套管结构（精选六篇）
套管结构 篇1
套管头是套管和井口装置的重要连接件,是安装井口防喷装置的基础。套管头连接于表层套管,悬挂除表层套管以外的其它套管,承受部分或全部的套管重量。套管头还密封各层套管的环形空间,承受套管环空的压力,具有重要的使用价值。许多学者对套管头结构、套管接头螺纹连接进行了广泛研究。刘扬[1],陈琳[2]等分别采用了模糊可靠性分析方法、Monte Carlo有限元法,对结构复杂的井口套管头结构进行了可靠性分析。之后,刘春城[3]等采用有限元法对SL-2-(7)型套管头结构进行了应力分析,得到结构整体应力分布情况和单个构件的应力分布情况以及最大应力的分布位置。周星[4]应用ANSYS对双级套管螺纹连接进行性能仿真,分析螺纹各扣牙受力情况,得出了双级套管螺纹连接受力分布规律。但是,这些研究并没有给出套管头强度评价标准及套管头极限悬挂载荷和不同套管柱套管头悬挂重量的最优载荷,为此,本文开展了不同工况条件下套管头力学分析,并对其整体及局部的应力进行应力分析及强度评价,得到套管头极限悬挂载荷及不同套管柱套管头悬挂重量的最优载荷。
1 整体套管头力学分析模型
1.1 有限元模型的建立
根据套管头的结构特点和载荷特性,选择整个套管头为研究对象,同时考虑壳体开孔对其应力分布的影响、悬挂器螺纹和卡瓦牙在套管重量和内部压力作用下的局部分析,以及内部悬挂器与壳体的接触非线性行为,对套管头及其内部结构进行建模,建立了图1(a)所示的实体模型和三维空间非线性有限元模型,以及悬挂器螺纹和卡瓦牙的局部轴对称模型如图1(b)所示。
1.2 计算参数
载荷:套管头受自重、内压、螺栓预紧力、悬挂器及局部悬挂套管作用,而局部套管受到内压和悬挂载荷作用。
边界条件:悬挂器与套管头壳体接触面为接触摩擦边界,表层套管下端为位移约束。
根据固井工艺及套管头承受载荷情况,选取最危险的两种工况对套管头进行应力分析:①一级坐挂+试压70 MPa;②二级坐挂+压裂100 MPa。
2 套管头复杂应力评价标准
套管头形状、结构极其复杂,且无统一的应力评定标准对套管头本体及内部构件进行评定。参照SY/5127—2002标准,对于套管头本体的应力评定应将套管头本体的材料分为标准材料和非标准材料:
① 对于标材料承压装置的设计计算按ASME锅炉和压力容器规范第8卷第2册附录4所叙述的设计方法,设计许用应力应按下列准则限定:
式中:Sy—材料规定的最小屈服强度;Sm—额定工作压力下的设计应力强度。
② 同样采用上述设计方法,对非标材料承压装置的设计需用应力应按下列准则限定:
式中:Su—材料规定的最小抗拉强度。
参照ASME锅炉和压力容器对复杂应力下强度评定标准,对套管头悬挂器进行强度评定。
③ 考虑挤压的悬挂器本体的局部应力分布
Sm=Sy。
④ 考虑悬挂器螺纹牙、卡瓦牙与套管间的局部屈服应力二次分布
Sm=min(2Sy,Su)。
3 套管头应力分析及强度评价
3.1 套管头应力分析
根据某油田提供的资料和GB/T 9253.2—1999,确定出与本次计算相关的材料参数,见表1。本文以双级分体式套管头(一级芯轴坐挂、二级卡瓦坐挂)为例进行计算,其余类型套管头计算方法与之相同。
根据所建立的有限元模型,计算两种危险工况下套管头的应力。限于篇幅,图2、图3给出工况1条件下的整体套管头及悬挂器螺纹的应力分布,各工况下主要部件的最大应力和强度评价结果见表2。
由图2和表2可知,工况1条件下芯轴悬挂器应力分布范围为(45.5—394) MPa,最大应力值发生在芯轴悬挂器与技术套管作用的接触面上,其值为394 MPa,属于挤压应力,满足强度要求,Sr< 1.5[S]。密封垫片应力分布范围为(14.5—201) MPa,最大应力值发生在本体与垫片作用的接触面上,其值为201 MPa,属于挤压应力,满足强度要求,Sr< 1.5[S]。其余各部件最大应力值小于许用应力,即满足强度要求,Sr<[S]。由图3可知,芯轴螺纹牙的最大应力为584 MPa大于其屈服应力,但是其发生弹塑性变形区域小于承载面的1/3,满足强度要求。
由表2可知,工况2条件下卡瓦悬挂器应力分布范围为(14.6—483) MPa,最大应力值发生在卡瓦牙与油层套管作用的接触面上,其值为483 MPa,属于挤压应力,满足强度要求,Sr<1.5[S]。垫片应力分布范围为(27.8—169) MPa,最大应力值发生在本体与垫片作用的接触面上,其值为169 MPa,属于挤压应力,满足强度要求,Sr<1.5 [S]。其余各部件最大应力值小于许用应力,即满足强度要求,Sr<[S]。由表2可知,卡瓦牙的最大应力为519 MPa小于其屈服应力,卡瓦牙未发生弹塑性变形,满足强度要求。
其余类型套管头计算方法与之相同,由计算结果可知:双级套管头在内部悬挂器与套管头壳体相接触部位应力最大、最薄弱,与表层套管相接处支撑部位应力值次大,在进行套管头设计和试压时,应着重关注此部位;单级套管头在与表层套管相接处支撑部位应力值最大、最薄弱,在内部悬挂器与套管壳体相接触部位次大。
3.2 套管头悬挂参数的优选设计
为了确定不同型式套管在不同悬挂套管重量下的安全性,分别计算了各种套管头结构在给定套管内压、悬挂不同套管重量下的安全性,计算出不同套管头的极限悬挂载荷。以双级分体式套管头(一级芯轴坐挂、二级卡瓦坐挂)为例进行计算,得到整体套管头及悬挂器螺纹、卡瓦牙在极限载荷作用下的应力分布情况见表3,危险截面应力分布图如图4所示。
采用相同的计算方法,得到不同套管头悬挂不同套管极限悬挂载荷如表4所示。
由表3可知,在极限载荷作用下双级分体套管头满足强度要求;由图4可知套管头的本体二级悬挂器悬挂座处的最大应力达到342 MPa,接近许用应力强度344 MPa,因此此处为套管头本体的最危险截面。但是实际在工作中,套管头悬挂载荷的多少,除了和套管头自身的悬挂能力有关还和所悬挂套管的强度有关。因此套管头的极限悬挂载荷应该结合不同套管综合考虑。从上述分析结果可以看出,套管头最终悬挂载荷取决于三面因素:一是套管头壳体自身因素,双级套管头属于此类情况。二是内部悬挂器承受的极限重量,取决于卡瓦悬挂器牙和芯轴悬挂器螺纹牙。三是套管自身的强度,包括套管连接的丝扣强度和套管本体的屈服强度。综合这三方面因素,表5和表6列出了不同型式标准材料(非标准材料)套管头悬挂不同套管的最优悬挂载荷。
4 结论
(1) 建立了整体套管头的三维有限元模型及螺纹牙、卡瓦牙的轴对称模型。
(2) 通过对套管头各种工况下的力学分析,得到了套管头壳体各部分及内部悬挂器的应力分布情况,结果表明套管头内部悬挂器与套管头壳体相接触部位及与表层套管相接处支撑部位应力值较大,较薄弱,但均满足强度要求。
(3) 通过对套管头极限悬挂载荷的计算可知,对于双级分体套管头,一级悬挂最重270 t,二级悬挂最重228 t;对于双级整体式套管头,一级悬挂最重250 t,二级悬挂最重280 t;单级套管头最大悬挂92 t,极限悬挂与悬挂器类型无关。
(4) 得到不同型式标准材料和非标准材料套管头悬挂不同套管的最优悬挂载荷。
摘要：针对固井过程中套管头损坏现象,采用有限元软件建立套管头整体有限元模型,对套管头在不同工况条件下进行应力计算,得到套管头整体及各部件的应力分布状态,并依据给出的复杂应力评定标准对其进行强度评价,并计算出不同类型套管头的极限悬挂载荷,给出了不同套管柱套管头悬挂重量的最优载荷,为套管头在完井作业中能够安全可靠地工作提供了保证。
关键词：套管头,有限元,应力,强度分析
参考文献
[1]刘扬,陈琳,陈国华.套管头结构模糊可靠性分析.石油学报,1994;15(1):120—126
[2]陈琳,董家梅,金国梁,等.套管头结构强度可靠性研究.石油学报,1993;14(4):151—159
[3]刘春城,桂丽,杨北芳.SL-2-(7)型套管头结构应力分析.吉林林学院学报,1999;15(4):220—223
套管静水压机灌注阀结构技术改进 篇2
随着油气井钻采技术的不断发展, 高钢级套管, 非API套管的需求不断提高, 这些套管水压试验压力高, 而公司现有的508 mm套管水压试验设备灌注阀密封不严, 高压水从灌注阀泄漏, 无法实现>40 MPa水压试验要求, 每次加工高压力的套管时, 要求原材料厂家进行水压试验或公司自己对管体进行漏磁探伤, 无法100%保证产品质量, 制约着公司产品加工能力和发展, 为此对水压机灌注阀结构进行技术改造。
公司套管静水压机是对直径219~508mm管径套管进行水压试验的设备, 主要通过高压泵和增压缸联动对钢管内注水, 检查钢管在设计的试验压力下是否有渗漏现象, 检验管体的材料是否能承受规定的试验压力和套管接箍螺纹的密封性能是否满足要求。508 mm套管水压机主机结构见图1。
二、存在问题及原因
灌注阀主要由液压缸、阀体、阀座、阀芯、阀杆和密封圈等组成 (图1) 。试压时液压缸下降灌注阀打开, 试压液经A口、阀座、阀芯进入试压套管内, 灌注完成后液压缸上升灌注阀关闭, 阀座与阀芯的锥面压紧, 利用高压泵与增压缸继续加压, 锥面密封面需要承受高压不能泄漏。
在水压机实际试压高压加压过程中, 高压水从灌注阀密封面处泄漏, 无法完成套管高压水压试验。出现这种情况时, 必须把阀座、阀芯拆下来进行研磨, 使用一段时间后又需研磨。灌注阀体积大、不易拆卸, 且研磨时间长、维修成本高。分析灌注阀泄漏原因, 主要是阀芯体积大, 重达500 kg;阀芯加阀杆长达1.5 m, 使灌注阀在关闭过程中阀芯、阀座不易对中, 阀芯、阀座磨损严重, 密封面由面接触变成不闭合的线接触, 导致高压水泄漏, 无法进行水压试验。
三、改进措施
针对上述问题, 采取缩小阀芯、阀座尺寸, 同时灌注阀阀体内增加一个阀筒的措施 (图2) 。
在水压试验加压过程中, 水压机灌注阀阀芯要承受一个向上的高压力, 压力的大小跟灌注阀阀芯面积呈正比, 为避免灌注阀上部分固定螺栓被拉断, 首先必须确定灌注阀阀芯的尺寸。灌注阀上下部分是通过12个12.9级M52×3 mm预紧螺栓固定, 螺栓在试压过程中承受轴向变载的拉力, 根据单个螺栓强度计算公式, 校核螺栓满足强度要求。通过计算, 最终确定灌注阀阀芯半径为152 mm。依据安全半径尺寸和车氏密封圈尺寸, 设计了灌注阀阀座、阀芯和阀筒。
由于阀芯、阀座动作频繁, 冲击力大, 选择了渗碳淬火后表面硬而耐磨、芯部坚韧的20Cr Mn Ti渗碳钢材料, 制作成品后, 90°±10'阀芯锥面与阀座对研, 用环规检查, 环规与零件表面的接触面积呈连续环状, 接触带宽>10 mm, 接触面积>75%。密封圈采用车氏密封J形滑环组合密封TB5-IB, 该密封由一个填充四氟乙烯材料的J形滑环和一个O形橡胶圈组成, 满足200 MPa压力要求。
四、改进效果
改进后的灌注阀在实际水压试验时, 阀芯、阀座易对中、密封性好, 对224.48 mm×11.99 mm N80 BC、219.08 mm×14.15 mm P110 BC等套管的水压试验表明, 试验压力和保压时间都能满足API 5CT要求, 水压试验最大压力能达69 MPa。224.48 mm×11.99 mm N80 BC试验曲线见图3。
套管结构 篇3
目前国内对天线展开臂的研究起步较晚。多所大学空间结构研究实验室等,对空间伸展臂结构进行了一定的研究[1,2,3]。文中是通过研究获取伸缩套管式伸展臂结构为天线展开臂结构形式,并对天线展开臂进行初步的结构设计,同时对伸展臂结构的展开方式在Adams中进行运动仿真。通过参数化的设计和动力学仿真分析,寻出合理的结构设计参数,为天线展开臂结构及卫星天线布局的进一步设计提供参考依据。
设计目标:伸展臂展开长度为14 m,收拢长度<3.5 m,直径为0.5 m左右。
用途:将环-肋[4,5]天线模型定位到要求的位置展开,支撑馈源结构。
1 总体结构原型设计
这里将要设计的伸展臂结构是用于支撑已经设计的环-肋3 m天线[4]模型及其馈源。根据总体结构要求,在众多的伸展臂结构形式中[6]选用结构形式简单,易于实现的伸缩套管式伸展臂结构。其结构在整个天线系统中的安装简图如图1所示。
伸缩套管式伸展臂通常是由一系列同心、薄壁的单元相互嵌套在其中而形成。这种结构适合采用轻金属材料(如铝合金)和碳纤维强化塑料(CTRP),其横截面是一个闭合截面,在相邻的可滑动套管之间带有导向滑动装置。它的展开形式分为同步展开和逐步顺次展开。
文中所研究的展开结构体系中,伸展臂主要有两个作用:
(1)将可展开天线与电子设备分离以减少相互之间的干扰;
(2)支撑馈源结构。
这就需要设计出伸缩式伸展臂的截面形式、驱动装置、滑轮和锁定机构。采用冲突解决方法进行设计,对以上因素进行原理分析并进行冲突求解,得到如下原理方案如图2所示。
得到的伸展臂原理解为:
截面形状:采用正三角形切边形式;
侧面形状:为减轻重量,采用网格状侧面;
驱动方式:采用螺杆+电机+绳索驱动的方式;
驱动类型:同步展开驱动,这样可以使用远小于单元长度的螺杆进行驱动;
锁定机构:绳索张紧+弹簧销。
2 伸缩套管式伸展臂结构设计
根据上面寻求原理解得到的原理结构进行具体化设计[7]。
首先对于伸展臂的横截面。伸缩套管式伸展臂的横截面通常都是闭合截面,选用的截面形式是侧面宽度不同的切边三角形闭合截面形式,其原理图和成型截面图见图3所示。
图3(a)是切边三角形原理,根据设计目标,所设计的伸展臂地直径为500 mm,图3(a)中以O为圆心的圆的直径为0.5 mm,点O同时也是正三角形ABC的中心。以ABC的一个边角为例,即有:OM=250 mm。
切去的小三角形仍然是正三角形,即
由此可推得
由此,确定OM为横截面的一个全局参数。只要给定相应的伸展臂直径值(即2×OM),就可以自动得到相应大小的截面。
根据以上原理对正三角形切去边角而形成,如图3(b)所示的截面。其中3个窄边即图3(b)中1B与宽边即图3(b)中1A的长度比满足
截面宽窄边1A、1B之间的夹角为120°,同时在实体造型时,窄边1B的壁厚要厚于宽边1A的壁厚。由于相邻管件之间相互嵌套引导,因此在管件窄边的内外侧都开有不同深度的引导槽,见图3中的引导槽2、引导槽3。引导槽2开在外侧面,其深度小于开在内侧的引导槽3的深度。这是由于两个引导槽不同的作用导致的,内部引导槽主要用于滑轮相配合,并且要嵌入相应的绳索,而外侧引导槽2主要起辅助引导作用,与相邻级管件的其他辅助部件相配和以保证稳定的滑动和定位。
管件上的引导槽是贯穿整个管件长度方向上的,并且这些管件,只有中间级管件(除去最外一级和最内一级的其余级)上是内外双侧的引导槽。最外一级没有外引导槽,见图3(b)中的2,最内一级没有内引导槽,见图3(b)中的3。
有了横截面形状之后,在UG软件中使用简单的拉伸命令就可得到管件的实体模型。为了缩短传动螺杆的长度,将除最外级伸展臂单元外的其余单元制成一样的长度,最外层伸展臂单元的长略小于螺杆的长度。采用的是φ=50 mm,l=1 500 mm螺杆。取最外一级单元的自由长为LENGTH1-ELE=1 400 mm,其余级单元长度为LENGTH2＿ELE=2 500 mm。杆件单元的长LENGTHi＿ELE(i=1,2)是确定伸展臂单元的又一个全局参数。
图4所示的滑轮装置既能保证各单元之间相互滑动顺畅,又能减小摩擦力。底盘结构与传动螺杆相配合,实现将螺杆的旋转运动转换为伸展臂上升的直线运动。在工程应用中,为了减轻质量,将宽边(1A)侧面制成网格形状,如图5 (c)所示的侧面结构。这种单元网格结构,不仅可以减轻重量,而且较实体面结构而言具有更高的刚度和强度。图5(c)中结构1可以看成是侧面的支撑肋条。这种支撑肋条的材料可以采用目前已有的各种加强塑料,碳纤维材料等制成。在这里选用碳纤维加强材料。
在UG软件中对已经建立的模型进行虚拟装配,添加相应的配对约束,得到伸展臂单元模型如图5所示。图5(a)中A位置的安装见图5(b),1a、1b滑轮组分别安装在单元杆的内外侧,挡块2的作用是限位和辅助平稳滑动。因为伸展臂的刚度和长度都受到两相邻单元重合度的影响,运用挡块来调整其重合度,以满足伸展臂的性能要求。
在对单元模型自上而下地进行装配,添加相应地约束关系,得到伸展臂在收缩状态下的模型如图6所示。从总装配图中可以看到,各单元之间并不是紧密贴合,而是有一定的间隙,这个间隙在保证结构正常展开的前题下可以根据具体需要来调整大小。
伸展臂结构和展开天线结构的位置关系如图7所示。下面将对此结构在Adams中进行展开规律的动力学仿真。
3 伸缩套管式伸展臂结构展开过程仿真分析
伸展臂的展开过程一般有以下3种运动方式[8],分别是:(1)匀速展开;(2)匀加速-匀速-匀减速展开;(3)正弦展开。下面将按照上述3种展开方式在Adams中对伸展臂展开过程进行仿真分析。
为比较铰链处承受的冲击力的大小,设定展开时间均为300 s。通过仿真表明,这3种展开方式均可使伸展臂结构顺利展开,图6给出了3种展开方式下伸展臂的速度图。
展开机构展开过程的动力学问题主要体现在:机构的几个主要连接铰链承受有较大的冲击力,这种冲击力主要出现在展开机构的各结构件,在其展开阶段结束的时刻即伸展臂展开到位的锁定时刻。这里着重研究卫星伸展臂的主要连接铰链,在展开机构各结构件展开过程中所承受的最大作用力与展开方式之间的关系。并取最大作用力为展开机构展开过程动力学特征参数,以反映机构在不同展开方式下的动力学特性。
表1分别是伸展臂1～6之间5处铰链分别按照3种规律展开情况下承受的最大作用力。
由表1可见,当伸展臂匀速规律展开时,各铰链受到的冲击力最大;按照匀加速-匀速-匀减速规律展开时冲击力明显减小;按正弦规律展开冲击力最小。这表明伸展臂的展开方式对铰链的冲击力有非常重要的影响,对于展开机构的强度、轻量化和长寿命设计,应尽量选用冲击力小的展开规律形式。
4 结束语
文中设计的套管式伸展臂,用作4 m～60 m环-肋式可展开天线的结构支持和溃源支撑,所占空间小、结构简单、易实现、展开稳定可靠。通过对结构进行展开方式的动力学分析结果表明:采用匀加速-匀速-匀减速和正弦规律两种展开方式之一,都可以有效地减小结构主要连接铰链承受的作用力,对展开机构的强度,使用寿命具有实际意义。
参考文献
[1]胡其彪，关富铃，陈务军，等．一种新型展开/折叠式空间伸展臂结构方安的设计研究[J]．工程设计，1999(2)：36-40．
[2]苏斌，关富铃．索杆式伸展臂的展开驱动设计与动力学分析[J]．空间科学学报，2004，24(4)：71-75．
[3]杨治，关富铃．索杆式伸展臂分析与设计[J]．机械，2005，32(1)：9-11．
[4]郝蓓．星载大型可展开天线创新结构设计及其三维参数化建模[D]．西安：西安电子科技大学，1999．
[5]李苇．大型星载可展开天线模型肋结构设计[C]．西安：西安电子科技大学学术年会，2006．
[6]Gunnar Tibert.Deployable Tensegrity Structures for Space Applications[J].Doctoral Thesis Stockholm,2002,23 (6) :172-177.
[7]Erik Eklund.Telescopic Mast [J].IEEE.Electromag- nticLetter,1982,4(9):357-378.
套管结构 篇4
关键词：海洋钻井,套管漂浮,大角度斜井,接箍,漂浮技术
技术套管下入困难主要是大斜度井中的高摩阻造成的, 套管漂浮技术的原理就是通过低密度的钻井液或套管柱下部封闭的一段空气来增大井内钻井液中套管柱的浮力, 以减小摩阻。由于受到空间的限制, 海洋钻井大多使用大位移水平井来对薄油层油田或边际油田进行开发。本文就套管漂浮技术在旅大32-2平台中的应用作了简单的论述。
1 套管漂浮工具的结构和工作原理
戴维斯漂浮接箍由外筒和内筒两个部分构成。漂浮接箍外筒的材质和套管一样, 它的上下两端有套管丝扣, 连接着套管柱, 进行安装时采用套管丝扣胶密封。内筒是P D C钻头可钻式结构, 分为下滑套和上滑套。在外筒中利用上锁销把上滑套固定好, 一般剪切球的剪切压力是35-38MPa, 也能结合使用者的需求稍作调整。有四个直径为254m的循环孔在上滑套的底部。将套管下至合理的位置后, 地面加压将剪切球剪断 (地面压力=剪切球的剪切压力-钻井液液柱的压力) 。剪切之后, 下移上滑套, 将循环孔露出就能循环了。
在外筒中由下锁销固定把下滑套好, 设定的剪切压力较小, 通常来说远比水泥胶塞底塞的破裂压力小。固井过程中, 底胶塞的下行落在上滑套上, 利用水泥浆的自重将下滑套打掉。这一过程在现场作业时基本上看不到地面压力表的压力变化。在外筒和内筒之间, 由密封圈密封内筒下滑套和上滑套之间的光滑接触面。
2 套管漂浮技术的现场应用
通常是在大位移井和水平井的技术套管上应用套管漂浮技术, 大多情况下用在具有较大井斜角的稳斜段, 以减小井壁和套管的摩阻。
旅大32-2油田位于渤海东部海域。区域构造上位于渤东低凸起北端, 其东西毗邻渤东和渤中两大生油凹陷, 北为辽中生油凹陷, 是油气聚集的有利场所。在对旅大32-2油田取得进一步认识的基础之上, 2000年和2004年分别在该油田的南部和北部钻探了评价井L D32-2-1井和L D32-2-2井。L D32-2-1井由于位于构造较低部位, 明下段未见油气显示;LD32-2-2井在明下段相同层位钻遇油层, 油层厚度达29.0m, DST测试 (80RPM) 获得日产油41.1m3, 该井的成功钻探, 为旅大32-2油田进一步评价提供了详实的基础资料。截至到目前, 旅大32-2油田共完成大位移开发井3口。3口井均使用戴维斯制造的漂浮工具。
2.1 漂浮工具下入的注意事项
漂浮接箍所用设备有9-5/8”500-PVTS-POP型浮鞋 (BTC扣/FOX扣) 、9-5/8”Type700-SB-PVTS型浮箍, 带承托环 (BTC扣/FOX扣) 等。检查设备外观是否有磨损, 单流阀是否完好, 丈量附件长度。运输和吊装过程中严禁磕碰。设计打开漂浮接箍的压力不能小于1000P S I, 因为漂浮接箍以上静液柱压力过高的话, 一有激动压力就有提前打开漂浮接箍的危险。此外, 还要注意, 9-5/8”套管的通径要求是:为确保漂浮接箍内的上下滑套座落到浮箍, 要求每根套管必须通径, 套管内径不得低于8.500”。
2.2 具体下入步骤如下
(1) 连接500-PVTS-POP型浮鞋到第一根套管下, 丝扣端涂上丝扣胶, 按规定扭矩值上扣。下第二根套管, 连接700SB-PVTS-POP型浮箍到第二根套管下, 丝扣端涂上丝扣胶, 按规定扭矩值上扣。
(2) 下入掏空段的套管 (不灌浆) , 按规定扭矩值上扣并按设计要求安装扶正器。
(3) 安装900型漂浮接箍。
(4) 下入剩余的套管, 下入时边下边灌浆。
(5) 套管下到设计井深后, 安装水泥头 (不装胶塞) 及管线。在水泥头管汇上方接旋塞和一条管线到油气分离器上。开泵打压至漂浮接箍打开压力, 打开漂浮接箍。
(6) 打开管汇上方的旋塞, 进行空气置换。自由置换大约需要30分钟。排放完漂浮段的空气, 开泵1~2BBL的排量将套管内灌满泥浆。
(7) 灌满后打通建立循环。
(8) 循环建立后, 打开水泥头上盖投入指示胶塞 (胶塞的颜色为绿色) , 盖上上盖后, 用泥浆泵将指示塞先顶替2-3根套管处, 再开上盖相继安装好底塞 (胶塞的颜色为橙色) 和顶塞 (胶塞的颜色为黑色) 。盖上上盖用泥浆泵将指示塞顶替到漂浮接箍上。当指示塞快下行到漂浮接箍前, 放慢顶替排量到1-2B P M, 注意:一旦压力增加, 说明指示塞通过了漂浮接箍, 并把滑套剪切带下去。
在上层套管内的造斜段和直井段下漂浮段套管, 因为未灌钻井液, 所以套管所承受的浮力较大, 悬重的增加也比较缓慢, 每100m大约增加10°, 套管所受到的摩阻也会随着下入长度的增加而增大, 悬重加大到一定程度后会下降。考虑到现场施工所采用的顶驱无法下压, 所以悬重降到50k N以下后, 一定要把漂浮接箍提前安装好。
将漂浮接箍安装好且灌钻井液后, 下套管, 悬重在一开始的上升较快, 摩阻会随着井斜角增大和井深的增加, 尤其是下入到裸眼段后, 增加较大, 悬重开始下降。若不采用漂浮技术, 套管垂于井眼低边时对井壁的接触力就会增大, 也使摩擦阻力大幅度提高了, 下至一定的深度后, 就存在下不去的可能。
止塞箍和盲板浮鞋之间隔着三根套管, 确保固井质量, 防止固井时替空;灌钻井液时, 要避免产生阻卡现象, 每隔十根套管灌满一次, 需要时, 随下随灌;把套管的深度与相应的悬重数据记录下来, 通过计算机软件对地层与套管的真实摩阻系数进行反算, 为计算下一口井的漂浮理论提供可靠的数据。由于采取的施工措施正确, 确保了旅大32-2平台中对套管漂浮工具的成功应用。
3 结束语
在现场对套管漂浮技术进行实际应用后表明, 想要避免套管漂浮设备失效, 就一定要具备良好的精心操作和井眼状况。此外, 也不可忽视套管漂浮组件的产品质量和操作可靠性。从具体事故的处理过程可知, 要想最大限度的挽回损失, 就必须果断及时的将漂浮设备钻穿, 积极的进行补救固井作业。
参考文献
[1]王同友, 王永松, 张黎明, 彭雷, 黄柏宗.大位移延伸井固井技术[J].石油钻采工艺, 2001, (02) .[1]王同友, 王永松, 张黎明, 彭雷, 黄柏宗.大位移延伸井固井技术[J].石油钻采工艺, 2001, (02) .
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注水井套管损坏原因浅析 篇5
油田注水初期, 砂岩骨架水平应力对套管不会产生破坏, 随着注水时间延长, 泥岩吸水后, 在蠕变的作用下产生了相当面积的滑移面时, 应力应变传递具备了条件, 一方面可以传导重力分力, 另一方面在平面上压力差异存在以及泥岩应力滞后等因素存在的情况下, 特别是在不稳定注水及超破裂压力的情况下, 由于不同层段物理性质差异以及注水条件不同, 造成了不同岩层在平面上应力与应变的不一致, 岩层面发生错动, 严重时造成套管的剪切破坏。
1 注水开发引发的地层应力及岩石力学性质变化
1.1油田注水开发使地层压力发生变化, 改变了地层压力分布的均匀性, 在平面及层间产生了压力的差异, 与原始地层压力相比, 高压油层岩层体积发生膨胀, 低压岩层体积产生收缩, 这种变化会导致岩体由高压向低压运动的趋势。
1.2 油田注水开发使泥岩力学性质发生变化, 蠕变能力增强。
由莫尔-库尔定律描述剪切运动如下:
τ=τo+S·tanΦ
τ-剪应力;
τo-内聚力;
tanΦ-内摩擦系数;
当τ>τo+S·tanΦ时, 剪切运动不可避免。
1.3 油田注水导致应力变化与泥岩软化, 为岩层滑移提供了条件。
应力的释放产生应变, 其关系式可表示成:
ΔE=ΔбL/E
岩体的弹性模量E一般为104MPa, 从砂岩应力——应变试验结果看, 10~30MPa, E=7.14×103MPa, 地层压力上升5MPa, 每100m应变量7.0cm, 如果相邻两油层地层压力相差较大, 岩层蠕变量不一致, 就会造成两岩层相互错动。
2 体滑动造成套管损坏特点分析
2.1 受力特点分析。
岩体滑移导致套管变形破坏, 既是一个应力问题, 也是一个应变问题, 同时与岩石性质及套管性质有关, 主要分为以下方面:
2.1.1 套管的侧向挤压力与岩体滑移量成正比, 力的大小与套管作用于岩体的力相等, 条件是岩体的作用力足够大, 岩体的强度足够高。
2.1.2套管的侧向挤压力与套管的变形长度成反比。由于是剪切破坏, 客观上存在剪力矩, 力臂短则挤压力大, 力臂长则挤压力小。
2.1.3套管的侧向挤压力与套管自身性质以及套管在纵向上受力状态有关, 弹性模量越大纵向上拉应力越大, 套管受到的挤压力也越大。
2.2 套管的变形特点分析。
2.2.1单砂体滑移或单砂体滑移明显较其它相邻砂体滑移量大, 作用于套管, 使套管变形, 形成“[”形变型。
2.2.2 相邻两砂体相对滑移量大, 其它砂体滑移量小, 使套管变形, 形成“S”型变形。
2.2.3多层滑移形成的套管变形:多层滑移方向一致形成的大段弯曲;上段与下段滑移方向不一致, 而且相邻处滑移量最大, “L”型变形;上下段滑移方向不一致, 但为逐渐变化, 会形成大段的“S”型变形。
3 易产生套损岩性组合及其注水后变化与套损关系
3.1 滑移面产生及其与套损的关系。
3.1.1从套变前的找水资料来看, 套变层砂岩吸水能力强, 油井产液能力强, 砂岩水淹面积大, 相邻泥岩泥化早。
X9-3-41井套变发现日期为1983年9月, 套变位置为萨II51与萨II52夹层。1982年7月及12月两次作业均未发现套变, 从连通的油井X9-3-42井1982年5月找水资料来看, 萨II51-萨II52日产液16.7立方米, 含水45.0%, 产液占萨二组的50.2%, 而其有效厚度1.3米, 占萨二组有效厚度6.5米的17.1%, 说明X9-3-41井在萨II5吸水能力强, 从渗透率上也反映了这一点, X9-3-41井萨二组除萨II15有效渗透率为100×10-3μm2外, 其余层位渗率都小于萨II5, 说明了本井萨II5吸水能力强, 使相邻泥岩软化 (泥化) , 产生了滑移面, 本断透点是典型的滑移控制面产生的岩性组合。
3.1.2 从水淹解释资料来看, 套变点相邻油层水淹分布广, 特别是成片的同层段套损区。
X9-3-40 (油井) , 3-41 (水井) , 4-35 (水井) , 4-34 (油井) , 相邻4口井, 套变都发生在萨II5, 其相邻调整井该层均已水淹, 这正说明了砂岩水淹后, 为泥岩软化提供了条件, 进而为应力及应变传递提供了条件, 相当程度的水淹是形成套变的最基本的条件, 同时也说明了套变点的相邻油砂是水淹层, 特别是在错断产生的情况下, 注水更加剧了砂岩的水淹程度。
通过上面的分析可以看出, 滑移面在砂岩层注水水淹后, 在与泥岩接触部位产生, 并伴随着泥岩泥化过程及注水情况变化而变化, 达到一定规模时会导致套损产生。
3.2 砂岩层是构成岩体滑移的主要部分。
从套变取证资料来看, 断点上部泥岩段套管并没有处于明显变形状态, 而明显变形及断点在砂岩位置。从X9-4-35井1983年套变位置为953.42米 (铅模) , 按这个深度应为泥岩段, 而1992年为954.7米, 套管错断, 位置在砂岩萨II52的上部 (萨II52的深度954.6~955.6米) , 其最小通径由1983年的99毫米到1992年的58毫米, 从这里可以看出, 以前铅模找变形点, 不能完全反映套变情况, 它很大程度上反映了套变点上部的情况。
3.3 滑移体是砂岩层符合剪力矩模型。
X9-4-35井, 套变位置为萨II52上部, 萨II52与萨II51之间泥岩厚度0.8m, 与萨II7之间泥岩厚度3.6米, 可以简化。为渗透率最高层并有一定的砂岩厚度, 1、3层为砂岩层, 1~2、2~3为泥岩层, 设1、2、3为刚性面, 当2面两边泥化到一定程度时, 可视为自由面特别是1~2面, 由于泥岩的蠕变作用可视其对套管不产生大的影响, 则剪力矩F1L1-2=F2L2-3而且其应变量在单位长度上与L成反比, 这样1与2相距短, 作用在套管单位长度的剪应力及应变量大, 这一侧套管易错断。这正说明了套管错断的岩性组合特点。
通过以上分析, 套变产生是由于注水开发到一定时间后, 伴随着地层压力变化及蠕变作用, 在油层水淹程度高, 矛盾集中 (断层附近、高压层及适当岩性组合) 井段出现一定滑移面, 滑移体产生运行并作用于套管, 对套管产生破坏。
结束语
(1) 对达到一定水淹面积、成片发育的油层应适当控制注水强度, 防止单层压力过高, 预防套损产生。
(2) 应尽量缩小层间压力差异, 防止相邻油层相对滑移量相差较大, 以减少套损发生。
(3) 禁止超压注水, 适当下调断层附近注水井注水压力, 防止出现异常高压层, 减少套损发生。
(4) 为保护油层抗滑持水井注水的连续性, 减少地层压力反复波动频率。
(5) 对岩层相对移动造成套变井, 如何减轻套变程度以及怎样进行大修有一定的参考价值。
摘要：在注水压力较高、吸水较好的情况下, 更容易发生套损。在油田开发做法上可以主动做好套管保护工作, 对搞好套管保护有一定的指导意义。
常规套管井筒隔热技术研究 篇6
目前各国稠油主要采用注蒸汽的开采(热采)方式,即向地下油层内注入高温高压蒸汽,一方面可以提高油层温度、降低稠油黏度;另一方面可使油层压力升高、增加驱油能力。蒸汽与地层之间存在温差,蒸汽流动过程中又有摩擦阻力,因此注汽过程中存在着能量损失。在众多能量损失因素中,井筒中的能量损失直接影响热采效果。
由于稠油油藏本身的特点和热采工艺的需要,稠油生产井普遍采用大套管(一般在7 in以上),大油管(一般在in以上)[1]。在辽河油田,注汽井不但采用了Φ178 mm TP100TH大直径高强度套管,而且配套在射孔井段采用外加厚TP120TH套管,提拉预应力完井,水泥返高到地面,套管热胀补偿等多项热采钻完井工艺。套管强度大、注汽压力低,对高温环境有较好的适应性。而大庆油田的生产井大多为Φ140 mm钢级J55套管,水泥返高到油层顶界以上10 m,相对于辽河油田来讲套管直径小、强度低,对高温适应性较差,影响注汽质量,增加套管保护的难度[3]。
本文通过对常规套管井筒隔热常见问题的分析,利用“ECI—II型隔热管视导热系数测试仪”进行了导热系数测试,提出了常规套管井筒隔热技术的改进意见,为维持隔热油管隔热性能,延长隔热油管使用时间提供了技术支持。
1 常规套管井筒隔热常见问题
井筒隔热是注汽配套工艺成熟度的综合反映,也是减少套管热应力伤害的基础,注汽质量和套管保护是相互关联、密不可分的两个方面。高效的井筒隔热措施,可以减少蒸汽沿井筒的热损失,使到达井底的蒸汽保持较高干度,提高注蒸汽的开采效果[2];同时,尽可能地控制热量向套管传递,减少热应力对套管的伤害,可有效保护套管。目前,Φ140 mm常规套管技术条件下的注汽管柱,主要由高真空隔热油管、井下热胀补偿器、热采封隔器、尾管和Φ100 mm喇叭口组成。
常规套管井筒隔热存在的主要问题包括[4,5]:
(1)隔热油管随着使用时间延长,隔热性能不断下降;
(2)油管接箍直接与套管接触,增加了对套管的热伤害;
(3)井下热胀补偿器无隔热措施,增加了蒸汽的热损失;
(4)热采封隔器对蒸汽的封隔能力不理想,影响注汽质量;
(5)套管对氮气的封隔能力一般,影响注氮隔热的效果。
2 常规套管井筒改进技术[6,7]
针对Φ140 mm常规套管井筒使用中存在的以上问题,现提出以下几点改进技术。
2.1 油管接箍隔热扶正技术
在向接箍无隔热措施的隔热油管注汽时,接箍与套管壁直接接触,接触部位对套管造成热伤害,同时油套间隙缩小,氮气隔热效果变差。为解决该问题,开展了隔热型油管接箍扶正技术研究,使注汽管柱不与套管直接接触,避免局部对套管的热伤害,提高环空注氮的隔热效果,从而提高注入蒸汽干度,有效地保护套管。
2.2 井下热胀补偿器隔热保护技术
稠油注汽开采中,井下管柱都使用补偿器来弥补井下注汽管柱受热后的膨胀伸长,使其准确到注汽位置并保护井下工具。常规伸缩管的外管与内滑管都是由单层的无缝钢管制成,不具有隔热保温功能,流经管内的高温蒸汽直接通过管壁向环套空间传热,外表面散热面积大约为(1.8～2.8)m2,相当于70～100个隔热油管接箍的散热损失;另外,伸缩管部位由于不具有隔热保温功能,其外壁温度和蒸汽的温度大致相等,这一套管段很容易在高温作用下产生变形,作业施工时形成管柱拔不动的情况。
1—上接头;2—预应力隔热外管; 3—密封盒总成;4—预应力隔热内滑管
辽河油田研制应用了预应力隔热补偿器,结构如图1所示,外管为Φ127×105 mm的预应力真空管、内管为Φ89×50 mm的预应力真空管,视导热系数相当于隔热管B级或B级以上的性能,隔热效果比较理想。
由于Φ140 mm常规套管环套空间狭小,不可能采用双层隔热管的补偿器,可以考虑外管采用Φ89×76 mm的无缝钢管,外壁进行隔热涂层处理,内管采用Φ73×50 mm的保温管,由此,既不减少管柱通径,又提高了隔热能力。但该处理方法的隔热效果和工具的耐温、耐压性能需进一步验证。
2.3 长效汽驱用热采封隔器
注蒸汽高温封隔器是注蒸汽管柱的重要组成部分,主要作用是密封油套环形空间,不使高温蒸汽进入,从而达到减少井筒热损失,提高井底蒸汽干度,保护油层套管的作用。
目前主要应用的热采封隔器有以下三种:
2.3.1 K361—114热敏封隔器
该封隔器受热坐封,冷却解封,主要用于蒸汽吞吐短期注汽。缺点是使用寿命较短,难以保证长期注汽的要求;并且只能一次坐封,不能满足间歇注汽的需要。
2.3.2 Y421—114热采用封隔器
该封隔器可旋转座封,上提解封,能满足长期注汽的需要。缺点是施工工序较为复杂,对注氮施工有一定影响,且不能用于分层注汽。
2.3.3 Y441型强制解封高温金属封隔器
该封隔器目前较先进的热采用封隔器,投球打压座封,上提解封,起下管柱作业安全方便,密封效果理想。但该封隔器受坐封形式的限制,需要和热敏封隔器配合实现分层注汽。若停注时间长,分层管柱将失效。
通过对以上问题的分析,研发出新型Y461—114高温金属封隔器。其主要原理是利用密闭腔室内的石蜡受热膨胀做功,推动活塞过卡簧,使卡瓦撑开,压缩软金属座封,上提时剪断销钉,使封隔器解封。该封隔器与常规封隔器相比有以下特点:密封部件采用金属材料,能够耐350℃以上高温,寿命长;座封机构采用受热座封方式,上提强制解封,作业和注氮施工安全简便;可实现长时间不动管柱,分层、间歇注汽。
2.4 二次封固技术研究
由于大庆油田的生产井水泥返高仅到标准层以上10 m,存在的问题是:
(1) 井底的热量沿套管上传,套管与水层接触处温变剧烈,对套管损伤大;
(2) 套管受热变形后,丝扣的微缝隙加大,对氮气封隔能力下降,影响环空注氮效果。
因此进行二次封固技术的研究,要增加套管对气体的封隔能力,提高环空注氮的隔热效果,隔断套管与水层的接触,避免蒸汽过裸眼环空传到地面。
2009年5月对井口漏汽严重的“北2-342-SP49井”进行了二次封固施工。施工工序为:先在地面打水泥帽,在井下200 m处射孔,挤水泥,取套至射孔炮眼位置套管对接,封固上部套管,全部费用在50万元左右。封固后固井质量和注汽效果较为理想,二次封固前后情况对比如表1所示,为该工艺今后的发展提供良好的技术借鉴。但成本较高,施工工序还需进一步优化。
3 改进技术效果验证
3.1 试验台简介
为了验证采用以上常规套管井筒改进技术的应用效果,现对采用改进技术和未采用改进技术的两组Φ140 mm常规套管井筒的隔热油管绝热效果进行对比测试,测试试验台模型如图2所示。该系统由主机箱、测试箱、测试芯棒(包括测温具)组成。测试时,将测试芯棒插入隔热油管内部进行加热,待稳定后,对芯棒加热功率、温度以及隔热油管外表面温度进行测试。
3.2 数学模型[8]
在试验条件下,由内到外的传热共包括四个环节:电热棒外表面与隔热油管内壁之间的对流与辐射的复合换热、隔热油管内壁内侧向内壁外侧的导热、通过隔热层的传热和隔热油管外壁内测向外壁外侧的导热。
3.2.1 电热棒外表面与隔热油管内壁之间的传热
电热棒外表面与隔热油管内壁之间的传热分成两部分:电热棒外表面向隔热油管内壁表面的辐射换热和两表面空气间层的对流换热。
电热棒外表面向隔热油管内壁换热属于平行平板间的辐射换热,其传热量为:
式(1)中:Φ—两表面间的辐射换热量,W;Td—电热棒外表面热力学温度,K;Tn—隔热油管内管内表面热力学温度,K;εd—电热棒外表面发射率;εn—隔热油管内表面发射率;A0—传热平均面积,m2。
电热棒外表面与隔热油管之间空气夹层的对流换热属于有限空间自然对流换热问题,采用的关联式为[1]:
式(2)中:Nu—空气的努塞尔准则;Gr—空气的格拉晓夫准则;Pr—空气的普朗特准则。
对流换热量计算方法如下:
Φ=h1A0(td-tn) (3)
式(3)中:Φ—对流换热量,W;h1—两表面间自然对流换热系数,W/(m2·K)。
3.2.2 通过隔热油管内/外管的导热
通过隔热油管内/外管的导热属于一维圆筒壁导热问题,导热量为:
式(4)中:Φ—导热量,W;λg—管材导热系数,W/(m·K);l—隔热油管长度,m;tn—隔热油管内/外管内侧温度,℃;tw—隔热油管内/外管外侧温度,℃;dw—隔热油管内/外管外径,m;dn—隔热油管内/外管内径,m。
3.2.3 通过隔热层的传热
在隔热层内部,热量的传递由三部分组成:通过玻璃丝纤维的导热、通过孔隙的辐射换热以及当压力不为0时,通过孔隙内空气的传热。在此,将隔热层抽象成单层圆筒壁导热,用其视导热系数衡量隔热层绝热效果。
抽象得到的隔热层的导热仍属于一维圆筒壁导热问题,导热量为:
式(5)中:Φ—导热量,W;λ—隔热层视导热系数,W/(m·K);l—隔热油管长度,m;t′n—隔热层内侧温度,℃;t′w—隔热层外侧温度,℃;d′w—隔热层外径,m;d′n—隔热层内径,m。
3.3 试验结果与分析
在此,对8条使用时间均为1 a的Φ140 mm常规套管井筒隔热油管进行了视导热系数对比测试,管号1—4的隔热油管使用井筒改进技术,管号5—8的隔热油管井筒未使用改进技术,试验测试结果见表2。
由表2可见,使用了改进技术的井筒,隔热油管使用一年后外观保持良好,磨损程度不重,平均视导热系数为0.067 2 W/(m·K),而未使用改进技术的井筒,隔热油管使用一年后,隔热油管接箍连接处严重磨损,平均视导热系数达到了0.167 8 W/(m·K)。由此可知,常规隔热油管井筒改进技术对维持隔热油管隔热性能,延长隔热油管使用时间效果明显,值得推广。
4 结论
油管接箍隔热扶正技术、井下热胀补偿器隔热保护技术、长效汽驱用热采封隔技术和二次封固技术相结合的改进技术对于维持隔热油管隔热性能、延长隔热油管使用时间具有积极地推动作用,并可减少维修次数,降低维护成本,是一种值得推广的改进技术。
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