钢丝投堵式油管内堵塞器结构设计及优化

吕志利

（大庆油田钻探工程公司钻井工程技术研究院，黑龙江 大庆 163000）

针对内径为∅62mm的油管，设计了压差坐封式油管内堵塞器。为了实现对全管柱的有效封堵，将堵塞器的最大直径设计为∅42mm，使堵塞器能在有一定结蜡和变形的管柱中，顺利投放到封隔器以下，并在活塞内外压差的作用下压缩胶筒，封堵油管。钢丝投送式堵塞器由封堵机构、定位机构、锚定机构、丢手机构四个功能单元组成。

1 堵塞器整体结构及工作原理

新型钢丝投送式堵塞器由定位机构、封堵机构、锚定机构、丢手机构四个功能单元组成，具体结构如图1所示。

堵塞器封堵过程介绍：

（1）投堵施工时，利用钢丝工具将堵塞器下入施工井油管内，下放钢丝将堵塞器下至预堵塞井段，上提钢丝，堵塞器定位锚爪14向上卡在油管接箍内部。

（2）继续上提钢丝，剪断定位销钉，活塞套筒12 与液压活塞11间产生的液压推力与钢丝上提的拉力双重合力作用，当合力增加到固定值时，剪断锁紧销钉。

（3）活塞套筒12 受液压推力作用，向上推动部件4、5、6、7、8、9、10、18上行。

（4）卡瓦限位套4 上行过程中，锚定卡瓦3 从卡瓦限位套4的坡形槽中滑出，逐渐卡死在油管内壁，使堵塞器固定在堵塞位置。

（5）卡瓦限位套4 上行至极限位置固定后，活塞套筒12受液压推力继续上行，座封胶套6在双面压盘7和单面压盘8的作用下，同时发生轴向压缩变形和径向膨胀变形。当其径向膨胀至直径62mm 时，膨胀密封在油管内壁，将井内压力封死，达到封堵目的。座封胶套6 在轴向继续被压缩至极限时，防倒扣瓦牙18 卡死在芯轴1上，堵塞器各部件停止相对运动。

（6）继续加力上提钢丝，钢丝工具与堵塞器投送固定套2的固定销剪断，钢丝工具提出井筒，堵塞器留在井筒内继续封堵油管。

2 堵塞器工况及受力分析

堵塞器工作井深为1700m，井口注水压力为10MPa，堵塞器重力G=190N。对照图1，可以分析出以下3种工况。

工况一：工具串下放至井下1700m处，定位锚爪14张开卡在油管端部，通过钢丝上提堵塞器，由于固定螺帽15和芯轴1螺纹连接，上提力Fa1使最下级剪钉（2个对置，采用铜剪钉，M5，剪断截面直径1.5mm）剪断瞬间。

此时：销钉剪力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+剪断力J1=190+2×354=900(N)；定位锚爪14 受到的油管端部的支撑力=剪断力J1（垂直方向）=710N；芯轴1 受到的最大拉力F1=Fa1=900N。

工况二：工具串处于井下1700m处，最下级剪钉剪断后，活塞腔工作，活塞套筒12 在活塞推力H作用下向上运动，剪断二级剪钉（2 个对置，采用铜剪钉，M5，剪断截面直径3mm）。

此时：液压活塞11受与H相反的力H′做向下运动趋势；但由于固定螺帽15 对于定位锚13 的限制，及钢丝对堵塞器的拉力限制，使堵塞器无法发生位移；H大于二级剪钉剪切力J2，H=活塞内外压力差=15189.01N；液压活塞11与活塞套筒12间摩擦力忽略；芯轴1 受到的最大拉力F1=钢丝上提力Fa2=堵塞器重力G+H′=15379.01；定位锚爪14 受到的油管端部的支撑力为0。

工况三：井下1700m，活塞套筒12在活塞推力H作用下推动卡瓦限位套4、花瓣压盘5、座封胶套6、双面压盘7、单面压盘8、防倒扣套筒9、卸扣封头10、防倒扣瓦牙23向上运动，使锚定卡瓦3（3个）卡紧在油管内壁后，再压缩胶筒6（2个）至密封油管前的一瞬间，并使花瓣压盘5张开至极限。此时，不考虑压力腔体积变化，活塞推力仍等于H。

此时：H=活塞内外压力差=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 受到的支撑力F23）=1/3×15189N=5063N，可以假设此力集中在牙顶进行校核；花瓣压盘受到的垂直压力F5=H—放倒扣瓦牙23 受到的支撑力F23=15189N；胶筒受到的垂直压力F6=H—工件23 受到的支撑力F23=15189N；F23此时可认为等于0；芯轴1 受到的最大拉力仍然为向下的F1=堵塞器重力G+H′=15379.01（不考虑所有摩擦力）。

3 模型建立和油管堵塞器易损部件应力分析

3.1 模型的建立及网格划分

芯轴和花瓣压盘建立整体模型，且对芯轴上下的螺纹进行了简化。瓦牙利用其对称性，建立1/2对称模型。芯轴采用四面体网格，花瓣压盘和瓦牙采用六面体网格。

3.2 堵塞器易损部件应力分析

优先采用广泛使用的45 钢来进行数值模拟，如存在部件不满足强度要求则换用许用应力更大40Cr。

3.2.1 芯轴的应力分析

位移边界条件为：芯轴下端边界条件Z=0处：UX=0、UY=0、UZ=0。芯轴在未坐封前一直受重力、钢丝绳上提的拉力。

钢丝绳上提拉力为15379N（即压强为60MPa）时，芯轴等效应力如图2所示。

选用材料属性为45 钢的应力分析，许用应力为235MPa。当芯轴拉力为15379N 时，最大总位移为0.000300194m，芯轴等效应力最大处在密封槽处为341.353MPa。该种情况下，等效应力大于许用应力235MPa，不满足强度要求，可能会发生破坏。

选用材料属性40Cr 的应力分析，许用应力为314MPa。 芯轴在Z方向上的最大位移为0.000298705m。芯轴等效应力最大处在密封槽处为340.668MPa。该种情况下，等效应力大于许用应力314MPa，不满足强度要求，还是可能会发生破坏。

3.2.2 瓦牙的应力分析

位移边界条件为：瓦牙下端边界条件Z=0处：UX=0、UY=0、UZ=0。瓦牙在坐封后，在重力及9491N 的压力共同作用下，此时总的压力为44MPa，对瓦牙进行结构分析。

选用材料属性为45 钢的应力分析，许用应力为235MPa。从图3中可以看出，瓦牙在沿轴向位移最大，最大位移为0.00000316m。 总的最大位移为0.00000345m。瓦牙的最大等效应力170.509MPa，小于其许用应力235MPa，满足强度需求。

3.2.3 定位锚爪的应力分析

位移边界条件为：锚爪下端边界条件Z=0处：UX=0、UY=0、UZ=0。工具串下放至井下1700m 处，定位锚爪14张开卡在油管端部，通过钢丝上提堵塞器，锚爪垂直方向的剪断力为710N（两个），锚爪与油管堵塞器成27.5°，对锚爪进行结构分析。

选用材料属性为45 钢的应力分析，许用应力为235MPa。从图4 中可以看出，锚爪在Z方向的位移最大。总的最大位移为0.0000974m。锚爪的最大等效应力268.568MPa，大于其许用应力235MPa。所以锚爪不符合强度要求，可能会发生破坏。

选用材料属性40Cr 的应力分析，许用应力为314MPa。锚爪在X、Y、Z方向的位移都很小。总的最大位移为0.0000821m。 锚爪的最大等效应力228.173MPa，小于其许用应力314MPa。所以锚爪符合强度要求。

3.2.4 花瓣压盘的应力分析

位移边界条件为：花瓣压盘下端边界条件Z=0处：UX=0、UY=0、UZ=0。工具串下放至井下1700m 处，花瓣压盘5张开至极限，并与卡瓦限位套外壁接触，花瓣压盘垂直方向的压力为活塞内外压差力为15189N，设置花瓣压盘与卡瓦限位套外壁接触，对花瓣压盘进行结构分析。

选用材料属性为45 钢的应力分析，许用应力为235MPa。下花瓣压盘在轴向上的位移最大为0.00000301m，径向上的最大为0.00000520m，最大总位移为0.00000596m，即下花瓣压盘各方向的位移很小。花瓣压盘最大等效应力在下花瓣压盘和防倒扣套筒接触处，为271MPa，大于许用应力235MPa。所以花瓣压盘不满足强度要求，可能会发生破坏。

选用材料属性40Cr 的应力分析，许用应力为314MPa。从图5中可以看出，锚爪在X、Y、Z方向的位移都很小。位移分别为0.0000164m、0.00000157m、0.000012m。花瓣压盘的最大等效应力300.694MPa，小于其许用应力314MPa。所以花瓣压盘符合强度要求。

3.3 油管堵塞器易损部件优化

通过对以上4 个油管堵塞器中易损部件的应力分析，我们得出采用材料属性为45钢时，4种易损部件只有瓦牙扣能满足强度要求，瓦牙扣的等效应力为170MPa 小于材料的许用应力235MPa，因此我们在分析后采用了强度更好的40Cr 这种材料，它的许用应力为314MPa，定位锚爪和花瓣压盘满足强度要求。

对于芯轴，由于在40Cr这种材料下，等效应力最大处在密封槽处为340.668MPa超过许用应力，所以对芯轴密封槽进行结构优化，为保证其密封性能，由单环密封改为双环密封，从而使密封槽的槽深减小一半。进行结构优化后，减小的槽深使密封槽受到的应力减小，达到304MPa小于40Cr材料的许用应力314MPa，满足了相应的工作要求。

4 结论

（1）对封隔器进行了功能设计，并应用Solidworks软件对封隔器零部件进行了三维建模，对整个封隔器进行了虚拟装配；

（2）将芯轴、瓦牙扣、锚爪及花瓣压盘这4种易损件的三维模型导入ANSYS 软件，并绘制网格，在不同工况下对这4种易损部件的进行了数值模拟，并对模拟结果进行了分析；

（3）分析结果并得出结论后，材料45钢的瓦牙扣满足强度要求。对锚爪以及花瓣压盘进行了材料优化采用40Cr 满足强度需求。对芯轴进行了结构优化，采用双密环密封减小深度，满足强度需求。对于钢丝投堵式油管内堵塞器的应用及普及提供了技术支持。