王 晶 祝卓華 白 濤

(1.中海石油(中國)有限公司上海分公司 2.中石油西南油氣田公司物資分公司)

0 引 言

450 t海洋井架是我國海洋石油鉆井中應用最廣泛的一種井架。在長期使用過程中，由于風災、腐蝕、疲勞、拆裝及超載等各種因素的影響，井架會出現(xiàn)不同程度的損傷缺陷，這些損傷缺陷會使井架的性能低于原設計，導致使用性能未知，存在生產安全隱患[1-3]。為確保海洋鉆機鉆修井過程的安全運行，準確測定在役海洋鉆機井架的承載能力意義重大[4]。海洋鉆機井架應力測試是評價井架承載能力的一項基礎檢測工作，通過測定不同載荷作用時井架大腿的應力，經(jīng)過相應計算后即可得到井架的實際承載能力。目前，在海洋鉆機井架應力測試時，井架的載荷施加方式通常有2種：一是直接拉載套管進行載荷施加；二是通過拉載專用工裝進行載荷施加。采用拉載套管加載時容易導致套管損壞而且需要停止鉆進作業(yè)，因此一般不推薦此加載方式。采用拉載專用工裝加載時，一般通過拉載貼附在轉盤梁上的工裝上以獲得井架載荷[5-6]，采用本加載方式施工時需要拆卸并回裝喇叭筒及管道等部件，存在工作量大、時間長及成本高等問題。為了提高工作效率、降低生產成本，本文提出了一種新的載荷施加方案，本加載方案采用鉆機下底座作為工裝支撐進行載荷施加，避免了喇叭筒及管道等部件的拆卸安裝工作。針對本加載方案，筆者設計了一種新型井架應力測試工裝，該工裝應用簡單方便，滿足450 t海洋鉆機井架應力測試的要求。

1 工裝技術分析

1.1 工裝加載方案

海洋鉆機普遍采用移動底座支撐井架，為滿足叢式井鉆井需要，上、下底座必須設計無遮擋的中間通槽，這就為采用下底座工字梁作為工裝支撐提供了通道。鑒于海洋鉆井一般采用頂驅鉆進，大部分平臺上不配備游車大鉤，因而可通過鋼絲繩索具連接工裝與游車提環(huán)銷來對井架進行加載，加載方案如圖1所示。

1—天車；2—井架；3—大繩；4—游車；5—提環(huán)銷；6—鋼絲繩索具；7—喇叭筒；8—上底座；9—下底座；10—工裝。圖1 海洋井架應力測試加載方案示意圖Fig.1 Schematic diagram of loading scheme of offshore derrick stress test

450 t海洋鉆機井架最大鉤載為4 500 kN，按照SY/T 6326—2019的標準要求，試驗拉力不得小于井架最大鉤載的20%[7]，因而井架應力測試時最大試驗拉力必須大于900 kN；考慮試驗拉載控制難度較大，必須留有一定余量，綜合考慮工裝額定承載為1 200 kN。由于游車兩提環(huán)銷平行布置，為避免鋼絲繩索具相互摩擦，工裝宜采用兩根工字梁并且相互平行的布置方式，這樣工裝每根工字梁只需承載600 kN的載荷。

工裝結構如圖1所示。鋼絲繩索具必須穿過喇叭筒，因此受喇叭筒最小內徑及下底座工字梁底面與井口甲板距離的限制，工裝設計時必須保證工裝承載軸間距小于喇叭口最小內徑，工裝主體高度不得大于下底座工字梁底面與井口甲板的距離。

1.2 工裝結構方案

圖2為針對450 t海洋鉆機井架應力測試設計的承載軸式工裝結構圖，主要部件包括承載梁、耳板、承載軸、止退銷、限位塊及加強筋。配套鋼絲繩索具選用6×37M-FC-60，單根額定承載320 kN，長度15 m，共4根。

1—耳板；2—承載軸/止退銷；3—耳板加強筋；4—承載梁；5—限位塊；6—承載梁加強筋。圖2 工裝結構示意圖Fig.2 Structural schematic of tooling

2 工裝主要部件結構設計

2.1 工裝承載梁

如圖2所示，工裝承載梁承受彎矩與剪力作用，以滿足彈性設計要求，即工裝承載梁在1 200 kN載荷作用下其正應力與剪應力必須在相應的許用應力范圍內。為降低制造成本并與現(xiàn)場游車相適應，工裝承載梁采用兩根平行布置并相互連接的焊接工字梁，截面尺寸為400 mm×350 mm×25 mm×25 mm，長度為2 m，材料選用Q345B鋼，屈服強度σs=335 MPa。下底座工字梁間距(支撐距離)1.5 m，為提高安全性，工裝安全系數(shù)n取2。由此得許用正應力[σ]與剪應力[τ]為：

[σ]=σ/2

(1)

[τ]=0.6[σ]

(2)

按簡支梁受集中力作用計算承載梁的最大正應力與剪應力，計算式為：

σmax=MmaxH/(2Iz)

(3)

τmax=FmaxSz/(Izδ1)

(4)

式中：Mmax為承載梁的最大彎矩，N·m，取值600 N·m；Iz為承載梁的慣性矩，m4；H為工字梁的高度，mm；δ1為工字梁的腹板厚度，mm；Fmax為承載梁的最大剪力，N；Sz為承載梁的靜矩，m3。

代入數(shù)值計算后，σmax=63.8 MPa，小于[σ]；τmax=34.4 MPa，小于[τ]。由此可知，工裝承載梁強度滿足要求。

2.2 耳板

耳板是將試驗拉力傳遞給工裝承載梁的中間傳力部件，由于采用薄壁件制造且與工裝主體采用焊接方式連接，應力測試時承受應力較大，是整個工裝中最為危險的部件。圖3為耳板結構圖。耳板材料選用Q345B鋼，板厚c=35 mm。耳板共4件，兩兩對稱布置于承載梁中間，間距與450 t游車提環(huán)銷對應，為205 mm。耳板中間?112 mm孔可穿過?110 mm承載軸，用于連接鋼絲繩索具。

圖3 耳板結構示意圖Fig.3 Structural schematic of ear plate

由耳板受力可知，A-A截面承受最大的拉應力作用，B-B截面承受最大的剪應力作用，計算式分別為：

σmax=P/S1

(5)

τmax=P/S2

(6)

式中：P為耳板承受的擠壓力，N；S1為A-A截面面積；S2為B-B截面面積。

代入數(shù)值可知，σmax=36.0 MPa，小于[σ]；τmax=72.0 MPa，小于[τ]。

施加拉載過程中，承載軸與耳板孔壁的接觸形成擠壓應力，因此必須對局部擠壓應力σc進行校驗[8]。σc計算式為：

σc=P/(cd)

(7)

式中：d為承載軸直徑，mm。

代入數(shù)值后，σc=77.9 MPa，小于[σc]。[σc]為許用擠壓應力，[σc]=1.4[σ]=234.5 MPa。如圖3所示，耳板雙面開坡口，垂直焊接在承載梁頂部，焊縫屬于T型和角接組合焊縫，由于耳板只承受垂直方向的力且與焊縫長度方向垂直，通過下式進行焊縫強度σh校核[9]。

σh=P/Ae

(8)

式中：Ae為焊縫有效面積。

代入數(shù)值后，σh=30.6 MPa，小于[σh]。[σh]為焊縫許用強度，[σh]=0.8[σ]=134 MPa。上述計算結果表明，耳板強度滿足要求。

2.3 承載軸

圖4為承載軸結構圖。承載軸材料采用42CrMo，調質后硬度為269～302 HBW，屈服強度σs=550 MPa。許用正應力與剪應力計算為：

[σ1]=σs/2

(9)

[τ1]=0.6[σ1]

(10)

圖4 承載軸結構示意圖Fig.4 Structural schematic of the bearing shaft

承載軸最大彎曲應力σ1max與最大剪切應力τ1max計算式分別為：

(11)

(12)

式中：F為承載軸承受的拉力，kN；l為鋼絲繩的長度，m；r為承載軸半徑，mm。

代入數(shù)值計算后，σ1max=235.4 MPa，小于[σ1]；τ1max=42.1 MPa，小于[σ1]。由此可見，承載軸強度滿足要求。

3 應用效果及經(jīng)濟性分析

中海石油(中國)有限公司上海分公司TWT-A平臺鉆機井架采用垂直伸縮式結構，高度46.33 m，設計最大鉤載4 500 kN，在海上服役了16 a，特別是經(jīng)歷2019年多次臺風作用后，急需對其進行應力測試以評估井架實際承載能力。為保障井架應力測試過程安全，首先對下底座工字梁和鉆井大繩進行了檢測和計算等工作。在確保下底座工字梁和鉆井大繩承載能力滿足井架應力測試要求的情況下，按上述設計制作了井架加載工裝，使用前還獲得了中國船級社的認證。依據(jù)SY/T 6326—2019標準要求[8]，擬定分級加載載荷為0、400、600、800及1 000 kN。工裝安裝過程簡單方便，先由平臺吊車將工裝運至BOP甲板，然后由鉆臺小絞車轉運至井口甲板，最后用鋼絲繩索具連接工裝與游車提環(huán)銷。2020年6月5日在TWT-A平臺對井架進行了應力測試。井架實際加載測試過程中，分別進行了3次循環(huán)加載測試，總時間約90 min，其中最大載荷加載到1 210 kN并穩(wěn)載5 min，工裝未出現(xiàn)塑性變形、撕裂以及異響等情況，順利完成了應力測試工作。

本方案采用下底座工字梁作為工裝支撐進行應力測試，與采用轉盤梁作為工裝支撐進行應力測試相比，避免了拆卸回裝喇叭口及管道等部件，減輕了海洋平臺上的工作量，若按照一班5人，工期10 d，每人每天0.15萬元的費用計算，采用本方案每次井架應力測試可節(jié)省7.5萬元，效益可觀。

4 結 論

(1)采用下底座工字梁作為工裝支撐，通過鋼絲繩索具連接工裝與游車提環(huán)銷的方式對在役海洋鉆機井架進行應力加載的方案可行，與采用轉盤梁作為工裝支撐加載相比，該方案可有效降低成本，效益可觀。

(2)以兩根平行并相互連接的工字梁為主體設計的海洋鉆機井架應力測試工裝結構合理，強度滿足要求。

(3)通過現(xiàn)場加載，表明設計的新型工裝應用簡單方便，滿足450 t在役海洋鉆機井架應力測試的要求。