全通徑滑套球座打撈機(jī)構(gòu)關(guān)鍵技術(shù)研究

楊德鍇

(1.頁巖氣富集機(jī)理與有效開發(fā)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100101；2.中國石化石油工程技術(shù)研究院，北京 100101)

?鉆井完井?

全通徑滑套球座打撈機(jī)構(gòu)關(guān)鍵技術(shù)研究

楊德鍇1,2

(1.頁巖氣富集機(jī)理與有效開發(fā)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100101；2.中國石化石油工程技術(shù)研究院，北京 100101)

球座可提出式全通徑滑套可通過球座打撈機(jī)構(gòu)將各級球座一次提出井口，實(shí)現(xiàn)管內(nèi)全通徑，要求球座打撈機(jī)構(gòu)軸向插入載荷小，承載能力強(qiáng)。為此，設(shè)計(jì)了新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)，采用理論計(jì)算和有限元分析方法，分析了齒根面錐度和承載面角度對軸向插入載荷和承載能力的影響規(guī)律，并確定了最優(yōu)參數(shù)。分析結(jié)果表明，與常規(guī)球座打撈機(jī)構(gòu)相比，新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)軸向插入載荷降低了75%，當(dāng)齒根錐度為1∶16時(shí)，軸向插入載荷約為2 kN，軸向極限抗拉強(qiáng)度達(dá)到500 kN。當(dāng)承載面角度小于90°時(shí)，隨著齒根錐度增大，球座打撈機(jī)構(gòu)的軸向承拉能力隨之增強(qiáng)，軸向插入載荷隨之降低。高承載球座打撈機(jī)構(gòu)模擬入井試驗(yàn)一次打撈成功，表明高承載球座打撈機(jī)構(gòu)能滿足現(xiàn)場應(yīng)用要求，為提高球座打撈成功率提供了新的技術(shù)途徑。

球座；打撈機(jī)構(gòu)；軸向插入載荷；高承載

球座可提出式全通徑滑套分段壓裂技術(shù)是近年來油氣井工程技術(shù)領(lǐng)域的一項(xiàng)新型完井技術(shù)，作為非常規(guī)油氣資源開發(fā)的一種重要手段，常用于頁巖氣、低滲透產(chǎn)層和薄油層的壓裂增產(chǎn)改造。該技術(shù)可根據(jù)地層地質(zhì)特征與儲(chǔ)層開發(fā)的需要，采用封隔器將水平井分隔成若干段，向井內(nèi)由小到大依次投入憋壓球，逐級打開滑套，對產(chǎn)層進(jìn)行針對性的壓裂，壓裂施工結(jié)束后，采用球座打撈機(jī)構(gòu)將各級滑套的球座一次提出井口，形成全通徑，便于下一步下入工具進(jìn)行作業(yè)[1-4]。該滑套與其他全通徑滑套的主要區(qū)別是采取提出球座的方式實(shí)現(xiàn)管內(nèi)全通徑。提出球座時(shí)，下入專用打撈工具，將打撈爪插入球座上的打撈套形成連接，然后將球座提出井口，因此，打撈爪與打撈套連接的可靠性是保證球座打撈及提出成功的關(guān)鍵。

設(shè)計(jì)球座打撈機(jī)構(gòu)時(shí)，既要保證各級憋壓球順利通過，又要滿足滑套抗內(nèi)壓要求，因此徑向設(shè)計(jì)空間極為有限，通常采用打撈爪在軸向壓載荷作用下插入打撈套的方式，通過齒與齒的咬合形成連接[5]。目前，常用插入式打撈機(jī)構(gòu)的打撈齒為鋸形齒，需提供相對較大的軸向載荷才可使打撈爪插入打撈套形成連接，但在長水平段的水平井中施加軸向載荷較為困難，同時(shí)，受徑向尺寸限制，打撈爪無法設(shè)計(jì)為內(nèi)部支撐式的防脫結(jié)構(gòu)，因此在承受較大軸向拉伸載荷時(shí)，容易因徑向收縮造成打撈爪與打撈套脫離，導(dǎo)致打撈失敗[6]，影響球座打撈成功率。

針對上述問題，筆者提出了新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)思路:通過改變打撈齒齒根面錐度，降低打撈爪插入打撈套所需的軸向插入載荷；通過調(diào)整承載面與打撈齒齒頂面夾角的角度，提高球座打撈機(jī)構(gòu)的軸向承拉性能，防止打撈爪與打撈套脫離，從而提高球座打撈成功率。

1 高承載球座打撈機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)

高承載球座打撈機(jī)構(gòu)主要由打撈爪和打撈套2部分組成(見圖1)。打撈爪采用爪肋式結(jié)構(gòu)，每條爪肋上設(shè)計(jì)有打撈公齒；打撈套為筒形結(jié)構(gòu)，內(nèi)壁上設(shè)計(jì)有打撈母齒。

打撈爪上打撈公齒的齒頂面輪廓為圓柱形(見圖1)，直徑為D，齒根面自根端向指端方向呈錐形，與齒頂面的夾角為α；打撈套上打撈母齒的齒根面輪廓為圓柱形(見圖1)，直徑為D，齒頂面呈錐形，與齒根夾角為α。設(shè)打撈齒螺距為P，齒數(shù)為n，打撈齒由根端至指端(打撈套為自外側(cè)向內(nèi)側(cè))齒高分別為H1，H2，……，Hn；打撈齒為倒鉤形狀，抗拉承載面與齒頂平面的夾角為β(β<90°)，打撈套上打撈母齒的承載面與齒根平面的夾角也為β，插入接觸面與水平面的夾角為γ(見圖2)。

圖1 打撈爪及打撈套的結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of fishing claw and sleeve

圖2 打撈爪和打撈套的打撈齒結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)Fig.2 Structure design of salvage teeth in new high load bearing fishing claw and sleeve

高承載打撈齒與常規(guī)鋸形齒打撈齒的主要區(qū)別在于：高承載打撈齒的齒根面具有一定錐度，各齒的高度均不相同，插入連接時(shí)能夠降低打撈爪爪肋的徑向變形量，從而降低軸向插入載荷；打撈齒的拉伸載荷承載面與齒頂圓柱面的夾角成內(nèi)鉤形銳角，即β<90°，在承受軸向拉伸載荷時(shí)，產(chǎn)生向外的徑向分力，防止打撈爪徑向收縮，造成連接脫離。齒根錐角α和承載面夾角β是新型高承載打撈齒與鋸形齒的主要區(qū)別：當(dāng)α=0，β=90°時(shí)，即為鋸形齒；在允許的設(shè)計(jì)空間內(nèi)，選取不同的α和β值，分析其對軸向插入載荷及承拉性能的影響，從而優(yōu)選出最優(yōu)值。

2 球座打撈機(jī)構(gòu)關(guān)鍵參數(shù)影響分析

φ114.3 mm球座可提出式滑套的內(nèi)徑為101.6 mm，整體長800.0 mm，為保證各級憋壓球順利通過，球座及打撈機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)空間極為有限。根據(jù)空間設(shè)計(jì)要求，設(shè)定打撈爪肋長L=60 mm，距肋條根部的距離x=10 mm，齒數(shù)n=5，螺距P=10 mm。

2.1 齒根面錐度對軸向插入載荷的影響

圖3 新型高承載打撈爪單齒受力狀態(tài)Fig.3 Single tooth force state on the new high load bearing fishing claw

圖4 新型高承載打撈爪插入受力簡圖Fig.4 The schematic diagram of insert force on the new high load bearing fishing claw

對于鋸形齒打撈機(jī)構(gòu)，當(dāng)最后一齒插入到位時(shí)，由于各齒為等高設(shè)計(jì)，僅最后一齒受徑向分力，使打撈爪徑向收縮。當(dāng)α=0時(shí)，各齒齒高均為H1，其插入受力狀態(tài)如圖5所示。

假設(shè)打撈爪肋條寬度、數(shù)量、材料等其他參數(shù)均相同，分別計(jì)算打撈爪完全插入打撈套所需的軸向載荷F和F′。

圖5 鋸形齒打撈爪插入受力簡圖Fig.5 The schematic diagram of force on saw tooth fishing claw

2.1.1 新型高承載打撈爪軸向插入載荷

對于新型高承載打撈爪，每個(gè)齒均在Fx作用下徑向收縮，則有：

(1)

在n個(gè)齒受到的徑向力Fx作用下，設(shè)打撈爪最后一齒的徑向撓度為Y，根據(jù)懸臂梁受力與撓度的關(guān)系式[7]，則有：

(2)

式中：Yi為第i個(gè)齒上的徑向分力Fx在H1位置處所產(chǎn)生的徑向撓度， mm。

由撓度公式可知：

(3)

式中：E為彈性模量，Pa；I為慣性矩，m4。

已知齒數(shù)n=5，將式(1)和式(3)代入式(2)則有：

(4)

(5)

2.1.2 鋸形齒打撈爪軸向插入載荷

鋸形齒打撈爪的H1齒受徑向分力,并在其作用下產(chǎn)生徑向收縮(見圖5)，此時(shí)軸向插入載荷最大，徑向分力為：

(6)

式中：F′為鋸形齒打撈爪軸向插入載荷，N；Fx′為H1齒所受的徑向分力，N。

代入式(2)和式(3)則有：

(7)

(8)

對比式(5)與式(8)，可得：

(9)

由于螺距P>0，所以F′>F,根據(jù)設(shè)計(jì)，P=10 mm，x=10 mm，則F′=4F,表明在其他參數(shù)均相同的條件下，新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)的軸向插入載荷遠(yuǎn)小于鋸形齒球座打撈機(jī)構(gòu)，更易于在現(xiàn)場實(shí)現(xiàn)插入連接。

2.2 齒根面錐度對軸向承拉性能的影響

對于錐形齒連接，常用的錐度為1∶16,1∶32,1∶48和1∶64[8]，即tanα=1/32，tanα=1/64，tanα=1/96，tanα=1/128，暫取β=85°，建立打撈爪有限元分析模型。打撈爪為軸對稱結(jié)構(gòu)，截取單個(gè)打撈爪的爪肋作為研究對象，采用Solid186單元對模型進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分[9]，材料屈服強(qiáng)度為760 MPa，彈性模量為206 GPa，泊松比為0.30。

采用有限元法對打撈機(jī)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)模擬，簡化打撈爪與打撈套的軸向抗拉接觸分析[10-12]，對爪肋左端進(jìn)行全約束，所有打撈齒齒頂進(jìn)行Y向約束，在打撈齒各拉伸載荷承載面施加垂直于面的壓強(qiáng)。設(shè)定軸向拉力為500 kN，根據(jù)打撈爪設(shè)計(jì)尺寸計(jì)算各打撈齒承載面的壓強(qiáng)及最大Mises應(yīng)力如表1所示。

表1 不同錐度下打撈爪承載面的平均壓強(qiáng)

Table 1 Average pressures on load bearing surface of fishing claw under different tapers

錐度各打撈齒承載截面壓強(qiáng)/MPaH1H2H3H4H5最大Mises應(yīng)力/MPa1/161866616569149121357012462759631/321866617557165761570414923959171/4818666179121721716577159841068651/641866618095175571705216577119858

由表1可以看出，隨著錐形齒錐度的減小，在承受相同軸向拉伸載荷時(shí)，其最大Mises應(yīng)力逐漸增大，說明錐度越大，打撈齒所能承受的極限拉伸載荷越大。由于打撈爪壁厚的尺寸限制，所允許的最大錐度為1∶16，即tanα=1/32，因此，齒根面錐度取1∶16，此時(shí)軸向承拉性能最強(qiáng)。

2.3 承載面角度對軸向承拉性能的影響

鋸形齒球座打撈機(jī)構(gòu)的軸向載荷承載面為直角平面，即β=90°，如果打撈爪在插入過程中發(fā)生徑向變形，承載面在承受大載荷軸向拉力時(shí)，會(huì)形成向內(nèi)的徑向分力F1(如圖6所示)，造成打撈爪徑向收縮，與打撈套脫離，導(dǎo)致打撈失敗。

圖6 鋸形齒打撈爪承受的徑向分力Fig.6 Radial components of force on saw tooth fishing claw

新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)由于承載面夾角為銳角，即β<90°，如圖7所示，打撈爪爪肋可在外張分力Fy的作用下徑向外張，所以在承受軸向拉力時(shí)，即使軸向拉力再大，也不會(huì)由于打撈爪收縮而與打撈套脫離，有效提高了球座打撈機(jī)構(gòu)的軸向抗拉能力。

圖7 新型高承載打撈爪單齒受力狀態(tài)Fig.7 Single tooth force state of the new high load bearing fishing claw

β分別取85°，80°，75°和70°，錐度為1∶16，建立打撈爪有限元分析模型，其他參數(shù)保持不變，建模方法與錐度分析相同，在軸向承受500 kN拉載荷的條件下，計(jì)算各齒承載面的壓強(qiáng)及最大Mises應(yīng)力(見表2)。

表2 不同承載面角度下打撈爪承載面的平均壓強(qiáng)

Table 2 Average pressure distribution on load bearing surface of new high load fishing claw with different tapers

β/(°)各打撈齒承載截面壓強(qiáng)/MPaH1H2H3H4H5最大Mises應(yīng)力/MPa85186661656914912135701246275963801832316264146091327112166743827517722157551415512863117977225870168671502113500122721126069455

由表2可知，當(dāng)β<90°時(shí)，隨著β值減小，最大Mises應(yīng)力隨之降低，但降低幅度相對較小，可認(rèn)為β對最大Mises應(yīng)力的影響不大。通常情況下，當(dāng)β≤80°時(shí)，內(nèi)鉤形結(jié)構(gòu)會(huì)造成巖屑排出困難[13]，綜合考慮，β取85°。

綜合上述分析，設(shè)計(jì)新型高承載打撈爪與打撈套的齒根面錐度為1∶16，即tanα=1/32，打撈齒承載面角度為85°，此時(shí)其軸向極限抗拉能力可達(dá)500 kN。

3 球座打撈機(jī)構(gòu)性能試驗(yàn)

分別對鋸形齒球座打撈機(jī)構(gòu)和新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)進(jìn)行打撈爪軸向插入載荷試驗(yàn)和軸向抗拉性能試驗(yàn)，測定和對比分析打撈機(jī)構(gòu)的插入載荷、打撈爪徑向變形和機(jī)構(gòu)的整體軸向抗拉能力，然后進(jìn)行現(xiàn)場入井試驗(yàn)，驗(yàn)證新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)的可靠性。

3.1 球座打撈機(jī)構(gòu)軸向插入載荷試驗(yàn)

將打撈爪與打撈套豎直放置于壓載荷試驗(yàn)機(jī)的工作臺(tái)上，打撈爪端部預(yù)插入打撈套內(nèi)，保持打撈爪與打撈套同軸，試驗(yàn)機(jī)為打撈爪提供軸向壓載荷，直至打撈爪完全插入打撈套，記錄加載過程中的最大軸向插入載荷。2種齒形打撈機(jī)構(gòu)分別進(jìn)行了5輪次插入試驗(yàn)，結(jié)果見圖8。

圖8 球座打撈機(jī)構(gòu)軸向插入載荷試驗(yàn)曲線Fig.8 Axial insert load test curve of fishing mechanism

由圖8可知，新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)的軸向插入載荷為1.79～2.64 kN，而鋸形齒球座打撈機(jī)構(gòu)的軸向插入載荷為9.63～11.33 kN，是新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)的3.6～6.3倍，與計(jì)算結(jié)果基本一致。

3.2 球座打撈機(jī)構(gòu)軸向抗拉性能試驗(yàn)

將完全插入連接后的打撈爪和打撈套水平放置于拉伸載荷試驗(yàn)機(jī)的試驗(yàn)臺(tái)上，并分別與試驗(yàn)機(jī)兩端的拉頭連接，拉頭提供軸向拉力；逐漸增大拉力至設(shè)計(jì)載荷，或直至打撈爪與打撈套斷開連接，記錄試驗(yàn)過程中的拉力，結(jié)果如圖9所示。

圖9 球座打撈機(jī)構(gòu)軸向抗拉試驗(yàn)曲線Fig.9 Axial tensile test curve of fishing mechanism

從圖9可以看出：新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)在軸向拉力達(dá)到500 kN時(shí)，打撈爪與打撈套連接牢固；未出現(xiàn)脫離；而鋸形齒球座打撈機(jī)構(gòu)在軸向拉力約達(dá)35 kN時(shí)，打撈爪收縮后從打撈套中脫落，即連接失效。

試驗(yàn)結(jié)果表明，新型高承載球座打撈機(jī)構(gòu)的極限軸向抗拉能力可以達(dá)到500 kN，遠(yuǎn)大于鋸形齒球座打撈機(jī)構(gòu)的軸向抗拉能力，在球座可提出式滑套的球座打撈作業(yè)中具有更高的可靠性。

3.3 模擬入井試驗(yàn)

使用新型高承載打撈齒結(jié)構(gòu)加工球座打撈機(jī)構(gòu)，加工完成φ114.3 mm球座可提出式滑套，然后在全尺寸模擬試驗(yàn)井SH-1井進(jìn)行滑套球座的提出試驗(yàn)。φ114.3 mm套管串中連接4級球座可提出式滑套，下至1 398.00～1 513.00 m的水平井段，投球打開各級滑套后，使用φ50.8 mm連續(xù)油管連接打撈工具下入井內(nèi)，進(jìn)行球座打撈。

連續(xù)油管連接打撈爪下入至各級滑套位置，一趟管柱完成所有球座的打撈，每級球座打撈時(shí)的下壓載荷均小于10.0 kN，即可實(shí)現(xiàn)打撈連接。提出連續(xù)油管管串，4級滑套的球座均隨打撈管串提出井口，各級打撈爪連接緊密，表明設(shè)計(jì)的新型球座打撈機(jī)構(gòu)能滿足現(xiàn)場應(yīng)用要求。

4 結(jié)論與建議

1) 與常規(guī)鋸形齒球座打撈機(jī)構(gòu)相比，新型球座打撈機(jī)構(gòu)所需軸向插入載荷更小，并可承受更大的軸向拉伸載荷，在水平段較長的水平井滑套球座打撈作業(yè)中具有更高的可靠性。

2) 針對球座打撈機(jī)構(gòu)齒根面錐度和承載面角度提出了新的設(shè)計(jì)思路，并分析了參數(shù)變化對軸向插入載荷和抗拉性能的影響規(guī)律，下一步可對打撈爪寬度、數(shù)量和長度等參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，以進(jìn)一步提高球座打撈機(jī)構(gòu)的整體性能。

3) 在有限的設(shè)計(jì)空間內(nèi)設(shè)計(jì)的新型球座打撈機(jī)構(gòu)大大提高了軸向抗拉性能，既滿足了大通徑要求，又保證了及工具附件提出井口的可靠性,設(shè)計(jì)提出式免鉆除雙級注水泥器等工具時(shí)可以借鑒。

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[編輯 滕春鳴]

Key Technology on Ball Seat Fishing Mechanism of Full Bore Size Sleeves

YANG Dekai1,2

(1.StateKeyLaboratoryofShaleOilandGasEnrichmentMechanismsandEffectiveDevelopment,Beijing,100101,China;2.SinopecResearchInstituteofPetroleumEngineering,Beijing,100101,China)

The retrievable sleeve fishing mechanism can pull a multistage ball-seat out of hole in one trip,for a full bore size inside the pipe string,with lower axial insertion loads and high load bearing.Under such circumstances,an innovative high load bearing mechanism has been developed for fishing multi-stage ball seats.Through theoretical calculation and finite element analysis,the impact of tooth root taper and loading bearing angles on axial insertion load and load bearing capacity has been analyzed,and the optimal parameters determined.Results of analyses demonstrated that the innovative heavy-duty ball-seat fishing mechanism can reduce axial insertion loads 75% compared with conventional devices.When the tooth root taper is 1∶16,the axial insertion load is approximately 2 kN,while the maximum axial insertion load is as much as 500 kN.When the load loading angle is less than 90°,the axial load bearing capacities of fishing mechanism inrease as the tooth root taper increases and the axial insertion load decreases.The high load bearing fishing mechanism has been simulated to run in hole,with successful operation in one trip thus demonstrating that the fishing mechanism can effectively meet the demands of wellsite application,and provide a new way for enhancing the success rate of ball seat fishing.

ball seat;fishing mechanism;axial insertion load;high load bearing

2017-04-05；改回日期：2017-07-10。

楊德鍇(1982—)，男，山東濟(jì)南人，2008年畢業(yè)于山東大學(xué)機(jī)械工程專業(yè)，副研究員，主要從固完井井下工具研發(fā)工作。E-mail：ydk@shelfoil.com。

國家科技重大專項(xiàng) “低豐度致密低滲油氣藏開發(fā)關(guān)鍵技術(shù)”(編號：2016ZX05048)和中國石化科技攻關(guān)項(xiàng)目“免鉆全通徑開關(guān)滑套分段壓裂技術(shù)研究”(編號：P14115)部分研究內(nèi)容。

10.11911/syztjs.201704013

TE925+

A

1001-0890(2017)04-0075-06