钻井用内防喷压差自密封式旋塞阀结构改进

2019-01-29，，，，，

石油矿场机械 2019年1期

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(重庆科技学院机械与动力工程学院，重庆 401331)

在石油工程钻井过程中，当地层压力大于井筒内液柱压力时，地层流体有可能进入井筒钻井液中，导致井口出现溢流甚至发生井喷。目前的井控工艺分为环空防喷和钻杆内防喷，井口环空通过闸板式防喷器等防止井喷，钻杆内防喷是通过旋塞阀防止井喷。随着顶驱的发展，内防喷旋塞阀也逐渐应用于顶驱内防喷器中，通过液压执行机构进行驱动，由司钻通过顶驱控制箱操作启闭[1]。

旋塞阀在使用中，主要通过金属与金属的直接接触并挤压产生微变形实现主密封，现役的旋塞阀接连出现球阀与阀座之间密封失效、阀座刺坏、球阀与本体间被泥浆充填、阀座密封面锈蚀等问题[2]；球形阀芯的上下阀腔之间形成很大压差,使阀芯与阀座之间、旋钮与阀体之间产生很大压力,增大了摩擦力矩。当转动旋钮时,巨大的压力使阀芯转动时产生巨大的摩擦力,导致旋塞阀关闭和开启困难，极大地影响了旋塞阀的使用寿命，严重时甚至无法及时控制住井喷事故的发生[3]。因此，非常有必要对旋塞阀的工作原理进行研究，优化现有旋塞阀的结构，使其更好地服务于钻井现场，同时为顶驱内防喷装置的设计和改进提供参考依据。

1 旋塞阀的研究现状

内防喷旋塞阀在使用过程中，密封失效是其最主要的失效形式。针对此问题，陈浩等[2]进行了失效分析，提出了3种主要失效形式：强度失效、阀的球体转动失效、密封失效，并分析了失效的机理；肖晓华等[4]结合旋塞阀的典型失效案例，建立了失效故障树，分析并求出了故障树结构重要度，确定了主要失效因素；谢娟等[5]进行了失效和受力分析，提出了减小阀体沟槽和增大圆角半径、采用小通道结构降低压差等改进措施；何玉发等[6]利用应力接触仿真以及阀体内的流场仿真进行了失效机理分析。

为了改进密封性能，聂海滨等[7]提出了增加润滑脂的改进方法；张继升等[8]列举了旋塞阀主密封的主要结构以及使用的主要材料，提出了浮动球双通道的结构；陈浩等[9]提出了一种金属对金属接触和金属对聚四氟乙烯(PTFE)接触的组合密封结构。这几种结构的优点是改善了密封效果，缺点是没有改变摩擦力矩大、旋塞阀启闭困难的问题。

针对旋转阀芯时摩擦力矩大的问题，刘红莉等[10]针对密封接触造成的摩擦阻力过大而使旋塞阀球转不动的现象，提出了在旋塞阀上增加操作键垫和润滑装置，如图1所示；朱卫新等[11]提出了2种旋塞阀的工艺改进方法：阀体设置压力平衡通道、阀体设置测压接头。这2种改进的优点是结构简单、利于装配，缺点是不能很好地保证阀芯对中，仍然是滑动摩擦，力矩较大。

针对旋塞阀在高压时旋钮转矩大的问题，李新利等[12]还提出了一种短轴上增加保持架的形式，如图2所示，这种结构的优点是：能保证阀芯的对中性，减小旋钮的转矩以及摩擦力矩，结构简单易懂。缺点是：短轴与保持架之间是滑动摩擦，在高压状况下，短轴与保持架之间的摩擦力矩增大，同时，也没有进行具体的设计，没有完整的装配图。

图1 带操作键垫和润滑装置的旋塞阀结构

图2 带保持架的旋塞阀结构

目前，很多人对旋塞阀做了分析，提出了不同的改进方案，但在使用现场，仍然存在摩擦力矩大、阀芯旋转困难以及密封不严等问题。

2 压差自密封式旋塞阀的改进

笔者认为旋塞阀失效的根本原因是：当旋塞阀关闭时，井筒内的高压液体使阀芯和阀座之间憋死，又有刺漏问题的存在，导致旋塞阀旋转转矩大；加上工作人员的强力操作，使旋塞阀的密封问题更加严重。针对此问题，在现役旋塞阀结构的基础上，本文采用对称的支撑轴将阀芯支撑起来，将巨大的压力转移到支撑轴上，同时利用滚针轴承将滑动摩擦变为滚动摩擦，大幅降低旋塞阀的开关转矩，延长使用寿命。

2.1 结构改进的基本原理

在改进旋塞阀结构的基础上，利用压力自平衡和压差自密封原理再对旋塞阀进行优化，旋塞阀上腔体和下腔体中分别设置上密封结构和下密封结构，在开启和关闭旋塞阀时通过介质流体对阀芯产生推力，实现自密封，较好地保证阀芯的对中性，具有结构简单，摩擦力矩小，密封效果好，安全性高等优点，有效提高了旋塞阀的密封性。

2.2 压差自密封式旋塞阀方案

本文设计了一种新型的压差自密封式旋塞阀，其结构方案如图3所示，主要由阀芯、阀座、阀体、支撑轴、旋塞阀上下腔体、上下弹簧、对顶螺母、密封件和密封填料等组成。

a 总体结构

b 支撑轴处结构(局部放大)

2.3 新型压差自密封式旋塞阀工作原理

当旋塞阀开启，即处于常开状态时，通过拧紧旋转外螺母，对阀芯施加一定的预紧力，保证在没有钻井液进入阀体时，支撑轴不受阀芯的作用力。当钻井液从旋塞阀上腔体进入井内时，此时高压力的钻井液一方面对旋转外螺母施加一定的作用力，更好地防止该螺母松动；另一方面，钻井液由带槽口的环形支撑座进入下阀座与阀体之间，利用液压自密封原理，保证阀芯与上阀座和下阀座之间的密封性能，此时阀芯在流道方向上可以有一定的偏移，随着钻井液压力的增加，密封压力越高，密封性能越好。

当旋塞阀需要关闭时，通过扳手旋转支撑轴至不能旋转时即可。此时，旋塞阀关闭，井内巨大的压力致使阀芯向上游端偏移，同时由于支撑轴与阀芯之间的误差，致使支撑轴亦有微量的偏移，使阀芯挤压上阀座，上阀座压缩上弹簧，到一定程度时，阀芯将其与上阀座之间的绝大部分作用力转移到支撑轴上，避免阀芯与上阀座之间过渡挤压导致阀芯损坏。同时，上阀座与阀芯之间的接触作用力增大，有力地保证上阀座与阀芯之间的密封性能。对于下阀座，在井内的高压力作用下，钻井液将压力传至带槽口的环形支撑座上，通过其将力传递到下阀座上，在下弹簧的作用下，下阀座与阀芯之间紧密接触，通过钻井液的压力，使带槽口的环形支撑座、下弹簧和刚性垫圈向上游端移动，增加下阀座与阀芯之间的接触作用力，亦能保证下阀座与阀芯之间的密封性能。当井内压力增高时，下阀座与阀芯之间的作用力增大，密封性能提高，实现了液压自密封，进而提高旋塞阀的密封性和可靠性。由于阀芯将作用力转移到支撑轴上，因此能减小开启时的转矩，实现小转矩的旋转。

3 旋塞阀主密封结构处有限元分析

在油田使用中，由于井眼和钻杆的尺寸限制，旋塞阀一般选择可浮动式的结构。所谓可浮动式的旋塞阀是指在关闭的情况下，由于井筒内流体的压力作用，使得阀芯会沿轴向产生一定的偏移，使流体在上阀座的密封面受到截堵。因此，阀芯与阀座之间的压力必须达到要求的密封比压，否则就不能保证旋塞阀的密封可靠性。但是，当阀芯与阀座之间的比压太高时，又会引起旋塞阀旋转操作转矩增大，甚至使密封材料超过许用的压力而损坏。因此，密封比压必须满足式(1)条件：

(1)

式中：qb为阀门密封的必需比压，MPa；q为旋塞阀工作时的实际比压，MPa；[q]为阀芯、阀座材料的许用比压，MPa。

3.1 密封比压计算

必需比压是为保证旋塞阀能实现有效的密封时，其密封面单位面积上需的最小压力，以qb表示。其一般只能根据试验来确定[1]，根据不同条件进行密封试验，得出经验计算公式：

(2)

式中：a,c为与密封面材料相关的系数；p为井筒内的流体的工作压力，MPa；b为密封面在垂直于流体流动方向上的投影宽度，b=tsinγ,mm；γ为密封面法向与流道中心线的夹角，(°)；t为密封面的宽度，mm。

旋塞阀阀芯与阀座都采用40 CrMnMo材料，设计的旋塞阀流道直径为76 mm，则可算得该旋塞阀的密封比压为qb=95 MPa，查阅资料可知，40 CrMnMo材料的许用比压约为300 MPa，满足式(1)，说明该密封面能在许用比压的条件下达到密封效果。

3.2 主密封处有限元分析

根据方案图绘制旋塞阀的三维模型，其阀芯阀座的配合图如图4所示，根据工况施加边界条件，其阀芯和阀座的受力模型如图5所示。

图4 旋塞阀阀芯阀座配合示意

图5 阀芯阀座受力模型

A处设置固定约束，C处的两上下对称平面设置法向的位移约束，B处曲面设置井筒内流体压力。由于其在最大工作压力75 MPa作用下，阀芯裸露在下端的曲面都会有流体，因此B处全部加上井筒内流体的压力。通过计算所得的应力云图如图6所示。

图6 阀芯阀座等效应力云图

如图6所示，当井底压力为70 MPa时，上阀座与阀芯接触面上的应力分布不均，上阀座的最大等效应力为193.8 MPa，阀芯密封面上的最大等效应力为265.4 MPa，小于材料的屈服极限(σs≥785 MPa)，因此上阀座与阀芯的强度满足材料强度要求。同时，通过前面的计算可知，上阀座与阀芯之间的必需比压为95 MPa，阀座与阀芯均满足要求，可以实现有效密封。