鋼絲投堵式油管內(nèi)堵塞器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及優(yōu)化

呂志利

（大慶油田鉆探工程公司鉆井工程技術(shù)研究院，黑龍江 大慶 163000）

針對(duì)內(nèi)徑為?62mm的油管，設(shè)計(jì)了壓差坐封式油管內(nèi)堵塞器。為了實(shí)現(xiàn)對(duì)全管柱的有效封堵，將堵塞器的最大直徑設(shè)計(jì)為?42mm，使堵塞器能在有一定結(jié)蠟和變形的管柱中，順利投放到封隔器以下，并在活塞內(nèi)外壓差的作用下壓縮膠筒，封堵油管。鋼絲投送式堵塞器由封堵機(jī)構(gòu)、定位機(jī)構(gòu)、錨定機(jī)構(gòu)、丟手機(jī)構(gòu)四個(gè)功能單元組成。

1 堵塞器整體結(jié)構(gòu)及工作原理

新型鋼絲投送式堵塞器由定位機(jī)構(gòu)、封堵機(jī)構(gòu)、錨定機(jī)構(gòu)、丟手機(jī)構(gòu)四個(gè)功能單元組成，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

堵塞器封堵過程介紹：

（1）投堵施工時(shí)，利用鋼絲工具將堵塞器下入施工井油管內(nèi)，下放鋼絲將堵塞器下至預(yù)堵塞井段，上提鋼絲，堵塞器定位錨爪14向上卡在油管接箍內(nèi)部。

（2）繼續(xù)上提鋼絲，剪斷定位銷釘，活塞套筒12 與液壓活塞11間產(chǎn)生的液壓推力與鋼絲上提的拉力雙重合力作用，當(dāng)合力增加到固定值時(shí)，剪斷鎖緊銷釘。

（3）活塞套筒12 受液壓推力作用，向上推動(dòng)部件4、5、6、7、8、9、10、18上行。

（4）卡瓦限位套4 上行過程中，錨定卡瓦3 從卡瓦限位套4的坡形槽中滑出，逐漸卡死在油管內(nèi)壁，使堵塞器固定在堵塞位置。

（5）卡瓦限位套4 上行至極限位置固定后，活塞套筒12受液壓推力繼續(xù)上行，座封膠套6在雙面壓盤7和單面壓盤8的作用下，同時(shí)發(fā)生軸向壓縮變形和徑向膨脹變形。當(dāng)其徑向膨脹至直徑62mm 時(shí)，膨脹密封在油管內(nèi)壁，將井內(nèi)壓力封死，達(dá)到封堵目的。座封膠套6 在軸向繼續(xù)被壓縮至極限時(shí)，防倒扣瓦牙18 卡死在芯軸1上，堵塞器各部件停止相對(duì)運(yùn)動(dòng)。

（6）繼續(xù)加力上提鋼絲，鋼絲工具與堵塞器投送固定套2的固定銷剪斷，鋼絲工具提出井筒，堵塞器留在井筒內(nèi)繼續(xù)封堵油管。

2 堵塞器工況及受力分析

堵塞器工作井深為1700m，井口注水壓力為10MPa，堵塞器重力G=190N。對(duì)照圖1，可以分析出以下3種工況。

工況一：工具串下放至井下1700m處，定位錨爪14張開卡在油管端部，通過鋼絲上提堵塞器，由于固定螺帽15和芯軸1螺紋連接，上提力Fa1使最下級(jí)剪釘（2個(gè)對(duì)置，采用銅剪釘，M5，剪斷截面直徑1.5mm）剪斷瞬間。

此時(shí)：銷釘剪力J1=δ t×A=2×108×(1.5×10-3)2×3.14/4=354(N)；上提力Fa1=堵塞器重力G+剪斷力J1=190+2×354=900(N)；定位錨爪14 受到的油管端部的支撐力=剪斷力J1（垂直方向）=710N；芯軸1 受到的最大拉力F1=Fa1=900N。

工況二：工具串處于井下1700m處，最下級(jí)剪釘剪斷后，活塞腔工作，活塞套筒12 在活塞推力H作用下向上運(yùn)動(dòng)，剪斷二級(jí)剪釘（2 個(gè)對(duì)置，采用銅剪釘，M5，剪斷截面直徑3mm）。

此時(shí)：液壓活塞11受與H相反的力H′做向下運(yùn)動(dòng)趨勢；但由于固定螺帽15 對(duì)于定位錨13 的限制，及鋼絲對(duì)堵塞器的拉力限制，使堵塞器無法發(fā)生位移；H大于二級(jí)剪釘剪切力J2，H=活塞內(nèi)外壓力差=15189.01N；液壓活塞11與活塞套筒12間摩擦力忽略；芯軸1 受到的最大拉力F1=鋼絲上提力Fa2=堵塞器重力G+H′=15379.01；定位錨爪14 受到的油管端部的支撐力為0。

工況三：井下1700m，活塞套筒12在活塞推力H作用下推動(dòng)卡瓦限位套4、花瓣壓盤5、座封膠套6、雙面壓盤7、單面壓盤8、防倒扣套筒9、卸扣封頭10、防倒扣瓦牙23向上運(yùn)動(dòng)，使錨定卡瓦3（3個(gè)）卡緊在油管內(nèi)壁后，再壓縮膠筒6（2個(gè)）至密封油管前的一瞬間，并使花瓣壓盤5張開至極限。此時(shí)，不考慮壓力腔體積變化，活塞推力仍等于H。

此時(shí)：H=活塞內(nèi)外壓力差=15189.01N；卡瓦3 受到的向上的合力F3=1/3（H作用在卡瓦上的垂直分力—工件23 受到的支撐力F23）=1/3×15189N=5063N，可以假設(shè)此力集中在牙頂進(jìn)行校核；花瓣壓盤受到的垂直壓力F5=H—放倒扣瓦牙23 受到的支撐力F23=15189N；膠筒受到的垂直壓力F6=H—工件23 受到的支撐力F23=15189N；F23此時(shí)可認(rèn)為等于0；芯軸1 受到的最大拉力仍然為向下的F1=堵塞器重力G+H′=15379.01（不考慮所有摩擦力）。

3 模型建立和油管堵塞器易損部件應(yīng)力分析

3.1 模型的建立及網(wǎng)格劃分

芯軸和花瓣壓盤建立整體模型，且對(duì)芯軸上下的螺紋進(jìn)行了簡化。瓦牙利用其對(duì)稱性，建立1/2對(duì)稱模型。芯軸采用四面體網(wǎng)格，花瓣壓盤和瓦牙采用六面體網(wǎng)格。

3.2 堵塞器易損部件應(yīng)力分析

優(yōu)先采用廣泛使用的45 鋼來進(jìn)行數(shù)值模擬，如存在部件不滿足強(qiáng)度要求則換用許用應(yīng)力更大40Cr。

3.2.1 芯軸的應(yīng)力分析

位移邊界條件為：芯軸下端邊界條件Z=0處：UX=0、UY=0、UZ=0。芯軸在未坐封前一直受重力、鋼絲繩上提的拉力。

鋼絲繩上提拉力為15379N（即壓強(qiáng)為60MPa）時(shí)，芯軸等效應(yīng)力如圖2所示。

選用材料屬性為45 鋼的應(yīng)力分析，許用應(yīng)力為235MPa。當(dāng)芯軸拉力為15379N 時(shí)，最大總位移為0.000300194m，芯軸等效應(yīng)力最大處在密封槽處為341.353MPa。該種情況下，等效應(yīng)力大于許用應(yīng)力235MPa，不滿足強(qiáng)度要求，可能會(huì)發(fā)生破壞。

選用材料屬性40Cr 的應(yīng)力分析，許用應(yīng)力為314MPa。 芯軸在Z方向上的最大位移為0.000298705m。芯軸等效應(yīng)力最大處在密封槽處為340.668MPa。該種情況下，等效應(yīng)力大于許用應(yīng)力314MPa，不滿足強(qiáng)度要求，還是可能會(huì)發(fā)生破壞。

3.2.2 瓦牙的應(yīng)力分析

位移邊界條件為：瓦牙下端邊界條件Z=0處：UX=0、UY=0、UZ=0。瓦牙在坐封后，在重力及9491N 的壓力共同作用下，此時(shí)總的壓力為44MPa，對(duì)瓦牙進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。

選用材料屬性為45 鋼的應(yīng)力分析，許用應(yīng)力為235MPa。從圖3中可以看出，瓦牙在沿軸向位移最大，最大位移為0.00000316m。 總的最大位移為0.00000345m。瓦牙的最大等效應(yīng)力170.509MPa，小于其許用應(yīng)力235MPa，滿足強(qiáng)度需求。

3.2.3 定位錨爪的應(yīng)力分析

位移邊界條件為：錨爪下端邊界條件Z=0處：UX=0、UY=0、UZ=0。工具串下放至井下1700m 處，定位錨爪14張開卡在油管端部，通過鋼絲上提堵塞器，錨爪垂直方向的剪斷力為710N（兩個(gè)），錨爪與油管堵塞器成27.5°，對(duì)錨爪進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。

選用材料屬性為45 鋼的應(yīng)力分析，許用應(yīng)力為235MPa。從圖4 中可以看出，錨爪在Z方向的位移最大。總的最大位移為0.0000974m。錨爪的最大等效應(yīng)力268.568MPa，大于其許用應(yīng)力235MPa。所以錨爪不符合強(qiáng)度要求，可能會(huì)發(fā)生破壞。

選用材料屬性40Cr 的應(yīng)力分析，許用應(yīng)力為314MPa。錨爪在X、Y、Z方向的位移都很小。總的最大位移為0.0000821m。 錨爪的最大等效應(yīng)力228.173MPa，小于其許用應(yīng)力314MPa。所以錨爪符合強(qiáng)度要求。

3.2.4 花瓣壓盤的應(yīng)力分析

位移邊界條件為：花瓣壓盤下端邊界條件Z=0處：UX=0、UY=0、UZ=0。工具串下放至井下1700m 處，花瓣壓盤5張開至極限，并與卡瓦限位套外壁接觸，花瓣壓盤垂直方向的壓力為活塞內(nèi)外壓差力為15189N，設(shè)置花瓣壓盤與卡瓦限位套外壁接觸，對(duì)花瓣壓盤進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。

選用材料屬性為45 鋼的應(yīng)力分析，許用應(yīng)力為235MPa。下花瓣壓盤在軸向上的位移最大為0.00000301m，徑向上的最大為0.00000520m，最大總位移為0.00000596m，即下花瓣壓盤各方向的位移很小。花瓣壓盤最大等效應(yīng)力在下花瓣壓盤和防倒扣套筒接觸處，為271MPa，大于許用應(yīng)力235MPa。所以花瓣壓盤不滿足強(qiáng)度要求，可能會(huì)發(fā)生破壞。

選用材料屬性40Cr 的應(yīng)力分析，許用應(yīng)力為314MPa。從圖5中可以看出，錨爪在X、Y、Z方向的位移都很小。位移分別為0.0000164m、0.00000157m、0.000012m。花瓣壓盤的最大等效應(yīng)力300.694MPa，小于其許用應(yīng)力314MPa。所以花瓣壓盤符合強(qiáng)度要求。

3.3 油管堵塞器易損部件優(yōu)化

通過對(duì)以上4 個(gè)油管堵塞器中易損部件的應(yīng)力分析，我們得出采用材料屬性為45鋼時(shí)，4種易損部件只有瓦牙扣能滿足強(qiáng)度要求，瓦牙扣的等效應(yīng)力為170MPa 小于材料的許用應(yīng)力235MPa，因此我們在分析后采用了強(qiáng)度更好的40Cr 這種材料，它的許用應(yīng)力為314MPa，定位錨爪和花瓣壓盤滿足強(qiáng)度要求。

對(duì)于芯軸，由于在40Cr這種材料下，等效應(yīng)力最大處在密封槽處為340.668MPa超過許用應(yīng)力，所以對(duì)芯軸密封槽進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，為保證其密封性能，由單環(huán)密封改為雙環(huán)密封，從而使密封槽的槽深減小一半。進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，減小的槽深使密封槽受到的應(yīng)力減小，達(dá)到304MPa小于40Cr材料的許用應(yīng)力314MPa，滿足了相應(yīng)的工作要求。

4 結(jié)論

（1）對(duì)封隔器進(jìn)行了功能設(shè)計(jì)，并應(yīng)用Solidworks軟件對(duì)封隔器零部件進(jìn)行了三維建模，對(duì)整個(gè)封隔器進(jìn)行了虛擬裝配；

（2）將芯軸、瓦牙扣、錨爪及花瓣壓盤這4種易損件的三維模型導(dǎo)入ANSYS 軟件，并繪制網(wǎng)格，在不同工況下對(duì)這4種易損部件的進(jìn)行了數(shù)值模擬，并對(duì)模擬結(jié)果進(jìn)行了分析；

（3）分析結(jié)果并得出結(jié)論后，材料45鋼的瓦牙扣滿足強(qiáng)度要求。對(duì)錨爪以及花瓣壓盤進(jìn)行了材料優(yōu)化采用40Cr 滿足強(qiáng)度需求。對(duì)芯軸進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，采用雙密環(huán)密封減小深度，滿足強(qiáng)度需求。對(duì)于鋼絲投堵式油管內(nèi)堵塞器的應(yīng)用及普及提供了技術(shù)支持。