典型工況下完井管柱井下安全閥力學性能分析

竇益華 趙興邦 米紅學 賀建磊 牛占山 李明飛

1. 西安石油大學機械工程學院；2. 西部鉆探工程有限公司試油公司；3. 大慶油田射孔器材股份有限公司

井下安全閥是井中流體非正常流動的控制裝置，在油氣井地面生產(chǎn)設(shè)施發(fā)生火災、管線破裂或不可抗拒的自然災害(如地震)等非正常情況時，能自動關(guān)閉生產(chǎn)管柱的生產(chǎn)通道，防止井內(nèi)高壓流體涌出地面，保證油氣井生產(chǎn)安全。哈里伯頓(Halliburton)、斯倫貝謝(Schlumberger)、貝克休斯(Baker Hughes)、威德福(Weatherford)等石油服務(wù)公司均研制了適合不同工況的井下安全閥，實現(xiàn)了標準化和系列化，工作性能基本可靠［1］。而我國對井下安全閥的研究正處于發(fā)展階段，陳仁權(quán)［2］研究了井下安全閥中的柱塞密封件、彈簧和閥板等關(guān)鍵零部件的力學性能，為其結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計提供了理論依據(jù)。李英松等［3］仿真分析了井下安全閥閥板關(guān)閉過程的流場，發(fā)現(xiàn)開啟過程中閥板最大應(yīng)力出現(xiàn)在銷軸連接處與閥板連接的過渡圓弧處。焦侃等［4］提出了一種新型雙閥板式井下安全閥，并對其閥板的碰撞結(jié)構(gòu)進行仿真模擬分析。

目前關(guān)于井下安全閥的研究主要是針對各個零部件的獨立仿真分析，基本上未對安全閥作整體分析。筆者建立了包含各個部件的安全閥整體有限元模型，在整體中重點分析各關(guān)鍵部件的力學性能；再通過對比安全閥全壽命周期內(nèi)各典型工況下的力學特性，找到最不利工況，尋找減少或降低安全閥破壞概率的方法，以期指導安全閥的改進設(shè)計和現(xiàn)場使用。

1 模型建立與網(wǎng)格劃分

1.1 模型建立

以圖1 所示西部油田常用的?88.9 mm 油管攜帶式井下安全閥為例，其殼體由底部接頭、下部接頭、中部接頭、上部接頭、頂部接頭組成；液控系統(tǒng)由液控管線、活塞桿、傳力裝置、密封組成；回力結(jié)構(gòu)由止動環(huán)、彈簧、傳力筒組成；封堵結(jié)構(gòu)由中心管、閥座、閥板組成［5-6］。閥體最大外徑144.78 mm，最小內(nèi)徑71.45 mm，長度1 214 mm，壓力等級68.9 MPa，耐溫204 ℃。利用Solidworks 軟件建立徑向?qū)ΨQ結(jié)構(gòu)的三維實體模型。

圖1 井下安全閥結(jié)構(gòu)示意圖Fig. 1 Schematic structure of the downhole safety valve

1.2 網(wǎng)格劃分及細部處理

將安全閥Solidworks 模型導入ANSYS Workbench軟件，模型部件較多，除中心管外，下部接頭、傳力筒等大部分部件均為不規(guī)則多面體。根據(jù)模型各幾何體的結(jié)構(gòu)特點，在有限元分析前處理階段對模型網(wǎng)格作細部處理，使模型整體擁有更高質(zhì)量的網(wǎng)格。如：對中心管應(yīng)用網(wǎng)格自由劃分功能劃分網(wǎng)格；下部接頭等在ANSYS 軟件的DM 模塊中對邊角結(jié)構(gòu)切分成獨立的規(guī)則小塊并應(yīng)用掃掠功能劃分網(wǎng)格；傳力筒等邊角接觸面應(yīng)用面網(wǎng)格尺寸調(diào)整功能對端面網(wǎng)格進行加密。通過以上細部處理，模型整體網(wǎng)格單元質(zhì)量平均值達到0.87，雅可比比率1.048，得到了較高的網(wǎng)格質(zhì)量，網(wǎng)格劃分如圖2 所示。選取安全閥下部接頭邊角部位作細部處理對比。圖3 為下部接頭模型自由劃分網(wǎng)格，整體單元尺寸為4 mm；圖4 為下部接頭模型切分后應(yīng)用掃掠功能劃分網(wǎng)格，邊角體單元尺寸為1 mm，整體單元尺寸為4 mm。對比2 個網(wǎng)格圖，圖3 局部有四面體網(wǎng)格，圖4 全部為六面體網(wǎng)格。對比2 次仿真結(jié)果，邊角端部2 次分析結(jié)果應(yīng)力值相差108 MPa，且不在同一位置。一般來說，有限元分析模型網(wǎng)格劃分得越精細合理，仿真結(jié)果的應(yīng)力越接近真實情況［7］，但計算量越大、計算速度越慢。本文多次嘗試縮小圖3 模型整體網(wǎng)格單元尺寸，其仿真結(jié)果逐漸接近圖4 結(jié)果，驗證了細部處理后的模型結(jié)果更加準確，結(jié)論與文獻［8］相似。

圖2 井下安全閥整體和細部的網(wǎng)格劃分Fig. 2 Global and local meshing of the downhole safety valve

圖3 未切分的下部接頭邊角網(wǎng)格Fig. 3 Un-segmented corner mesh of the lower joint

圖4 切分的下部接頭邊角細部網(wǎng)格Fig. 4 Segmented corner refined mesh of the lower joint

2 井下安全閥的力學性能分析

2.1 整體受力分析

井下安全閥與油管串聯(lián)下井，一般位于井下80 m 左右井深處。完井管柱在實際井況中受重力效應(yīng)、浮力效應(yīng)、溫度效應(yīng)、活塞效應(yīng)、膨脹效應(yīng)的疊加影響后會發(fā)生形變，由于封隔器已坐封，井口設(shè)備固定，形變量會轉(zhuǎn)化為軸力［9］作用于管柱傳遞至安全閥本體。安全閥開啟后，位于止動環(huán)與傳力筒之間的彈簧壓縮，產(chǎn)生彈簧力；地面壓力控制系統(tǒng)對安全閥液控系統(tǒng)加壓推動活塞桿，將液壓力傳遞至傳力裝置［10］。完井管柱工作時，地面泵送油套環(huán)空填充保護液，產(chǎn)生對管柱及安全閥起保護作用的外壓；工作介質(zhì)由井口注入管柱后，產(chǎn)生內(nèi)壓，內(nèi)壓pi由3 部分組成。

式中，pb為井口施加的泵壓，MPa；pl為靜液柱壓力，MPa；pf為工作液摩阻壓力，MPa。

以西部油田常見6 500 m 左右深井為例，通過理論計算及查閱文獻［11-12］，總結(jié)了在4 種典型工況下井下安全閥工作時的受力情況，見表1。

表1 井下安全閥典型工況受力情況Table 1 Stresses of the downhole safety valve under typical working conditions

2.2 安全閥有限元模型前處理設(shè)置

由于安全閥為徑向?qū)ΨQ結(jié)構(gòu)，為提高計算效率，在DM 模塊中對安全閥模型作對稱設(shè)置。安全閥工作時其閥板處于打開狀態(tài)，無外力作用；彈簧部件利用Workbench 軟件內(nèi)彈簧仿真功能作等效替換；液控系統(tǒng)中的活塞桿與密封對整體受力無影響。因此在有限元分析過程中抑制模型中的彈簧、閥板、活塞桿、密封結(jié)構(gòu)，對安全閥模型作簡化處理［13］。殼體與中心管材質(zhì)均為P110SS，密度7 870 kg/m3，泊松比0.3，彈性模量206 GPa , 屈服強度758 MPa。在井下安全閥工作時，井下封隔器坐封，安全閥上下端與油管相連，固定約束。中心管與底部接頭端面、上部接頭、止動環(huán)、閥座內(nèi)表面設(shè)置為摩擦約束，摩擦因數(shù)0.1，其余幾何體均為綁定接觸設(shè)置。傳力筒施加軸向方向121.52 mm 的位移，模擬中心管由初始位置接觸到底部接頭后的狀態(tài)。工作介質(zhì)內(nèi)外壓等效為對中心管與殼體上施加的均布載荷，液控系統(tǒng)中的液壓力簡化為作用在傳力裝置上的壓力。

2.3 安全閥整體有限元仿真結(jié)果

圖5 為安全閥整體有限元應(yīng)力分析云圖，對比分析可看出，壓裂工況下安全閥的應(yīng)力值最高，其最大應(yīng)力與大部分部件應(yīng)力差值超過250 MPa，且閥體應(yīng)力變化較大，是其最不利工況，該結(jié)論與文獻［14］相似。分析閥體受力，在各工況下應(yīng)力值由內(nèi)壁向外壁逐漸遞減，應(yīng)力分布軸向不均勻、較復雜，而徑向應(yīng)力分布較均勻。分析安全閥各部件受力，在坐封工況下，最大應(yīng)力位于傳力筒，整體應(yīng)力強度安全系數(shù)大于3.01，滿足強度條件；壓裂工況下，最大應(yīng)力位于中心管，安全系數(shù)大于1.39，雖然較低，但基本安全；開井工況下，最大應(yīng)力位于中心管，整體應(yīng)力強度安全系數(shù)大于1.69，滿足強度條件；關(guān)井工況下，最大應(yīng)力位于中心管，整體應(yīng)力強度安全系數(shù)大于1.51，基本滿足強度安全要求。

圖5 典型工況下井下安全閥應(yīng)力云圖Fig. 5 Stress nephogram of the downhole safety valve under typical working conditions

3 關(guān)鍵零部件仿真結(jié)果分析

考慮安全閥結(jié)構(gòu)特點，基于最不利的壓裂工況，選取中心管展開分析，選取傳力筒與止動環(huán)對比分析，選取下接頭和中部接頭對比分析。

3.1 中心管仿真結(jié)果分析

由圖6 可看出，壓裂工況下，井下安全閥中心管峰值應(yīng)力位于內(nèi)管壁，最大應(yīng)力為543 MPa，整體應(yīng)力強度安全系數(shù)大于1.39；外管壁峰值應(yīng)力為391 MPa。雖然中心管整體應(yīng)力強度相對安全，但應(yīng)力分布存在不利情況。

圖6 壓裂工況下中心管應(yīng)力曲線Fig. 6 Stress of the central tube under the fracturing condition

(1)將中心管在安全閥開啟時的受力簡化為圖7 所示，中心管的左端面與下部接頭接觸后產(chǎn)生徑向摩擦力，抵消了中心管內(nèi)壁端面的大部分介質(zhì)內(nèi)壓，導致左端內(nèi)壁應(yīng)力呈現(xiàn)出從一點迅速上升的變化趨勢；中心管在與閥座、傳力部件、上部接頭接觸的部位均產(chǎn)生徑向支撐力，導致內(nèi)外壁應(yīng)力逐漸下降，在無支撐部位又逐漸上升，下降與上升的應(yīng)力差值超過300 MPa。

圖7 中心管受力簡圖Fig. 7 Stress diagram of the central tube

(2)根據(jù)圖7 中心管受力簡圖，底部接頭與閥座、閥座與傳力部件、傳力部件與上部接頭的3 處無結(jié)構(gòu)支撐段，在管柱內(nèi)壓作用下會產(chǎn)生附加剪應(yīng)力，最終產(chǎn)生較大工作應(yīng)力，導致中心管應(yīng)力分布的折線圖呈現(xiàn)出“山峰”式變化。若管柱處于極端工況，導致安全閥中心管內(nèi)壓急劇上升，則以上3 處無結(jié)構(gòu)支撐位置可能發(fā)生屈曲變形。

(3)若中心管由于生產(chǎn)質(zhì)量問題導致內(nèi)壁存在缺陷，則對應(yīng)圖6 中心管應(yīng)力云圖的紅色區(qū)域位置易發(fā)生疲勞裂紋。

3.2 下部接頭和中部接頭仿真結(jié)果分析

下部接頭在安全閥工作狀態(tài)時承受內(nèi)壓與軸向力共同作用，其峰值應(yīng)力位于內(nèi)壁，應(yīng)力值為421 MPa，整體應(yīng)力強度安全系數(shù)大于1.80，滿足強度條件；中部接頭與下部接頭受力相同，其峰值應(yīng)力位于內(nèi)壁，應(yīng)力值為242 MPa，整體應(yīng)力強度安全系數(shù)大于3.13，滿足強度條件。兩部件在結(jié)構(gòu)上均存在邊角，邊角傾斜角度相同，但壁厚相差4.5 mm，根據(jù)圖8 與圖9 兩部件仿真結(jié)果得到以下認識。

圖8 下部接頭應(yīng)力云圖Fig. 8 Stress nephogram of the lower joint

圖9 中部接頭應(yīng)力云圖Fig. 9 Stress nephogram of the middle joint

(1)下部接頭軸向應(yīng)力中間大，與兩邊差值較大，徑向應(yīng)力變化均勻。內(nèi)壁左側(cè)邊角應(yīng)力為251 MPa，附近應(yīng)力為120 MPa；右側(cè)邊角應(yīng)力為218 MPa，附近應(yīng)力為92 MPa?？梢钥闯觯虏拷宇^邊角位置的應(yīng)力變化均超過一倍，變化較大。

(2)中部接頭軸向應(yīng)力整體差值不大，徑向應(yīng)力變化較為均勻。在邊角位置處，應(yīng)力變化相差12 MPa，可以看出中部接頭的邊角位置應(yīng)力變化微小。

下部接頭整體應(yīng)力變化大而中部接頭整體應(yīng)力變化較小，兩部件最大應(yīng)力相差179 MPa，且在邊角結(jié)構(gòu)處下部接頭應(yīng)力變化較大而中部接頭變化微小。將兩部件的應(yīng)力水平進行對比，下部接頭的應(yīng)力水平明顯低于中部接頭，主要原因在于下部接頭厚度較小，抗壓性能較差。因此，相比中部接頭，下部接頭為薄弱部件。

3.3 止動環(huán)與傳力筒仿真結(jié)果分析

井下安全閥正常工作期間，止動環(huán)與閥座固定連接，承受彈簧反作用力；傳力筒與傳力裝置連接，靠活塞桿推力壓縮彈簧，承受彈簧反作用力、中心管內(nèi)壓和液控系統(tǒng)中活塞力的共同作用。根據(jù)圖10與圖11 應(yīng)力云圖所示，止動環(huán)整體應(yīng)力分布均勻，與閥體連接位置處應(yīng)力最大，但應(yīng)力強度安全系數(shù)整體大于6.42，滿足強度條件；傳力筒整體應(yīng)力強度安全系數(shù)大于2.28，滿足強度條件，但其軸向應(yīng)力變化較大，與彈簧接觸的端面上出現(xiàn)最大應(yīng)力且有點狀式局部突變，突變值將近3 倍。

圖10 止動環(huán)應(yīng)力云圖Fig. 10 Stress nephogram of the stop ring

圖11 傳力筒應(yīng)力云圖Fig. 11 Stress nephogram of the force transmission cylinder

針對傳力筒端面應(yīng)力局部突變情況，多次調(diào)小傳力筒模型端面單元尺寸或調(diào)整傳力筒整體模型單元尺寸，但應(yīng)力局部突變情況并沒有改變，所以排除由于模型網(wǎng)格劃分不合適所造成的應(yīng)力局部突變。考慮安全閥打開后，彈簧沒有完全壓平，其作用力為非線性力，所以作用在傳力筒端面上的受力并不均勻，其端面應(yīng)力局部呈現(xiàn)出點狀式突變放大結(jié)果。

4 結(jié)論

(1)對于由多個不規(guī)則幾何體組成的復雜模型，根據(jù)其功能和結(jié)構(gòu)特點，在前處理階段選擇具體化的網(wǎng)格處理和網(wǎng)格劃分方式，如對不規(guī)則幾何體切分后應(yīng)用掃掠功能劃分網(wǎng)格、對各部件接觸面網(wǎng)格細化，得到了擁有更多積分點的高階solid186 單元，使網(wǎng)格在求解進程中具有良好的收斂性，計算性能大幅提升，可以獲取更加真實的仿真結(jié)果。

(2)在坐封、壓裂、開井、關(guān)井等4 種典型工況中，安全閥整體應(yīng)力強度安全系數(shù)由高到低為坐封、開井、關(guān)井、壓裂。其中，壓裂工況安全閥整體最小應(yīng)力強度安全系數(shù)1.39，雖然相對安全，但比較低。管柱內(nèi)壓是影響安全閥應(yīng)力強度安全系數(shù)的主要因素，完井過程中應(yīng)盡量避免極端高壓工況導致管柱內(nèi)壓過大從而對安全閥造成損壞。

(3)中心管是安全閥整體力學性能中較弱的部件，針對中心管端面應(yīng)力變化較大問題，其端部與底部接頭由面接觸改進為體接觸有利于提高力學性能，同時要避免極端工況，防止中心管產(chǎn)生屈曲變形或疲勞裂紋；下部接頭為殼體中較薄弱的部位，在不影響安全閥閥板開度的前提條件下，可以適當增加下部接頭厚度或增強局部材質(zhì)，以提高安全閥殼體整體力學性能。