等壁厚螺桿鉆具殼體結構強度分析與優化

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展，滑動導向鉆具復合鉆井工藝廣泛應用?；瑒訉蜚@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。從螺桿定子結構形式上，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、馬達壽命高等優點。與常規螺桿鉆具殼體相比，等壁厚螺桿殼體更加容易斷裂失效。國內、外對螺桿鉆具殼體斷裂、殼體力學性能進行了分析，確定了鉆具殼體連接螺紋的彎曲強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，建立了力學分析模型和有限元計算模型，通過大量的數值計算，定量研究了不同工作載荷情況下外殼體的力學特性，獲得的結論可以作為外殼體結構設計和使用的參考準則，提出了防止殼體斷裂所采用的改進措施［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構力學性能的影響，僅定性地分析了彎曲強度比對螺桿鉆具殼體內、外螺紋接頭強度的影響，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力水平對側向力、軸向力與扭矩載荷的敏感性［4～9］。為此，筆者利用數值仿真技術［10］，針對滑動導向鉆井工況，建立螺桿鉆具殼體結構強度分析與評價方法，對比不同井眼曲率條件下等壁厚螺桿鉆具殼體應力狀態變化及常規螺桿與等壁厚螺桿殼體結構強度變化，并針對等壁厚螺桿殼體進行結構優化研究，以提高等壁厚螺桿鉆具殼體的結構強度，增加螺桿鉆具的使用壽命。

1 螺桿鉆具殼體結構特點與失效形式

螺桿鉆具組成結構如圖1所示，主要包括傳動軸總成、萬向軸總成、馬達總成、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生在內、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、萬向軸與馬達殼體連接螺紋接頭、馬達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域均可能發生斷裂失效，如圖2所示。

圖1 螺桿鉆具組成結構

圖2 螺桿鉆具殼體失效

2 螺桿鉆具殼體結構強度分析與評價方法

針對造斜段井身結構、滑動導向鉆井工況，利用有限元技術，建立螺桿鉆具殼體結構強度分析與評價方法，獲得螺桿鉆具全殼體應力分布狀態，確定螺桿鉆具殼體結構強度。

2.1 螺桿鉆具殼體結構強度分析模型建立

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）＋轉換接頭＋?285mm扶正器＋?203mm鉆鋌，建立螺桿鉆具殼體結構強度分析模型。

1）幾何模型建立 由于采用三維模型進行螺桿鉆具殼體結構強度分析，為了縮小計算規模，提高計算效率，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構；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）材料本構模型 采用理想彈－塑性材料本構模型，塑性階段采用等向強化模型。由于螺桿鉆具材料以42CrMo為主，分析中均采用42CrMo的材料力學性能參數。通過室內金屬材料拉伸試驗測定，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 底部鉆具組合網格模型

4）接觸模型 在分析模型中，建立4個接觸區域：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，即使用摩擦系數來表示接觸面之間的摩擦特性，摩擦系數取為0.15。

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

2.2 螺桿鉆具殼體結構強度評價方法

由于螺桿鉆具殼體承受軸向載荷、側向載荷與切向摩擦載荷綜合作用，呈現出復雜應力狀態，故采用第四強度理論進行評價。對于螺桿鉆具殼體結構強度主要采用Mises應力進行分析，輸出螺桿鉆具整個殼體的Mises應力分布狀態，確定殼體應力集中位置與大小，從而評價螺桿鉆具殼體結構的安全性。

從圖6中可以看出，在螺桿鉆具殼體結構突變處應力集中明顯，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力集中明顯，其中最大Mises應力為201.4MPa。根據試驗測定42CrMo的屈服強度為1095MPa，則螺桿鉆具殼體結構強度安全系數為5.4。

圖6 等壁厚螺桿殼體Mises應力分布

3 井眼曲率變化對螺桿鉆具殼體強度影響分析

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，在底部鉆具組合全增斜工作狀態下?216mm單彎（1.25°）等壁厚螺桿鉆具殼體結構強度變化情況（見圖7和圖8）。其中井眼曲率為6.8°／30m的分析結果如圖9所示。

圖7 等壁厚螺桿殼體Mises應力分布

從圖6～圖8中可以看出，隨著井眼曲率的增大，螺桿鉆具殼體應力集中區域未發生變化，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應力

4 等壁厚螺桿鉆具殼體結構優化

4.1 常規與等壁厚螺桿鉆具殼體結構強度對比

在螺桿鉆具使用過程中發現，等壁厚螺桿鉆具殼體發生斷裂的概率明顯高于常規螺桿鉆具，在相同的工況條件下，對比分析常規螺桿與等壁厚螺桿殼體應力分布狀態的變化（見圖9和圖10）?？梢钥闯?，在相同的工況條件下，常規螺桿鉆具殼體最大 Mises應力為118.9MPa，與等壁厚螺桿鉆具殼體相比，結構強度提高了34.3%。究其原因，是由于常規螺桿鉆具定子殼體應力較大，特別是靠近防掉總成的定子殼體區域，更加容易產生變形，對螺桿鉆具上部殼體起到了應力釋放的作用，導致常規螺桿鉆具殼體結構強度明顯優于等壁厚螺桿鉆具。

4.2 帶減應力槽等壁厚螺桿鉆具殼體結構強度分析

圖9 常規螺桿殼體Mises應力分布

根據常規與等壁厚螺桿鉆具殼體結構強度對比分析結果可知，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力槽結構（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、帶減應力槽的等壁厚螺桿鉆具和常規螺桿鉆具的殼體進行應力分析，對比其結構強度變化。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構變化（等壁厚螺桿定子殼體、等壁厚螺桿帶減應力槽定子殼體、常規螺桿定子殼體）對近鉆頭扶正器區域、萬向軸區域和馬達區域殼體應力分布狀態影響較小，尤其對馬達區域以下的殼體結構強度影響可以忽略不計。

圖10 旁通閥－防掉殼體應力

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構變化對旁通閥－防掉區域殼體應力分布狀態影響較大。在等壁厚螺桿鉆具定子殼體上增加減應力槽結構，能夠起到提高殼體結構強度的作用。與等壁厚螺桿鉆具殼體相比，帶減應力槽的螺桿鉆具殼體最大Mises應力降低了33.2%，其殼體結構強度與常規螺桿鉆具殼體結構強度幾乎相同。

圖11 等壁厚螺桿鉆具定子殼體減應力槽結構

圖12 近鉆頭扶正器殼體應力

圖13 萬向軸殼體應力

5 結論

利用建立的螺桿鉆具殼體結構強度分析與評價方法，針對?216mm單彎（1.25°）等壁厚螺桿鉆具和常規螺桿鉆具，完成了不同井眼曲率條件下等壁厚螺桿鉆具殼體結構強度對比分析，并完成了等壁厚螺桿殼體結構優化工作，主要結論如下：

圖14 馬達殼體應力

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

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構強度降低了29.2%和56.8%。

3）在相同工況條件下，與常規螺桿鉆具相比，等壁厚螺桿鉆具殼體結構強度降低了52.3%。

4）在相同工況條件下，與等壁厚螺桿鉆具相比，帶減應力槽的螺桿鉆具殼體結構強度提高了33.2%。

5）在等壁厚螺桿鉆具定子殼體上增加減應力槽結構，能夠提高螺桿鉆具殼體結構強度，有效地降低螺桿鉆具殼體斷裂事故的發生。

圖15 螺桿鉆具殼體各部位最大Mises應力對比

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