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1、 封隔器膠筒性能非線性有限元分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn) 郭志平 李慶安 孫彪 王燕飛 （內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué) 機(jī)械學(xué)院） 摘要: 本文根據(jù)FGQ型9-5/8〞X7〞高壓封隔裝置工作原理，運(yùn)用有限元分析軟件ANSYS分析了膠筒的非線性有限元接觸應(yīng)力和套管內(nèi)壁的受力狀態(tài)。根據(jù)封隔器的工作要求，從理論上從而得出可靠坐封區(qū)間。采用優(yōu)選方案的方法優(yōu)化封隔裝置的膠筒壁厚。從而提高了封隔器膠筒與套管間的接觸應(yīng)力，使之能夠承受出更高的壓差。利用有限元分析軟件模擬封隔裝置受擠壓后的變形過程，變形后承受的上下壓差達(dá)到70MPa以上。 關(guān)鍵詞: 封隔器 膠筒 非線性有限元分析 ANSY

2、S 引言 隨著國內(nèi)許多油田進(jìn)入開發(fā)中后期,油層含水量上升,層間矛盾加劇,堵水層與采油層之間的壓差越來越大,開發(fā)的油井也越來越深,地質(zhì)環(huán)境越來越差,對新開發(fā)的封隔器要求有更高更可靠的密封性能,能耐高溫高壓,使用上要靈活方便,使用壽命要更長。尾管固井是鉆井建井過程中最后一個(gè)關(guān)鍵環(huán)節(jié)，其成敗關(guān)系到建井的成敗，一旦失敗將造成上千萬甚至上億元的損失，世界各國都很重視尾管固井工具及工藝的研究。尾管懸掛器是實(shí)施尾管固井技術(shù)的關(guān)鍵裝置，封隔器是尾管懸掛器的主要組成部分之一。目前在研發(fā)封隔器的過程中也主要存在兩大問題:一是設(shè)計(jì)的周期明顯太長,成本

3、偏高。二是由于仍采用傳統(tǒng)的單個(gè)零部件力學(xué)模型和計(jì)算方法,使設(shè)計(jì)的結(jié)果不夠精確,從而不能有效反映封隔器井下工作時(shí)的實(shí)際受力情況,這也大大限制了封隔器的設(shè)計(jì)、制造和使用水平。本文就是針對目前國內(nèi)在封隔器研究中存在的問題和油田實(shí)際情況,根據(jù)FGQ型9-5/8〞X7〞高壓封隔裝置工作原理，運(yùn)用有限元分析軟件ANSYS分析了膠筒的受力及變形情況。根據(jù)封隔器的工作要求，從理論上從而得出可靠坐封區(qū)間。采用優(yōu)選方案的方法優(yōu)化封隔裝置的膠筒壁厚，使之能夠承受出更高的壓差。為進(jìn)一步準(zhǔn)確的分析封隔器在不同工況時(shí)所有零部件在井下的工作性能提供理論依據(jù)，對滿足載荷要求的多功能尾管懸掛器的研究具有極其重要的意義。 一

4、封隔器有限元模型的建立 本型號封隔器主要由膠筒、錐體、中心管、膨脹套筒及套管組成。從它們之間的受力特點(diǎn)來看，膠筒與錐體結(jié)構(gòu)沿套管圓周方向是均布的，即中心對稱，所以可以將封隔器沿圓周方向剖分為4等分，進(jìn)行接觸有限元分析。封隔器的具體尺寸如表1所示。 表1 9-5/8〞×7〞封隔器的主要尺寸 項(xiàng)目 序號 中心管內(nèi)徑/mm 中心管外徑/mm 錐體內(nèi)徑/mm 套管外徑/mm 套管內(nèi)徑/mm 套筒與套管的間隙/mm 1 158 180 180 245 217.32 4.16 為了提高建模速度，本模型采用UG建模，然后將模型導(dǎo)入ANSYS進(jìn)行分析。封隔器的1/4

5、模型如圖1所示。 圖1 坐封前封隔器的1/4幾何模型 二 建立封隔器坐封后的數(shù)學(xué)模型 1封隔器坐封后套管的受力狀態(tài)先不考慮套管外壁所受的壓力，并將膠筒與套管內(nèi)壁接觸面積上的徑向力q看成是均勻分布的，如圖2所示。。 圖2 封隔器坐封后套管受力分析 由文獻(xiàn)〔1〕第3頁查得 q=W/（2nlrtg￠ ）(l) 其中 q—單位膠筒與套管內(nèi)壁接觸的徑向力，N/m2； l—膠筒的軸向長度，m； r—套管內(nèi)半徑，m； ￠—錐體的錐度，(o); W—封隔器的坐封載荷，N。 2套管壁應(yīng)力計(jì)算公式由文獻(xiàn)〔l〕第6頁查得

6、 δx = βWK1A（cos￠2+K2K3） K1= 2πR/（ltg￠） R = r +δ/2=（D-δ）/2 式中 R—套管平均半徑，m； δ— 套管壁厚，m； δx—環(huán)向應(yīng)力，N/m2或Pa；K2—套筒內(nèi)徑 ； K3—套筒外徑。 套管內(nèi)壁與密封膠筒的擠壓可簡化為剛體與柔性體之間的作用。封隔器在坐封與解封時(shí)實(shí)質(zhì)上是一種材料、幾何非線性接觸問題,因此必須對材料、幾何的非線性接觸問題原理做一詳解。對物理非線性、幾何變形非線性的物體作有限元計(jì)算時(shí)一般采用增量形式求解,在大變形過程中,接觸邊界是影響變形過程的重要因素,且在每一變形增量步內(nèi)不一致,因

7、此,在本文的研究中,采用修正的Lagrange方法分析。 線彈性:{dσ}=[DE]·{dε};非線性彈性:{dσ}=[DNL]·{dε};彈塑性:{dσ}=[Dep]·{dε} 式中:dσ、dε—應(yīng)力、應(yīng)變增量矢量;[DE]、[DNL]、{Dep}—分別為線彈性、非線性彈性、彈塑性材料的切線本構(gòu)矩陣。 三 定義單元類型及材料特性，并施加約束 1 定義單元類型及材料特性 中心管、套管、錐體、膨脹套筒材料都為2Cr13，彈性模量為2.28×1011MPa，泊松比為0.3，選擇Solid Brick 8node 185 實(shí)體單元類型；封隔器的核心部分膠筒的材料是橡膠類材料，橡膠材料是高

8、度非線性復(fù)合材料，所以要選擇ANSYS中超彈性單元類型，本文所選取材料為丁腈40，超彈性單元類型為Hyper elastic 8node 185，材料的彈性模量為9.14MPa，泊松比為0.49，非線性特征參數(shù)C10=0.5889, C01=0.29444。 2 施加載荷、約束 根據(jù)封隔器的工作原理以及所建立的模型，需要施加的約束有： （1） 對套管外壁施加完全固定約束； （2） 對中心管、膨脹套筒底端固定約束； （3） 對中心管、套管、錐體和膠筒的對稱截面施加對稱約束；在錐體的頂面施加載荷； （4） 接觸邊界的創(chuàng)建。本結(jié)構(gòu)中一共包括四對接觸對，即膠筒與套管之間、膠筒與膨脹套筒之

9、間、錐體與中心管之間以及錐體與膨脹套筒之間。 四 封隔器膠筒的幾何變形、應(yīng)力分析 通過施加不同大小的力，逐個(gè)分析膠筒的變形量及膠筒與套筒之間的接觸應(yīng)力，第一次我們加載75MPa的載荷，第二次加載80MPa的載荷，分析結(jié)果如下: 圖2 施加75MPa的載荷總體位移變形圖 圖3總體等效應(yīng)力變形圖 圖4為套管厚度為13.84mm時(shí)，膠筒在各不同載荷作用下最大應(yīng)力曲線圖，圖5為膠筒在不同載荷作用下的應(yīng)力云圖。圖6為膠筒外表面的應(yīng)力與膠筒長度的變化曲線。

10、 圖6 膠筒外表面的應(yīng)力與膠筒長度的變化曲線 1. Stress-y膠筒與套筒接觸線上的y向壓應(yīng)力沿膠筒長度變化曲線。 2. Stress-v膠筒與套筒接觸線上的等效應(yīng)力沿膠筒長度變化曲線。 3. Dof-y膠筒與套筒接觸線上的y向位移沿膠筒長度變化曲線。 現(xiàn)在分析膨脹過程中膠筒的變形過程。當(dāng)錐體向下移動(dòng)22mm時(shí)，膨脹套筒開始膨脹，進(jìn)入塑性變形；當(dāng)錐體下移99mm，此時(shí)與膨脹套筒外壁硫化的膠筒也隨著開始膨脹，但還沒有與套管內(nèi)壁接觸；當(dāng)錐體下移103mm，此時(shí)膠筒外壁與套筒內(nèi)壁接觸而受擠壓，使膠筒縱向伸長；當(dāng)錐體下移122mm，膠筒軸向壓差達(dá)到3MPa，滿足密封要求；當(dāng)錐體下移14

11、2mm，膠筒軸向壓差達(dá)到12MPa，膠筒內(nèi)部不留殘余應(yīng)力，達(dá)到屈服極限。此時(shí)從圖形中可以得出封隔器的最大壓差為90MPa，膠筒的徑向位移為4.66mm。 五 優(yōu)化封隔器膠筒的壁厚 對膠筒的厚度分別增加1mm、2mm、3mm，利用ANSYS分析在不同載荷作用下膠筒的總體位移變形和應(yīng)力變形。 由膠筒結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后有限元分析結(jié)果可以看出，將膠筒壁厚增加2mm以后，在相同工況下，套管的應(yīng)力得到了很大的改善，從而使封隔器的載荷得到了相應(yīng)的提高，載荷將達(dá)到1800KN左右，并且符合中心管與錐體的公差配合，滿足設(shè)計(jì)要求。 總結(jié) 采用非線性有限元方法，運(yùn)用ANSYS軟件分析了膠筒的受力狀態(tài)，計(jì)算了

12、膠筒與套管之間接觸力的大小，研究了封隔器膠筒結(jié)構(gòu)參數(shù)對其密封性能的影響，確定了最優(yōu)的封隔器膠筒的結(jié)構(gòu)參數(shù)。因?yàn)榉飧羝魅菀资У牟课皇悄z筒，所以只需要關(guān)注膠筒的工作范圍即可。推薦本封隔器結(jié)構(gòu)尺寸中膠筒的壁厚增加2mm最佳。 參考文獻(xiàn) 〔l〕趙遠(yuǎn)鋼:《封隔器在井下的受力分析和理論計(jì)算》，1983年出版 〔2〕R.J.羅克、w.c.楊著，汪一麟、汪一駿譯:《應(yīng)力應(yīng)變公式》，中國建筑工業(yè)出版社，1985年8月 [3]　董世民,姚春冬,齊振林.以系統(tǒng)效率為目標(biāo)函數(shù)優(yōu)選抽油機(jī)井抽汲函數(shù).1993(4):124~133· [4　周廣厚,張洪春.改進(jìn)抽油井系統(tǒng)效率的計(jì)算方法[J]. 油田地面工程,1994(2):11~13·