基于多種失效模式下特高壓防噴器分析方法

中圖分類號：TE921.5 文獻標志碼：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)中具有至關重要的地位。由于超深層鉆井存在地層復雜、多壓力系統，層次不夠用，超高溫、超高壓等難題，導致泥漿漏失、并涌等井控安全風險大，特高壓防噴器的可靠性不僅關系到生產效率，還涉及到環(huán)境保護和人員安全[1-6]。因此，對特高壓高溫防噴器的可靠性進行深入分析和研究尤為重要。

國內目前鉆采承壓設備設計主要依據GB/T22513[7和SY/T7085[8標準中的要求，此標準基于ASME規(guī)范第八卷第二冊2004版，對于額定工作壓力超過 138MPa 的設備可用設計依據有限。新版ASME中建議在設計壓力超過 69MPa 的設備時，應采用ASME第八卷第三冊《高壓壓力容器建造規(guī)范》所推薦的設計方法[0]。鑒于防噴器承壓件內部結構的復雜性，在高溫高壓及腐蝕性環(huán)境下易出現屈服、應力集中、應力腐蝕開裂等失效風險。通過查閱相關文獻可知，目前高壓、超高壓防噴器相關技術在國內外均取得了一定進展，但仍面臨諸多挑戰(zhàn)，傳統設計方法難以準確評估其安全性[11-12]

本文在充分借鑒國內外高溫高壓鉆采設備設計規(guī)范及高壓容器設計技術的基礎上，通過系統整合與分析，深入探討了高溫高壓環(huán)境對設備性能的潛在影響。在此基礎上，為特高壓高溫防噴器的設計、分析及校核工作，提出了一套科學、嚴謹且行之有效的方法，旨在確保該設備在極端工況下的安全性和可靠性，從而滿足行業(yè)對于高效、穩(wěn)定運行的嚴格要求。

1高溫高壓效應

美國石油協會發(fā)布的相關標準和技術研究報告中，將鉆通設備適用的壓力和溫度等級分為標準溫度（ST）、高溫（HT）、標準壓力（SP）和高壓（HP）。并且規(guī)定在額定工作壓力超過 103.5MPa ，工作溫度超過 177^°C 時被稱為高壓高溫工況[13-14]，如圖1所示。

在額定壓力超過 103.5MPa 時，可以從薄壁變?yōu)楹癖谛蛪毫θ萜髟O計，厚壁型為容器內徑與容器壁厚比 ?4 或內外徑比 ?1.25 。當從薄壁壓力容器設計過渡到厚壁壓力容器設計時，發(fā)生了幾項根本性變化。

1）由于容器內孔處局部應力壓力過大，超過材料的屈服強度，而導致內壁局部發(fā)生塑性變形，引起的內孔屈服，通常稱為“自增強\"效應。

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

3）金屬材料的力學性能、延展性和韌性隨溫度的改變而變化。通常在高溫下，金屬材料的機械強度降低，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降低，而力學性能保持不變或略有增加。因此，國內外鉆采設備設計規(guī)范標準中規(guī)定，在額定工作溫度高于121 C 時，應考慮在高溫下對材料性能的影響，并對這些材料性能進行適當的溫度降額。

引入了金屬材料在高溫下的材料降低系數，在設備設計過程中，使用修正后的材料屈服強度 S_e 進行校核：

S_e=Y_rS_y

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

注：本表不構成在高溫下使用任何特定合金的推薦，某些合金會因反復或長期接觸高溫而變脆。

除了表1中給出的推薦材料降低系數外，在ASME第ⅡI卷D部分和美國石油協會設備在高溫環(huán)境下金屬材料的限制研究報告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 下的屈服強度降低系數[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，整個容器發(fā)生過量的塑性變形，導致容器結構破壞、失效的現象。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，包括靜水壓強度試驗載荷情況，當等效應力超過材料屈服強度的區(qū)域不超過構件厚度的 5% 時，可采取整體塑性垮塌載荷的線性彈性分析方法對承壓本體進行設計。

采用線彈性分析方法進行設計時，首先應對定義的載荷條件下的彈性應力分析結果進行分類；進而計算出承壓本體中某一點的等效應力，由應力分量計算得出；最后，與相關的極限值進行比較，極限值應使用設備規(guī)范中允許的應力限制進行校核，以確定承壓本體是否在預期的設計條件能夠滿足設計規(guī)范準則的限制。

采用第四強度理論變形能理論來計算等效應力，等效應力等于由式（2）給出的VonMises等效應力：

式中： σ_? 為等效應力， σ₁、σ₂、σ₃ 為當量主應力。

ASMEVII-2中規(guī)定，在防止整體塑性垮塌分析方法中進行的應力分類和校核準則如表3所示。對于防噴器設計準則，當設計溫度超過121 °C 時，在額定工作壓力下的許用應力為2S/3，在靜水壓強度試驗壓力下不需要考慮溫度對材料的影響，許用應力為 0.9S_y 。

在采用有限元分析方法進行設計時，應進行網格敏感度分析，以驗證有限元分析，并確保網格密度變化不影響組件厚度的應力分布。

在高壓容器設計中，應注意確保適當使用線性彈性分析方法： ① 這種方法可能會從厚壁應力分布理論中得到非保守的結果，特別是在結構不連續(xù)處的周圍； ② 由于鉆通設備相關的復雜幾何形狀而導致應力分類困難。在這兩種情況下，線彈性分析可能給出非保守的結果。

在ASMEVIII-2和ASMEVIII-3中，對于載荷系數的規(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，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)定的總體準則、使用準則外，還需要進行局部準則和水壓試驗準則的分析。

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的三軸應力進行驗證，使用額定工作載荷下的三個線性化主應力總和作為校核準則：

σ₁+σ₂+σ₃?4S

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

在ASMEVIII-2中采用的是局部應變極限方法，通過分析出承壓本體的當量主應力 σ₁，σ₂，σ₃ 和當量塑性應變 ε_peg ，結合成形應變 ε_cf ，與三軸應變 ε_L 做對比。

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

若對于承壓本體上的每個點的當量塑性應變ε_peg 與成形應變 ε_cf 的和都小于三軸應變 ε_L ，則判定在給定工況載荷下，該元件是合格的。

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

對第 k 載荷增量的應變極限 ε_Lk 為：

式中： σ_^1kσ_^2kσ_^3k 為主應力， σ_ek 為當量應力。

對每一 k 載荷增量的應變極限損傷 D_εk 為：

式中： ε_peqk 為當量塑性應變。

由成形所引起的應變極限損傷 D_εfom 為：

式中： ε_cf 為成形應變。

積累的應變極限損傷 D_ε 為：

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

上述計算方法中，若元件進行了熱處理，則由成形所引起的成形應變 ε_cf ，以及應變極限損傷 D_εfom 均可假設為零。

2.3 棘輪效應

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

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

p_L+p_b+Q?3S

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

彈性塑性應力分析可確保壓力容器不會因棘輪效應而失效。用于此分析的彈性完全塑性材料性能應在高溫時規(guī)定的材料最低屈服強度下輸入。進行棘輪測量評估時，在作用最少為三個完整的循環(huán)后，對棘輪準則進行評定。滿足以下任一評定條件則滿足棘輪準則。

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

2.4 疲勞分析

根據材料規(guī)定的最小抗拉強度、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，相同或更高的額定工作壓力和溫度下設備的實際使用經驗可作為疲勞篩選的基礎。如果鉆通設備設計不符合ASMEVIII-2中疲勞篩選標準，則應通過交變應力（S-N）或斷裂力學（FM）設計方法進行疲勞評估[21]

S-N分析的結果是每種操作周期的計算設計周期數 ?N_f ，以及存在不止一種操作周期時的累計設計周期數。

N_fgt;T

式中： N_f 為計算設計周期數， T 為防噴器使用壽命預期的井筒壓力周期。

還可使用斷裂力學（FM）分析作為一種替代方法來解決壓力容器因材料缺陷或在制造過程中可能隨機出現缺陷的臨界應力位置（如結構不連續(xù)性、缺口、尖角等）而導致的潛在快速斷裂失效。當采用FM分析方法設計時，定義裂紋增長路徑的交替應力應基于最大主應力范圍。假設該缺陷在一個垂直于最大主應力方向的平面上傳播。需要注意的是，疲勞裂紋的擴展與載荷路徑有關。應對載荷順序進行評估，以確定導致最少故障周期的載荷組合。

FM分析從假設在高循環(huán)應力位置存在缺陷開始。此假定缺陷的尺寸是無損檢測標準認為使用的可接受的最大缺陷。應注意的是，使用FM方法計算的疲勞壽命可能大于使用S-N方法計算的疲勞壽命，特別是在低循環(huán)疲勞（例如設計壽命小于約100000個循環(huán)）。在高周期疲勞（例如設計壽命大于約100000個循環(huán)）中，FM方法的壽命更短，除非S-N方法使用非常大的應力增強系數，或非常小的初始缺陷尺寸。

3特高壓閘板防噴器實例分析

為保證國內首臺 175MPa 特高壓閘板防噴器安全性，應用上述多種失效模式分析方法，對承壓件主要包括殼體和側門進行分析校核。按照標準要求分為 262.5MPa 靜水壓強度試驗工況和 175MPa 額定工作壓力工況分別進行，再利用Abaqus有限元分析軟件進行承壓模擬分析。

為節(jié)省計算時間，近似認為該防噴器為完全對稱結構，取其1/4進行分析。在有限元分析過程中，單元劃分的合理性直接影響結果的精度和計算時間。在單元劃分中，單元類型選為計算精度較高的八節(jié)點六面體單元。殼體、側門和卡塊采用模型組合裝配形式，在各接觸面建立面對面約束如圖2所示。

防噴器承壓件材料最小屈服強度為 586MPa 各工況下的許用應力值如表5＼～6所示。由于靜水壓強度試驗壓力為室內測試壓力，因此許用應力無需考慮材料降低系數；在額定工作壓力下，設計極限工作溫度為 177^°C ，超過 121^°C 。因此在計算額定工作壓力下的許用應力時，金屬材料的屈服強度須引入材料降低系數 0.85 。

采用線彈性模型進行模擬分析，殼體計算校核結果如圖3＼～4所示，側門的計算校核結果如圖5＼～6所示?？梢钥闯觯?262.5MPa 靜水壓強度試驗壓力下，殼體的最大應力為 860.6MPa ，位于齒尖區(qū)域，屬局部應力，側門的最大應力為 831.4MPa ，位于卡塊槽圓弧根部，屬集中應力；在 175MPa 額定工作壓力下，殼體和側門最大應力分別為580.1MPa和539.9MPa，由于殼體和側門的應力最大值均未超過材料的屈服強度 586MPa ，因此在額定工作壓力下，殼體和側門均不會發(fā)生塑性變形。

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

由表5＼～6中可知，在靜水壓強度試驗壓力 262.5MPa 下，殼體和側門危險區(qū)域A-B和C-D的總體一次薄膜應力分別為 340.5MPa 和 222.9MPa ，均小于評定值

樣機完成后進行了試驗，分別進行了3次262.5MPa靜水壓強度試驗以及210次175MPa額定工作壓力試驗，對試驗前后殼體和側門的關鍵區(qū)域進行測量對比，承壓本體關鍵區(qū)域并未發(fā)生塑性變形，如圖7所示。

4結論

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。充分借鑒并綜合運用了國內外先進的設計理念、設計規(guī)范和高壓容器的成熟設計方法，為特高壓高溫防噴器的設計與分析提供了有效的方法。

2）對特高壓防噴器的承壓本體進行了細致的線彈性分析，還通過彈塑性分析的方法，進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用，顯著提升了對壓力容器安全性能和穩(wěn)定性的評估精度，確保設備在實際應用中能夠可靠運行。

3）深入剖析了高溫環(huán)境下金屬材料性能的變化，特別是屈服強度降低系數的變化趨勢。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等。

4）將分析方法應用到 175MPa 特高壓閘板防噴器的設計中，對承壓本體進行多種失效模式下的分析校核，并且進行了大量的測試驗證，確認了方法的可行性。

5）分析方法為高溫高壓條件下相關設備的研發(fā)和應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）