多封隔器密閉環(huán)空熱膨脹力學計算方法及應用

張　智 王　漢

“油氣藏地質及開發(fā)工程”國家重點實驗室·西南石油大學

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多封隔器密閉環(huán)空熱膨脹力學計算方法及應用

張智 王漢

“油氣藏地質及開發(fā)工程”國家重點實驗室·西南石油大學

張智等. 多封隔器密閉環(huán)空熱膨脹力學計算方法及應用. 天然氣工業(yè), 2016,36(4):65-72.

摘 要環(huán)空溫度壓力變化對高溫高產(chǎn)氣井多封隔器管柱力學行為和安全可靠性的影響較大。為此，基于動量守恒定律、能量守恒定律及各層環(huán)空流體瞬態(tài)傳熱機理，建立了單層和多層環(huán)空的溫度、壓力場計算模型，分析全井筒環(huán)空溫度和熱膨脹壓力的變化規(guī)律；針對多封隔器完井管柱，綜合考慮密閉環(huán)空溫度效應和體積變化效應，建立了多封隔器間密閉環(huán)空熱膨脹壓力計算模型，研究雙封隔器間密閉環(huán)空的熱膨脹壓力變化規(guī)律；以南海西部某高溫高產(chǎn)氣井作為實例開展分析。結果表明：①環(huán)空溫度效應和體積效應共同作用使全井筒A環(huán)空熱膨脹壓力最小，C環(huán)空熱膨脹壓力最大；②雙封隔器間密閉環(huán)空熱膨脹壓力與環(huán)空溫差基本上呈線性關系，溫度效應引起的壓力增量占主導作用，體積效應對壓力增量的貢獻率隨環(huán)空溫差的增大而增大；③確定實例井最大產(chǎn)氣量為212×104m3/d，在產(chǎn)量為160×104m3/d時，雙封隔器最大坐封間距為312 m。結論認為：在強度允許的前提下，選擇內徑較大的生產(chǎn)套管有利于降低密閉環(huán)空熱膨脹壓力。

關鍵詞多封隔器 高溫高產(chǎn) 氣井 密閉環(huán)空 熱膨脹壓力 力學計算 安全評價

在高溫高產(chǎn)氣井測試及生產(chǎn)過程中，如果完井管柱采用雙封隔器結構且未與地層連通，環(huán)空體積不變，隨溫差的加大，多封隔器間密閉環(huán)空內流體熱膨脹壓力急劇增加，可能造成油管抗擠不足和生產(chǎn)套管抗內壓不足，引起油管斷脫或封隔器破壞失效等惡性事故[1-3]。準確掌握井筒壓力、溫度分布，為校核油套管柱以及封隔器強度提供基礎數(shù)據(jù)，對油氣井動態(tài)分析和安全生產(chǎn)有著至關重要的意義[4]。李子豐、樊洪海、馮建華等[5-7]建立了封隔器復合管柱受力分析模型，車爭安等[8]研究了全井筒環(huán)空熱膨脹帶壓機理，張波、楊進等[9-10]結合PVT狀態(tài)方程建立了深水套管環(huán)空壓力預測模型。以上學者都沒有分析多封隔器間完井管柱的力學行為和密閉環(huán)空的熱膨脹機理，不能準確評價和分 析多封隔器間油套管安全性及環(huán)空熱膨脹壓力。為此，筆者根據(jù)多封隔器密閉環(huán)空所處環(huán)空層數(shù)，建立了單層和多層環(huán)空溫度場和多封隔器密閉環(huán)空熱膨脹壓力計算模型，結合實例井分析了雙封隔器密閉環(huán)空熱膨脹壓力及管柱安全的影響因素，以期為高溫高產(chǎn)氣井完井方法優(yōu)化和確定合理生產(chǎn)制度提供更為可靠的理論依據(jù)。

1 環(huán)空溫度場計算模型

從圖1可知井筒中一般含有多個環(huán)空，隨著完井管柱多封隔器坐封位置的不同，可分為單層環(huán)空傳熱和多層環(huán)空傳熱，需要分別建立單層環(huán)空和多層環(huán)空的溫度場計算模型。

圖1　環(huán)空示意圖

1.1 單層環(huán)空溫度計算模型

圖2為單層環(huán)空傳熱示意圖，由能量守恒定律可知，環(huán)空流體熱量增量等于油管流體流入環(huán)空的熱量QiA減去環(huán)空流入地層的熱量QoA,單層環(huán)空傳熱控制方程：

圖2　單層環(huán)空傳熱示意圖

式中m表示單位長度環(huán)空流體質量，kg/m；cp表示環(huán)空流體比熱容，J/（kg·℃）；T1表示環(huán)空流體溫度，℃；t表示生產(chǎn)時間，s；r1o表示環(huán)空外半徑，m；rco表示套管外半徑，m；Tf表示油管內流體溫度，℃；Usig表示單層環(huán)空總傳熱系數(shù)，J/（s·m2·℃）；Tei表示原始地層溫度，℃；ke表示地層導熱系數(shù)，J/ （s·m·℃）；TD表示無因次生產(chǎn)時間，無量綱。詳細計算見過程本文參考文獻[11]。

式（1）為一階線性微分方程，可以解得：

式中rto表示油管外半徑，m；rti表示油管內半徑，m；T10表示井筒開始生產(chǎn)前環(huán)空流體溫度，℃；LR1表示單層環(huán)空松弛參數(shù)，m–1；詳細計算過程見本文參考文獻[12]。

1.2 多層環(huán)空溫度計算模型

對于井筒來說，考慮井筒全瞬態(tài)傳熱模式，垂向傳熱相對于徑向傳熱幾乎可以忽略不計[13]，建立井筒溫度與時間和徑向距離關系的二階微分方程：式中α表示環(huán)空流體熱擴散系數(shù)，s/m2；r表示環(huán)空半徑，m；T表示環(huán)空溫度，℃；t表示開采時間，s。

式（3）的解析解為：

式中CT表示熱量儲存系數(shù)，無量綱；CJ表示焦耳—湯姆遜系數(shù)，℃/MPa；LR2表示多層環(huán)空松弛參數(shù)，m–1；w表示質量流量，kg/s；gG表示地溫梯度，℃/m；θ表示井斜角，（°）；v表示流體流速，m/s；β表示中間變量，℃/m；p表示流體壓力，MPa。

對式（4）進行積分可得油管流體溫度：

式中Umul表示多層環(huán)空總傳熱系數(shù)，J/（s·m2·℃）；L表示井深，m；z表示從井底到井口軸線上任意深度，m。

沿井筒垂直方向作多個同心圓柱以計算開采過程中各個環(huán)空熱量和質量的流動情況，沿徑向劃分圓柱形體積單元網(wǎng)格來表示熱量從油管內流體傳向環(huán)空流體的情況（圖3），每一個網(wǎng)格代表一個環(huán)空，Tj表示第j個環(huán)空溫度。

圖3　多層環(huán)空體積單元網(wǎng)格劃分圖

在非穩(wěn)態(tài)徑向系統(tǒng)中，采用傅里葉法則計算每一個體積單元網(wǎng)格j的傳熱情況，即：

式中hc表示環(huán)空流體對流換熱系數(shù)，J/（s·m2·℃）；kj表示第j層環(huán)空流體導熱系數(shù)，J/（s·m·℃）；n表

示迭代計算次數(shù)；Δrj表示第j層環(huán)空外半徑與第j-1層環(huán)空外半徑的差值，m；ρ表示環(huán)空流體密度，g/ cm3。

令

式（9）是全隱式的，可以通過矩陣形式求解，對于一個有三個網(wǎng)格的圓柱體井筒單元，其求解矩陣為：

式（10）中T1的初始值用本文的解析模型求出。

1.3 環(huán)空總傳熱系數(shù)計算[14-18]

1.3.1 單層環(huán)空總傳熱系數(shù)

式中kt表示油管導熱系數(shù)，J/（s·m·℃）；kc表示套管導熱系數(shù)，J/（s·m·℃），由于管材的熱力學性能會隨著溫度變化，所以需要迭代計算；rh表示井眼半徑，m；rci表示套管的內半徑，m；kcem表示水泥環(huán)導熱系數(shù)，J/（s·m·℃）；hr表示環(huán)空流體輻射傳熱系數(shù)，J/（s·m2·℃）；hf表示油管內流體對流換熱系數(shù)，J/（s·m2·℃）。

1.3.2 多層環(huán)空總傳熱系數(shù)

式中λ表示環(huán)空總層數(shù)（λ≥2）；hjc表示第j層環(huán)空流體對流換熱系數(shù)，J/（s·m2·℃）；hjr表示第j層環(huán)空流體輻射傳熱系數(shù)，J/（s·m2·℃）；rjco表示第j層環(huán)空外套管的外半徑，m；rjci表示第j層環(huán)空外套管的內半徑，m；kjc表示第j層環(huán)空外套管導熱系數(shù)，J/（s·m·℃）。

2 雙封隔器密閉環(huán)空熱膨脹壓力計算模型

封隔器、油管、井下安全閥及流動短節(jié)作為井筒第一安全屏障，封隔器和油管的強度和密封完整性在氣井整個生命周期中顯得尤為重要[19-20]。

雙封隔器間油套環(huán)空完全密封，無流體滲入或泄露，環(huán)空流體質量變化引起的壓力變化為零，即雙封隔器間密閉環(huán)空流體熱膨脹壓力由環(huán)空體積變化效應和流體熱膨脹效應組成，而密閉環(huán)空體積變化（ΔVann）由油管徑向熱膨脹導致的環(huán)空體積變化（ΔV1），油管徑向壓縮導致的環(huán)空體積變化（ΔV2），環(huán)空流體熱膨脹導致的體積變化（ΔV3），環(huán)空流體被壓縮導致的體積變化（ΔV4）組成[21]。即雙封隔器密閉環(huán)空壓力變化的控制方程：

其中

式中Δpann表示雙封隔器間環(huán)空壓力變化量，MPa；ΔTann表示雙封隔器間環(huán)空流體溫度變化量，℃；kT表示環(huán)空流體的等溫壓縮系數(shù)，1/MPa；αl表示環(huán)空流體熱膨脹系數(shù)，1/℃；rpci表示生產(chǎn)套管內半徑，m；El表示環(huán)空流體體積模量，MPa；Lp表示雙封隔器坐封間距，m；lte、ltc分別表示環(huán)空溫度變化和壓力變化引起的油管徑向位移，m。

在高溫高產(chǎn)氣井中，環(huán)空流體在溫差作用下，由于封隔器及管壁的約束，不能自由膨脹，造成壓力升高，進而擠壓油管，使環(huán)空體積增大，而體積增加會降低環(huán)空壓力值，使環(huán)空體積又趨于減小，環(huán)空體積減小使流體受壓縮產(chǎn)生額外壓力，該壓力反過來又作用于油管，使環(huán)空體積再次發(fā)生改變，而體積的改變又使得壓力發(fā)生變化。因此，它們是耦合作用的[22]。需要通過迭代法求解Δpann，具體求解步驟如圖4所示。圖4計算環(huán)空壓力變化流程為：先假設初值并將其帶入式（13），求出ΔVann，進而可求得對應的Δpann；然后將求得的Δpann帶入式（13），求出新的ΔVann，繼續(xù)運算得到新的Δpann，比較兩次算出的Δpann，如果差值在允許范圍內，則輸出Δpann，否則重新迭代計算直到達到所要求的精度為止。

圖4　流體熱膨脹引起環(huán)空壓力變化計算流程圖

3 算例分析

南海西部某高溫高產(chǎn)氣井水深988.3 m，完鉆井深4 503 m，地溫梯度為0.03 ℃/m，井底溫度為152℃，地層壓力為75 MPa，產(chǎn)量160×104m3/d，其井身結構如圖5所示。

圖5　南海某深水井井身結構圖

該井封隔器1號坐封深度4 203 m，封隔器2號坐封深度4 003 m，油管導熱系數(shù)45 J/（s·m·℃），套管導熱系數(shù)55 J/（s·m·℃），環(huán)空流體熱膨脹系數(shù)為0.000 45 ℃–1，流體等溫壓縮系數(shù)為0.000 485 MPa–1，環(huán)空流體體積模量2 200 MPa，油管熱膨脹系數(shù)12.5×10–6℃–1，套管熱膨脹系數(shù)12×10–6℃–1，油套管彈性模量為225 GPa，泊松比為0.35，天然氣相對密度0.68，環(huán)空流體密度為1.20 g/cm3，環(huán)空流體比熱容為4 235 J/（kg·℃），氣體比熱為4 244 J/ （kg·℃），水泥環(huán)導熱系數(shù)為0.62 J/（s·m·℃），地層導熱系數(shù)為2.215 J/（s·m·℃）。

3.1 全井筒環(huán)空溫度及熱膨脹壓力

圖6為全井筒的環(huán)空溫度分布情況，可以看出：隨著井深的增加各環(huán)空的溫度逐漸增加，在同一井深處油管流體溫度高于A環(huán)空（油管和生產(chǎn)套管環(huán)空）流體溫度高于B環(huán)空（生產(chǎn)套管和中間套管環(huán)空）流體溫度高于C環(huán)空（中間套管和表層套管環(huán)空）流體溫度，從井底到井口過程中，各環(huán)空流體的溫度差異越發(fā)明顯，這主要是因為流體在井筒中向上流動過程中徑向的環(huán)空層數(shù)增加，井下組件數(shù)增加，總傳熱系數(shù)減小。因此井筒徑向溫度梯度變大。

圖6　環(huán)空溫度場圖

圖7為全井筒環(huán)空熱膨脹壓力與產(chǎn)量的關系，可以看出：全井筒A、B、C環(huán)空的熱膨脹壓力隨氣井產(chǎn)量的增大而增大，且增加趨勢由急變緩，當產(chǎn)量小于180×104m3/d時，環(huán)空熱膨脹壓力增加的趨勢較大，當產(chǎn)量超過180×104m3/d時環(huán)空熱膨脹壓力增加趨勢逐漸平緩直至穩(wěn)定。這主要是因為當產(chǎn)量增大到一定程度時，井筒傳熱量和環(huán)空流體的熱力學參數(shù)不會無限的增大，所以環(huán)空熱膨脹效應最終趨于穩(wěn)定；當產(chǎn)量一定時，C環(huán)空的熱膨脹壓力高于B環(huán)空高于A環(huán)空，雖然圖6顯示C環(huán)空的溫度最小，A環(huán)空最大，而環(huán)空熱膨脹壓力由環(huán)空溫度效應和體積效應產(chǎn)生，此時A環(huán)空的深度約為C環(huán)空深度的2.8倍，其環(huán)空溫差明顯小于C環(huán)空，造成C環(huán)空的熱膨脹壓力最大，A環(huán)空最小。因此在預測密閉環(huán)空的熱膨脹壓力時應該綜合考慮溫度效應和體積效應。

圖7　全井筒環(huán)空熱膨脹壓力圖

3.2 雙封隔器密閉環(huán)空熱膨脹壓力

圖8為A環(huán)空雙封隔器密閉環(huán)空熱膨脹壓力與兩個封隔器坐封間距以及環(huán)空流體的熱膨脹系數(shù)的關系，氣井產(chǎn)量為160×104m3/d。

圖8　雙封隔器間密閉環(huán)空熱膨脹壓力變化規(guī)律圖

從圖8中可以看出：密閉環(huán)空熱膨脹壓力隨著雙封隔器坐封間距的增大而增大，這主要是由于雙封隔器密閉環(huán)空始終處于A環(huán)空之中，隨著其坐封間距的增大，雙封隔器密閉環(huán)空的溫差越大，此時環(huán)空體積優(yōu)勢不明顯，所以其熱膨脹壓力越大；同一坐封間距下，環(huán)空流體的熱膨脹系數(shù)越大，密閉環(huán)空的熱膨脹壓力越大。由于此時不考慮井筒的腐蝕情況，根據(jù)API RP90[23]標準計算得到A環(huán)空最大允許帶壓值為13.5 MPa，可以得出當環(huán)空流體熱膨脹系數(shù)為0.000 35 ℃–1時，雙封隔器的最大坐封間距為312 m；在確定了雙封隔器的坐封間距時，根據(jù)流體熱力學性質可合理選擇環(huán)空保護液類型。

圖9為只考慮密閉環(huán)空溫度效應時環(huán)空壓力增加值與環(huán)空溫差和氣井產(chǎn)量的關系，圖10為只考慮密閉環(huán)空體積效應時環(huán)空壓力增加值與環(huán)空溫差和氣井產(chǎn)量的關系?？梢钥闯觯簩τ谠摳弋a(chǎn)氣井，雙封隔器間環(huán)空壓力增加值與環(huán)空溫差和產(chǎn)量基本上呈線性正相關，

圖9　只考慮溫度效應時密閉環(huán)空壓力增加值變化規(guī)律圖

圖10　只考慮體積效應時密閉環(huán)空壓力增加值變化規(guī)律圖

在兩種效應中，環(huán)空溫度效應引起的壓力變化占據(jù)主導作用，當產(chǎn)量達到250×104m3/d時，溫度效應導致的壓力增加值為體積效應的4.8倍。而隨著氣井產(chǎn)量的增大，較大的溫差會加劇管柱和環(huán)空流體熱膨脹和壓縮膨脹效應，從而導致環(huán)空體積發(fā)生較大變化，此時環(huán)空體積效應對環(huán)空壓力的貢獻率會逐漸增大。所以，對于特定材料的油套管，如果生產(chǎn)作業(yè)時密閉環(huán)空溫度增加到某一閥值，環(huán)空熱膨脹壓力就會超過油管的抗外擠強度或生產(chǎn)套管的抗內壓強度，發(fā)生管柱擠毀或破裂事故，尤其是封隔器1號的坐封位置如果發(fā)生泄漏，氣體竄入A環(huán)空會形成嚴重的環(huán)空帶壓，存在極大的安全隱患。因此必須在生產(chǎn)過程中引入環(huán)空帶壓管理，對各環(huán)空進行放壓，否則會產(chǎn)生嚴重的套損，導致環(huán)空負壓數(shù)百上千米。故分析雙封隔器間密閉環(huán)空熱膨脹效應對油氣井安全生產(chǎn)具有重要意義。

圖11為油管抗外擠安全系數(shù)與氣井產(chǎn)量和雙封隔器密閉環(huán)空熱膨脹壓力的關系，圖12為生產(chǎn)套管抗內壓安全系數(shù)與氣井產(chǎn)量和雙封隔器密閉環(huán)空熱膨脹壓力的關系，雙封隔器的坐封間距為200 m。從圖11、12中可以看出：隨著產(chǎn)量的增加密閉環(huán)空熱膨脹壓力增加，油管抗外擠安全系數(shù)和生產(chǎn)套管的抗內壓安全系數(shù)降低，設定抗外擠安全系數(shù)和抗內壓安全系數(shù)為1是油管和生產(chǎn)套管的安全工作臨界值[24]，氣井產(chǎn)量增加導致密閉環(huán)空熱膨脹起壓，該熱膨脹壓力的聚集增加了油管和生產(chǎn)套管被破壞的可能性。對于該高溫高產(chǎn)氣井，當產(chǎn)量達到211×104m3/d時，油管的抗外擠安全系數(shù)為1.023，生產(chǎn)套管的抗內壓安全系數(shù)為1.22，處于安全狀態(tài)；當產(chǎn)量為212×104m3/d時，油管的抗外擠安全系數(shù)為0.958，生產(chǎn)套管的抗內壓安全系數(shù)為1.20，此時油管被擠爆，生產(chǎn)套管安全，因此可以確定該氣井的生產(chǎn)指標不能超過212×104m3/d。

圖11　油管抗外擠安全系數(shù)變化規(guī)律圖

圖12　生產(chǎn)套管抗內壓安全系數(shù)變化規(guī)律圖

根據(jù)現(xiàn)場常用的不同類型?244.5 mm套管的數(shù)據(jù)參數(shù)，分析?244.5 mm生產(chǎn)套管內徑對密閉環(huán)空熱膨脹壓力的影響（圖13），從圖13中可以看出，隨著套管內徑的增大，密閉環(huán)空熱膨脹壓力減小，并且減小幅度隨著套管內徑的增大逐漸降低，這主要是由于在相同的溫差下，大環(huán)空的熱膨脹效果降低，密閉環(huán)空體積改變反而不明顯，造成環(huán)空體積變化引起的壓力增量減小。因此在強度允許條件下盡量選擇內徑較大的生產(chǎn)套管。

圖13　密閉環(huán)空壓力變化量隨套管內徑變化曲線圖

4 結論

1）根據(jù)動量守恒定律和能量守恒定律，建立了單層環(huán)空和多層環(huán)空的溫度計算模型，劃分環(huán)空體積單元網(wǎng)格，采用矩陣分析和遞推循環(huán)迭代法求解全井筒環(huán)空溫度、壓力場；基于雙封隔器密閉環(huán)空流體和油套管的熱膨脹和壓縮效應，建立了多封隔器間密閉環(huán)空熱膨脹壓力的計算模型，采用迭代法耦合求解。

2）對于全井筒環(huán)空：A環(huán)空溫度最大，C環(huán)空溫度最小，綜合考慮溫度效應和體積效應，得出A環(huán)空熱膨脹壓力最小，C環(huán)空熱膨脹壓力最大，在投產(chǎn)過程中需要引入環(huán)空帶壓管理，合理選擇環(huán)空流體類型，對各環(huán)空進行放壓，否則可能導致油套管損壞。

3）對于雙封隔器密閉環(huán)空，熱膨脹壓力隨封隔器坐封間距和流體熱膨脹系數(shù)的增大而增大；環(huán)空熱膨脹壓力與溫差基本呈線性正相關，且溫度效應引起的壓力增量占主導地位，但環(huán)空體積效應對壓力增量的貢獻率隨環(huán)空溫差的增大而增大。

4）對于南海某高溫高產(chǎn)氣井，建議雙封隔器坐封間距不超過312 m，投產(chǎn)產(chǎn)量不超過212×104m3/ d；在強度允許的前提下，選擇內徑較大的生產(chǎn)套管有利于降低密閉環(huán)空熱膨脹壓力。

參 考 文 獻

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(修改回稿日期 2016-01-11 編 輯 凌 忠)

A calculation method for thermal expansion mechanics of sealed annulus between multiple packers and its application

Zhang Zhi, Wang Han
(State Key Laboratory for Oil & Gas Reservoir Geology and Exploitation, Southwest Petroleum University, Chengdu, Sichuan 610500, China)

NATUR. GAS IND. VOLUME 36, ISSUE 4, pp.65-72, 4/25/2016. (ISSN 1000-0976; In Chinese)

Abstract:For high-temperature and high-production gas wells, the mechanical behaviors, safety and reliability of strings with multiple packers are more affected by the change of annulus temperature and pressure. In this paper, therefore, a calculation model for the temperature and pressure fields of single-layer and multi-layer annulus was established on the basis of momentum conservation law, energy conservation law and transient heat transfer mechanism of fluid in each annulus. Annulus temperature and thermal expansion pressure were analyzed through the full hole. For completion strings with multiple packers, the calculation model for thermal expansion pressure of sealed annulus between multiple packers was built after temperature and volume change effects of sealed annulus were analyzed comprehensively. And based on the calculation model, the change rules of thermal expansion pressure in sealed annulus between dual packers were studied. And finally, a case study was conducted on a high-temperature and high-production gas well in the western South China Sea. It is shown that the thermal expansion pressure of annulus A is the minimum in the full wellbore and that of annulus C is the maximum under the joint action of the annulus temperature and volume effects. As for dual packers, there is basically a linear relation between the sealed annulus thermal expansion pressure and the annulus temperature difference, with the pressure increment caused by the temperature effect playing a leading role and the contribution of the volume effect to pressure increment rising with the increase of annulus temperature difference. It is confirmed that the maximum production rate of the case well is 212×104m3/d. And at the production rate of 160×104m3/d, the maximum setting spacing of dual packers is 312 m. It is concluded that the production casing with larger internal diameters is favorable for reducing the thermal expansion pressure of sealed annulus so long as the strength is allowable.

Keywords:Multiple packers; High temperature and high production; Gas wells; Sealed annulus; Thermal expansion pressure; Mechanics calculation; Safety evaluation

DOI:10.3787/j.issn.1000-0976.2016.04.010

基金項目：國家科技支撐計項目（編號：2011BAE25B04）、國家科技重大專項“大型油氣田及煤層氣開發(fā)”（編號：2011ZX05023-004）、四川省省屬高?？萍紕?chuàng)新團隊建設計劃（編號：13TD0026）。

作者簡介：張智，1976年生，教授，博士，博士生導師；主要從事石油工程教學和科研工作。地址：（610500）四川省成都市新都區(qū)新都大道8號西南石油大學明辨樓B510室。電話：13981828569。ORCID:0000-0001-5089-416X。E-mail:wisezh@126.com

通信作者：王漢，1990年生，碩士研究生；從事高危油氣井安全評價研究工作。地址：（610500）四川省成都市新都區(qū)新都大道8號西南石油大學明辨樓B509室。電話：15281045320。E-mail:546604043@qq.com