)稱應(yīng)力控制循環(huán)加載下產(chǎn)生的塑性變形累積的現(xiàn)象，即重復(fù)施加、去除和重新施加載荷導(dǎo)致不可持續(xù)的應(yīng)力-應(yīng)變滯后，這種效應(yīng)也被稱為循環(huán)蠕變或棘輪效應(yīng)。為防止產(chǎn)生殘余應(yīng)變，發(fā)生棘輪效應(yīng)，可以使用線性彈性或彈性塑性分析方法進(jìn)行分析[20]

一次加二次當(dāng)量應(yīng)力范圍，是由越過(guò)界面厚度最高值推導(dǎo)出的當(dāng)量應(yīng)力范圍，由規(guī)定的操作壓力和其他規(guī)定的機(jī)械載荷及總體熱效應(yīng)所引起的線性的當(dāng)量應(yīng)力，應(yīng)包括總體結(jié)構(gòu)不連續(xù)，但不包括局部結(jié)構(gòu)不連續(xù)即應(yīng)力集中的影響。在正常操作情況下，許用極限應(yīng)滿足：

p_L+p_b+Q?3S

式中： p_L 為一次局部薄膜應(yīng)力， p_b 為一次彎曲應(yīng)力， Q 為二次應(yīng)力。

彈性塑性應(yīng)力分析可確保壓力容器不會(huì)因棘輪效應(yīng)而失效。用于此分析的彈性完全塑性材料性能應(yīng)在高溫時(shí)規(guī)定的材料最低屈服強(qiáng)度下輸入。進(jìn)行棘輪測(cè)量評(píng)估時(shí)，在作用最少為三個(gè)完整的循環(huán)后，對(duì)棘輪準(zhǔn)則進(jìn)行評(píng)定。滿足以下任一評(píng)定條件則滿足棘輪準(zhǔn)則。

1） 在規(guī)定載荷下引起的塑性應(yīng)變?yōu)榱恪?） 在一次載荷的承載邊界處有一彈性核心。3）總體尺寸并無(wú)永久性改變。這可由擬定一相關(guān)元件的尺寸對(duì)在最后和再最后循環(huán)之間的時(shí)間關(guān)系線圖加以證實(shí)。

2.4 疲勞分析

根據(jù)材料規(guī)定的最小抗拉強(qiáng)度、額定壓力、溫度循環(huán)和工作壓力、溫度循環(huán)范圍，在規(guī)定的使用周期內(nèi)，相同或更高的額定工作壓力和溫度下設(shè)備的實(shí)際使用經(jīng)驗(yàn)可作為疲勞篩選的基礎(chǔ)。如果鉆通設(shè)備設(shè)計(jì)不符合ASMEVIII-2中疲勞篩選標(biāo)準(zhǔn)，則應(yīng)通過(guò)交變應(yīng)力（S-N）或斷裂力學(xué)（FM）設(shè)計(jì)方法進(jìn)行疲勞評(píng)估[21]

S-N分析的結(jié)果是每種操作周期的計(jì)算設(shè)計(jì)周期數(shù) ?N_f ，以及存在不止一種操作周期時(shí)的累計(jì)設(shè)計(jì)周期數(shù)。

N_fgt;T

式中： N_f 為計(jì)算設(shè)計(jì)周期數(shù)， T 為防噴器使用壽命預(yù)期的井筒壓力周期。

還可使用斷裂力學(xué)（FM）分析作為一種替代方法來(lái)解決壓力容器因材料缺陷或在制造過(guò)程中可能隨機(jī)出現(xiàn)缺陷的臨界應(yīng)力位置（如結(jié)構(gòu)不連續(xù)性、缺口、尖角等）而導(dǎo)致的潛在快速斷裂失效。當(dāng)采用FM分析方法設(shè)計(jì)時(shí)，定義裂紋增長(zhǎng)路徑的交替應(yīng)力應(yīng)基于最大主應(yīng)力范圍。假設(shè)該缺陷在一個(gè)垂直于最大主應(yīng)力方向的平面上傳播。需要注意的是，疲勞裂紋的擴(kuò)展與載荷路徑有關(guān)。應(yīng)對(duì)載荷順序進(jìn)行評(píng)估，以確定導(dǎo)致最少故障周期的載荷組合。

FM分析從假設(shè)在高循環(huán)應(yīng)力位置存在缺陷開(kāi)始。此假定缺陷的尺寸是無(wú)損檢測(cè)標(biāo)準(zhǔn)認(rèn)為使用的可接受的最大缺陷。應(yīng)注意的是，使用FM方法計(jì)算的疲勞壽命可能大于使用S-N方法計(jì)算的疲勞壽命，特別是在低循環(huán)疲勞（例如設(shè)計(jì)壽命小于約100000個(gè)循環(huán)）。在高周期疲勞（例如設(shè)計(jì)壽命大于約100000個(gè)循環(huán)）中，F(xiàn)M方法的壽命更短，除非S-N方法使用非常大的應(yīng)力增強(qiáng)系數(shù)，或非常小的初始缺陷尺寸。

3特高壓閘板防噴器實(shí)例分析

為保證國(guó)內(nèi)首臺(tái) 175MPa 特高壓閘板防噴器安全性，應(yīng)用上述多種失效模式分析方法，對(duì)承壓件主要包括殼體和側(cè)門進(jìn)行分析校核。按照標(biāo)準(zhǔn)要求分為 262.5MPa 靜水壓強(qiáng)度試驗(yàn)工況和 175MPa 額定工作壓力工況分別進(jìn)行，再利用Abaqus有限元分析軟件進(jìn)行承壓模擬分析。

為節(jié)省計(jì)算時(shí)間，近似認(rèn)為該防噴器為完全對(duì)稱結(jié)構(gòu)，取其1/4進(jìn)行分析。在有限元分析過(guò)程中，單元?jiǎng)澐值暮侠硇灾苯佑绊懡Y(jié)果的精度和計(jì)算時(shí)間。在單元?jiǎng)澐种校瑔卧愋瓦x為計(jì)算精度較高的八節(jié)點(diǎn)六面體單元。殼體、側(cè)門和卡塊采用模型組合裝配形式，在各接觸面建立面對(duì)面約束如圖2所示。

防噴器承壓件材料最小屈服強(qiáng)度為 586MPa 各工況下的許用應(yīng)力值如表5＼～6所示。由于靜水壓強(qiáng)度試驗(yàn)壓力為室內(nèi)測(cè)試壓力，因此許用應(yīng)力無(wú)需考慮材料降低系數(shù)；在額定工作壓力下，設(shè)計(jì)極限工作溫度為 177^°C ，超過(guò) 121^°C 。因此在計(jì)算額定工作壓力下的許用應(yīng)力時(shí)，金屬材料的屈服強(qiáng)度須引入材料降低系數(shù) 0.85 。

采用線彈性模型進(jìn)行模擬分析，殼體計(jì)算校核結(jié)果如圖3＼～4所示，側(cè)門的計(jì)算校核結(jié)果如圖5＼～6所示。可以看出，在 262.5MPa 靜水壓強(qiáng)度試驗(yàn)壓力下，殼體的最大應(yīng)力為 860.6MPa ，位于齒尖區(qū)域，屬局部應(yīng)力，側(cè)門的最大應(yīng)力為 831.4MPa ，位于卡塊槽圓弧根部，屬集中應(yīng)力；在 175MPa 額定工作壓力下，殼體和側(cè)門最大應(yīng)力分別為580.1MPa和539.9MPa，由于殼體和側(cè)門的應(yīng)力最大值均未超過(guò)材料的屈服強(qiáng)度 586MPa ，因此在額定工作壓力下，殼體和側(cè)門均不會(huì)發(fā)生塑性變形。

527.4MPa ；在額定工作壓力 175MPa 下，殼體和側(cè)門危險(xiǎn)區(qū)域A-B和C-D在整體塑性垮塌、局部失效和棘輪效應(yīng)等各項(xiàng)失效模式下的應(yīng)力值均小于評(píng)定值。防噴器承壓件可滿足強(qiáng)度要求。

由表5＼～6中可知，在靜水壓強(qiáng)度試驗(yàn)壓力 262.5MPa 下，殼體和側(cè)門危險(xiǎn)區(qū)域A-B和C-D的總體一次薄膜應(yīng)力分別為 340.5MPa 和 222.9MPa ，均小于評(píng)定值

樣機(jī)完成后進(jìn)行了試驗(yàn)，分別進(jìn)行了3次262.5MPa靜水壓強(qiáng)度試驗(yàn)以及210次175MPa額定工作壓力試驗(yàn)，對(duì)試驗(yàn)前后殼體和側(cè)門的關(guān)鍵區(qū)域進(jìn)行測(cè)量對(duì)比，承壓本體關(guān)鍵區(qū)域并未發(fā)生塑性變形，如圖7所示。

4結(jié)論

1）研究了特高壓防噴器在高溫高壓極端條件下的失效模式分析方法。充分借鑒并綜合運(yùn)用了國(guó)內(nèi)外先進(jìn)的設(shè)計(jì)理念、設(shè)計(jì)規(guī)范和高壓容器的成熟設(shè)計(jì)方法，為特高壓高溫防噴器的設(shè)計(jì)與分析提供了有效的方法。

2）對(duì)特高壓防噴器的承壓本體進(jìn)行了細(xì)致的線彈性分析，還通過(guò)彈塑性分析的方法，進(jìn)一步考慮了材料在高壓和高溫共同作用下的非線性行為。這一雙重分析方法的應(yīng)用，顯著提升了對(duì)壓力容器安全性能和穩(wěn)定性的評(píng)估精度，確保設(shè)備在實(shí)際應(yīng)用中能夠可靠運(yùn)行。

3）深入剖析了高溫環(huán)境下金屬材料性能的變化，特別是屈服強(qiáng)度降低系數(shù)的變化趨勢(shì)。在失效模式分析方面，著重分析了特高壓高溫防噴器承壓本體可能出現(xiàn)的多種失效模式。這些失效模式主要包括整體塑料垮塌、局部失效以及棘輪效應(yīng)等。

4）將分析方法應(yīng)用到 175MPa 特高壓閘板防噴器的設(shè)計(jì)中，對(duì)承壓本體進(jìn)行多種失效模式下的分析校核，并且進(jìn)行了大量的測(cè)試驗(yàn)證，確認(rèn)了方法的可行性。

5）分析方法為高溫高壓條件下相關(guān)設(shè)備的研發(fā)和應(yīng)用提供了有益的借鑒和參考，有助于提高鉆井作業(yè)的安全性和效率。

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（編輯：馬永剛）