完井生產滑套開關性能評價指標及試驗研究

陸仁德，劉東明，褚建國，高彥才，王建蛟，邊 杰

(1.中海油田服務股份有限公司 油田生產事業部完井中心，天津 300451；2.中海油田服務股份有限公司 油田生產事業部，天津 300459)

完井生產滑套(以下簡稱滑套)屬于井下流動控制工具的一種，主要功能是控制油管管柱與油套環空之間的聯通與關斷。API SPEC 19AC將滑套歸為完井輔件的一個產品子類[1]。滑套的主要用途有：完井后誘噴、循環壓井、氣舉、多層開采、坐掛等。滑套的結構主要由上短節、下短節、流動口、關閉套、密封件等構成[2],如圖1所示。對于向下開啟的滑套，可通過滑套開關工具移動其中的關閉套，使其上的彈性爪結構運動到下短節對應的彈性爪定位槽中，以保持滑套的開啟或者關閉狀態。通常，可以通過配套的滑套開關工具、鋼絲與震擊器組合，控制關閉套的運動與定位，以實現滑套的開啟與關閉，以及狀態的保持。多層分采用工藝配套規格相同的滑套，其開關方向應該一致。常規的定向井一般采用向下打開式滑套。在稠油、大斜度井中作為循環滑套使用時，一般采用向上打開式滑套[3]。

1-上短節；2-密封件；3-流動孔；4-關閉套；5-下短節。圖1 滑套結構示意

國內外學者對滑套的開關性能進行了長期的研究。Welch, William R[4]等人對ECM Seal、PEEK Seal、Nitrile Seal等密封材料與密封結構在不同壓力、溫度條件下的長期性能進行了研究，并比較了相同測試條件下100次滑套開啟、關閉密封組合的損壞與滑套的承壓性能，其研究表明，在超過6.9 MPa(1 000 psi)的環空壓差下開啟滑套，可能對滑套密封組合產生破壞。呼英俊[5]等人設計了1套滑套性能測試裝置，并通過控制系統改變沖擊油缸的供油壓力、流量，以改變油缸的最大推力和運動速度，從而調節沖擊油缸對沖擊桿的沖擊力，測試生產滑套的不同開啟和關閉速度。但是，其研究并未給出沖擊力變化對滑套開關次數、開啟速度的影響規律。董社霞[6]等人采用結構力學分析法及全尺寸試驗法，研究新型高壓滑套的開關力和密封性能，并與現場作業測試開關力進行了比對研究，其仿真結果與測試結果表明，彈性爪最大開關力與出槽后移動力基本相等。劉傳剛[7]、韓超[8]等人建立了充填滑套彈性爪力學理論模型和三維有限元分析模型，研究了彈性爪的受力狀態以及應力狀態，但其理論分析時沒有考慮彈性爪出槽過程和出槽后力學模型的差異，也沒有考慮彈性爪撓度對其接觸角的影響，也未對滑套震擊開關模式進行分析。余海燕[9]等人提出由于滑套在結構及使用工況上的特殊性，與傳統的往復運動存在較大差異，現有的滑套密封性能評價指標并不成熟，提出從密封效果、抗剪切性、耐磨性、使用壽命、成本等5 個方面對滑套密封性能進行評估研究。影響滑套的開關性能的因素較多，目前暫沒有評估滑套開關性能的規范方法和行業標準。分析影響滑套開關性能的影響因素，規范評估滑套開關性能的指標，對指導滑套彈性爪結構的改進設計、指導滑套性能測試尤為重要。

1 滑套開關性能關鍵影響因素分析

結合滑套的應用與測試，滑套的開關性能可以用以下幾個技術指標來衡量。

1) 最大開關力。滑套從開啟到關閉，或者從關閉到開啟過程最大的瞬時出槽軸向力。該指標反映的是滑套保持狀態，防止誤開啟、誤關閉的性能。

2) 震擊次數。滑套從開啟到關閉，或者從關閉到開啟，在不觸發安全剪切裝置的安全震擊動量作用下，開啟或者關閉滑套需要震擊的次數。該指標主要評估的是滑套在震擊器配合下開啟或關閉的難易程度。

3) 帶壓開啟壓差。該指標體現了滑套的帶壓開啟性能，即，在不損壞滑套密封和規定的開啟次數下，滑套能帶壓開啟的壓差。

本文僅針對第1、2項中的滑套最大開關力、震擊次數進行分析研究。第3項中的帶壓開啟壓差指標是滑套的密封組合設計的依據，主要是分析不同密封材料和密封結構的動態沖蝕性能，本文暫不作深入研究。

2 瞬時出槽軸向力和出槽后滑動摩擦力的理論求解

分別建立彈性爪出槽過程與出槽后狀態對應的力學模型，結合力平衡方程推導得出以上2個狀態下彈性爪的軸向力與其結構參數的關系式，并依據實際的模型參數計算得出滑套出槽過程與出槽后的軸向力值。使用Solidworks軟件建立滑套彈性爪的三維簡化模型，并使用ANSYS Workbench軟件對滑套彈性爪結構進行靜力學分析，驗證力學模型的準確性。

彈性爪出槽后，在下部接頭內腔力的作用下發生變形，受力模型可簡化為兩端固定的梁。在一端距離為a的位置受垂直梁軸線的集中力Fp作用，簡化模型如圖2所示。考慮該情況下彈性爪與下短節定位槽插入面之間的摩擦力，受力分析如圖3所示。梁受集中力后撓度的表達式[10]如式(1)所示：

圖2 彈性爪出槽后受力簡化模型

圖3 彈性爪出槽過程受力簡化模型

(1)

(2)

Le=a+b

(3)

式中：Y為彈性爪徑向撓度，mm;Fp為彈性爪與定位槽斜面之間的徑向正壓力，N;E為彈性爪材料的彈性模量，MPa；I為彈性爪垂直于軸向截面的慣性矩，mm4；Le為彈性爪有效長度，mm；a為作用力距離固定點的距離，mm；b為作用力距離自由端的距離，mm。

依據力平衡方程可得：

Fpsinαe=Facosαe-fa=Facosαe-μN=

Facosαe-μ(Fpcosαe+Fasinαe)

(4)

整理得：

(5)

式中：Fa為出槽過程彈性爪所受最大軸向力，即瞬時出槽軸向力，N；fa為彈性爪與定位槽斜面之間的摩擦力的軸向分力，N；N為彈性爪與定位槽斜面之間的徑向正壓力，N；μ為彈性爪與定位槽斜面之間的摩擦因數，無量綱；α為彈性爪設計插入角度，rad；αe為彈性爪保持面有效角度，rad。

考慮彈性爪梁在某撓度下的插入接觸角度的變化，有：

αe=α+arctan(Y/Le)

(6)

彈性爪在定位槽內運動過程中，因彈性爪外徑與定位槽內徑之間是間隙配合，故彈性爪受軸向力為零。

3 彈性爪機構仿真分析

考慮到彈性爪、彈性爪定位槽圓周對稱的結構特性，使用Solidworks軟件建立簡化的1/4三維彈性爪模型、定位槽模型，并按照初始相對位置差異建立彈性爪剛接觸定位槽、彈性爪出定位槽后的不同裝配體模型，分別用代號A體、B體表示，并導入ANSYS Workbench軟件中進行靜應力分析。

在Workbench軟件中設定彈性爪、定位槽的材料屬性參數，如表1所示。

表1 滑套的彈性爪和下短節材料屬性參數

對彈性爪、定位槽進行網格劃分，結果如圖4所示，其中A體包含109 417節點數，47 737個網格數。B體包含104 974節點數，47 014個網格數。

a 彈性爪(A體)

以定位槽的外圓柱面為參考建立新的圓柱坐標系，并將彈性爪的兩個端面設定為固定約束，借助定義的圓柱坐標系，定位槽1個端面的軸向位移設定為分步加載，數值為0.3、0.4、0.5、0.6 mm，并設定周向與切向位移為0。設定好接觸面為摩擦接觸，摩擦因數設定為0.1。對目標進行運行求解，得到結構的徑向位移云圖、等效應力云圖，如圖5～6所示。A體、B體最大徑向位移均為0.32 mm，與設計撓度一致。

a 彈性爪(A體)

a 彈性爪(A體)

4 理論模型與仿真結果對比

滑套彈性爪設計參數如表2所示。

表2 滑套彈性爪設計參數

結合表2中滑套彈性爪的結構尺寸數值，聯合式(1)～(6)，計算得彈性爪出槽瞬時最大軸向力F2=7.768 kN，出槽后軸向力F3=1.048 kN。

仿真結果(如圖5～6所示)與公式計算結果比較如表3所示。兩種方式所得的出槽力、出槽后力的差額分別為3.45%、8.40%，證明建立的力學模型是可行的，理論計算結果滿足工程需要。

表3 計算結果對比

5 滑套從開啟到關閉震擊次數理論求解

考慮到彈性爪從定位槽的插入面滑出過程，軸向位移、徑向位移(通常小于0.5 mm)相比出槽后到下一個定位槽的距離(通常大于50 mm)小很多，為了簡化模型，計算時將出槽過程單位位移做功統一近似按照出槽后做功計算。依據能量守恒定律，可得出單次震擊關閉套移動的距離與撞擊塊質量、自由落體高度等參數之間的函數表達式：

(7)

式中：v0為撞擊塊自由落體運動，撞擊連接裝置前的最大速度，m/s；h0為撞擊塊自由落體高度，m；g為重力加速度，取9.80 m/s2。

依據碰撞后動量守恒，碰撞后撞擊塊、連接裝置速度，有如下關系式：

m0v0=m1v1+m0v2

(8)

式中：m0、m1分別為撞擊塊質量、連接裝置質量，kg；v1為撞擊塊撞擊后連接裝置后的速度，m/s；v2為撞擊塊撞擊連接裝置后的速度，m/s。

考慮到撞擊塊碰撞后，撞擊塊、連接裝置獲得的速度不確定，工程上按照以下2種極限情況考慮：

第1種情況，撞擊塊、連接裝置獲得了相同的速度v3，該種情況損失的動能最大；第2種情況，撞擊塊撞擊后速度為0，連接裝置獲得速度v4，該種情況動能損失最小。如式(9)～(10)所示。

m0v0=(m1+m0)v3

(9)

m0v0=m1v4

(10)

式中：v3為第1種情況下，撞擊塊撞擊后，撞擊塊、連接裝置獲得的共同速度，m/s；v4為第2種情況下，撞擊塊撞擊后，連接裝置獲得的速度，m/s。

2種情況下，撞擊塊撞擊后，撞擊塊、連接裝置獲得動能，如式(11)～(12)所示。

(11)

(12)

式中：W1、W2分別為第1種、第2種情況下，單次震擊后質量塊與連接裝置的動能，J。

依據能量守恒原理，可得到2種情況下，單次震擊關閉套的位移，如式(13)～(14)所示。

η1(W1+(m0+m1)gh1)=Fch1

(13)

η2(W2+(m0+m1)gh2)=Fch2

(14)

式中：h1為第1種情況下，關閉套單次震擊位移，m；h2為第2種情況下，關閉套單次震擊位移，m；η1、η2為能量利用率，無量綱；Fc為關閉套所受總的軸向力，該力由彈性爪所受軸向力Fa、密封組合對關閉套軸向摩擦力fc構成，N。

Fc=fc+Fa

(15)

滑套從全開到全關的總行程除以單次震擊的關閉套位移，可以得出滑套從開到關所需要的震擊次數。

(16)

(17)

式中：N1、N2分別為第1種、第2種情況下的滑套從開到關所需要的震擊次數，無量綱；L為滑套從全開到全關的總行程，m。

聯立式(7)～(17)求解，可得出2種情況下，在設定撞擊塊質量、連接裝置質量、自由落體高度下，滑套從開到關所需要的震擊次數的求解公式，如式(18)～(19)。

(18)

(19)

6 滑套震擊開關測試裝置設計與試驗結果

設計了1套滑套開關震擊試驗裝置，如圖7所示，可測試不同震擊動量下滑套從開啟到關閉，或者從關閉到開啟過程的震擊次數。該測試裝置包含1個固定質量的撞擊塊作為振擊環，讓撞擊塊從設定的高度自由落體運動到止動位置，并震擊所連接的滑套開關工具，牽引滑套關閉套軸向運動，實現滑套從開到關，或者從關到開。

圖7 滑套開關震擊測試裝置結構示意

使用以上滑套開關震擊測試裝置對某型號滑套進行震擊測試，安裝圖如圖8所示。裝置與滑套相關參數如表4所示。

圖8 滑套開關震擊測試裝置試驗現場

表4 震擊測試裝置與滑套參數

代入計算的出槽后軸向力為1.348 kN(含組合密封摩擦力約0.3 kN)，能量利用率取0.90，計算得出第1種情況下，不同出槽后軸向力對震擊次數的影響曲線，如圖9所示。表明影響震擊開關次數的主要因素為彈性爪出槽后滑動的摩擦力，二者有線性關系。

圖9 滑動摩擦力與震擊開關次數關系

對以上滑套進行震擊開關力測試，并記錄從關閉狀態到震擊打開滑套過程所需要的震擊次數，測試數據如表5所示。

表5 震擊開關測試數據

依據8組震擊開關測試數據，平均震擊次數為23.25，與計算的震擊次數21.4、11.2次，誤差分別為8.6%、107%，說明第1種情況，即震擊后撞擊塊與連接裝置以共同速度運動的模型與測試結果更為接近。第1種情況下，計算模型與實際測試存在一定偏差，主要是能量利用率、震擊后動量轉換的不確定性、測試裝置加工誤差導致；低于10%的誤差表明計算模型可以滿足工程應用。

7 結論

1) 建立了滑套彈性爪最大出槽力、出槽后運動軸向力的理論計算模型，并通過有限元仿真的結果對理論計算模型進行了設計驗證。

2) 滑套彈性爪的最大出槽力發生在彈性爪的插入角與下部接頭的配合角即將分離的時刻，且彈性爪出槽后繼續運動所需的軸向力較最大出槽軸向力明顯下降，所研究滑套約為前者的1/7。

3) 建立了1套滑套震擊開關次數與撞擊塊質量、自由落體行程、滑套開關行程的理論計算模型。理論研究表明，影響滑套震擊開關次數的主要因素為彈性爪出槽后的滑動摩擦力，二者存在線性關系。以該理論計算模型為原型設計制造了滑套震擊開關測試裝置，測試結果與模型計算結果的誤差小于10%，說明理論計算模型可滿足工程應用。