變壓力工況下井口裝置的疲勞失效演化規(guī)律研究

，，，，，

(1.中國(guó)石油大學(xué)(北京) 機(jī)械與儲(chǔ)運(yùn)工程學(xué)院，北京 102249；2.中國(guó)石油化工股份有限公司 石油工程技術(shù)研究院，北京 100101)

變壓力工況下井口裝置的疲勞失效演化規(guī)律研究

王倩琳1，胡瑾秋1，張來(lái)斌1，王海濤2，李奎為2，賀維維1

(1.中國(guó)石油大學(xué)(北京) 機(jī)械與儲(chǔ)運(yùn)工程學(xué)院，北京 102249；2.中國(guó)石油化工股份有限公司 石油工程技術(shù)研究院，北京 100101)

在頁(yè)巖氣大規(guī)模壓裂作業(yè)過(guò)程中，井口裝置受到周期性變化的復(fù)雜載荷作用，易發(fā)生疲勞失效，其疲勞壽命亦成為關(guān)注焦點(diǎn)。由于壓裂施工工況繁復(fù)，現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)耗費(fèi)人力物力、數(shù)值求解過(guò)程繁瑣，且均存在一定的難度。為此，利用ANSYS有限元分析軟件和FE-SAFE平臺(tái)開(kāi)展研究，以尋找變壓力工況下壓裂井口裝置的疲勞失效規(guī)律。選取套管頭、油管頭2個(gè)主要部件，通過(guò)建立三維模型、設(shè)定邊界條件、施加工況載荷-壓力，揭示不同壓力條件下各部件應(yīng)力、應(yīng)變狀態(tài)及疲勞脆弱點(diǎn)位置；求解各部件應(yīng)力應(yīng)變及疲勞壽命隨壓力變化的關(guān)系；繪制各部件應(yīng)力應(yīng)變、疲勞壽命與壓力的關(guān)系曲線，以及變壓力工況下各部件、井口裝置整體的疲勞失效演化圖譜。結(jié)果表明，壓裂井口裝置主要部件的最大應(yīng)力、最大應(yīng)變隨壓力近似呈現(xiàn)線性變化趨勢(shì)，各部件的強(qiáng)度和剛度滿足工況要求。

井口裝置；疲勞失效；變壓力工況；演化圖譜

Abstract：In the process of large-scale shale gas fracturing，wellhead is subjected to complex and cyclical load and appears fatigue failure easily，so its fatigue life becomes the research focus.Fracturing operation condition is very complicated，and the field experiment consumes manpower and material resources.In addition，numerical solving process is also a tedious work.So it is hard to solve such a problem，and in this paper，some researches are carried out by ANSYS software and FE-SAFE platform.These are used to search the fatigue failure evolution of wellhead under the changing pressure condition.Casing head and tubing head，two major parts，are selected.Through establishing the three-dimensional model，setting boundary condition，applying condition load-pressure，this paper reveals two parts’ stress and strain state and the fatigue weak points under different pressure conditions，clears the regularity and relationship-how stress，strain and fatigue life change with pressure，and then draws the relationship curves and all fatigue failure evolution graphs of wellhead under the changing pressure condition.The results show that there are linear trends between two parts’ maximum stresses，maximum strains and pressure approximately.In the range of maximum allowance，two parts meet the condition requirement.

Keywords：wellhead；fatigue failure；changing pressure condition；evolution graph

在頁(yè)巖氣大規(guī)模壓裂作業(yè)過(guò)程中，井口裝置具有承載、連接等作用[1]。例如，套管頭連接套管柱上端，支承下一層較小的套管柱，密封上下兩層套管間的環(huán)形空間[2]；油管頭懸掛油管柱，在所懸掛的油管和油管四通本體之間提供密封[3]。因此，其安全性、可靠性關(guān)系到整體壓裂作業(yè)的順利進(jìn)行。長(zhǎng)期服役的井口裝置受到周期性變化的復(fù)雜載荷作用，易發(fā)生疲勞失效和斷裂破壞；壓裂過(guò)程中一旦出現(xiàn)上述現(xiàn)象，相關(guān)單位不得不臨時(shí)停產(chǎn)、檢修和更換部件，甚至帶來(lái)無(wú)法估量的經(jīng)濟(jì)損失[4]。面臨如此大的安全風(fēng)險(xiǎn)和挑戰(zhàn)，尋找井口裝置(含套管頭、油管頭)疲勞失效規(guī)律、計(jì)算其疲勞壽命具有重要意義。

但壓裂施工工況繁復(fù)，現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)耗費(fèi)人力物力、數(shù)值求解過(guò)程繁瑣，且均存在一定的難度[5-6]。國(guó)內(nèi)外已有學(xué)者運(yùn)用有限元分析法對(duì)壓裂井口裝置進(jìn)行研究，主要集中于單一部件失效機(jī)理、設(shè)計(jì)優(yōu)化、強(qiáng)度校核等方面。例如：曲保勝等對(duì)套管頭整體及局部進(jìn)行應(yīng)力分析及強(qiáng)度評(píng)價(jià)，得到套管頭極限懸掛載荷及不同套管柱套管頭懸掛質(zhì)量的最優(yōu)載荷[2]；王霞等研究設(shè)計(jì)了新型煤層氣井口套管頭，利用ANSYS軟件對(duì)套管頭結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，表明設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)滿足剛度和強(qiáng)度要求[7]；王俊開(kāi)展了不同工況條件下套管頭的力學(xué)分析，根據(jù)圖樣技術(shù)要求，指出各個(gè)部件的最大應(yīng)力及危險(xiǎn)應(yīng)力位置[8]；劉春城等應(yīng)用有限單元法對(duì)SL-2-(7)型套管頭結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力分析，得到結(jié)構(gòu)整體、單一構(gòu)件的應(yīng)力分布以及最大應(yīng)力位置[9]。

目前，針對(duì)頁(yè)巖氣壓裂作業(yè)特點(diǎn)，高壓力、高功率，井口裝置應(yīng)力應(yīng)變隨施工工況載荷-壓力如何變化，以及不同壓力條件下疲勞失效有何規(guī)律，相關(guān)研究仍處于起步階段。上述研究工作的缺失將增加作業(yè)風(fēng)險(xiǎn)，難以保障井口裝置平穩(wěn)、安全運(yùn)行。

為此，選取套管頭、油管頭2個(gè)主要部件，利用ANSYS有限元分析軟件，通過(guò)建立三維模型、設(shè)定邊界條件、施加工況載荷-壓力，進(jìn)行有限元靜力分析，求解相應(yīng)的應(yīng)力、應(yīng)變結(jié)果；并基于FE-SAFE平臺(tái)，通過(guò)合理提取靜力分析結(jié)果確定載荷譜，進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算。最終，揭示了不同壓力條件下井口裝置應(yīng)力、應(yīng)變狀態(tài)及疲勞脆弱點(diǎn)位置；明確了各部件應(yīng)力應(yīng)變及疲勞壽命隨壓力變化的規(guī)律和關(guān)系；繪制了各部件應(yīng)力應(yīng)變、疲勞壽命與壓力的關(guān)系曲線，以及變壓力工況下各部件、井口裝置整體的疲勞失效演化圖譜，為現(xiàn)場(chǎng)壓裂施工提供安全技術(shù)支撐。

1 疲勞分析理論

工程中廣泛采用適用于延性金屬的修正Brown-Miller疲勞計(jì)算方法[10]，該算法認(rèn)為最大疲勞損傷出現(xiàn)在最大剪平面上，且損傷同時(shí)為剪平面上剪應(yīng)變和正應(yīng)變的函數(shù)。

設(shè)最大剪應(yīng)變?chǔ)胢ax=ε1-ε3，最大正應(yīng)變?chǔ)舗=(ε1+ε3)/2，單軸平面應(yīng)變中，ε3=-vε1，則

γmax=ε1-ε3=(1+v)ε1

(1)

εn=(ε1+ε3)/2=(1-v)ε1/2

(2)

式中：v為泊松比；ε1、ε2和ε3分別為第一、第二和第三主應(yīng)變。

傳統(tǒng)應(yīng)變-壽命方程：

(3)

將式(3)左端改寫為剪應(yīng)變和正應(yīng)變幅值之和，得Brown-Miller應(yīng)變-壽命方程：

(4)

式中：Δγmax、Δεn為剪應(yīng)變和正應(yīng)變范圍；C1、C2為常系數(shù)。右端第1項(xiàng)為彈性應(yīng)變，C1=1.65；第2項(xiàng)為塑性應(yīng)變，C2=1.75。

考慮平均應(yīng)力，利用Morrow平均應(yīng)力準(zhǔn)則修正得應(yīng)變-壽命公式：

(5)

式中：σm為平均應(yīng)力。

基于上述疲勞分析理論，利用FE-SAFE平臺(tái)對(duì)壓裂井口裝置(含套管頭和油管頭)疲勞壽命進(jìn)行研究，疲勞分析流程如圖1所示[11-12]。

圖1 疲勞分析流程

2 井口裝置主要部件疲勞失效模擬

2.1三維建模參數(shù)

利用Solidworks建立三維模型，相關(guān)建模參數(shù)如下：

1) 套管頭。外徑177.8 mm；內(nèi)徑130.7 mm；最小內(nèi)徑100 mm；卡盤直徑287.6 mm；高度211.8 mm；貫穿空直徑26 mm；材料40CrNiMoA；屈服極限836 MPa；應(yīng)變值<0.005 mm；彈性模量206 GPa；泊松比0.3；密度7 870 kg/m3。

2) 油管頭。高度619.3 mm；底座外徑647.4 mm；貫穿孔直徑60 mm；卡盤直徑478.5 mm；內(nèi)徑170 mm；最小內(nèi)徑60 mm；材料40CrNiMoA；屈服極限836 MPa；應(yīng)變值<0.005 mm；彈性模量206 GPa；泊松比0.3；密度7 870 kg/m3。

2.2網(wǎng)格劃分和邊界約束條件

1) 套管頭。采用實(shí)體Solid185單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分；受自重、內(nèi)壓、螺栓預(yù)緊力、懸掛器及局部懸掛套管作用；懸掛器與套殼體接觸面為摩擦邊界，表層套管下端為位移約束。

2) 油管頭。采用實(shí)體Solid45單元進(jìn)行智能網(wǎng)格劃分，其中約束：對(duì)稱面上采用對(duì)稱約束，下端蓋法蘭面孔采用對(duì)稱約束以及下端面作用向上的約束；載荷：內(nèi)壓以及作用于最下面臺(tái)階面上的懸掛管柱載荷，外部軸向載荷作用于法蘭面。

2.3疲勞失效模擬結(jié)果

利用ANSYS有限元分析軟件對(duì)套管頭、油管頭進(jìn)行應(yīng)力應(yīng)變分析，并基于FE-SAFE平臺(tái)計(jì)算疲勞壽命，模擬結(jié)果如圖2～3所示。

a 應(yīng)力云圖

b 應(yīng)變?cè)茍D

c 疲勞壽命云圖

a 應(yīng)力云圖

b 應(yīng)變?cè)茍D

c 疲勞壽命云圖

3 井口裝置疲勞失效演化規(guī)律研究

3.1套管頭疲勞失效演化規(guī)律

1) 應(yīng)力應(yīng)變狀態(tài)。

根據(jù)上述疲勞失效模擬結(jié)果，對(duì)相關(guān)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，繪制套管頭的最大應(yīng)力、最大應(yīng)變隨壓力變化的曲線圖，如圖4所示。

a 最大應(yīng)力

b 最大應(yīng)變

從圖2a可看出，套管頭開(kāi)孔處發(fā)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，較為薄弱，但小于屈服強(qiáng)度836 MPa，滿足工況要求。從圖2b可看出，套管頭開(kāi)孔處出現(xiàn)較大變形，但小于要求的0.005 mm，應(yīng)變?cè)谠试S范圍之內(nèi)，滿足使用要求。從圖4可看出，套管頭最大應(yīng)力、最大應(yīng)變隨壓力的增加而近似成線性增加關(guān)系，數(shù)學(xué)表達(dá)如式(6)～(7)所示。

y1=4.56x(60≤x≤130)

(6)

y2=2.28x×10-5(60≤x≤130)

(7)

2) 疲勞壽命分析。

根據(jù)上述疲勞失效模擬結(jié)果，對(duì)相關(guān)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，繪制套管頭的疲勞壽命隨壓力變化的曲線圖，如圖5所示。

從圖2c可看出，套管頭疲勞壽命最小值出現(xiàn)在內(nèi)部懸掛器與殼體相接觸處及與表層套管相接支撐處。例如，壓力70 MPa時(shí)套管頭疲勞壽命140.92 h，假設(shè)一口頁(yè)巖氣井連續(xù)作業(yè)12段、每段壓裂3 h，則套管頭在此工況下服役3.91口井后需進(jìn)行檢測(cè)和檢修，以防疲勞破壞導(dǎo)致失效。(注：在此疲勞壽命定義為一種需進(jìn)行檢測(cè)和檢修的臨界值。)

圖5 變壓力工況下套管頭疲勞失效演化圖譜2

3.2油管頭疲勞失效演化規(guī)律

1) 應(yīng)力應(yīng)變狀態(tài)。

根據(jù)上述疲勞失效模擬結(jié)果，對(duì)相關(guān)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，繪制油管頭的最大應(yīng)力、最大應(yīng)變隨壓力變化的曲線圖，如圖6所示。

a 最大應(yīng)力

b 最大應(yīng)變

從圖3a可看出，油管頭在對(duì)稱面且內(nèi)表面相貫線處發(fā)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，但小于屈服強(qiáng)度836 MPa，滿足工況要求。從圖3b可看出，油管頭最大應(yīng)變發(fā)生在對(duì)稱面且內(nèi)表面相貫線處，但小于要求的0.005 mm，應(yīng)變?cè)谠试S范圍之內(nèi)，滿足使用要求。從圖6中可看出，油管頭最大應(yīng)力、最大應(yīng)變隨壓力的增加而近似成線性增加關(guān)系，數(shù)學(xué)表達(dá)如式(8)～(9)所示。

y3=2.96x(60≤x≤130)

(8)

y4=1.48x×10-5(60≤x≤130)

(9)

2) 疲勞壽命分析。

根據(jù)上述疲勞失效模擬結(jié)果，對(duì)相關(guān)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，繪制油管頭的疲勞壽命隨壓力變化的曲線圖，如圖7所示。

圖7 變壓力工況下油管頭疲勞失效演化圖譜2

從圖3c可看出，油管頭疲勞壽命最小值出現(xiàn)在開(kāi)孔處。例如，壓力70 MPa時(shí)油管頭疲勞壽命137.98 h，假設(shè)一口頁(yè)巖氣井連續(xù)作業(yè)12段、每段壓裂3 h，則油管頭在此工況下服役3.83口井后需進(jìn)行檢測(cè)和檢修，以防疲勞破壞導(dǎo)致失效。(注：在此疲勞壽命定義為一種需進(jìn)行檢測(cè)和檢修的臨界值。)

4 結(jié)論

1) 針對(duì)頁(yè)巖氣大規(guī)模作業(yè)，開(kāi)展了井口裝置主要部件(含套管頭、油管頭)的有限元靜力分析和疲勞壽命計(jì)算研究，揭示了不同壓力條件下井口裝置各部件應(yīng)力、應(yīng)變狀態(tài)及疲勞脆弱點(diǎn)位置。分別闡述了各部件出現(xiàn)應(yīng)力集中、最大變形現(xiàn)象的位置。例如套管頭開(kāi)孔處發(fā)生應(yīng)力集中現(xiàn)象、且出現(xiàn)較大變形。

2) 明確了井口裝置各部件應(yīng)力應(yīng)變、疲勞壽命隨壓力變化的規(guī)律和關(guān)系。其中，套管頭和油管頭的最大應(yīng)力、最大應(yīng)變隨壓力的增加而近似成線性增加關(guān)系。

3) 求解了不同壓力條件下井口裝置各部件的疲勞壽命。以壓力70 MPa為例，套管頭、油管頭的疲勞壽命分別為140.92 h、137.98 h，即服役約4口井后需進(jìn)行檢測(cè)和檢修。

[1] 黃金波.套管頭結(jié)構(gòu)有限元分析及應(yīng)用[D].大慶：東北石油大學(xué)，2012.

[2] 由保勝，周記滿，劉宇，等.套管頭結(jié)構(gòu)有限元分析及評(píng)價(jià)[J].科學(xué)技術(shù)與工程，2011，11(5)：964-969.

[3] 何云松，張鎖龍，裴峻峰.高壓油管頭四通應(yīng)力分析設(shè)計(jì)[J].江蘇工業(yè)學(xué)院學(xué)報(bào)，2009，21(3)：22-25.

[4] 王輝.高壓采氣井口裝置研制[D].大慶：東北石油大學(xué)，2013.

[5] 劉揚(yáng)，陳琳，陳國(guó)華.套管頭結(jié)構(gòu)模糊可靠性分析[J].石油學(xué)報(bào)，1994，15(1)：120-126.

[6] 陳琳，董家梅，金國(guó)梁，等.套管頭結(jié)構(gòu)強(qiáng)度可靠性研究[J].石油學(xué)報(bào)，1993，14(4)：151-159.

[7] 王霞，劉峰，綦耀光，等.新型煤層氣井口套管頭的設(shè)計(jì)研究[J].石油機(jī)械，2011，39(7)：39-41.

[8] 王俊.卡瓦式套管頭可靠性分析[J].新技術(shù)新工藝，2014(9)：110-113.

[9] 劉春城，桂麗，楊北芳.SL-2-(7)型套管頭結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析[J].吉林林學(xué)院學(xué)報(bào)，1999，15(4)：220-223.

[10] 高媛，單東升，李文亮，等.140 MPa壓裂泵曲軸疲勞壽命有限元分析[J].石油礦場(chǎng)機(jī)械，2015，44(2)：68-71.

[11] GuoRong Wang，LinYan Chen，Min Zhao，et al.The research on failure analysis of fluid cylinder and fatigue life prediction[J].Engineering Failure Analysis，2014(40)：48-57.

[12] 葉曉琰，張軍輝，蔣小平，等.基于ANSYS-FATIGUE的曲軸疲勞壽命計(jì)算[J].流體機(jī)械，2011，39(4)：44-47.

FatigueFailureEvolutionofWellheadunderChangingPressureCondition

WANG Qianlin1，HU Jinqiu1，ZHANG Laibin1，WANG Haitao2，LI Kuiwei2，HE Weiwei1

(1.CollegeofMechanicalandTransportationEngineering，ChinaUniversityofPetroleum，Beijing102249，China；2.ResearchInstituteofPetroleumEngineering，SINOPEC，Beijing100101，China)

TE931.101

A

10.3969/j.issn.1001-3482.2017.05.001

1001-3482(2017)05-0001-05

2017-02-20

國(guó)家自然科學(xué)基金“過(guò)程安全跨尺度風(fēng)險(xiǎn)表征與危機(jī)預(yù)警理論研究”(51574263)；中國(guó)石油大學(xué)(北京)科研基金項(xiàng)目“海洋浮式設(shè)施安全風(fēng)險(xiǎn)動(dòng)態(tài)多場(chǎng)感知與控制”(2462015YQ0403)；中國(guó)石油化工股份有限公司科學(xué)研究與技術(shù)開(kāi)發(fā)項(xiàng)目“頁(yè)巖氣大規(guī)模壓裂安全風(fēng)險(xiǎn)評(píng)價(jià)技術(shù)研究”(P14004)

胡瑾秋(1983-)，女，江蘇南京人，教授，博士生導(dǎo)師，現(xiàn)從事油氣生產(chǎn)復(fù)雜系統(tǒng)可靠性、故障診斷及預(yù)警等方面的研究，E-mail：hujq@cup.edu.cn。