張喜慶

(勝利油田勝機石油裝備有限公司，山東 東營 257067)

采油井口裝置主要由采油樹、油管頭、套管頭及相關(guān)配件組成，其性能的優(yōu)劣直接決定了油氣井能否長期安全穩(wěn)定地高效生產(chǎn)[1]。隨著石油工業(yè)的不斷發(fā)展，鉆井深度日益加深，采油井口裝置的工作環(huán)境日益惡劣。特別是熱采井口裝置，除了本身結(jié)構(gòu)復(fù)雜，易出現(xiàn)結(jié)構(gòu)不連續(xù)而引起的應(yīng)力集中之外，服役過程中高溫、高壓水蒸汽所帶來的流體沖擊作用和熱載荷作用，使得其強度評定工作難度顯著增加。

龔凱[2]、華劍[3]和李斌[4]等分別對采油井口裝置中閘閥、閥體和大四通等承壓部件進(jìn)行了有限元應(yīng)力分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。邱福壽等[5]對熱采井口裝置六通進(jìn)行了三維應(yīng)力分析，但并未考慮熱載荷和流場沖擊的作用。胡成軍等[6-7]采用熱力順次耦合的方法研究了熱采井口裝置大四通結(jié)構(gòu)的熱應(yīng)力。綜合現(xiàn)有研究，一方面，流體沖擊作用和不均勻熱載荷作用對裝置強度安全性能的影響尚不明確；另一方面，目前的研究多局限于采油井口裝置的局部部件，并未從整個系統(tǒng)的角度進(jìn)行深入的分析。本文基于專業(yè)流場分析和結(jié)構(gòu)分析軟件，采用數(shù)值計算的方法，對全尺寸熱采井口裝置進(jìn)行流場、溫度場以及應(yīng)力場分析，并基于彈性分析評價準(zhǔn)則對幾個關(guān)鍵承壓部件進(jìn)行強度評定。研究結(jié)果對在役采油井口承壓設(shè)備進(jìn)行檢測評價工作具有重要的指導(dǎo)意義。

1 流場分析

1.1 流動模型

流體流動的狀態(tài)可分為層流和湍流。流體狀態(tài)的判斷需根據(jù)雷諾數(shù)Re:

式中：ρ為流體密度，kg/m3；v為流動速度，m/s；d為當(dāng)量直徑，m；μ為流體黏度，Pa·s。

經(jīng)計算，雷諾數(shù)Re=756 548，故井口內(nèi)的流動為湍流。

根據(jù)現(xiàn)場熱采井口裝置尺寸，建立如圖1所示的全尺寸幾何模型，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為減少計算時間，且保證計算精度，在水蒸汽流通的關(guān)鍵位置劃分較細(xì)密的網(wǎng)格，其余位置為粗化網(wǎng)格。流體和固體材料均采用四面體、六面體和多面體混合網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)約為150萬個，整體保持較高質(zhì)量。

在實際生產(chǎn)過程中，該井口既注高溫蒸汽，也用來采油，注汽壓力接近14 MPa，而采油壓力約為0.8 MPa。所以，在本次分析中僅對注汽過程進(jìn)行深入分析。

結(jié)合裝置的實際生產(chǎn)條件，在入口處采用速度入口邊界條件。由于流速遠(yuǎn)小于音速，因此可假設(shè)水蒸汽為不可壓縮汽體。根據(jù)流量，可計算出入口平均速度為8.771 m/s。出口采用壓力出口邊界條件，壓力值14 MPa。由于箱體內(nèi)可能存在較強的旋轉(zhuǎn)流，湍流模型采用可實現(xiàn)的k-ε模型，并在入口區(qū)域設(shè)置3%的初始湍流強度。

圖1 熱采井口裝置幾何模型

管道內(nèi)壁均設(shè)置為光滑壁面，壁面采用無滑移邊界條件，近壁處理采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)。流體入口處設(shè)置流體溫度為338 ℃；環(huán)境溫度設(shè)置為-40 ℃，管道外壁與環(huán)境之間的換熱系數(shù)設(shè)置為10 W/(m2·K)(對應(yīng)無風(fēng)或微風(fēng)環(huán)境)。邊界條件示意如圖2。

圖2 熱采井口裝置有限元邊界條件示意

采用基于壓力的定常求解器對熱采井口裝置在注汽過程中的流場進(jìn)行數(shù)值分析，涉及到的材料參數(shù)如表1所示。

表1 流體物性參數(shù)(338 ℃/14 MPa)

1.2 流場計算結(jié)果

圖3顯示了井口裝置在注汽過程中壓力場的分布情況，管道入口、出口的平均壓力分別為14.012 MPa、14.000 MPa，壓損為0.012 MPa。與管內(nèi)壓力14 MPa相比，12 kPa的壓降可以忽略不計，管道內(nèi)部可以看作為14 MPa均勻內(nèi)壓。

圖3 井口裝置整體壓力分布

圖4給出了井口裝置的速度場分布情況，可以看出，水蒸汽在拐彎處發(fā)生了分離，局部流速達(dá)到了19.6 m/s。

圖4 井口裝置整體流速分布

由圖5所示裝置的溫度場分布發(fā)現(xiàn)：整體流場內(nèi)蒸汽溫度在338 ℃左右，但在閥體和油管頭四通位置存在較大的溫度梯度，由于變形不匹配，極有可能會產(chǎn)生較大的熱應(yīng)力，在安全校核時必須要進(jìn)行熱固耦合的強度計算。

圖5 管道與流體溫度分布情況

2 熱力耦合強度計算和評價

2.1 有限元熱力模型

熱力耦合分析主要應(yīng)用于力場和溫度場同時存在，且相互影響較大的情況，即應(yīng)力分析基于溫度分布，溫度分布基于應(yīng)力求解。應(yīng)用向后差分方法把溫度場整合到牛頓非線性求解中即形成熱力耦合的牛頓求解，其精確求解算法為：

式中：Δu和Δθ分別為位移和溫度增量的修正系數(shù)；Kij是完全耦合的雅克比矩陣的子矩陣；Ru和Rθ分別為力和溫度的殘余矢量。

根據(jù)現(xiàn)場熱采井口裝置尺寸，建立如圖6所示的包含螺紋法蘭、閥體、小四通、上法蘭和油管頭四通等結(jié)構(gòu)的全尺寸幾何模型，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為節(jié)約計算時間且同時保證計算精度，在可能產(chǎn)生應(yīng)力集中的關(guān)鍵位置進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，其余位置選用粗化網(wǎng)格，且整體采用六面體網(wǎng)格，局部幾何形狀較為復(fù)雜的區(qū)域輔助以四面體網(wǎng)格，經(jīng)網(wǎng)格無關(guān)性試驗，最終確定網(wǎng)格總數(shù)為123.7萬，節(jié)點數(shù)為87.5萬。

邊界條件：地表法蘭內(nèi)孔完全固定，閘板與閥體之間建立約束接觸模型。同時，指定管道外表與環(huán)境之間的換熱系數(shù)10 W/(m2·K)。另外，選擇螺栓預(yù)緊力分別為64 kN(M18)和254 kN(M30)，油管掛載荷為80 kN。由流場計算結(jié)果可設(shè)置內(nèi)壓為14 MPa，內(nèi)壁和環(huán)境溫度分別為338 ℃和-40 ℃。邊界條件示意圖如圖7所示。

圖6 結(jié)構(gòu)應(yīng)力計算有限元網(wǎng)格模型

圖7 結(jié)構(gòu)應(yīng)力計算邊界條件示意

現(xiàn)有涉及熱力耦合的文獻(xiàn)[8-11]多采用順次耦合的本構(gòu)模型進(jìn)行有限元計算，即，忽略應(yīng)力場對溫度場的影響，首先基于傳熱方程計算溫度場，然后由溫度場的變化計算應(yīng)力場。本文采用溫度-位移全耦合分析程序?qū)Y(jié)構(gòu)應(yīng)力進(jìn)行準(zhǔn)確數(shù)值分析。涉及到的材料參數(shù)如表2～3所示，其中10#和304是連接法蘭間密封墊環(huán)的材料，而其余部件材料均為30CrMo。

表2 材料物性參數(shù)(338 ℃)

表3 30CrMo物性參數(shù)

2.2 應(yīng)力計算結(jié)果

圖8～9給出了預(yù)緊力+內(nèi)壓工況以及預(yù)緊力+內(nèi)壓+溫度工況下整體結(jié)構(gòu)的變形分布情況?？梢钥闯?，變形最大的位置均出現(xiàn)在水蒸汽入口測，整個裝置表現(xiàn)出翹曲趨勢，而且在熱載荷的作用下，裝置的最大變形量顯著增加，約是不考慮熱載荷作用下的2倍。

圖8 預(yù)緊力+內(nèi)壓工況下整體結(jié)構(gòu)的變形(20倍放大比例)

圖10～11進(jìn)一步給出了兩種工況下的Mises應(yīng)力分布情況，比較發(fā)現(xiàn)：兩種工況下應(yīng)力的分布規(guī)律一致，但是應(yīng)力水平存在較大的差異，在熱載荷作用下，應(yīng)力水平明顯增加。結(jié)合圖12溫度場分布圖可以發(fā)現(xiàn)，在溫度梯度變化較大的位置，應(yīng)力水平顯著提高，這表明熱采井口裝置的強度安全評定，必須要將熱載荷的影響考慮在內(nèi)。

圖9 預(yù)緊力+內(nèi)壓+溫度工況下整體結(jié)構(gòu)的變形(20倍放大比例)

圖10 預(yù)緊力+內(nèi)壓工況下整體應(yīng)力分布

圖11 預(yù)緊力+內(nèi)壓+溫度工況下整體應(yīng)力分布

圖12 整體溫度場結(jié)果和各部分溫度范圍

2.3 應(yīng)力評定

由上述分析可知，熱采井口裝置分布不均勻的熱載荷作用導(dǎo)致其應(yīng)力水平顯著增加。但溫度梯度所產(chǎn)生熱應(yīng)力屬于二次應(yīng)力，具有明顯的自限性，其對容器強度失效所起的作用需按照壓力容器分析設(shè)計的標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行進(jìn)一步評定。本節(jié)采用《SY/T7085—2016承壓設(shè)備的設(shè)計計算》的彈性分析評價準(zhǔn)則對熱采井口裝置關(guān)鍵承壓部件(上法蘭、閥體、油管頭四通、小四通、螺栓)進(jìn)行應(yīng)力評定。其具體要求如下：

1) 一類應(yīng)力強度。一次總體薄膜應(yīng)力強度SⅠ(由Pm算得)≤許用應(yīng)力Sm。

2) 二類應(yīng)力強度。一次局部薄膜應(yīng)力強度SⅡ(由PL算得)≤ 1.5Sm。

3) 三類應(yīng)力強度。一次薄膜應(yīng)力+一次彎曲應(yīng)力強度SⅢ(由PL+Pb算得)≤ 1.5Sm。

4) 四類應(yīng)力強度。二次應(yīng)力的變動ΔQ(SⅣ，由PL+Pb+Q算得)≤ 3Sm。其中，許用應(yīng)力Sm=Sy/1.5，Sy為材料屈服強度，高溫下30CrMo的屈服強度310.5 MPa，Sm=207 MPa。

圖13～18分別給出了不同承壓部件的Mises應(yīng)力分布云圖和應(yīng)力線性化路徑，以及最終的安全評定結(jié)果(如表4～7)。

2.3.1 上法蘭

分析結(jié)果如圖13和表4所示。

圖13 上法蘭應(yīng)力結(jié)果和應(yīng)力線性化路徑

類別位置計算值許用值強度評定結(jié)論一次總體薄膜應(yīng)力強度SⅠa-A 174Sm=207.0SⅠ≤ Sm合格一次局部薄膜應(yīng)力強度SⅡb-B 711.5Sm=310.5 SⅡ≤ 1.5Sm合格一次加二次應(yīng)力強度SⅣb-B 1163Sm=621.0SⅣ≤ 3Sm合格一次局部薄膜應(yīng)力強度SⅡc-C 831.5Sm=310.5SⅡ≤ 1.5Sm合格一次加二次應(yīng)力強度SⅣc-C 1363Sm=621.0SⅣ≤ 3Sm合格一次局部薄膜應(yīng)力強度SⅡd-D2001.5Sm=310.5 SⅡ≤ 1.5Sm合格一次加二次應(yīng)力強度SⅣd-D2363Sm=621.0SⅣ≤ 3Sm合格

2.3.2 閥體

分析結(jié)果如圖14和表5所示。

圖14 閥體應(yīng)力結(jié)果和應(yīng)力線性化路徑

類別位置計算值許用值強度評定結(jié)論一次總體薄膜應(yīng)力強度SⅠa-A 118Sm=207.0SⅠ≤ Sm合格一次總體薄膜應(yīng)力強度SⅡb-B102Sm=207.0SⅡ≤Sm合格一次局部薄膜應(yīng)力強度SⅡc-C 871.5Sm=310.5SⅡ≤ 1.5Sm合格一次加二次應(yīng)力強度SⅣc-C 1533Sm=621.0SⅣ≤ 3Sm合格一次局部薄膜應(yīng)力強度SⅡd-D 651.5Sm=310.5 SⅡ≤ 1.5Sm合格一次加二次應(yīng)力強度SⅣd-D 1183Sm=621.0SⅣ≤ 3Sm合格

2.3.3 油管頭四通

分析結(jié)果如圖15和表6所示。

圖15 油管頭四通應(yīng)力結(jié)果和應(yīng)力線性化路徑

類別位置計算值許用值強度評定結(jié)論一次總體薄膜應(yīng)力強度SⅠa-A 77Sm=207.0SⅠ≤Sm合格一次局部薄膜應(yīng)力強度SⅡb-B 1781.5Sm=310.5SⅡ≤1.5Sm合格一次加二次應(yīng)力強度SⅣb-B2583Sm=621.0SⅣ≤3Sm合格一次局部薄膜應(yīng)力強度SⅡc-C 951.5Sm=310.5SⅡ≤1.5Sm合格一次加二次應(yīng)力強度SⅣc-C 1473Sm=621.0SⅣ≤3Sm合格一次局部薄膜應(yīng)力強度SⅡd-D 611.5Sm=310.5SⅡ≤1.5Sm合格一次加二次應(yīng)力強度SⅣd-D 1223Sm=621.0SⅣ≤3Sm合格

2.3.4 小四通

分析結(jié)果如圖16和表7所示。

圖16 小四通應(yīng)力結(jié)果和應(yīng)力線性化路徑

2.3.5 M18螺栓

從圖17～18螺栓的應(yīng)力云圖可以看出，小四通與注汽端閥門相連的螺栓受力最大，該處螺栓不僅受內(nèi)壓、預(yù)緊力、熱應(yīng)力，還受彎曲應(yīng)力。Mises應(yīng)力為496.7 MPa，小于屈服強度543 MPa，沒有發(fā)生塑性變形。

表7 小四通的應(yīng)力分析和評定結(jié)果

類別位置計算值許用值強度評定結(jié)論一次局部薄膜應(yīng)力強度SⅡa-A 1761.5Sm=310.5 SⅡ≤ 1.5Sm合格一次加二次應(yīng)力強度SⅣa-A2033Sm=621.0SⅣ≤ 3Sm合格

圖17 螺栓應(yīng)力云圖

圖18 M18螺栓應(yīng)力結(jié)果

由表4～9可以得出以下應(yīng)力評定結(jié)論：

1) 正常工作工況下(14 MPa內(nèi)壓+溫差)，該熱采井口裝置的上法蘭、閥體、油管頭四通和小四通等零件滿足《SY/T7085—2016 承壓設(shè)備的設(shè)計計算》中關(guān)于四類應(yīng)力強度的要求，能夠正常使用。

2) 該熱采井口裝置的上法蘭整體一次薄膜應(yīng)力最大為174 MPa，小于許用值207 MPa，雖滿足要求，但相對于其他部件，此處余量較小。

3 結(jié)論

1) 流體分析表明，熱采井口裝置中壓力變化不大，可以看作為均勻內(nèi)壓。閥體和小四通位置存在較大的溫度梯度，強度校核時必須考慮不均勻溫度場所產(chǎn)生的熱應(yīng)力。

2) 熱-固耦合分析表明，在熱載荷作用下，裝置變形明顯增加，有翹曲的趨勢?；趶椥苑治鲈u價準(zhǔn)則的安全評定，現(xiàn)場中使用的裝置在未腐蝕的前提下，均滿足安全要求，且上法蘭的安全裕量最小。

3) 螺栓應(yīng)力分析表明，井口的法蘭連接螺栓，注汽翼閥門與小四通連接螺栓受應(yīng)力最大，雖滿足使用要求，但安全余量相對較小。在使用中特別關(guān)注該螺栓的狀態(tài)，以保證連接處密封可靠。