水平井抽油桿扶正器結(jié)構(gòu)優(yōu)化和疲勞壽命分析

王旭東，李 斌

（1.中石化西南石油工程有限公司鉆井工程研究院，四川德陽618000；2.西南石油大學(xué)機電學(xué)院，四川成都610500）

水平井抽油桿扶正器結(jié)構(gòu)優(yōu)化和疲勞壽命分析

王旭東*1，李 斌2

（1.中石化西南石油工程有限公司鉆井工程研究院，四川德陽618000；2.西南石油大學(xué)機電學(xué)院，四川成都610500）

水平井抽油桿管柱由于受力復(fù)雜，常常造成管柱斷脫事故，嚴(yán)重影響了采油工作的正常進行。在水平井抽油桿管柱斷脫事故中，抽油桿扶正器的斷脫又占了較大比例。運用ANSYS Work?bench軟件對抽油桿扶正器進行了力學(xué)分析和疲勞壽命分析，改進了抽油桿扶正器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，獲得了性能可靠的抽油桿扶正器。改進后的抽油桿扶正器通過現(xiàn)場的應(yīng)用表明，扶正器沒有發(fā)生剪斷現(xiàn)象，大大提高了使用壽命。

抽油桿扶正器；ANSYS Workbench；疲勞壽命分析

1 概述

新疆某油田水平井一年內(nèi)有多口井因抽油桿管柱斷脫事故導(dǎo)致檢泵，故障井中主要是因為管柱的剪斷和脫扣，其中抽油桿扶正器剪斷導(dǎo)致檢泵占全部抽油桿斷脫事故中較大比例。通過對斷脫事故現(xiàn)場資料的收集和整理，初步分析是扶正器的結(jié)構(gòu)設(shè)計上存在缺陷。本文運用ANSYS Workbench軟件對水平井抽油桿扶正器進行了力學(xué)分析，在此基礎(chǔ)上對抽油桿扶正器進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，并對優(yōu)化后的抽油桿扶正器進行疲勞壽命分析。改進后的扶正器提高了使用壽命，增長了檢泵周期，降低了采油成本。

2 水平井抽油桿扶正器的受力分析

抽油桿扶正器受力比較復(fù)雜，在不同的工作狀態(tài)和不同的位置承受不同的載荷[1]。尤其在水平井中，井斜角越大，水平段越長，受力越復(fù)雜。在抽油作業(yè)時，抽油桿扶正器主要承受軸向力、徑向反力、彎曲力矩、縱向振動、橫向振動等作用[2]。為了簡化模型，在對抽油桿扶正器進行受力分析時，我們一般只考慮它的軸向力和彎曲力矩的作用。抽油桿扶正器所受的軸向力為抽油桿柱和扶正器的慣性力、抽油桿柱和扶正器的重力、扶正器與油管內(nèi)壁的摩擦力、油液的粘滯力等[3]。彎曲力矩的產(chǎn)生是因為在水平井抽油系統(tǒng)中，由于井斜角的存在，使得抽油桿柱產(chǎn)生橫向彎曲，從而使扶正器產(chǎn)生了彎曲力矩，相當(dāng)于在扶正器的下部施加一橫向力[4]。當(dāng)實際軸向力超過扶正器的臨界值時，扶正器在較大的軸向力作用下，也會產(chǎn)生彎曲。

3 運用ANSYS Workbench對扶正器進行分析計算

ANSYS Workbench是ANSYS根據(jù)用戶需要開發(fā)的新一代CAE仿真平臺，包括設(shè)計DesignModeler、CAE分析環(huán)境 DesignSimulation、優(yōu)化變分技術(shù)DesignXplorer VT等，具有Windows風(fēng)格的優(yōu)化易用的界面，直接參數(shù)化尺寸驅(qū)動的CAD接口能直接讀入所有常用的CAD格式，其易用性、靈活性和強大的功能都達到了分析軟件的一個新高度[5]。運用ANSYS Workbench軟件建立抽油桿扶正器的三維實體模型，施加一定的邊界條件和載荷，對其進行力學(xué)和疲勞壽命分析。

3.1 模型的建立和有限元網(wǎng)格的劃分

3.2 邊界條件的設(shè)定和載荷的施加

水平井抽油桿扶正器的邊界條件設(shè)置為：約束扶正器的徑向位移，只允許其在軸向運動。另外，按照下泵深度530～620m的情況估算，設(shè)置扶正器工作的環(huán)境溫度為50℃。

圖1 抽油桿扶正器有限元模型

水平井的井斜角為5.28℃，斜深399m，由于整個抽油桿在力學(xué)計算過程中近似于簡支梁，則簡支梁的梁端轉(zhuǎn)角公式為：

式中：θ——井斜角，取5.28°；

P——等效彎矩橫向力；

l——豎直段抽油桿長度；

E——抽油桿的彈性模量；

I——慣性矩。

計算出等效彎矩橫向力為P=0.89kN。上沖程時最大軸向拉力為60kN，下沖程時最大軸向力為27kN。

3.3 有限元計算結(jié)果及分析

分析過程按上、下沖程分別計算，上下沖程的分析過程基本相同，下面以上沖程分析結(jié)果為例來說明，對抽油桿扶正器進行應(yīng)力分析、變形分析和疲勞壽命分析：

由圖2可以看出，扶正器兩端的軸肩處應(yīng)力值較大，最大值達到353.355MPa，而最小應(yīng)力只有0.099MPa，應(yīng)力分布極不均勻。雖然最大應(yīng)力值遠小于扶正器材料的屈服極限，但在往復(fù)的動載作用下，扶正器極易從應(yīng)力集中嚴(yán)重的軸肩處斷裂。

通過變形分析發(fā)現(xiàn)，抽油桿扶正器的最小變形量僅為0.00324mm，而最大變形量為0.15074mm，出現(xiàn)在扶正器兩端的螺紋區(qū)，絲扣的變形極易導(dǎo)致扶正器與抽油桿之間的脫扣。

通過疲勞壽命分析發(fā)現(xiàn)，扶正器軸肩處壽命較低，疲勞壽命只有2.72×104次左右，本體其它一些部位的疲勞壽命要高得多，能達到1×106次。由此可見，應(yīng)力集中對扶正器壽命的影響相當(dāng)大。

圖2 上沖程時抽油桿扶正器應(yīng)力分布

抽油桿扶正器的工作壽命在水平井工況下一般較短，應(yīng)力集中部位在往復(fù)的沖擊載荷下很容易發(fā)生斷裂，因此，需要對扶正器的結(jié)構(gòu)進行一些改進。在軸肩處利用圓弧來過渡，以減小應(yīng)力集中；增加絲扣的長度，減緩扶正器桿體的晃動。

4 抽油桿扶正器結(jié)構(gòu)優(yōu)化

對抽油桿扶正器結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，在軸肩處進行倒角，倒角半徑設(shè)為5mm。減小扶正器本體上端的長度，從原來的60mm減到45mm，以節(jié)省材料和減輕重量。與其相臨的軸徑需要增大，以減小應(yīng)力集中，從原來的20mm增加到25mm。此外，將安裝滾輪的4個方槽的兩頭也做成半圓。優(yōu)化后的模型如圖3所示。以上沖程為例，利用ANSYS Workbencn對優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)進行受力分析和疲勞壽命預(yù)測。

圖3 抽油桿扶正器優(yōu)化后的模型

從圖4中可以看出，軸肩處仍然是應(yīng)力比較集中的部位，應(yīng)力值達到224.4MPa。但是，和改進之前的結(jié)構(gòu)相比，應(yīng)力集中的情況要緩和得多，改進前的扶正器的最大應(yīng)力值達到353.355MPa，優(yōu)化后的應(yīng)力值減少了36.5%。優(yōu)化后的扶正器軸肩處的疲勞壽命為4.81× 105次左右，與優(yōu)化前的結(jié)構(gòu)相比，疲勞壽命提高了一個數(shù)量級。

TE358

A

1004-5716(2016)12-0030-03

2016-03-02

2016-03-04

王旭東（1983-），男（漢族），湖南邵陽人，工程師，現(xiàn)從事優(yōu)快鉆井和鉆井工具研究工作。