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超深井上部大尺寸井眼稳定器接头母扣失效机制

李少安 王居贺 秦垦 王文昌 陈锋 狄勤丰

李少安,王居贺,秦垦,王文昌,陈锋,狄勤丰. 超深井上部大尺寸井眼稳定器接头母扣失效机制[J]. 百度彩票 工艺,2021,43(3):302-308 doi:  10.13639/j.odpt.2021.03.006
引用本文: 李少安,王居贺,秦垦,王文昌,陈锋,狄勤丰. 超深井上部大尺寸井眼稳定器接头母扣失效机制[J]. 百度彩票 工艺,2021,43(3):302-308 doi:  
LI Shaoan, WANG Juhe, QIN Ken, WANG Wenchang, CHEN Feng, DI Qinfeng. Study on the failure mechanism of large-size hole stabilizer joint of ultra-deep well[J]. Oil Drilling & Production Technology, 2021, 43(3): 302-308 doi:  10.13639/j.odpt.2021.03.006
Citation: LI Shaoan, WANG Juhe, QIN Ken, WANG Wenchang, CHEN Feng, DI Qinfeng. Study on the failure mechanism of large-size hole stabilizer joint of ultra-deep well[J]. Oil Drilling & Production Technology, 2021, 43(3): 302-308 doi:  

超深井上部大尺寸井眼稳定器接头母扣失效机制

doi: 
基金项目: 国家科技重大专项“大型油气田及煤层气开发”之课题“海相碳酸盐岩超深油气井关键工程技术”(编号:2017ZX05005-005);中石化科研项目“顺北油气田一区优快钻井技术研究”(编号:P18021);国家自然科学基金联合基金重点支持项目“超深井钻柱非线性动力学及动态安全性基础理论研究”(编号:U1663205);国家自然科学基金青年基金项目“气体钻井中预弯底部钻具组合控斜的非线性动力学机制”(编号:51704191)及“超深井油套管螺纹接头三维力学特性分析及密封机理研究”(编号:51804194)
详细信息
    作者简介:

    李少安(1983-),2008年毕业于长江大学石油工程专业,现从事钻井工艺优化与设计工作,工程师。通讯地址:(830011)新疆乌鲁木齐中国石化西北油田分公司石油工程技术研究院。E-mail:

    通讯作者:

    狄勤丰(1963-),1984年获华东石油学院钻井工程专业学士学位,1997年获西南石油学院油气井工程专业博士学位,现主要从事石油工程技术和力学问题的研究,教授、博士生导师。通讯地址:(200072)上海市宝山区上大路99号,上海大学力学与工程科学学院。E-mail:

  • 中图分类号: TE921+.2

Study on the failure mechanism of large-size hole stabilizer joint of ultra-deep well

  • 摘要: 顺北区块超深井Ø444.5 mm大尺寸井眼井段长达5 000 m,不但需要面对提速、控斜难题,而且存在稳定器母扣频繁失效问题。为此,从钟摆钻具组合(BHA)动力学分析着手,探讨了大尺寸井段稳定器母扣失效机制。基于钻柱动力学有限元方程,研究了大尺寸井眼中BHA稳定器处的复杂动力学特征,确定了稳定器母扣附近的动态弯矩和涡动特征;建立了稳定器母扣端螺纹接头三维有限元模型,利用显式动力学有限元方法分析了复杂载荷作用下稳定器母扣端螺纹接头的应力分布特征;以顺北XX井稳定器母扣断裂失效为例,分析了BHA稳定器母扣端变截面位置附近的动态应力。结果表明,稳定器母扣端轴向振动和扭转振动水平较低,但出现了较强的高频涡动,较大的变截面特征造成稳定器母扣端附近出现很大的高频附加动态弯矩(0~453.0 kN·m)。这一动态弯矩作用产生的母扣螺纹牙应力最高达799.1 MPa,虽然小于与其啮合的钻铤公扣螺纹牙应力(973.1 MPa),但其变化幅度很大(465.0 MPa),而且变化频率很高。这种高频动态变化应力是促使母扣端螺纹接头发生失效的关键原因之一。建议在设计大尺寸井眼BHA时一方面要控制钻柱涡动,另一方面要尽可能减少稳定器附近的动态弯曲效应。
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    图  1  稳定器变截面产生的弯曲放大效应

    Figure  1.  Bending amplification effect caused by variable cross-section of stabilizer

    图  2  钟摆段中点处的动态载荷

    Figure  2.  Dynamic load at the midpoint of the pendulum segment

    图  3  稳定器母扣端截面处的动态载荷

    Figure  3.  Dynamic load at the box of stabilizer's threaded joint

    图  4  钻具在3个位置处的涡动轨迹和涡动速度

    Figure  4.  Whirl trajectory and whirl velocity of the drill tool at three locations

    图  5  钻具在3个位置处的动态应力

    Figure  5.  Dynamic stresses of the drill tool at three locations

    图  6  稳定器接头母扣端螺纹接头有限元模型

    Figure  6.  Finite element model of the box end of stabilizer thread joint

    图  7  弯矩作用前后稳定器接头母扣端螺纹接头Mises应力分布规律

    Figure  7.  Mises stress distribution of the box end of stabilizer thread joint before and after bending moment

    图  8  稳定器接头母扣端螺纹接头关键部位Mises应力变化

    Figure  8.  Mises stress variation at key points of the box end of stabilizer threaded joint

    图  9  动态弯矩变化引起的稳定器母扣端螺纹接头的应力波动

    Figure  9.  Stress fluctuation of the box end of stabilizer thread joint caused by dynamic bending moment variation

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出版历程
  • 修回日期:  2020-06-29
  • 网络出版日期:  2021-09-26
  • 刊出日期:  2021-05-31

超深井上部大尺寸井眼稳定器接头母扣失效机制

doi: 
    基金项目:  国家科技重大专项“大型油气田及煤层气开发”之课题“海相碳酸盐岩超深油气井关键工程技术”(编号:2017ZX05005-005);中石化科研项目“顺北油气田一区优快钻井技术研究”(编号:P18021);国家自然科学基金联合基金重点支持项目“超深井钻柱非线性动力学及动态安全性基础理论研究”(编号:U1663205);国家自然科学基金青年基金项目“气体钻井中预弯底部钻具组合控斜的非线性动力学机制”(编号:51704191)及“超深井油套管螺纹接头三维力学特性分析及密封机理研究”(编号:51804194)
    作者简介:

    李少安(1983-),2008年毕业于长江大学石油工程专业,现从事钻井工艺优化与设计工作,工程师。通讯地址:(830011)新疆乌鲁木齐中国石化西北油田分公司石油工程技术研究院。E-mail:

    通讯作者: 狄勤丰(1963-),1984年获华东石油学院钻井工程专业学士学位,1997年获西南石油学院油气井工程专业博士学位,现主要从事石油工程技术和力学问题的研究,教授、博士生导师。通讯地址:(200072)上海市宝山区上大路99号,上海大学力学与工程科学学院。E-mail:
  • 中图分类号: TE921+.2

摘要: 顺北区块超深井Ø444.5 mm大尺寸井眼井段长达5 000 m,不但需要面对提速、控斜难题,而且存在稳定器母扣频繁失效问题。为此,从钟摆钻具组合(BHA)动力学分析着手,探讨了大尺寸井段稳定器母扣失效机制。基于钻柱动力学有限元方程,研究了大尺寸井眼中BHA稳定器处的复杂动力学特征,确定了稳定器母扣附近的动态弯矩和涡动特征;建立了稳定器母扣端螺纹接头三维有限元模型,利用显式动力学有限元方法分析了复杂载荷作用下稳定器母扣端螺纹接头的应力分布特征;以顺北XX井稳定器母扣断裂失效为例,分析了BHA稳定器母扣端变截面位置附近的动态应力。结果表明,稳定器母扣端轴向振动和扭转振动水平较低,但出现了较强的高频涡动,较大的变截面特征造成稳定器母扣端附近出现很大的高频附加动态弯矩(0~453.0 kN·m)。这一动态弯矩作用产生的母扣螺纹牙应力最高达799.1 MPa,虽然小于与其啮合的钻铤公扣螺纹牙应力(973.1 MPa),但其变化幅度很大(465.0 MPa),而且变化频率很高。这种高频动态变化应力是促使母扣端螺纹接头发生失效的关键原因之一。建议在设计大尺寸井眼BHA时一方面要控制钻柱涡动,另一方面要尽可能减少稳定器附近的动态弯曲效应。

English Abstract

李少安,王居贺,秦垦,王文昌,陈锋,狄勤丰. 超深井上部大尺寸井眼稳定器接头母扣失效机制[J]. 百度彩票 工艺,2021,43(3):302-308 doi:  10.13639/j.odpt.2021.03.006
引用本文: 李少安,王居贺,秦垦,王文昌,陈锋,狄勤丰. 超深井上部大尺寸井眼稳定器接头母扣失效机制[J]. 百度彩票 工艺,2021,43(3):302-308 doi:  
LI Shaoan, WANG Juhe, QIN Ken, WANG Wenchang, CHEN Feng, DI Qinfeng. Study on the failure mechanism of large-size hole stabilizer joint of ultra-deep well[J]. Oil Drilling & Production Technology, 2021, 43(3): 302-308 doi:  10.13639/j.odpt.2021.03.006
Citation: LI Shaoan, WANG Juhe, QIN Ken, WANG Wenchang, CHEN Feng, DI Qinfeng. Study on the failure mechanism of large-size hole stabilizer joint of ultra-deep well[J]. Oil Drilling & Production Technology, 2021, 43(3): 302-308 doi:  
  • 顺北区块是中石化的一个重点探区,油气资源丰富,近年来出现一批井深超8000 m的超深井,如顺北鹰1井(8 588 m)、顺北5-5H井(8 520 m)、顺北蓬1井(8 455.8 m)等,为我国深部油气资源的钻探做出了重要贡献。由于井超深,地质结构和岩性复杂,必须采用多层井身结构,其中,上部Ø444.5 mm井眼是主力井段,长达5 000 m。

    为了提速、控斜并降低井壁掉块诱导的卡钻风险,现场施工中采用了带直螺杆的单稳定器钟摆BHA,但在所钻的7口超深井中,有3口井稳定器母扣断裂,1口井直螺杆母扣断裂。稳定器的断裂位置基本位于母扣大端第3~4扣(距离母扣端面10.0~11.0 cm)处。失效时所用钻压60.0~80.0 kN,所用转速约55.0 r/min。研究结果表明,所用稳定器的材质、加工质量都满足要求,不是引起稳定器母扣端螺纹接头失效的主要原因。

    为确保后续钻井作业安全,结合钻柱动力学特性宏观分析和稳定器母扣端螺纹接头局部应力分析,探讨了大尺寸井眼稳定器母扣的失效机制。

    • 长期以来,钻柱的动力学特性研究受到许多专家学者的关注。这方面的研究包括2个方面:一方面是BHA的振动问题,如T. M. Burgess等人[1]研究了BHA的横向振动,首先用静力学方法求解BHA的上切点位置,随后对切点以下钻具的振动特性进行有限元分析;胡以宝等[2]研究了带旋转导向工具底部钻具组合的动力学特性分析及参数优化。另一方面是全井钻柱的动力学特性研究,如M. W. Dykstra[3]采用有限元法对全井钻柱进行静力学分析,利用Newmark方法对全井钻柱进行瞬态动力学分析,发现BHA是横向振动的主要部分。胡以宝、狄勤丰等[4-5]利用节点迭代法实现了全井钻柱的动力学特性分析,并进行了钻柱动态安全性的研究。李子丰、刘清友、祝效华等对全井钻柱动力学开展了较深入的分析研究[6-8]。这些研究有力地促进了钻柱力学研究和钻井技术的进步。

      由于钻柱在井下的运动和受力状态十分复杂,需要考虑其超细长比和双重非线性特征。基于Lagrange方程,可以建立钻柱动力学有限元模型[4-5]

      $${{{\boldsymbol{M}}\ddot {\boldsymbol{U}} + {\boldsymbol{C}}\dot {\boldsymbol{U}} + {\boldsymbol{KU}} = {\boldsymbol{F}}}}$$ (1)

      式中,${\ddot{\boldsymbol{U}}}$${\dot{\boldsymbol{U}}}$${\boldsymbol{U}}$分别为钻柱节点上的加速度、速度、位移矩阵;${\boldsymbol{M}}$为钻柱的质量矩阵,考虑到钻柱运动产生的惯性质量,质量矩阵可分为${{\boldsymbol{M}}_1} 和 {{\boldsymbol{M}}_2}$两部分,${{\boldsymbol{M}}_1}$为3个正交方向的平动惯性质量;${{\boldsymbol{M}}_2}$为绕3个正交坐标轴转动的惯性质量;${\boldsymbol{K}}$为刚度矩阵,包括线性刚度${{\boldsymbol{K}}_L}$以及非线性刚度${{\boldsymbol{K}}_N}$,其中,非线性刚度矩阵体现出轴向和横向、轴向和扭转以及横向和扭转之间的耦合作用;${\boldsymbol{C}}$为阻尼矩阵;${\boldsymbol{F}}$是外力矩阵,其主要包含重力和偏心钻柱旋转时产生的不平衡力。对于给定单元,重力矩阵为

      $$\begin{split} {{\boldsymbol{F}}_{\rm{g}}} =& \left[ {\begin{array}{*{20}{c}} {\begin{array}{*{20}{c}} {\begin{array}{*{20}{c}} {\dfrac{{{{{q}}_x}L}}{2}}&{ - \dfrac{{{q_y}L}}{2}} \end{array}}&0&0 \end{array}}&0&{ - \dfrac{{{q_y}{L^2}}}{{12}}} \end{array}} \right.\\& {\left. {\begin{array}{*{20}{c}} {\begin{array}{*{20}{c}} {\dfrac{{{q_x}L}}{2}}&{ - \dfrac{{{q_y}L}}{2}}&0 \end{array}}&0&0&{\dfrac{{{q_y}{L^2}}}{{12}}} \end{array}} \right]^{\rm{T}}} \end{split}$$ (2)

      式中,${{{q}}_x}$${{{q}}_y}$分别为钻柱浮重在x轴(沿井眼轴线指向井底)方向的分量和y轴(沿井眼高边)方向的分量,${{{q}}_x} = {{q}}\cos\alpha ,\;{q_y} = q \sin\alpha $${{q}}$为钻柱单位长度浮重,N/m;$\alpha $为钻柱单元的轴线与垂直方向的夹角,rad;L为单元长度,m。

      不平衡力为

      $$\begin{split} {{\boldsymbol{F}}_{\rm{u}}} =& \left[ {\begin{array}{*{20}{c}} {\begin{array}{*{20}{c}} 0&{\dfrac{{{f_y}L}}{2}}&{\dfrac{{{f_{\textit{z}}}L}}{2}}&0 \end{array}}&{ - \dfrac{{{f_{\textit{z}}}{L^2}}}{{12}}}&{\dfrac{{{f_y}{L^2}}}{{12}}} \end{array}} \right.\\& {\left. {\begin{array}{*{20}{c}} {\begin{array}{*{20}{c}} 0&{\dfrac{{{f_y}L}}{2}}&{\dfrac{{{f_{\textit{z}}}L}}{2}} \end{array}}&0&{\dfrac{{{f_{\textit{z}}}{L^2}}}{{12}}}&{ - \dfrac{{{f_y}{L^2}}}{{12}}} \end{array}} \right]^{\rm{T}}} \end{split}$$ (3)

      式中,${{{f}}_y}$${f_z}$分别为不平衡力沿y轴和z轴(与x轴和y轴组成坐标系)的分量,可表示为

      $$\left\{ {\begin{array}{*{20}{l}} {{f_y} = \bar me\left[ {{\varOmega ^2}\cos \beta + \mathop \varOmega \limits^. \sin \beta } \right]}\\ {{f_{\textit{z}}} = \bar me\left[ {{\varOmega ^2}\sin \beta - \mathop \varOmega \limits^. \cos \beta } \right]} \end{array}} \right.$$ (4)

      式中,${{\bar m}}$为梁单元单位长度质量,kg/m;$\beta $、e分别为梁单元横截面重心相对其几何中心的偏心方位角(rad)和偏心距(m);$\varOmega $为转速,rad/s。

      在有限元模型(1)中,刚度矩阵已包含钻柱的变截面特征,但鉴于大尺寸井眼中稳定器与钻铤外径相差较大,尤其在弯曲井段或井眼全角变化率大的井段,当BHA受拉或受压时,都将因截面的变化而引起初始弯矩的变化,如图1所示。

      图  1  稳定器变截面产生的弯曲放大效应

      Figure 1.  Bending amplification effect caused by variable cross-section of stabilizer

      稳定器本体外径有尺寸限制(需尽可能与钻铤一致),因此井径越大,稳定器直径与其本体外径的差异越大,相应的附加弯曲效应将越明显。若考虑不可避免的钻柱与井壁碰摩引起的动态冲击效应,这种附加弯曲效应将更严重,且具有动态变化特征。变截面引起的附加弯矩TM可通过建立在弯矩、剪力和轴向力共同作用下的挠度方程及几何关系得到[9]

      $$ {T_{\rm{M}}} = \left\{ {\begin{array}{*{20}{l}} {\eta \dfrac{{\cos {\rm{h}} \eta }}{{\sin {\rm{h}} \eta }} \cdot \dfrac{{EI}}{R}}\qquad{({\text{稳定器未接触井壁}})}\\ \dfrac{{ - \eta \left( {\dfrac{\eta }{2} + a\delta \dfrac{R}{{{L_{\rm{0}}}}}} \right)(\cos {\rm{h}}\eta - 1) + \eta (\sin {\rm{h}}\eta - \eta )}}{\Delta }\\ \qquad{({\text{稳定器接触井壁}})} \end{array}} \right. $$ (5)

      式中,$\eta {\rm{ = }}a {{{L_{\rm{0}}}}}/{2}$$a{\rm{ = }}\sqrt {{{\left| {{F_{\rm{T}}}} \right|}}/{{(EI)}}}$,m−1$\delta {\rm{ = }}{D_{\rm{S}}} - {D_{{{\rm{S}}_0}}}$${D_{\rm{S}}}$为稳定器外径,m;${D_{{{\rm{S}}_0}}}$为稳定器本体外径(一般等于与之连接钻铤的外径),m;${L_{\rm{0}}}$为段长,m;${F_{\rm{T}}}$为轴向力,N。$\Delta {\rm{ = }}2({\rm{cosh}}\eta - 1) - \eta \sinh \eta$R为井眼曲率半径,m;E为钻具材料的弹性模量,MPa;I为钻具的惯性矩,m4

      结合式(2)~(5),单元外力矩阵${{\boldsymbol{F}}^e}$最终表示为

      $${{\boldsymbol{F}}^e} = {{\boldsymbol{F}}_{\rm{g}}} + {{\boldsymbol{F}}_{\rm{u}}} + {{\boldsymbol{F}}_{\rm{M}}}$$ (6)

      式中,${{\boldsymbol{F}}_{\rm{M}}} = {\left[ {\begin{array}{*{20}{c}} 0\;\;\;0\;\;\;0\;\;\;0\;\;\;{{T_{{\rm{M}}y}}}\;\;\;{{T_{{\rm{M}}{\textit{z}}}}}\;\;\;0\;\;\;0\;\;\;0\;\;\;0\;\;\;0\;\;\;0 \end{array}} \right]^{\rm{T}}}$${T_{{\rm{M}}y}}$${T_{{\rm{M}}{\textit{z}}}}$分别为附加弯矩在yz方向的分量。

      考虑到钻柱超长,且长细比很大,利用节点迭代法和Newmark法对上述模型进行求解[4-5],从而获得钻柱不同位置的动力学特性,包括涡动速度、动态弯矩和应力等。

    • 以顺北XX井为例进行分析。该井是顺北油田的一口垂直探井,Ø444.5 mm井眼的长度为4 218.0 m,钻进至井深2 274.0 m时,稳定器母扣断裂,断口距母扣台肩10.00 cm,此时采用的钻具组合为:

      Ø444.5 mmPDC钻头×0.5 m+Ø286.0 mm直螺杆×9.6 m+Ø279.4 mm钻铤×9.2 m+Ø441.0 mm稳定器×2.3 m+Ø241.3 mm钻铤×47.0 m+Ø203.2 mm钻铤×56.6 m+Ø139.7 mm加重钻杆×72.4 m+Ø139.7 mm钻杆×···。

      钻井液密度为1.19 g/cm3,钻压80.0 kN,转速55.0 r/min。通过计算可得钟摆段中点和稳定器母扣端的动态弯矩、扭矩及轴向力,见图2~图3。对比图2图3可以看出,钟摆段中点的动态轴向力在−105.2~−25.9 kN之间变化,稳定器母扣端处的动态轴向力在−40.1~39.0 kN(负为受压)之间变化。不难发现,稳定器母扣端的动态轴向力在0值附近波动,与“静态中和点”位置较吻合。

      图  2  钟摆段中点处的动态载荷

      Figure 2.  Dynamic load at the midpoint of the pendulum segment

      图  3  稳定器母扣端截面处的动态载荷

      Figure 3.  Dynamic load at the box of stabilizer's threaded joint

      稳定器母扣端处动态扭矩在10.8~15.1 kN·m间波动,相较于钟摆段中点处的动态扭矩(10.6~14.7 kN·m),整体变化较小,说明在井深2 274.0 m时,钻柱的扭转振动较弱。而最为显著的是,稳定器母扣端动态弯矩在0~453.0 kN·m间变化,与钟摆段中点相比,虽然动态载荷变化都很大,但前者的动态弯矩明显大于后者,且变化频率更高,此变化主要缘于大变截面引起的附加弯曲效应。

      稳定器两端和钟摆段中点3个位置的涡动轨迹、涡动速度和宏观动态应力见图4~图5

      图  4  钻具在3个位置处的涡动轨迹和涡动速度

      Figure 4.  Whirl trajectory and whirl velocity of the drill tool at three locations

      图  5  钻具在3个位置处的动态应力

      Figure 5.  Dynamic stresses of the drill tool at three locations

      图4中可以看出,3个位置的钻铤均不与井壁发生碰撞,钟摆段中点基本位于井眼中心,涡动速度较小;稳定器两端涡动速度较高,稳定器母扣端涡动速度最大值约93.9 r/min,平均约87.0 r/min;稳定器公扣端涡动速度最大达83.6 r/min;平均约76.0 r/min。稳定器母扣端、公扣端涡动轨迹和涡动速度存在差异主要源于缘于钻柱运动的影响。从图5中可看出,钟摆段中点处的Mises应力在0.6~70.5 MPa范围变化,平均约36.9 MPa;稳定器母扣端的Mises应力在3.0~425.3 MPa范围变化,平均约88.4 MPa;稳定器公扣端的Mises应力在0.8~255.2 MPa范围变化,平均约83.5 MPa。3个位置钻具的Mises应力以弯曲应力为主,轴向应力和扭转应力所占比例较小,且变化不大。稳定器母扣端的动态弯曲应力最大值是钟摆段中点最大应力的6.5倍,平均值为其2.3倍。稳定器母扣端的动态弯曲应力同样高于公扣端,最大值是公扣端动态弯曲应力最大值的1.7倍,平均值接近(约3%)。

      该井段井斜变化率较小,为0.5(°)/30 m,因此,动态弯曲应力很大的原因主要是由于稳定器与井壁发生碰撞时,稳定器的大尺寸变截面特征产生的附加弯曲效应造成。而稳定器两端的动态弯曲应力平均值接近,以及最大值相差较大,也说明了稳定器上下钻具的运动存在差异。这从图4中也可看出,稳定器母扣端的涡动速度高于公扣端涡动速度。同时,3口井稳定器母扣发生断裂,而公扣无一损坏,也能初步说明这一特征。

    • 为进一步分析稳定器母扣失效机制,建立稳定器母扣端螺纹接头有限元模型以计算分析其在动态载荷作用下的局部应力分布特征。钻具接头公扣与母扣的接触面是一个复杂空间螺旋曲面,其受力分析涉及材料非线性、几何非线性和接触非线性,解析求解非常困难。目前主要采用数值模拟的方法进行求解,但目前普遍采用的二维轴对称有限元分析由于忽略了螺纹的螺旋升角,难以评价上扣扭矩、轴向拉力、工作扭矩等复杂工况条件下钻具接头的受力特征[10]。本文采用三维有限元模型,基于ABAQUS进行钻具接头三维应力特征分析,以充分反映螺纹的螺旋升角、上扣扭矩及复杂载荷的影响[11]

      稳定器母扣与钻铤公扣啮合的有限元模型如图6所示。稳定器母扣端螺纹接头模型共有53.5万个单元,58.4万个节点。根据上文所计算的动态载荷确定计算载荷:轴向力−40.0 kN(压缩),工作扭矩15.0 kN·m,弯矩453.0 kN·m。计算过程中首先对稳定器母扣端螺纹接头施加142.5 kN·m的上扣扭矩,然后依次施加上述载荷。

      图  6  稳定器接头母扣端螺纹接头有限元模型

      Figure 6.  Finite element model of the box end of stabilizer thread joint

      图7给出了弯矩作用前后稳定器母扣端螺纹接头的Mises应力分布规律。从图7(a)可看出,上扣扭矩、轴向力和工作扭矩作用下公扣大端、母扣镗孔及台肩啮合处应力水平较高,主要是因为上扣扭矩的作用实现了接头丝扣预紧,使该处应力较高。而图7(b)表明在弯矩作用下母扣大端螺纹牙处应力变化较大,Mises应力水平有较大幅度上升,而公扣大端和台肩啮合面处应力水平则相对比较稳定。

      图  7  弯矩作用前后稳定器接头母扣端螺纹接头Mises应力分布规律

      Figure 7.  Mises stress distribution of the box end of stabilizer thread joint before and after bending moment

      图8为弯矩施加过程中稳定器母扣端螺纹接头各关键部位应力变化。图9为动态弯矩变化引起的稳定器母扣螺纹牙处的应力波动。

      图  8  稳定器接头母扣端螺纹接头关键部位Mises应力变化

      Figure 8.  Mises stress variation at key points of the box end of stabilizer threaded joint

      图  9  动态弯矩变化引起的稳定器母扣端螺纹接头的应力波动

      Figure 9.  Stress fluctuation of the box end of stabilizer thread joint caused by dynamic bending moment variation

      图8图9中可见钻铤公扣大端螺纹牙处和台肩啮合处应力水平虽然较高,但变化较小,介于951.5~973.1 MPa之间,变化幅度仅为21.6 MPa。而动态弯矩作用形成的母扣根部螺纹牙(第2~5扣)最大Mises应力高达799.1 MPa,虽然小于与其啮合的钻铤公扣根部螺纹牙的应力(约973.1 MPa),但其变化幅度高达465.0 MPa,变化频率达22.0 Hz。这种高频大幅度应力变化极易引发稳定器母扣大端螺纹牙疲劳失效。事实上,3口井的稳定器母扣断裂位置都位于母扣大端第3~4扣。

    • (1)大尺寸井眼稳定器母扣端螺纹接头断裂失效的主要机制是较大的变截面特征和碰摩特征导致母扣端附近出现很大的附加弯曲效应,形成高频变化动态弯曲应力。

      (2)变截面特征造成的稳定器母扣端螺纹接头附近的动态弯矩在0~453.0 kN·m范围变化,导致母扣端螺纹接头丝扣局部应力在334.1~799.1 MPa变化,频率达22.0 Hz。

      (3)弯矩作用下稳定器母扣的应力波动最大的位置为大端2~5扣螺纹牙处,虽然其值小于与其啮合的钻铤公扣应力的最大值,但应力变化幅度(约465.0 MPa)明显大于公扣(约21.6 MPa),而且变化频率很高,容易引发疲劳失效。这与实际失效情况(第3~4扣)一致。

参考文献 (11)

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