Progress and Outlook on Drilling and Completion Technologies in the Tahe Oilfield
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摘要:
塔河油田缝洞型碳酸盐岩油藏具有油藏埋藏深、温度高、压力高和普遍含H2S等特点，钻井过程中存在井漏、缩径、井塌、钻井周期长和井控风险大等技术难题，为此开展了钻井完井技术攻关与实践，历经安全成井、优快钻井和高效钻井等3个技术阶段，形成了以井身结构优化和优快钻井技术为核心的深井超深井钻井完井技术，为塔河油田快速上产提供了有力支持，也促进了中国石化深井超深井钻井完井技术的进步。近年来，随着塔河油田勘探开发转向深层和外围，钻井完井的难度更大，更加需要以深部油气藏效益开发和超深井安全高效钻井为核心开展技术攻关与试验，以满足深部油气藏高效开发的需求，并推动中国石化超深井钻井完井技术持续进步。
Abstract:The fracture-cavity carbonate reservoir in the Tahe Oilfield possesses the characteristics of deep burial depth, high temperature, high pressure and the presence of H2S. Aiming at the challenges such as well leakage, hole diameter shrinkage, well collapse, long drilling period and high well control risks in the drilling process, technical researches and practices on drilling and completion were carried out. Through three stages of development, including safe well construction, rapid and excellent drilling, and high-efficiency drilling stages, the casing program optimization and rapid/excellent drilling-oriented drilling and completion matching technologies were developed, which not only provides strong support for the rapid production of Tahe Oilfield, but also promotes the drilling and completion technical advancement of Sinopec’s deep/ultra-deep wells. Currently, the exploration and development of Tahe Oilfield have turned to the deep and peripheral reservoirs, where the drilling and completion are more difficult, and it is necessary to carry out petroleum engineering technical research and test on the basis of the benefit development of deep oil and gas reservoirs as well as the safe and efficient drilling of ultra-deep wells, to satisfy the high efficient development of deep reservoirs in the Tahe Oilfield, and to promote the drilling and completion technical advancement of Sinopec's extra-deep wells.
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Keywords:
- deep drilling /
- horizontal well /
- sidetracking well /
- casing program /
- rapid and excellent drilling /
- Tahe Oilfield
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随着我国油气资源勘探开发技术的快速发展，目前我国已开始向万米超深井推进，但随着钻井深度增加，地质条件越来越复杂，钻井技术难度越来越大[1–3]，对钻机性能提出了更严苛的要求。钻机系统是勘探或资源开发的关键设备[4–6]，死绳固定器是石油钻机和修井机测量实际大钩载荷信息的关键部件[7–8]。钻机进行作业时，死绳固定器承受高强度载荷，易出现强度、安全裕度不足和结构失稳等安全性问题。为确保钻井或修井作业时的安全性和可靠性，需要进行万米深井钻机死绳固定器结构设计与安全性分析。针对死绳固定器在钻井生产作业中绳轮部位易出现损伤和强度失效的问题，学者们研究了死绳固定器绳轮轴孔偏心距、绳轮肋板厚及绳轮壁厚等对死绳固定器力学性能的影响，根据死绳固定器绳轮结构特点，提出了增强死绳固定器力学性能的结构优化设计方案[9–10]。目前，相关学者对于死绳固定器绳轮的研究多集中在强度分析与结构优化方面，存在优化效果不明显、有限元仿真结果缺乏足够试验数据的验证、未考虑死绳固定器绳轮结构失稳等问题。
基于上述研究现状，笔者根据JZG97型万米超深井钻机死绳固定器绳轮受力及结构特点，首先，提出采用增加腹板的方法来解决死绳固定器绳轮存在的问题，通过对比分析多腹板绳轮在最大死绳拉力作用下的力学性能，确定采用三腹板绳轮；然后，进行了三腹板绳轮实物测试试验，验证了三腹板绳轮结构设计的可行性与有效性；最后，采用线性屈曲方法[11–14]，分析了死绳固定器三腹板式绳轮结构的稳定性。
1. JZG97型死绳固定器绳轮受力分析
1.1 传感器支臂受力分析
死绳固定器最大死绳拉力即为指重表的最大死绳拉力，与重量指示仪表盘最大死绳拉力必须一致。死绳固定器的最大死绳拉力是钻机的最大钩载除以钢丝绳的有效数量，它是万米超深井钻机钻深能力的重要评价指标。
JZG97型死绳固定器在最大死绳拉力下进行力学特性分析如图1所示[15]。在死绳拉力作用下，传感器支臂受力FC的作用线与死绳拉力FS的作用线平行且垂直于底座底面，忽略绳轮自重，考虑轴摩擦阻力，根据死绳固定器的安装方式和力的平衡条件，可得到如下平衡方程：
FC=a(cosα+μsinα)−μrb(cosα+μsinα)−μrFS (1) 式中：FC为传感器支臂所受力，kN；a为最大死绳拉力相对于轴心的力臂，mm；b为传感器相对轴心的力臂，mm；F为绳轮轴孔上所受的正压力，kN；FS为最大死绳拉力，kN；α为正压力F与竖轴线得夹角，°；μ为圆锥滚子轴承轴向载荷摩擦因数，取0.008；r为绳轮轴孔半径，mm。
1.2 绳轮受力分析
实际工况下，绳轮承受的载荷主要来自死绳缠绕在绳轮槽上产生的径向力及死绳拉力对绳轮产生的扭矩和弯矩。由于死绳拉力对绳轮产生的扭矩和弯矩较小，故可以忽略不计。不考虑死绳与卷筒之间的摩擦，死绳拉力产生的径向压力全部作用在绳轮槽上，死绳缠绕有序，压力均匀分布[16–17]，故绳轮表面承受的压力与死绳张力平衡，绳轮受力分析如图2所示。
P=TRt (2) 式中：P为绳轮所受压力，MPa；T为最大死绳拉力，N；R为死绳固定器绳轮半径，mm；t为绳槽节距，mm。
1.3 绳卡端受力分析
死绳固定器受最大静载荷平衡时，考虑绳轮上死绳两端的张力平衡关系，且死绳为挠性体，取死绳微段进行受力分析（见图3；图3中，T和T+dT分别为死绳微段两端的松边张力和紧边张力，dN为绳轮对死绳微段的反作用力，dF为死绳微段所受的摩擦力，dθ为死绳微段角度）。假设死绳有沿绳轮切向方向的滑动趋势，根据死绳微段的静力平衡条件及欧拉公式，可得平衡方程[18]：
\frac{{\mathop F\nolimits_{{\mathrm{JL}}} }}{{\mathop F\nolimits_{{\mathrm{SL}}} }} = \mathop \text{e}\nolimits^{\mu \theta } (3) 式中：FSL为绳卡支臂受力，kN；FJL为最大死绳拉力，kN；θ为死绳缠绕在绳轮的有效角度，取6π。
JZG97型死绳固定器绳轮半径R为575 mm，传感器相对轴心O的力臂b为1273.5 mm，绳轮轴孔半径r为172 mm，最大死绳拉力FS为970 kN，最大死绳拉力FS相对于轴心O的力臂a为435 mm，绳槽节距t为54mm。由式（1）—（3）可得，死绳固定器绳轮在最大死绳拉力作用下传感器支臂受力FC为328.32 kN，绳轮绳槽所受压力P为31.24 MPa，绳卡支臂受力FSL为41.92 kN。
2. 绳轮有限元分析
2.1 网格划分及边界条件
死绳固定器由绳轮、底座、轴等零件组成，钻井生产实际使用时绳轮处易出现强度、安全裕度不足的问题，基于此，以绳轮为研究对象建立力学模型，进行力学性能分析。模型建立后，需将其导入ANSYS软件进行网格划分，经网格无关性验证并考虑计算精度和成本，确定采用网格尺寸为15 mm的四面体单元对绳轮进行数值模拟分析。静力平衡状态下，绳轮主要承受来自轴承对绳轮的约束作用，对轴孔采用圆柱面约束，忽略摩擦力对轴孔的影响，绳轮边界约束如图4所示。绳槽与死绳接触面施加压力为31.24 MPa，传感器支臂端施加沿Y轴方向的垂向力为328.32 kN，绳卡端施加垂直绳卡端端面的力为41.92 kN。
2.2 有限元分析结果
利用ANSYS有限元分析软件对绳轮进行静力学分析，模型材料为Q345，密度为7850 kg/m3，弹性模量为206 GPa，泊松比为0.28，屈服强度σS为345 MPa，抗拉强度σb为490 MPa，有限元分析结果见图5，死绳固定器绳轮主要在绳轮肋板处出现应力集中现象，最大Mises应力（等效应力）σmax为322.26 MPa。死绳固定器绳轮最大变形量主要出现在传感器支臂处，最大变形量δ为1.1594 mm。
对于机械机构，其静强度的安全裕度Msult为[19]：
Msult=[σ]σmax (4) \left[ \sigma \right] = \frac{{\mathop \sigma \nolimits_{\mathrm{S}} }}{{\mathop n\nolimits_{\mathrm{S}} }} (5) 式中：Msult为静强度的安全裕度；[σ]为许用应力，MPa；σmax为最大应力，MPa；σS为绳轮材料的屈服强度，MPa；nS为安全因数，塑性材料取1.2～1.5，脆性材料取2.0～3.5[20]，基于安全考虑，nS取1.5。
由式（5）可知最大死绳拉力作用下，绳轮肋板处的最大Mises应力σmax>[σ]=230 MPa，安全裕度Msult=−0.286<0，表明钻机系统作业时绳轮静强度不符合安全要求。针对绳轮肋板处强度和安全裕度不足的问题，以死绳固定器绳轮肋板结构为优化对象，对死绳固定器绳轮的结构进行优化设计。
3. 多腹板式绳轮力学性能分析
3.1 不同腹板式绳轮力学性能分析
最大死绳拉力作用下死绳固定器绳轮肋板处出现明显的强度、安全裕度不足，针对这一问题，提出在绳轮轮芯处增添腹板的结构优化设计方案，以提高绳轮的安全性，并设计了不同腹板式绳轮结构（见图6）。
采用有限元法，分析了双腹板绳轮、三腹板绳轮和四腹板绳轮的Mises应力、变形量和安全裕度随腹板间距的变化，结果如图7所示。从图7可以看出：随着双腹板绳轮腹板间距增大，Mises应力和变形量呈下降趋势，安全裕度呈上升趋势，但上升较为缓慢，与单腹板绳轮相比，双腹板绳轮的力学性能一般；随着三腹板绳轮腹板间距增大，Mises应力和变形量呈下降趋势，安全裕度呈明显的上升趋势，与单腹板绳轮相比，三腹板绳轮的力学性能良好，且腹板间距为65 mm时，Mises应力最小，为124.34 MPa；随着四腹板绳轮腹板间距增大，Mises应力和变形量呈现先降低后增大的趋势，安全裕度呈上升趋势，与单腹板式绳轮相比，四腹板绳轮的力学性能较好。
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图 7 多腹板绳轮力学性能参数随腹板间距变化的曲线Figure 7. Variation curve of mechanical property parameters of the multi-web rope wheel with the web spacing3.2 设计结果分析
通过Solidworks软件中的质量属性工具得到单腹板绳轮、双腹板、三腹板和四腹板绳轮的质量分别为2449.8，2514.3，2 554.6和2855.0 kg，与单腹板绳轮相比，双腹板、三腹板和四腹板绳轮的质量分别提高了2.63%，4.28%和16.54%。
不同腹板式绳轮结构力学性能的对比如图8所示。从图8可以看出与单腹板绳轮相比，双腹板绳轮的结构力学性能一般，而三腹板、四腹板绳轮的结构力学性能提高明显，但随着腹板数量增加，四腹板绳轮的质量大大提高。从安全性能角度考虑,四腹板式绳轮的强度、安全裕度更大，能够很好地满足绳轮工作的强度要求。但从材料使用角度考虑，四腹板绳轮的材料用量明显会增多，导致绳轮质量大幅度提高，不仅零件制造难度增大，而且材料消耗量和绳轮重量增大。合理权衡安全与经济性能的要求，三腹板绳轮不仅在强度、安全裕度上满足机械零件的安全设计要求，而且具有较高的强度储备和安全裕度，在材料使用上贴合实际生产，故选用三腹板绳轮。
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图 8 多腹板绳轮结构力学性能的对比Figure 8. Comparison of mechanical properties of the multi-web rope wheel structures4. 三腹板绳轮实物测试试验
4.1 实物测试试验
为验证三腹板绳轮结构的可靠性与可行性，对三腹板绳轮进行实物测试试验。在绳轮支臂表面、外腹板表面和传感器支臂圆角处选择3个测点P1，P2和P3，采用双轴应变片分别测定3个测点X、Y轴方向的应变，利用UT7110Y静态应变仪监测并提取应变测点位置处的应变。测点位置如图9所示。
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图 9 实物测试试验应变测点位置Figure 9. Location of the strain measurement point in physical experiment4.2 试验与仿真结果对比分析
三腹板绳轮结构仿真结果与试验结果对比如图10所示。测点P1处X轴方向的仿真结果与试验结果的误差最大为－12.95%，测点P2处X轴方向的仿真结果与试验结果的误差最小为0.21%。P1测点位于死绳固定器绳卡支臂的端部，在绳轮的实物试验中，所测得的P1点X方向应力是测点处的表面应力，而在有限元分析计算中，绳卡支臂端施加的是截面上的平均应力，故二者之间会出现一定的误差。综合分析试验测试数据与仿真数据，仿真结果与试验结果基本吻合，说明三腹板绳轮结构设计可行、有效。
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图 10 试验结果与仿真结果的误差柱状图Figure 10. Error histogram of experimental results and simulation results5. 三腹板绳轮结构稳定性分析
随着钻具下入深度剧增，死绳固定器绳轮稳定性是保证钻机安全可靠工作的重要前提。在最大死绳拉力作用下，死绳所产生的高强度载荷主要作用在绳轮圆筒外表面。为减少有限元计算时间、提高工作效率，以绳轮圆筒作为研究对象分析死绳固定器绳轮结构的稳定性。采用线性屈曲对优选的三腹板绳轮圆筒进行分析时，对圆筒的轴孔处采用圆柱面固定约束，对绳槽表面施加压力31.24 MPa。优选三腹板绳轮不同阶数的屈曲特征值和临界载荷如表1所示。
表 1 三腹板绳轮前6阶特征值Table 1. Characteristic values of the first 6 orders of three-web rope wheel阶数 特征值 临界压力/MPa 变形量/mm 1 48.82 1525.14 1.001 2 77.17 2410.70 1.007 3 113.90 3558.24 1.001 4 120.60 3767.54 1.003 5 126.06 3938.11 1.002 6 127.72 3989.97 1.001 根据临界屈曲载荷计算方法，只需将所施加单位载荷与载荷因子（屈曲特征值）相乘即可得该结构发生屈曲失稳时的最大临界载荷。对于工程问题，通常将第1阶屈曲模态所对应的屈曲特征值与所施载荷相乘，所得结果作为临界屈曲载荷[21–27]。故三腹板绳轮的屈曲临界载荷Pcr为1525.14 MPa。
钻机系统工作时，在最大死绳拉力作用下三腹板绳轮的临界屈曲载荷Pcr为实际受载的48.8倍，钻机系统作业时三腹板绳轮处于稳定状态，不存在结构失稳的现象，表明三腹板绳轮的结构满足结构稳定性安全要求。
6. 结 论
1）不同结构多腹板绳轮的力学性能对比分析表明，三腹板绳轮结构不仅在强度、安全裕度上满足死绳固定器安全作业的要求，且具有不需选用高等级钢材、节约材料和成本低等优点。
2）最大死绳拉力作用下三腹板绳轮处于稳定状态，但不存在结构失稳的现象，表明三腹板绳轮的结构设计能够满足超深井钻机作业对死绳固定器的安全要求。
3）三腹板绳轮具有较高的强度储备和安全裕度，但钻井施工时由于振动导致的地面设备损坏现象时有发生，建议考虑钻井作业时的振动环境进一步优化绳轮结构，确保死绳固定器绳轮具有一定的抗振性。
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