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動力泵的啟停，從而控制管路系統液壓力，使整個控制系統保持在穩定的壓力范圍內[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定性，能夠提高系統壓力控制精度，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實行串聯結構。當系統壓力增高，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到非平衡狀態交替變化的過程，從而實現穩定的系統壓力。

2.2 數值模型建立

系統摩擦力忽略不計時，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測并控制管匯系統壓力。根據液氣控制閥結構原理可知，氣源斷開時油壓的穩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

以中東地區為例，該地屬熱帶沙漠氣候，夏季炎熱干燥，氣壓不穩定，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，液氣控制閥內部作用力從非平衡狀態到平衡狀態，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。