田紅平，楊春雷 （江漢石油鉆頭股份有限公司，湖北 武漢430223）

目前，隨著特殊鉆井工藝的不斷發(fā)展，滑動導(dǎo)向鉆具復(fù)合鉆井工藝廣泛應(yīng)用。滑動導(dǎo)向鉆具組合的主體工具為螺桿或渦輪鉆具，目前在油田使用較多的是螺桿鉆具。從螺桿定子結(jié)構(gòu)形式上，螺桿鉆具主要分為非等壁厚螺桿鉆具（定子橡膠厚度不同）和等壁厚（定子橡膠厚度相同）螺桿鉆具。等壁厚螺桿具有輸出扭矩大、馬達(dá)壽命高等優(yōu)點(diǎn)。與常規(guī)螺桿鉆具殼體相比，等壁厚螺桿殼體更加容易斷裂失效。國內(nèi)、外對螺桿鉆具殼體斷裂、殼體力學(xué)性能進(jìn)行了分析，確定了鉆具殼體連接螺紋的彎曲強(qiáng)度比在殼體斷裂中起的作用，針對傳動軸外殼體、萬向軸彎殼體、定子外殼體，建立了力學(xué)分析模型和有限元計(jì)算模型，通過大量的數(shù)值計(jì)算，定量研究了不同工作載荷情況下外殼體的力學(xué)特性，獲得的結(jié)論可以作為外殼體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和使用的參考準(zhǔn)則，提出了防止殼體斷裂所采用的改進(jìn)措施［1～3］。但是，眾多研究成果沒有考慮井眼軌跡與鉆具組合綜合作用對螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)力學(xué)性能的影響，僅定性地分析了彎曲強(qiáng)度比對螺桿鉆具殼體內(nèi)、外螺紋接頭強(qiáng)度的影響，定性地分析了螺桿鉆具定子殼體、萬向軸殼體和傳動軸殼體應(yīng)力水平對側(cè)向力、軸向力與扭矩載荷的敏感性［4～9］。為此，筆者利用數(shù)值仿真技術(shù)［10］，針對滑動導(dǎo)向鉆井工況，建立螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析與評價(jià)方法，對比不同井眼曲率條件下等壁厚螺桿鉆具殼體應(yīng)力狀態(tài)變化及常規(guī)螺桿與等壁厚螺桿殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度變化，并針對等壁厚螺桿殼體進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究，以提高等壁厚螺桿鉆具殼體的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，增加螺桿鉆具的使用壽命。

1 螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與失效形式

螺桿鉆具組成結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要包括傳動軸總成、萬向軸總成、馬達(dá)總成、防掉總成和旁通閥總成5個部分，各個部分殼體均采用特殊錐度螺紋連接。螺桿鉆具殼體斷裂主要發(fā)生在內(nèi)、外螺紋接頭部位，主要失效形式有外螺紋接頭靠近臺肩面螺紋斷裂失效、內(nèi)螺紋接頭小端斷裂失效等。在不同鉆井工況條件下，螺桿鉆具傳動軸與萬向軸殼體連接螺紋接頭、萬向軸與馬達(dá)殼體連接螺紋接頭、馬達(dá)與防掉殼體連接螺紋接頭、防掉與旁通閥殼體連接螺紋接頭，這4個部位殼體連接螺紋區(qū)域均可能發(fā)生斷裂失效，如圖2所示。

圖1 螺桿鉆具組成結(jié)構(gòu)

圖2 螺桿鉆具殼體失效

2 螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析與評價(jià)方法

針對造斜段井身結(jié)構(gòu)、滑動導(dǎo)向鉆井工況，利用有限元技術(shù)，建立螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析與評價(jià)方法，獲得螺桿鉆具全殼體應(yīng)力分布狀態(tài)，確定螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

2.1 螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析模型建立

以?216mm單彎等壁厚螺桿（1.25°）為例，底部鉆具組合為?311mm鉆頭＋?216mm螺桿（帶?307mm近鉆頭扶正器）＋轉(zhuǎn)換接頭＋?285mm扶正器＋?203mm鉆鋌，建立螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析模型。

1）幾何模型建立 由于采用三維模型進(jìn)行螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，為了縮小計(jì)算規(guī)模，提高計(jì)算效率，幾何模型簡化如圖3所示：去除各個部位連接螺紋接頭的螺紋牙結(jié)構(gòu)；鉆頭簡化為厚壁圓筒，并與螺桿鉆具底部相連；螺桿鉆具上部鉆具的長度約為螺桿長度的1.5倍；與螺桿連接的鉆具，通常只有上扶正器、近鉆頭扶正器和鉆頭與井壁、井底接觸，故僅作出上扶正器、近鉆頭扶正器和鉆頭處的井眼幾何模型，如圖4所示。

圖3 BHA幾何模型長度

2）材料本構(gòu)模型 采用理想彈－塑性材料本構(gòu)模型，塑性階段采用等向強(qiáng)化模型。由于螺桿鉆具材料以42CrMo為主，分析中均采用42CrMo的材料力學(xué)性能參數(shù)。通過室內(nèi)金屬材料拉伸試驗(yàn)測定，42CrMo材料彈性模量為212GPa，泊松比為0.28。

3）載荷與邊界條件 井眼施加固定約束邊界條件，鉆鋌上端面施加沿軸向向下的力（位移）載荷。

圖4 井眼幾何模型

圖5 底部鉆具組合網(wǎng)格模型

4）接觸模型 在分析模型中，建立4個接觸區(qū)域：上扶正器與井壁接觸、近鉆頭扶正器與井壁接觸、鉆頭與井壁接觸、鉆頭與井底接觸。為了提高求解精度，接觸區(qū)域均采用高精度的面與面的有限滑移接觸算法。對于法向作用，采用“硬接觸”模型。對于切向作用，采用庫倫摩擦模型，即使用摩擦系數(shù)來表示接觸面之間的摩擦特性，摩擦系數(shù)取為0.15。

5）網(wǎng)格模型 利用六面體網(wǎng)格劃分技術(shù)，建立底部鉆具組合網(wǎng)格模型，采用適應(yīng)性強(qiáng)、效率高、適合接觸分析、改善表面應(yīng)力的一階六面體單元（C3D8I），底部鉆具組合網(wǎng)格模型如圖5所示。井眼采用四邊形剛體單元。

2.2 螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評價(jià)方法

由于螺桿鉆具殼體承受軸向載荷、側(cè)向載荷與切向摩擦載荷綜合作用，呈現(xiàn)出復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)，故采用第四強(qiáng)度理論進(jìn)行評價(jià)。對于螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度主要采用Mises應(yīng)力進(jìn)行分析，輸出螺桿鉆具整個殼體的Mises應(yīng)力分布狀態(tài)，確定殼體應(yīng)力集中位置與大小，從而評價(jià)螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)的安全性。

從圖6中可以看出，在螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)突變處應(yīng)力集中明顯，在近鉆頭扶正器處、傳動軸與萬向軸殼體連接處、定子殼體與防掉殼體連接處、防掉殼體與旁通閥殼體連接處應(yīng)力集中明顯，其中最大Mises應(yīng)力為201.4MPa。根據(jù)試驗(yàn)測定42CrMo的屈服強(qiáng)度為1095MPa，則螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度安全系數(shù)為5.4。

圖6 等壁厚螺桿殼體Mises應(yīng)力分布

3 井眼曲率變化對螺桿鉆具殼體強(qiáng)度影響分析

利用上面的研究方法，對比分析井眼曲率分別為6.8°／30m、8.3°／30m和9.8°／30m時(shí)，在底部鉆具組合全增斜工作狀態(tài)下?216mm單彎（1.25°）等壁厚螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度變化情況（見圖7和圖8）。其中井眼曲率為6.8°／30m的分析結(jié)果如圖9所示。

圖7 等壁厚螺桿殼體Mises應(yīng)力分布

從圖6～圖8中可以看出，隨著井眼曲率的增大，螺桿鉆具殼體應(yīng)力集中區(qū)域未發(fā)生變化，主要集中在旁通閥與防掉殼體連接處、定子殼體與防掉殼體連接處以及近鉆頭扶正器附近。不同井眼曲率條件下螺桿鉆具體殼體最大Mises應(yīng)力如表1所示，與6.8°／30m井眼曲率相比，8.3°／30m和9.8°／30m 井眼曲率條件下螺桿鉆具殼體最大Mises應(yīng)力分別提高了29.2%和56.8%。

表1 不同井眼曲率螺桿鉆具殼體最大Mises應(yīng)力

4 等壁厚螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)優(yōu)化

4.1 常規(guī)與等壁厚螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度對比

在螺桿鉆具使用過程中發(fā)現(xiàn)，等壁厚螺桿鉆具殼體發(fā)生斷裂的概率明顯高于常規(guī)螺桿鉆具，在相同的工況條件下，對比分析常規(guī)螺桿與等壁厚螺桿殼體應(yīng)力分布狀態(tài)的變化（見圖9和圖10）?？梢钥闯?，在相同的工況條件下，常規(guī)螺桿鉆具殼體最大 Mises應(yīng)力為118.9MPa，與等壁厚螺桿鉆具殼體相比，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度提高了34.3%。究其原因，是由于常規(guī)螺桿鉆具定子殼體應(yīng)力較大，特別是靠近防掉總成的定子殼體區(qū)域，更加容易產(chǎn)生變形，對螺桿鉆具上部殼體起到了應(yīng)力釋放的作用，導(dǎo)致常規(guī)螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度明顯優(yōu)于等壁厚螺桿鉆具。

4.2 帶減應(yīng)力槽等壁厚螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

圖9 常規(guī)螺桿殼體Mises應(yīng)力分布

根據(jù)常規(guī)與等壁厚螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度對比分析結(jié)果可知，提高定子殼體的變形能力能夠有效地降低螺桿鉆具殼體的應(yīng)力水平，故在等壁厚螺桿鉆具定子殼體外部上、下2個部位分別增加減應(yīng)力槽結(jié)構(gòu)（直徑為214mm、長度為800mm），如圖11所示。

在相同的工況條件下，對等壁厚螺桿鉆具、帶減應(yīng)力槽的等壁厚螺桿鉆具和常規(guī)螺桿鉆具的殼體進(jìn)行應(yīng)力分析，對比其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度變化。從圖12～圖14可以看出，在相同的工況條件下，螺桿鉆具定子殼體結(jié)構(gòu)變化（等壁厚螺桿定子殼體、等壁厚螺桿帶減應(yīng)力槽定子殼體、常規(guī)螺桿定子殼體）對近鉆頭扶正器區(qū)域、萬向軸區(qū)域和馬達(dá)區(qū)域殼體應(yīng)力分布狀態(tài)影響較小，尤其對馬達(dá)區(qū)域以下的殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響可以忽略不計(jì)。

圖10 旁通閥－防掉殼體應(yīng)力

從圖10和圖15中可以看出，在相同工況條件下，螺桿鉆具定子殼體結(jié)構(gòu)變化對旁通閥－防掉區(qū)域殼體應(yīng)力分布狀態(tài)影響較大。在等壁厚螺桿鉆具定子殼體上增加減應(yīng)力槽結(jié)構(gòu)，能夠起到提高殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的作用。與等壁厚螺桿鉆具殼體相比，帶減應(yīng)力槽的螺桿鉆具殼體最大Mises應(yīng)力降低了33.2%，其殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與常規(guī)螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度幾乎相同。

圖11 等壁厚螺桿鉆具定子殼體減應(yīng)力槽結(jié)構(gòu)

圖12 近鉆頭扶正器殼體應(yīng)力

圖13 萬向軸殼體應(yīng)力

5 結(jié)論

利用建立的螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析與評價(jià)方法，針對?216mm單彎（1.25°）等壁厚螺桿鉆具和常規(guī)螺桿鉆具，完成了不同井眼曲率條件下等壁厚螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度對比分析，并完成了等壁厚螺桿殼體結(jié)構(gòu)優(yōu)化工作，主要結(jié)論如下：

圖14 馬達(dá)殼體應(yīng)力

1）在不同井眼曲率（6.8°／30m、8.3°／30m和9.8°／30m）條件下，螺桿鉆具殼體應(yīng)力集中區(qū)域沒有發(fā)生改變。

2）與6.8°／30m 井眼曲率相比，8.3°／30m和9.8°／30m井眼曲率條件下螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度降低了29.2%和56.8%。

3）在相同工況條件下，與常規(guī)螺桿鉆具相比，等壁厚螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度降低了52.3%。

4）在相同工況條件下，與等壁厚螺桿鉆具相比，帶減應(yīng)力槽的螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度提高了33.2%。

5）在等壁厚螺桿鉆具定子殼體上增加減應(yīng)力槽結(jié)構(gòu)，能夠提高螺桿鉆具殼體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，有效地降低螺桿鉆具殼體斷裂事故的發(fā)生。

圖15 螺桿鉆具殼體各部位最大Mises應(yīng)力對比

［1］李明謙，黃繼慶，袁洪濤 .螺桿鉆具殼體斷裂分析 ［J］.石油礦場機(jī)械，2009（6）：22～25.

［2］李萌，劉鳳，聶海濱，等.C5LZ172×7.0型螺桿鉆具殼體螺紋副強(qiáng)度分析 ［J］.石油礦場機(jī)械，2013（4）：53～57.

［3］祝效華，童華，吳愛民，等 .螺桿鉆具殼體力學(xué)特性評價(jià) ［J］.鉆采工藝，2007（6）：97～98.

［4］蘇義腦 .水平井螺桿鉆具的受力特征 ［J］.石油鉆采工藝，1999（1）：6～15，104.

［5］陳湖濱 .螺桿鉆具失效主要原因及改進(jìn)措施 ［J］.石油機(jī)械，2010（1）：79～81.

［6］苗同勇，劉永旺，趙偉，等 .等壁厚螺桿鉆具及應(yīng)用 ［J］.石油礦場機(jī)械，2011（10）：72～76.

［7］蘇義腦，唐雪平，高蘭 .雙彎與三彎鉆具對單彎鉆具的等效問題 ［J］.石油學(xué)報(bào)，2002（2）：77～81.

［8］劉修善，何樹山，鄒野 .導(dǎo)向鉆具幾何造斜率的研究 ［J］.石油學(xué)報(bào)，2004（6）：83～87.

［9］孫健，李黔，王治平 .中短半徑水平井造斜率與螺桿鉆具應(yīng)力研究 ［J］.天然氣工業(yè)，2007（6）：78～80.

［10］曾攀 .工程有限元方法 ［M］.北京：科學(xué)出版社，2010.