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，在油氣井地面生產設施發生火災、管線破裂或不可抗拒的自然災害(如地震)等非正常情況時，能自動關閉生產管柱的生產通道，防止井內高壓流體涌出地面，保證油氣井生產安全。哈里伯頓(Halliburton)、斯倫貝謝(Schlumberger)、貝克休斯(Baker Hughes)、威德福(Weatherford)等石油服務公司均研制了適合不同工況的井下安全閥，實現了標準化和系列化，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展階段，陳仁權［2］研究了井下安全閥中的柱塞密封件、彈簧和閥板等關鍵零部件的力學性能，為其結構參數設計提供了理論依據。李英松等［3］仿真分析了井下安全閥閥板關閉過程的流場，發現開啟過程中閥板最大應力出現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構進行仿真模擬分析。

目前關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鍵部件的力學性能；再通過對比安全閥全壽命周期內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計和現場使用。

1 模型建立與網格劃分

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；液控系統由液控管線、活塞桿、傳力裝置、密封組成；回力結構由止動環、彈簧、傳力筒組成；封堵結構由中心管、閥座、閥板組成［5-6］。閥體最大外徑144.78 mm，最小內徑71.45 mm，長度1 214 mm，壓力等級68.9 MPa，耐溫204 ℃。利用Solidworks 軟件建立徑向對稱結構的三維實體模型。

圖1 井下安全閥結構示意圖Fig. 1 Schematic structure of the downhole safety valve

1.2 網格劃分及細部處理

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

圖2 井下安全閥整體和細部的網格劃分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、浮力效應、溫度效應、活塞效應、膨脹效應的疊加影響后會發生形變，由于封隔器已坐封，井口設備固定，形變量會轉化為軸力［9］作用于管柱傳遞至安全閥本體。安全閥開啟后，位于止動環與傳力筒之間的彈簧壓縮，產生彈簧力；地面壓力控制系統對安全閥液控系統加壓推動活塞桿，將液壓力傳遞至傳力裝置［10］。完井管柱工作時，地面泵送油套環空填充保護液，產生對管柱及安全閥起保護作用的外壓；工作介質由井口注入管柱后，產生內壓，內壓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置

由于安全閥為徑向對稱結構，為提高計算效率，在DM 模塊中對安全閥模型作對稱設置。安全閥工作時其閥板處于打開狀態，無外力作用；彈簧部件利用Workbench 軟件內彈簧仿真功能作等效替換；液控系統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、密封結構，對安全閥模型作簡化處理［13］。殼體與中心管材質均為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、閥座內表面設置為摩擦約束，摩擦因數0.1，其余幾何體均為綁定接觸設置。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。工作介質內外壓等效為對中心管與殼體上施加的均布載荷，液控系統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果

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

3 關鍵零部件仿真結果分析

考慮安全閥結構特點，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力位于內管壁，最大應力為543 MPa，整體應力強度安全系數大于1.39；外管壁峰值應力為391 MPa。雖然中心管整體應力強度相對安全，但應力分布存在不利情況。

圖6 壓裂工況下中心管應力曲線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生徑向摩擦力，抵消了中心管內壁端面的大部分介質內壓，導致左端內壁應力呈現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生徑向支撐力，導致內外壁應力逐漸下降，在無支撐部位又逐漸上升，下降與上升的應力差值超過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 處無結構支撐段，在管柱內壓作用下會產生附加剪應力，最終產生較大工作應力，導致中心管應力分布的折線圖呈現出“山峰”式變化。若管柱處于極端工況，導致安全閥中心管內壓急劇上升，則以上3 處無結構支撐位置可能發生屈曲變形。

(3)若中心管由于生產質量問題導致內壁存在缺陷，則對應圖6 中心管應力云圖的紅色區域位置易發生疲勞裂紋。

3.2 下部接頭和中部接頭仿真結果分析

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

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

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

(1)下部接頭軸向應力中間大，與兩邊差值較大，徑向應力變化均勻。內壁左側邊角應力為251 MPa，附近應力為120 MPa；右側邊角應力為218 MPa，附近應力為92 MPa。可以看出，下部接頭邊角位置的應力變化均超過一倍，變化較大。

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

下部接頭整體應力變化大而中部接頭整體應力變化較小，兩部件最大應力相差179 MPa，且在邊角結構處下部接頭應力變化較大而中部接頭變化微小。將兩部件的應力水平進行對比，下部接頭的應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 止動環與傳力筒仿真結果分析

井下安全閥正常工作期間，止動環與閥座固定連接，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、中心管內壓和液控系統中活塞力的共同作用。根據圖10與圖11 應力云圖所示，止動環整體應力分布均勻，與閥體連接位置處應力最大，但應力強度安全系數整體大于6.42，滿足強度條件；傳力筒整體應力強度安全系數大于2.28，滿足強度條件，但其軸向應力變化較大，與彈簧接觸的端面上出現最大應力且有點狀式局部突變，突變值將近3 倍。

圖10 止動環應力云圖Fig. 10 Stress nephogram of the stop ring

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

針對傳力筒端面應力局部突變情況，多次調小傳力筒模型端面單元尺寸或調整傳力筒整體模型單元尺寸，但應力局部突變情況并沒有改變，所以排除由于模型網格劃分不合適所造成的應力局部突變。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，其端面應力局部呈現出點狀式突變放大結果。

4 結論

(1)對于由多個不規則幾何體組成的復雜模型，根據其功能和結構特點，在前處理階段選擇具體化的網格處理和網格劃分方式，如對不規則幾何體切分后應用掃掠功能劃分網格、對各部件接觸面網格細化，得到了擁有更多積分點的高階solid186 單元，使網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果。

(2)在坐封、壓裂、開井、關井等4 種典型工況中，安全閥整體應力強度安全系數由高到低為坐封、開井、關井、壓裂。其中，壓裂工況安全閥整體最小應力強度安全系數1.39，雖然相對安全，但比較低。管柱內壓是影響安全閥應力強度安全系數的主要因素，完井過程中應盡量避免極端高壓工況導致管柱內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，以提高安全閥殼體整體力學性能。