井下安全阀阀板瞬时冲击性能有限元分析

卢道胜，付强，李英松，周欢，宋立辉

（中海油田服务股份有限公司，天津 300459）

0 引言

井下安全阀是一种用于海上油气田作业管柱的安全控制装置。手动关闭井下安全阀，可以实施油气井的检修，而井下安全阀更为重要的作用是在遇到火灾或其他紧急情况时，可以使油气井自动关闭，有效避免井下流体失控造成的人员财产损失或者海洋环境污染。井下安全阀的主要组成构件包括密封柱塞、压缩弹簧、中心管、阀板和阀座等。当需要打开井下安全阀时，井口控制盘连接液压控制管线对安全阀液压腔进行加压，压力推动柱塞并依次传递到压缩弹簧和中心管，中心管向下移动打开阀板并保持开启状态；井口控制盘手动卸压或者突发情况导致液控管线失压时，弹簧恢复过程中带动中心管复位，没有了支撑的阀板在扭力弹簧的恢复力作用下回弹到阀座密封面，从而密封油管通道，确保油气井的安全[1-6]。

阀板是安全阀的关键部件之一，工作时在柱塞的推动下，阀板一直处于开启状态。当油气井遇到紧急情况后，需要井口卸掉液控管线的压力，在关闭瞬间，阀板在井下高速流体的推动下会对阀座有很大的冲击作用。如果在产品设计时，阀板的强度不满足要求，在强大的冲击作用下，阀板会出现断裂现象，直接导致安全阀密封失效[7]，容易造成井喷等安全事故。因此，井下安全阀启闭性能的可靠性取决于高强度耐冲击的阀板机构，有必要对井下安全阀阀板实施关闭瞬时的冲击性能有限元模拟分析。

1 阀板冲击有限元分析

不同的安全阀采用不同结构的阀板，一般采用金属对金属密封形式。为增强阀板的低压密封性能，部分安全阀阀板会再增加一处非金属材料软密封[8-9]。目前，常用的阀板金属对金属密封形式有锥对锥金属密封、球对锥金属密封、球对球金属密封等。因加工工艺简单，阀板广泛采用锥对锥金属密封形式。本文仅对锥对锥金属密封形式进行相关的仿真分析，研究其耐冲击性能。

阀板在关闭瞬间与阀座间冲击载荷非常大，极有可能造成阀板损坏，因此需对阀板进行瞬时冲击分析，研究其在冲击载荷下的应力、应变分布情况，对阀板强度进行校核验证。为降低冲击的破坏性，设计中在井下安全阀阀座上设有缓冲垫槽结构，槽中装有橡胶缓冲垫，在阀板关闭过程中，阀板首先与缓冲垫接触并压缩缓冲垫进行缓冲，从而降低阀板与阀座的冲击载荷，为研究缓冲垫的缓冲效果及阀板的强度，对含缓冲垫安全阀及不含缓冲垫安全阀进行瞬态冲击分析比较。

1.1 瞬时冲击分析预处理

在SolidWorks中建立含缓冲垫及无缓冲垫的装配模型[10]，并将模型通过SolidWorks与ANSYS的接口进行导入。由于井下安全阀是纵剖面对称结构，为节省计算内存量，在ANSYS中对模型进行布尔运算，取其中的一半进行分析，两种阀板装配结构如图1所示。

图1 冲击分析结构模型

分析中缓冲垫橡胶材质选用丁腈橡胶，应用的环境温度为120 ℃，分析选用的两参数Mooney-Rivlin模型中弹性模量E选用280 MPa，泊松比选用0.47，C1选用1.34，C10选用0.68。

Solid187单元是3维10节点四面体固体结构单元，其特点是具有二次位移模式，因此模拟不规则模型效果较好。由于井下安全阀结构较为复杂，缓冲垫在受载过程中变形较大，因此采用Solid187对安全阀冲击模型进行网格划分[11]，MPC184单元建立销轴与销轴孔处的铰链副，含缓冲垫及无缓冲垫网格模型如图2所示。

图2 冲击分析有限元模型

阀板在关闭瞬间，除受阀板上下两侧的油压载荷外，还受到水击压强的作用，根据《水击理论研究》[12]，由动量定理推出水击压强计算公式为

式中：ΔP为水击压强，Pa；c为压力波速，m/s；ρ为流体密度，kg/m3；Δv为水击前和水击后的速度差，m/s。

压力波速的计算公式为

式中：Ef为流体弹性模量，其数值的大小是流体压缩系数的倒数；Ep为管道弹性模量；D为管子的内径，mm；w为管壁的厚度，mm。

计算水击压力所需的参数如表1所示。

将表1中的参数数值输入上面提出的计算公式，可以求得水击压强值：

表1 计算水击压力所需参数表

ΔP=cρΔv=4207.14×969×0.55=2.2 MPa。

实施阀板冲击分析时，需要施加的载荷包括：水击压力2.2 MPa，阀板下部液压12 MPa，阀板上部液压4 MPa，阀板转动角速度75.5 rad/s，加速度30 000 rad/s2，过程时长0.001 s。需要添加的约束包括：对阀座施加全约束，转动轴位置新建铰链转动副，阀板、阀座和缓冲垫相互接触面新建接触对。

1.2 阀板冲击模拟分析

根据以上分析使用专业处理软件对阀板阀座模型进行预处理，并分别模拟了含缓冲垫与不含缓冲垫情况的阀板冲击过程，模拟分析结果如图3所示。

由图3可得：阀板冲击应力最大值均出现在阀板销轴孔过渡处。含缓冲垫阀板在阀板前缘处应力值也较大，主要因为阀板在冲击过程中首先与缓冲垫接触，其最初接触面积较小，在缓冲接触作用力作用下，阀板前缘端形成一个与关闭方向相反的支反力，在阀板前缘产生一个向上的支反力矩，使其产生一定变形，应力值较其它未接触区域有所增大。而无缓冲垫阀板在关闭瞬间阀板与阀座通过整个环形密封面接触，且在关闭瞬间所有配合面同时接触，因此阀板前缘处应力值较小。含缓冲垫的阀板冲击瞬间最大应力值为669 MPa，不含缓冲垫的阀板冲击瞬间最大应力值为1040 MPa，以上两个结果都不超过材料718合金的屈服极限值，即1100 MPa[13]，满足强度设计要求。分析可知缓冲橡胶垫在阀板瞬时冲击时起到了很好的缓冲作用，相比无缓冲垫阀板应力数值，其最大应力值降低了371 MPa，缓冲能力达35.7%。

图3 冲击应力场分布云图

缓冲橡胶垫在冲击载荷下的应力位移云图如图4所示。

由图4可知，在阀板冲击载荷下，缓冲垫的最大应力值出现在缓冲垫中间部位，为3.6 MPa；位移最大值出现在缓冲垫两侧端部位置，最大位移为1.241 mm。上述现象主要是由缓冲槽结构引起的，缓冲垫与缓冲槽在中间部位的截面尺寸相同，为贴合配合，缓冲槽两端部沿周向尺寸大于缓冲垫尺寸，缓冲垫为自由端。阀板受到冲击载荷后，缓冲垫两端变形较大，而中间部位变形相对较小并且承力部位主要位于变形较小的中间部位，因此中间部位应力值最大。

图4 缓冲垫应力与位移云图

为研究阀板在冲击载荷下沿纵向及横向的应力变化规律，采用定义路径的方法，定义从阀板销轴连接端的中间部位到阀板前端中间部位为路径A，从两侧边缘到阀板中心位置为路径B，将路径方向上的应力结果映射到定义的路径上，并将路径结果通过曲线的形式进行呈现，阀板应力映射路径图如图5所示。

由图5、图6可知：沿着路径A，应力大小自上而下呈现出递增的规律；沿着路径B，应力值大小从中间到边缘呈现出递减的规律；说明阀板除销孔位置外，在瞬时冲击载荷下，阀板的横向应力在中间部位最大，纵向部位阀板下端前缘处应力最大，这主要由于阀板下端前缘首先出现接触现象，承受冲击载荷作用。

图5 映射路径

图6 路径应力分布图

由图7可得：阀板受冲击载荷作用时，在总装配位移变形云图中，橡胶缓冲垫的位移变形量最大为1.241 mm，阀板次之，阀座最小。阀板变形量最大值位于阀板下端前缘处，为0.403 mm，出现上述现象的原因主要是由构件材料及受力结构形式引起的。

图7 冲击分析位移云图

综合上述分析可得：阀板在冲击载荷作用下，阀板设计强度能满足工况要求；在阀座上添加橡胶缓冲垫后，大大降低了阀板在冲击载荷下的最大应力值，缓冲垫结构缓冲能力达35.7%，提高了阀板的安全系数，具有较好的冲击缓冲效果。

2 防冲击缓冲机构适用条件

由于阀板阀座受到冲击力作用的时间非常短，阀板的绝对速度快速降到0的同时阀板获得较大的负加速度a，因此阀板阀座受到了冲击。但油田生产中并非任何生产条件下均需设置阀板防冲击缓冲机构，当阀板两侧压差达到一定值，阀板瞬时关闭产生的冲击应力超过阀板许用应力时，则需设置防冲击缓冲机构来确保阀板的安全性。本部分主要从缓冲机构压差条件进行分析，推导安全阀缓冲机构的适用条件。

防冲击缓冲机构材料采用的是丁腈橡胶，整个缓冲机构的温度适用范围主要受材料的影响较大，因而可从材料对环境温度适应性来确定缓冲机构的最大适用温度范围。阀板在关闭过程中的冲击主要与阀板关闭瞬时的角速度和角加速度有直接关系，而上述参数主要取决于阀板两侧压差。为获得关闭瞬时的角加速度和角速度，可以将阀板简化为一个平面刚性体绕着一个固定轴，在阀板两侧流体压差载荷作用下，快速关闭的过程，结构简图如图8所示。

图8 阀板关闭过程受力简化模型

从阀板两侧压差与关闭瞬时角速度和角加速度的关系入手进行分析，其关系式如下所示：

式中：M为阀板在关闭瞬时受到的转矩，N·m；J为阀板绕销轴转动产生的转动惯量，kg·m2；α为阀板绕销轴转动的瞬时角加速度，rad/s2；Fup为阀板上侧压力等效到重心的集中力，N；Fdn为阀板下侧压力等效到重心的集中力，N；Lcg为阀板质心到销轴的垂直距离，mm；m为阀板质量，kg；ρ为718合金材料密度，8.24 g/cm3；V为阀板等效体积，mm3。

弹性体在外力作用下都会发生变形，载荷的作用点会产生相应的位移，载荷在相应的位移上作功，称其为外力功；弹性体将由于变形而储存能量，称其为应变能（形变能）。在弹性范围内，外力功全部转变为变形能（不考虑能量的损耗）。利用功能转化的概念来解决弹性变形体的变形、位移以及相应的力等分析的方法我们称之为能量法。本文中，我们将采用能量法近似地计算阀板和阀座在冲击过程中的应力和变形。根据能量守恒定律列式：

式中：T为阀板触碰到阀座以后，绝对速度降为0所减少的动能；V为阀板触碰到阀座以后所减少的势能；U为阀座在阀板的绝对速度降为0时所增加的形变能。

在计算阀板阀座冲击问题时，先进行假设：1）假设阀板为刚体，不考虑形变能；2）假设阀座为弹性体（不考虑阀座质量），并且阀座在冲击全过程中弹性始终保持线性变化，即力和形变始终成正比；3）假设阀板和阀座接触后立刻紧贴在一起，也就是不考虑反弹；4）不考虑其他能量损耗。

在阀板关闭瞬时，阀板角速度突然变为0，若不计在此过程中的能量损失，则动能完全转变为应变能，由能量守恒可知在关闭瞬时平衡方程如下式所示：

当压差为2.12 MPa时，阀板冲击应力达到了1100 MPa，此时阀板可能破坏；当压差为1.7 MPa时，冲击应力为885 MPa，此时安全系数为1.33；当两侧压差为1.51 MPa时，产生的冲击应力为786.67 MPa，此时阀板安全系数为1.5。

通过上述冲击有限元及理论分析，得出了阀板在关闭过程中需要设置防冲击缓冲机构时阀板两侧压差条件，为后续安全阀设计提供了理论参考。

3 结论

1）根据安全阀阀板和阀座的结构尺寸、现场实际工况和水击理论，分析计算了阀板阀座冲击过程有限元模拟仿真模型和所受到的载荷，分别是：水击压力2.2 MPa，阀板下部液压12 MPa，阀板上部液压4 MPa，阀板转动角速度75.5 rad/s，加速度30 000 rad/s2，过程时长0.001 s。

2）由有限元分析结果可知，如在阀座上不设计缓冲结构，阀板材料可选用高强度718合金，设计强度能满足设计和现场使用要求。考虑极端情况，建议在阀座上设计橡胶缓冲垫等缓冲结构。缓冲结构能大大降低阀板在冲击载荷下的最大应力值，缓冲能力可达到35.7%，大大提高了阀板的安全系数。

3）通过有限元分析，得出缓冲结构的适用条件。当阀板两端的压差大于1.7 MPa时，需考虑增加缓冲结构，同时也为安全阀自平衡机构的设计提供了理论设计依据。