邱亞玲，詹大年，顏凌宇

(1.西南石油大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，成都 610500；2.中國石化西南油氣分公司 川西采氣廠，四川 德陽 618000) *

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偏磨油管失效判據(jù)的有限元分析

邱亞玲1，詹大年1，顏凌宇2

(1.西南石油大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，成都 610500；2.中國石化西南油氣分公司 川西采氣廠，四川 德陽 618000)*

摘要：油管漏失是油管失效的形式之一，油管偏磨使壁厚減薄導(dǎo)致油管承壓性能減小則是導(dǎo)致漏失的主要原因。應(yīng)用ANSYS軟件，建立了偏磨油管強(qiáng)度分析的有限元分析模型，對影響偏磨油管失效的因素進(jìn)行了分析，給出了分析結(jié)果，為后續(xù)研究提供支持。

關(guān)鍵詞：油管；失效；偏磨；有限元分析

油管是在完井后將石油和天然氣從油層運(yùn)輸?shù)降乇淼墓艿?，用來承受開采過程中產(chǎn)生的壓力[1]。油管長期在惡劣的環(huán)境中工作，極易發(fā)生失效，其失效的主要形式有：油管斷、油管漏失以及油管脫[2]。根據(jù)有關(guān)資料顯示：油管斷和油管漏失占據(jù)了大量的比例，從油管漏失的原因來看，除油管螺紋漏失與施工過程中人為損害管體導(dǎo)致油管漏失外，油管偏磨使壁厚減薄導(dǎo)致油管承壓能力下降是導(dǎo)致漏失的主要原因[3]。目前，國內(nèi)對油管偏磨的研究很少，本文利用ANSYS軟件對油管的偏磨部位進(jìn)行了分析，旨在研究影響偏磨油管的力學(xué)性能的因素，為后續(xù)研究提供支持。

1有限元模型的建立

按照J(rèn)55(?73 mm×5.5 mm)油管和?=22 mm的抽油桿為例進(jìn)行建模。油管內(nèi)壁月牙形磨損半徑等于采油時(shí)的抽油桿半徑，其磨損程度由偏心距e決定，偏心距決定其磨損量，幾何結(jié)構(gòu)如圖1所示。假設(shè)t代表油管的壁厚；tw代表油管內(nèi)壁的磨損量；磨損程度由z=tw/t表示，z值越大表示油管內(nèi)壁的磨損程度越嚴(yán)重[4]。抗內(nèi)壓降低系統(tǒng)數(shù)系由W表示，W=1-z。

圖1　油管內(nèi)壁尺寸磨損示意

由于所分析的內(nèi)壁偏磨缺陷為三維實(shí)體缺陷，因此在分析時(shí)同樣采用了三維實(shí)體模型，為了盡可能地節(jié)約計(jì)算資源，建立了1/2實(shí)體模型進(jìn)行計(jì)算，同時(shí)將油管模型的軸向長度定為0.5 m，劃分網(wǎng)格后的模型如圖2所示。

圖2　有限元模型及網(wǎng)格劃分

2材料物理模型和載荷的確定

材料物理模型采用的是理想彈塑性模型，彈性模量E=200 GPa，泊松比μ=0.3，屈服極限σs=379 MPa。

在實(shí)際工作中，油管受到的載荷包括油管的自重F1、井液的浮力F2、液柱對油管的作用力F3、柱塞與襯套之間的摩擦力F4、抽油桿和油管之間的摩擦力F5、液柱和油管之間的摩擦力F6以及液面的沖擊力F7等[1]。其中：F5、F6值較小，而F7雖然量值較大，但只有在工作條件不穩(wěn)定的油井內(nèi)才會出現(xiàn)，所以本文將這3個(gè)力忽略[5]。以J55油管為研究對象，計(jì)算其在井深2000 m的情況下的靜應(yīng)力，利用

∑σ=σ1-σ2+σ3+σ4

(1)

F=σA

(2)

σ1(x)=gρ(L-x)

(3)

(4)

(5)

(6)

式中：σ1、σ2、σ3、σ4分別為由F1、F2、F3、F4引起的應(yīng)力；D1、D2分別為油管的外徑和內(nèi)徑；L為油管長度或下泵深度；ρ、ρ0分別為油管密度與井液密度；x為原點(diǎn)在井口且沿油管軸線向下的位置坐標(biāo)；H、μ、d、s、n分別為液面深度、井液黏度、抽油桿直徑、抽油桿沖程、沖次。

代入相關(guān)參數(shù)，求得F=154 kN，取安全系數(shù)n=1.2，得出實(shí)際的載荷為184.4 kN，計(jì)算油管在此載荷下，油管在不同磨損深度下所能承受的最大內(nèi)壓力。

3油管抗內(nèi)壓性能的確定

本文通過大量的文獻(xiàn)調(diào)研，表明利用第四強(qiáng)度理論更適合對油管進(jìn)行抗內(nèi)壓強(qiáng)度的判定。在分析過程中，通過改變油管內(nèi)壁壓力載荷的方法，分析結(jié)果中的VonMises等效應(yīng)力。如果油管管體中的VonMises等效應(yīng)力等于油管材料的屈服強(qiáng)度，說明油管在內(nèi)壓作用下進(jìn)入彈塑性階段，若繼續(xù)加壓，油管將會出現(xiàn)塑性變形，這個(gè)臨界內(nèi)壓力值就作為油管在彈性范圍內(nèi)的抗內(nèi)壓強(qiáng)度[6]。第四強(qiáng)度理論公式[7]為

(7)

式中：σ1、σ2、σ3分別表示3個(gè)方向的主應(yīng)力。

4計(jì)算結(jié)果與分析

4.1磨損長度和磨損量對油管應(yīng)力的影響

通過有限元方法的分析計(jì)算可以得出不同磨損長度、不同磨損量的油管在彈塑性范圍內(nèi)所能承受的最大壓力。

圖3為偏磨油管在受到軸向拉力和內(nèi)壓情況下的應(yīng)力分布云圖，可以看出：最大應(yīng)力出現(xiàn)在油管內(nèi)壁的磨損處，靠近邊緣部位應(yīng)力值最大，當(dāng)應(yīng)力值達(dá)到379MPa時(shí)，油管發(fā)生屈服。

圖3　軸向拉力和內(nèi)壓復(fù)合載荷時(shí)的應(yīng)力分布云圖

最大應(yīng)力隨磨損量和磨損長度的變化曲線如圖4所示，可以看出：隨著偏磨量的增加，油管最大應(yīng)力呈明顯上升趨勢；當(dāng)磨損量相同時(shí)，不同的磨損長度的最大應(yīng)力一致。由此可見，磨損長度對油管的最大應(yīng)力幾乎沒有影響。

圖4　最大應(yīng)力隨磨損量和磨損長度的變化曲線

4.2磨損長度和磨損量對油管抗內(nèi)壓性能的影響

抗內(nèi)壓強(qiáng)度隨磨損量和磨損長度的變化曲線如圖5所示，可以看出：隨著油管內(nèi)壁磨損量的增加，油管的抗內(nèi)壓強(qiáng)度顯著減小，而且抗內(nèi)壓強(qiáng)度和磨損量之間近似1條指數(shù)曲線；當(dāng)磨損量達(dá)到20%時(shí)，抗內(nèi)壓強(qiáng)度迅速下降，這是因?yàn)樵谀p初期，因?yàn)槟p導(dǎo)致油管內(nèi)壁的結(jié)構(gòu)突然發(fā)生變化，導(dǎo)致應(yīng)力狀態(tài)的突然改變，使抗內(nèi)壓強(qiáng)度下降很快；隨著磨損量的增大，油管內(nèi)壁結(jié)構(gòu)變化并不明顯，此時(shí)抗內(nèi)壓強(qiáng)度變化相對平穩(wěn)，逐漸呈線性關(guān)系[8]。

圖5　抗內(nèi)壓強(qiáng)度隨磨損量和磨損長度的變化曲線

圖6為J55(?73mm×5.5mm)油管與抽油桿在井深為2 000m時(shí)配合的計(jì)算結(jié)果。由圖6可以看出：當(dāng)磨損量達(dá)到10%時(shí)，不同磨損長度油管的抗內(nèi)壓降低系數(shù)約為0.99；當(dāng)磨損量達(dá)到20%時(shí)，不同磨損長度油管的抗內(nèi)壓降低系數(shù)大約在0.7；當(dāng)磨損量達(dá)到30%時(shí)，不同磨損長度油管的抗內(nèi)壓降低系數(shù)則降低到了0.5左右，維持在28MPa左右。

a　磨損長度為0.20 m

b　磨損長度為0.30 m

c　磨損長度為0.40 m

d　磨損長度為0.45 m

e　磨損長度為0.50 m

通過分析，發(fā)現(xiàn)油管的偏磨長度變化對油管抗內(nèi)壓強(qiáng)度的影響不是十分顯著，并不是決定油管抗內(nèi)壓能力的主要因素，而油管磨損量的大小才是影響油管抗內(nèi)壓性能的主要因素。

5結(jié)論

1)偏磨油管在受到軸向拉力和內(nèi)壓情況下，最大應(yīng)力出現(xiàn)在油管內(nèi)壁的磨損處，靠近邊緣部位應(yīng)力值最大，最大值為379MPa。

2)油管的抗內(nèi)壓強(qiáng)度隨著油管內(nèi)壁磨損程度的加劇以指數(shù)曲線的形式遞減。在油管的磨損初期，抗內(nèi)壓強(qiáng)度迅速下降；當(dāng)磨損量增加到一定的程度時(shí)，抗內(nèi)壓強(qiáng)度成平穩(wěn)的下降趨勢。

3)在相同軸向拉力的情況下，磨損長度對抗內(nèi)壓性能的影響不大，而磨損量則是影響油管抗內(nèi)壓強(qiáng)度的決定性因素。

參考文獻(xiàn)：

[1]顏凌宇.SHS離心法修復(fù)后油管的強(qiáng)度分析[D].成都：西南石油大學(xué)，2014.

[2]王優(yōu)強(qiáng)，張嗣偉，方愛國.連續(xù)油管的失效形式與原因概述[J].石油礦場機(jī)械，1999(4)：19-22.

[3]周巍.油管判廢技術(shù)研究[D].大慶：東北石油大學(xué)，2011.

[4]張學(xué)東.抽油機(jī)井油管判廢技術(shù)研究[D].大慶：大慶石油學(xué)院，2009.

[5]顧純學(xué).桿式抽油井油管受力和振動分析[J].石油機(jī)械，1997(4)：15-17.

[6]王學(xué)岐，樊建春，張來斌.偏磨油管剩余強(qiáng)度有限元分析[J].潤滑與密封，2008(12)：47-48.

[7]劉鴻文.材料力學(xué)(Ⅰ)[M].北京：高等教育出版杜，2010：241-243.

[8]楊龍，練章華，高智海，等.套管內(nèi)壁磨損對其抗內(nèi)壓性能的影響[J].天然氣工業(yè)，2003(6)：94-96.

Finite Element Analysis on Failure Criterion of Eccentric Worn Tubing

QIU Yaling1，ZHAN Danian1，YAN Lingyu2

(1.CollegeofMechanicalandElectronicEngineering，SouthwestPetroleumUniversity，Chengdu610500，China；2.WestSichuanGasProductionPlant，SouthwestOilandGasCompany，Deyang618000，China)

Abstract：Tubing leakage is one form of tubing failure and tubing wall thickness resulting in eccentric worn makes tubing thickness thinning thus the pressure performance decreasing，that is the main reason leading to leakage.Application of ANSYS software，the eccentric worn tubing strength analysis of finite element model is established，and factors affecting tubing wear partial failure are analyzed.The analysis results are presented to provide support for the follow-up study.

Keywords：tubing；failure；eccentric worn；finite element analysis

中圖分類號：TE931.2

文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

doi：10.3969/j.issn.1001-3482.2016.04.007

作者簡介：邱亞玲(1963-)，女，四川營山人，教授，碩士生導(dǎo)師，主要從事機(jī)械工程科研和教學(xué)工作。

基金項(xiàng)目：石油天然氣裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室資助項(xiàng)目(OGE201403-17)

收稿日期：2015-10-06

文章編號：1001-3482(2016)04-0024-04