深水高溫高壓氣井環空圈閉壓力下油管柱安全評價方法

劉書杰, 羅鳴, 馬傳華, 吳艷輝, 唐龍, 張智, 丁劍

(1.中海油(中國)有限公司海南分公司, ?？?570100;2.中海油能源發展股份有限公司工程技術深水鉆采技術中心, 海口 570100; 3.西南石油大學油氣藏地質及開發工程國家重點實驗室, 成都 610500)

為了滿足中國日益增長的能源需求,保障國家能源安全,中國油氣田開發正不斷向深水、高溫、高壓方向發展。中國南海深水區域具有豐富的油氣資源,但也面臨著極端的高溫高壓條件,該區域的地質構造變化多樣,已知井底溫度高達249 ℃,壓力梯度達0.024 MPa/m,并高含腐蝕性介質,導致環空帶壓問題突出[1-2]。美國國家礦業管理局對海灣外大陸架地區的15 500口井進行了統計,發現其中有8 122口井存在套管外環空帶壓現象,涉及多層套管。其中,油層套管外環空帶壓的比例為51.1%,表層套管外環空帶壓的比例為30%,表層導管外環空帶壓的比例為9.8%,且隨著服役時間增長,環空帶壓井數不斷增加[3]。同時由于深水井特殊性,B、C環空無法進行泄壓操作,且A環空泄壓操作成本高,導致井下油管柱承受高環空圈閉壓力載荷,同時附加高溫、腐蝕多因素耦合影響存在失效風險。因此,需通過準確預測環空圈閉壓力,開展環空圈閉壓力、高溫、腐蝕等多因素影響下油管柱安全評價,保障現場安全生產[4]。

目前中外學者針對環空圈閉壓力產生機理及預測開展了大量研究。張智等[5]考慮管柱內外壓力及溫度變化引起的環空流體及管柱體積變化,建立了儲氣庫井環空壓力計算模型。胡志強等[6]通過雙環空全尺寸模擬實驗裝置對高溫熱流體在不同循環溫度、循環流量和循環時間的條件下環空熱膨脹壓力進行了分析。練章華等[7]建立了基于流體滲流及管柱彈塑性力學的環空液面高度及環空帶壓預測模型。丁亮亮等[8]考慮環空液體熱膨脹系數、壓縮系數在溫度、壓力耦合作用下的影響,建立了持續環空帶壓預測模型。馬英文等[9]考慮溫度效應、鼓脹效應等影響環空體積的因素,建立了適用于該凝析氣田開發初期的環空帶壓值預測方法。盡管中外學者對深水高溫高壓氣井環空帶壓機理及預測有了較為清晰的認識,但現有預測方法對環空體積、流體體積以及壓力的動態耦合影響考慮較少,且對環空圈閉壓力附加高溫及腐蝕影響下的油管柱安全評價研究較少。鑒于此,針對深水高溫高壓氣井環空圈閉壓力下油管柱安全問題,基于深水井特性,綜合考慮熱膨脹和鼓脹效應引起的環空溫度、環空體積、流體體積以及環空壓力變化的動態耦合作用,建立深水高溫高壓氣井局部圈閉壓力預測模型,同時考慮環空圈閉壓力、高溫及腐蝕多因素耦合影響,建立了深水高溫高壓氣井油管柱安全評價方法,開展環空圈閉壓力影響下深水高溫高壓氣井油管柱安全評價,為現場深水油氣資源開發及環空帶壓管控提供指導。

1 環空圈閉壓力預測

1.1 環空圈閉壓力預測方法

在深水高溫高壓油氣井在生產過程中,由于井筒溫度變化引起環空流體在環空圈閉空間內膨脹,導致環空壓力產生。因此,在模型建立過程需假設環空完全密閉,環空壓力和溫度的變化會導致油管柱和環空狀態調整,以實現力學和熱學的新平衡。環空任意位置的壓力都與流體的質量、體積和溫度有關,其表達式[10]為

p(i)=p[V(i),m(i),T(i)]

(1)

式(1)中:p(i)為密閉環空壓力,MPa;m(i)為密閉流體質量,kg;T(i)為環空溫度,℃;V(i)為密閉環空體積,m3。

環空體積變化主要由流體熱膨脹效應及鼓脹效應引起,與環空溫度、壓力變化相關,其大小取決于環空流體在溫度、壓力改變條件下的體積變化能力,即為流體的體積膨脹系數及體積壓縮系數[11],可分別表示為

(2)

(3)

式中:αT為流體膨脹系數,℃-1;αp為流體壓縮系數,MPa-1;ΔT(i)為流體溫度增加量,℃;ΔV(i)為環空體積增加量,℃;Δp(i)為環空壓力變化值,MPa。

由此可知,環空圈閉壓力變化由環空溫度變化、環空體積變化和環空流體質量變化引起,則有[12]

(4)

式(4)中:Δm(i)為環空流體質量變化值,kg。

由于環空完全密封,其流體質量變化為0,則環空圈閉壓力為

(5)

已知環空體積變化由溫度升高引起的流體膨脹、壓力變化引起油管柱徑向位移及流體壓縮導致,其中,流體熱膨脹引起的體積改變量為

(6)

而壓力變化后環空流體受壓縮的體積改變量為

(7)

同時,在壓力作用下油管柱發生徑向位移,其變化體積為

(8)

其中,壓力作用下油管柱半徑變化可由式(9)、式(10)計算得[13]。

(9)

式(9)中:Es為油管柱彈性模量,MPa;μs為油管柱泊松比;Δpi(i)為油管柱內壓力變化值,MPa。

(10)

則密閉環空體積改變總量為

(11)

則溫度、體積改變后局部圈閉壓力Δp(i+1)為

(12)

式(12)中:Δp(i+1)為溫度、體積改變后局部圈閉壓力,MPa。

而在環空溫度、體積、壓力變化過程中,溫度升高引起流體膨脹,壓力變化引起油管柱徑向位移及流體壓縮,導致環空溫度、體積、圈閉壓力相互影響,因此需動態迭代對其進行計算。通過初始環空壓力及溫度代入式(5)～式(12)求解得到該溫度壓力條件下圈閉壓力變化量Δp(i),再將Δp(i)代入式(5)～式(12)計算得到新的圈閉壓力Δp(i+1),通過式(13)對比Δp(i+1)與Δp(i)差值,判斷其是否滿足循環迭代精度要求,當其滿足要求時退出迭代[14]。

ΔP(i+2)-ΔP(i+1)≤ξ

(13)

式(13)中:ξ為循環迭代精度,MPa。

1.2 模型驗證

根據南海某區塊深水高溫高壓氣井Y井現場實測環空圈閉壓力數據對模型進行驗證。該井井深4 100 m,井底溫度94.93 ℃,地層壓力38.3 MPa,其管柱及環空流體參數如表1所示。

表1 管柱及環空流體參數

其實測瞬時產氣量、水下井口溫度及環空壓力如圖1所示。

圖1 南海某區塊深水高溫高壓氣井X井現場實測數據Fig.1 Field measurement data of deep waterhigh-temperature and high-pressure gas well X in South China Sea

根據Y井管柱及流體參數、現場實測數據,對Y井環空圈閉壓力進行預測,并與實測數據進行對比,結果如圖2所示。可以看出,模型計算環空圈閉壓力值與現場實測環空圈閉壓力數據吻合度較高,其最大誤差僅為6.99 %,最小誤差僅為0.16 %,平均誤差僅為3.09 %,表明模型針對深水高溫高壓氣井環空圈閉壓力預測具有較好的適用性。

圖2 X井模型預測結果與現場實測數據對比Fig.2 Comparison between model prediction results and on-site measured data of X well

2 圈閉壓力下油管柱安全評價

由于深水井水下井口溫度較低,在深水高溫高壓氣井生產過程中,井口溫度大幅增加,導致環空產生高圈閉壓力,附加高溫及腐蝕影響極易導致油管柱發生失效。而在服役過程中油管柱載荷包括外壓力、內壓力、軸向力,其中油管柱所受外壓力為油管柱外液柱壓力,在附加環空圈閉壓力后其大小為

Fc=p(i)+0.009 81ρoh

(14)

式(14)中:Fc為管柱所受外壓力,MPa;ρo為環空流體密度,kg/m3;h為環空深度,m。

在生產過程中,油管柱內承受井筒流體壓力,根據井筒流體加速度壓力梯度、重力壓力梯度和摩阻壓力梯度,得到油管柱內流體壓力平衡方程[15]為

(15)

式(15)中:pi為管內流體壓力,MPa;c為管內流體速度,m/s;g為重力加速度,m/s2;L為油管長度,m;ρi為管內流體密度,kg/m3;θ為井斜角,(°);f為摩阻系數,無量綱。

氣體密度及管內流體速度的計算公式分別為

(16)

(17)

式中:M為氣體摩爾質量,kg;R為通用氣體常數,MPa·m/(kmol·K);p為井筒流體壓力,MPa;Zg為氣體壓縮因子,無量綱;Q為產量,m3/d;T為井筒流體溫度,℃。

則內壓力為

Fb=pi

(18)

式(18)中:Fb為管柱所受內壓力,MPa。

在油管柱存在封隔器情況下,考慮油管柱彈性形變、鼓脹效應、溫度效應、螺旋屈曲產生的油管柱形變計算軸向力為

(19)

式(19)中:FT為管柱所受軸向力,kN;E為管材彈性模量,MPa;Δh1為彈性形變引起油管柱變形量,m;Δh2為鼓脹效應引起油管柱變形量,m;Δh3為溫度效應引起油管柱變形量,m;Δh4為螺旋屈曲引起油管柱變形量,m。

由彈性形變引起的油管柱變形為[16]

(20)

式(20)中:As為油管壁橫截面積,m2;Ai為油管柱內橫截面積,m2;Ap為封隔器密封腔橫截面積,m2;L為油管柱長度,m;Δpi為封隔器處油管內壓力變化,MPa;Ao為油管柱外橫截面積,m2;Δpo為封隔器處環空壓力變化,MPa;W為油管單位長度的浮重,N/m。

由鼓脹效應引起的油管柱變形為[17]

(21)

式(21)中:μ為油管柱泊松比,無量綱。

由溫度效應引起的油管柱變形為

Δh3=αhΔT

(22)

式(22)中:α為油管柱熱膨脹系數,℃/m;ΔT為井筒平均溫度變化量,℃。

由螺旋屈曲引起的油管柱變形為[18]

(23)

式(23)中:Ff為油管柱橫截面慣性矩,m4;I為油管柱橫截面慣性矩,m4;r為油套環空間隙,m;hz為油管柱中和點深度,m。

由于南海深水高溫高壓氣井地層溫度高,并高含腐蝕性介質,使得油管柱服役期間承受高溫、腐蝕耦合影響,導致其強度降低,附加高環空密閉壓力極易發生失效?；贏PI標準得到油管柱強度計算公式為[19]

(24)

式(24)中:Pc為油管柱抗外擠強度,MPa;σy為油管柱屈服強度,MPa;Pb為油管柱抗內壓強度,MPa;δ為油管柱壁厚,mm;PT為油管柱抗拉強度,MPa。

由于南海深水高溫高壓氣井高含腐蝕介質,油管柱在服役期間極易發生腐蝕,導致管柱強度降低,在通過實驗獲得管柱腐蝕速率后,可得到油管柱腐蝕剩余壁厚為

δ′=δ-Ct

(25)

式(25)中:C為油管柱腐蝕速率,mm/a;t為油管柱服役時間,a。

根據等效壁厚原理,將腐蝕剩余壁厚代入式(24)中,即可得到管柱腐蝕剩余強度[20]。同時,在井底高溫條件下,由于溫度影響導致材料本身力學性能發生改變,使得油管柱強度降低。根據現有管材屈服強度隨溫度衰減實驗數據[21],引入油管柱屈服強度折減系數χT,則油管柱在井底高溫腐蝕條件下實際強度為[22]

(26)

已知油管柱在高溫及腐蝕耦合作用下的強度及載荷,根據管柱安全系數設計方法即可得到油管柱安全系數,根據相關標準規定要求各項強度安全系數安全值如表2[23]所示。

表2 各項強度安全系數安全值[23]

則油管柱各項安全系數應滿足:

(27)

式中:ST為油管柱抗拉安全系數,無量綱;Sb為油管柱抗內壓安全系數,無量綱;Sc為油管柱抗外擠安全系數,無量綱。

3 實例計算

X井為南海某深水高溫高壓氣井,水深908.0 m,井深4 300 m,垂深4 070 m,井底溫度約為138.6 ℃,地層壓力68.63 MPa,封隔器下入深度為4 050 m,其油套管技術參數如表3所示。

表3 油管柱技術參數

該井為凝析氣藏,其地層壓力隨服役時間增加逐漸降低,其具體配產數據如表4所示。

3.1 環空圈閉壓力預測

開展環空圈閉壓力需已知井筒溫度、壓力分布。因此,基于X井基礎參數對其井筒溫度及流體壓力分布進行分析,結果如圖3、圖4所示。由圖3可知,水下井口環空溫度最高達到54.73 ℃,隨著投產時間增長,產量降低,環空溫度逐漸降低,投產第10年時水下井口環空溫度降低至46.59 ℃,但仍遠高于泥線溫度,環空溫度由地層溫度上升至生產后井筒溫度是導致環空圈閉壓力產生的主要原因。由圖4可知,由于地層壓力衰減,管內流體壓力隨著投產時間增長迅速降低,當管內流體壓力降低,在高環空圈閉壓力下極易導致管柱失效。

圖4 管內流體壓力分布Fig.4 Fluid pressure distribution in tubing strings

根據該井環空溫度分布及已知參數通過式(5)～式(13)對其環空圈閉壓力進行預測,結果如圖5所示?？梢钥闯?在早期生產過程中,由于產量較高且穩定,導致井筒溫度變化大,使得其環空圈閉壓力達到29.79 MPa,同時,隨著服役時間增長,地層壓力及產量衰減,環空圈閉壓力也隨之降低,當未進行泄壓操作時,在第10年環空圈閉壓力降低至25.37 MPa,降低率達到14.84%,但環空圈閉壓力仍處于較大值。

圖5 不同服役時間下環空圈閉壓力Fig.5 Annulus pressure under different service time

3.2 管柱安全評價

基于環空圈閉壓力預測,對X井管柱安全進行評價校核,結果如圖6、圖7所示。由圖6可知,在未考慮環空圈閉壓力影響下,在投產初期管內流體壓力大于環空壓力,隨投產時間增長,管內流體壓力降低,管柱有效內壓載荷降低,管柱抗內壓安全系數隨服役時間逐漸增大,而管柱內外壓差增大,使得抗外擠安全系數逐漸減小。由圖7可知,在考慮環空圈閉壓力影響后,環空壓力增大,使得環空壓力逐漸大于管內流體壓力。雖然環空圈閉壓力隨服役時間逐漸降低,但其降低幅度遠小于管內流體壓力,導致管柱抗外擠安全系數降低幅度隨服役時間增大,同時,由于管柱內外流體壓差隨井深增加而逐漸增大,導致井底管柱更易發生失效風險。而環空圈閉壓力對管柱抗拉安全系數影響較小。

圖6 未考慮環空圈閉壓力影響下管柱安全系數Fig.6 Safety factor of pipe string without considering the influence of annulus trap pressure

圖7 考慮環空圈閉壓力影響下X井管柱安全系數Fig.7 Safety factor of X well tubing string considering the influence of annulus trap pressure

基于環空圈閉壓力下管柱安全評價,考慮高溫及腐蝕耦合影響,以不同服役時間下井筒實際溫度及每年按工程最大允許腐蝕速率0.076 mm/a對管柱安全進行校核,結果如圖8所示?？梢钥闯?在井筒高溫及腐蝕耦合影響下,管柱抗內壓、抗外擠及抗拉安全系數均呈現處不同程度的降低,其中井底管柱降低幅度最大,其對應最大降低百分比分別為20.59%、33.08%、16.01%,但降低后最小抗內壓、抗外擠及抗拉安全系數分別為5.82、1.41、4.39,均高于安全值。

圖8 考慮高溫及腐蝕耦合影響下X井管柱安全系數Fig.8 Safety factor of X well tubing strings considering the coupling effect of high temperature and corrosion

討論分析不同環空圈閉壓力下管柱安全系數,結果如圖9所示。可以看出,隨著環空圈閉壓力增加,環空壓力逐漸大于管內流體壓力,管柱抗外擠安全系數逐漸降低,當環空圈閉壓力由10 MPa升高至40 MPa后,管柱底部抗外擠安全系數由7.36降至1.92,降低幅度達到73.91%,增加了管柱失效風險,但其對管柱抗內壓及抗拉安全影響較小,在實際生產過程中應對環空圈閉壓力進行管控,以降低管柱失效風險。

圖9 不同環空圈閉壓力影響下X井管柱安全系數Fig.9 Safety factor of X well tubing strings under the influence of different annulus trap pressure

討論分析不同產量條件下管柱安全系數,結果如圖10所示?？梢钥闯?隨著產量的增加,環空局部圈閉壓力增加,而管內流體壓力隨產量增加而逐漸降低,但環空圈閉壓力增加幅度遠大于管內流體壓力降低幅度,同時由于產量的增加,井筒溫度及腐蝕環境更為苛刻,管柱強度降低幅度更為明顯,使得管柱抗外擠安全系數隨產量增加而逐漸降低,當產量由40×104m3/d增加至120×104m3/d時,局部圈閉壓力由24.99 MPa增加至34.65 MPa,增長幅度達到38.66%,而底部管柱抗外擠安全系數由3.07降低至2.21,降低幅度達到28.01%。因此,在現場放噴高產階段,應對環空圈閉壓力重點監控,以防止圈閉壓力過高導致管柱失效。

圖10 不同產量條件下X井管柱安全系數Fig.10 Safety factor of X well tubing strings under different production conditions

4 結論

(1)針對深水高溫高壓氣井環空圈閉壓力下油管柱安全問題,基于深水井特性,綜合考慮熱膨脹和鼓脹效應引起的環空溫度、環空體積、流體體積以及環空壓力變化的動態耦合作用,建立深水高溫高壓氣井局部圈閉壓力預測模型,同時考慮環空圈閉壓力及高溫、腐蝕多因素耦合影響,建立深水高溫高壓氣井油管柱安全評價方法,通過與實測數據對比,該模型針對深水高溫高壓氣井環空圈閉壓力預測具有較好的適用性。

(2)深水高溫高壓氣井環空圈閉壓力隨服役時間逐漸降低幅度遠小于地層壓力降低幅度,考慮環空圈閉壓力影響后,管柱抗外擠安全系數隨服役時間降低幅度增大。同時,管柱內外流體壓差隨井深增加而逐漸增大,在井底處管柱更易發生失效風險,環空圈閉壓力對管柱抗拉安全系數影響較小。

(3)在井筒高溫及腐蝕耦合影響下,管柱抗內壓、抗外擠及抗拉安全系數均呈現處不同程度的降低,特別井底管柱承受苛刻高溫及腐蝕環境,附加高環空圈閉壓力,更易發生失效風險,在設計及實際生產過程中,應重點關注井底管柱安全風險,同時通過控制環空圈閉壓力及產量可有效降低管柱失效風險。