莫 麗，涂 煉，付 強(qiáng)，王 磊

(1.西南石油大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，四川 成都 610500；2.中海油田服務(wù)股份有限公司 油田生產(chǎn)事業(yè)部完井中心，天津 300459)

0 引言

螺紋接頭是油套管的連接部位，同油套管柱一起在井下長(zhǎng)期承受拉伸、壓縮、內(nèi)壓、外壓等復(fù)合載荷的作用[1]。螺紋連接部位是油套管柱中最薄弱的環(huán)節(jié)，據(jù)調(diào)研，國(guó)外油套管失效事故中，64%都發(fā)生在螺紋連接處，而國(guó)內(nèi)則比例更高，約為86%。因此，提高油套管螺紋的連接質(zhì)量是確保油套管柱質(zhì)量的關(guān)鍵因素之一[2-3]。

隨著石油開采技術(shù)的進(jìn)步，國(guó)內(nèi)外出現(xiàn)了許多深井、超深油氣井的開發(fā)，API螺紋接頭由于自身性能的限制，連接強(qiáng)度已不能滿足工業(yè)要求[4]，而特殊螺紋接頭雖然比API螺紋連接強(qiáng)度高，但依然存在上卸扣過(guò)程中易粘扣的問(wèn)題[5-6]，另外常規(guī)特殊螺紋多采用單級(jí)金屬對(duì)金屬密封結(jié)構(gòu)，在超深井及高壓氣井中密封安全性難以保證。針對(duì)以上問(wèn)題，設(shè)計(jì)了新型特殊螺紋接頭，采用倒鉤型螺紋，同時(shí)改進(jìn)螺紋及密封面參數(shù)來(lái)提高螺紋的連接和密封性能。另外，以往特殊螺紋連接性能的研究只從單一方面進(jìn)行分析，文獻(xiàn)[7-8]研究了螺紋滑脫失效的過(guò)程，獲得了滑脫過(guò)程的力學(xué)機(jī)理及產(chǎn)生的原因，文獻(xiàn)[9]通過(guò)實(shí)驗(yàn)和有限元方法證明了儲(chǔ)氣井螺紋抗疲勞性能達(dá)到了使用要求，文獻(xiàn)[10-11]分析了螺紋接頭的連接的極限強(qiáng)度問(wèn)題，關(guān)于連接性能的綜合分析較少。因此，本文采用有限元和全尺寸試驗(yàn)相結(jié)合的方法，綜合分析了螺紋接頭在5種不同工況下的連接安全性。研究?jī)?nèi)容為特殊螺紋的設(shè)計(jì)和安全使用提供重要的參考價(jià)值。

1 有限元建模

1.1 模型簡(jiǎn)化

管體規(guī)格為φ88.9 mm×6.45 mm，螺紋為承載面角度為-5°，導(dǎo)向面角度為10°的倒鉤型螺紋，內(nèi)螺紋齒高為1.2mm，外螺紋齒高為1.0mm，該螺紋參數(shù)與API螺紋參數(shù)[12]差別較大，如表1所示。

表1 特殊螺紋與API偏梯形螺紋齒形參數(shù)對(duì)比

接頭主密封結(jié)構(gòu)采用錐面對(duì)錐面和柱面對(duì)球面的組合密封形式，扭矩臺(tái)肩為-15°逆向臺(tái)肩。公、母螺紋嚙合后，公螺紋的齒頂和母螺紋的齒底間存在一定的間隙，能儲(chǔ)存絲扣油同時(shí)降低齒頂和齒底的接觸應(yīng)力，螺紋嚙合后，結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

圖1 特殊螺紋齒形Fig.1 The tooth profile of the premium thread

因該螺紋螺旋升角較小，忽略螺旋升角對(duì)計(jì)算結(jié)果的影響[13]，把接頭簡(jiǎn)化為軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)。采用二維軸對(duì)稱模型來(lái)對(duì)接頭進(jìn)行有限元建模，考慮到圣維南效應(yīng)，建模時(shí)所取的管體長(zhǎng)度為管體小端至螺紋消失點(diǎn)距離的2倍。為便于計(jì)算結(jié)果的處理及比較，需對(duì)螺紋的扣牙編號(hào)?？垩捞?hào)以公接頭為準(zhǔn)，從公接頭靠近密封面的首扣開始為1號(hào)扣牙，整體螺紋共有17扣，該特殊螺紋接頭建模如圖2所示。

圖2 特殊螺紋接頭幾何建模Fig.2 Geometric model of double primary sealing connection

采用CAX4I四節(jié)點(diǎn)雙線性軸對(duì)稱四邊形單元對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并對(duì)螺紋連接部分、密封面及扭矩臺(tái)肩進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。螺紋局部網(wǎng)格劃分如圖3所示。

圖3 局部網(wǎng)格劃分Fig.3 Local mesh partition

1.2 材料力學(xué)性能

接頭采用2Cr13材料進(jìn)行加工，并經(jīng)過(guò)熱處理，處理到API L80鋼級(jí)。在加工好的接頭中隨機(jī)取出樣品，實(shí)測(cè)其屈服強(qiáng)度、抗拉強(qiáng)度及延伸率，測(cè)量結(jié)果如表2所示。2Cr13為合金鋼，材料的彈性模量206 GPa，泊松比為0.3。密封面接觸時(shí)采用庫(kù)倫摩擦模型，摩擦因數(shù)一般取0.02[14]。

表2 材料力學(xué)性能

1.3 邊界條件

根據(jù)接箍的對(duì)稱性，接箍中面的軸向位移為零，因此在接箍對(duì)稱中面的各結(jié)點(diǎn)上施加軸向位移約束，徑向方向自由。接頭上扣扭矩通過(guò)施加過(guò)盈量來(lái)模擬，軸向力則轉(zhuǎn)化為均布載荷施加在管體大端，其計(jì)算公式為：

(1)

式中：Fa為軸向應(yīng)力，MPa；F為軸向力，kN；d0為管體外徑，mm；d1為管體內(nèi)徑，mm。

螺紋接頭在井下會(huì)承受復(fù)雜的載荷，不同工況載荷的不同，對(duì)接頭連接性能會(huì)產(chǎn)生不同的影響，其中極限載荷取螺紋的極限強(qiáng)度。因接箍和管體采用同種材料，屈服強(qiáng)度均為618 MPa。管體內(nèi)徑76 mm，接箍外徑為107.95 mm，接箍?jī)?nèi)徑為76 mm。按照文獻(xiàn)[15]中相關(guān)強(qiáng)度公式，代入數(shù)據(jù)，經(jīng)計(jì)算得到接頭的抗拉強(qiáng)度為1 032.5 kN，抗壓縮強(qiáng)度為861.8 kN，抗內(nèi)壓強(qiáng)度為78.5 MPa，抗外擠強(qiáng)度為83.2 MPa。極限載荷按極限強(qiáng)度理論計(jì)算值施加，具體的加載情況如表3所示。

表3 加載工況

2 有限元結(jié)果分析

2.1 上扣分析

采用施加過(guò)盈量的方法來(lái)模擬接頭上扣后的狀態(tài)，在螺紋段施加過(guò)盈量0.13 mm，錐面對(duì)錐面密封段施加過(guò)盈量0.10 mm，柱面對(duì)球面密封段施加過(guò)盈量0.08 mm，臺(tái)肩施加過(guò)盈量0.03 mm。上扣后螺紋接頭Mises應(yīng)力云圖如圖4所示，螺紋最大應(yīng)力分布如圖5所示。

圖4 上扣后Mises應(yīng)力分布Fig.4 Distribution of Mises stress after make-up

圖5 上扣后螺紋最大應(yīng)力分布Fig.5 The maximum stress distribution of the threads after make-up

由圖4可知，上扣后螺紋段和密封面都產(chǎn)生了擠壓作用，在臺(tái)肩和球面密封段應(yīng)力較大，最大的Mises應(yīng)力出現(xiàn)在臺(tái)肩與錐面密封的過(guò)渡段，達(dá)到649 MPa，已經(jīng)超過(guò)材料的屈服極限，但是，螺紋段的應(yīng)力以及密封面的應(yīng)力并沒有超過(guò)屈服極限，接頭承載能力以及密封性能并沒有被破壞。

由圖5可知，上扣后，螺紋最大Mises應(yīng)力及接觸應(yīng)力呈“凹槽形”分布，首尾3扣出現(xiàn)明顯的應(yīng)力集中，中間段螺紋應(yīng)力分布均勻。接觸應(yīng)力及Mises應(yīng)力最大值均出現(xiàn)在公扣大端，Mises應(yīng)力最大值為583 MPa，略大于接觸應(yīng)力最大值，但都低于材料的屈服強(qiáng)度，故螺紋段并沒有產(chǎn)生塑性變形，避免了接頭在上扣過(guò)程中的粘結(jié)損傷。

2.2 軸向拉伸載荷下連接安全性分析

接頭上扣后，沿軸向?qū)宇^分別施加600，1 032 kN的拉伸載荷，得到螺紋最大應(yīng)力分布和位移分布的變化曲線，如圖6-7所示。

圖6 拉伸載荷下螺紋最大應(yīng)力分布Fig.6 The maximum stress distribution of the threads under tensile load

圖7 拉伸載荷下螺紋位移分布Fig.7 The distribution of thread displacement under tensile load

由圖6可知，在拉伸載荷作用下，螺紋首尾3扣應(yīng)力值較大，中間段應(yīng)力較小，螺紋應(yīng)力分布整體表現(xiàn)為先急劇減小，后趨于平緩，最后迅速增加的趨勢(shì)。在1 032 kN的極限拉伸載荷下，公扣大端的最后1扣最大Mises應(yīng)力達(dá)到630 MPa，最大接觸應(yīng)力達(dá)到594 MPa，螺紋最后1扣產(chǎn)生屈服，但螺紋整體應(yīng)力低于抗拉強(qiáng)度，不會(huì)出現(xiàn)斷扣失效。

由圖7可知，徑向位移最大值出現(xiàn)在1號(hào)扣，徑向位移變化規(guī)律是先逐漸降低然后緩慢增加接著又逐漸降低，最后逐漸增加；軸向位移則呈現(xiàn)單調(diào)增加的趨勢(shì)，最大值出現(xiàn)在螺紋最后1扣。在1 034 kN拉伸載荷下，螺紋的最大徑向位移為0.035 mm，最大軸向位移為0.1 mm，螺紋變形以為軸向?yàn)橹?，徑向變形較小，接頭發(fā)生滑脫可能性較低。

2.3 軸向壓縮下連接安全性分析

對(duì)接頭分別施加600，861 kN的軸向壓縮載荷，得到了螺紋最大應(yīng)力分布曲線及位移分布曲線，如圖8-9所示。

圖8 壓縮載荷下螺紋最大應(yīng)力分布Fig.8 The maximum stress distribution of the threads under compressive load

圖9 壓縮載荷下螺紋位移分布Fig.9 The distribution of thread displacement under compressive load

由圖8可知，在壓縮載荷作用下，螺紋應(yīng)力分布曲線呈現(xiàn)兩端高中間低的凹槽形，最大Mises應(yīng)力及接觸應(yīng)力均出現(xiàn)在螺紋最后1扣，且螺紋首尾3扣依然具有明顯的應(yīng)力集中。在861 kN的極限壓縮載荷下，螺紋第17扣應(yīng)力最大，最大Mises應(yīng)力達(dá)到635 MPa，最大接觸應(yīng)力為599 MPa，螺紋最后1扣產(chǎn)生屈服，但其他扣應(yīng)力值均未超過(guò)屈服強(qiáng)度，連接可靠性高。

由圖9可知，在壓縮載荷下，螺紋的徑向位移最大值出現(xiàn)在第1扣，徑向位移分布規(guī)律是先急劇減小后緩慢減小，軸向位移則依然呈現(xiàn)單調(diào)增加的趨勢(shì)，最大的軸向位移出現(xiàn)在螺紋最后1扣。在極限壓縮載荷下，螺紋的位移以軸向位移為主，最大軸向位移為0.19 mm，接頭發(fā)生脫扣可能性較低。

2.4 軸向拉伸和內(nèi)壓共同作用下連接安全性分析

圖10 拉伸載荷和內(nèi)壓作用下螺紋最大應(yīng)力分布Fig.10 The maximum stress distribution of the threads under tension load and internal pressure

圖11 拉伸載荷和內(nèi)壓作用下螺紋位移分布Fig.11 The distribution of thread displacement under tension load and internal pressure

對(duì)接頭施加1 034 kN的軸向拉力，然后在接頭內(nèi)表面分別施加10 MPa和78 MPa的壓力，得到了接頭螺紋最大應(yīng)力分布曲線及位移分布曲線，如圖10-11所示，同時(shí)得到了臺(tái)肩及密封面應(yīng)力分布曲線，如圖12-14所示。

圖12 拉伸載荷和內(nèi)壓作用下臺(tái)肩應(yīng)力分布Fig.12 Stress distribution of the shoulder under tension load and internal pressure

圖13 拉伸載荷和內(nèi)壓作用下錐面應(yīng)力分布Fig.13 Stress distribution of the conical surface under tension load and internal pressure

圖14 拉伸載荷和內(nèi)壓作用下柱面應(yīng)力分布Fig.14 Stress distribution of the cylindrical surface under tension load and internal pressure

由圖10可知，螺紋最大Mises應(yīng)力和接觸應(yīng)力均隨著內(nèi)壓的增加而增大，最大的應(yīng)力出現(xiàn)在公扣大端最后1扣。在在極限拉伸和內(nèi)壓載荷共同作用下，螺紋第1扣和最后2扣的最大應(yīng)力均超過(guò)材料的屈服極限，但未達(dá)到抗拉強(qiáng)度，螺紋可能發(fā)生粘扣但不會(huì)斷扣。由圖11可知，螺紋徑向位移和軸向位移均隨著內(nèi)壓的增加而減小，內(nèi)壓導(dǎo)致管體膨脹，與接箍螺紋連接更為緊密，螺紋脫扣可能性降低。

由圖12可知，臺(tái)肩面的應(yīng)力值及接觸長(zhǎng)度隨著內(nèi)壓的增加而減小，在極限拉伸和內(nèi)壓載荷下，臺(tái)肩零接觸應(yīng)力長(zhǎng)度擴(kuò)展到1.25 mm，但是接觸應(yīng)力值大于78 MPa的接觸長(zhǎng)度依然有1.4 mm，輔助密封效果明顯。由圖13-14可知，錐面和柱面的接觸應(yīng)力值及接觸長(zhǎng)度隨著內(nèi)壓的增加有不同程度的增加，在極限拉伸和內(nèi)壓下，錐面和柱面接觸應(yīng)力和接觸長(zhǎng)度較大，密封性能可靠，且密封面Mises應(yīng)力并未超過(guò)材料的屈服極限，密封面不會(huì)出現(xiàn)屈服失效。

2.5 軸向拉伸和內(nèi)外壓共同作用下連接安全性分析

對(duì)接頭施加1 032 KN軸向拉伸載荷和10 MPa的內(nèi)壓，然后在接頭外表面分別施加10 MPa和83 MPa的外壓，得出接頭螺紋最大應(yīng)力分布曲線及位移分布曲線，如圖15-16所示，同時(shí)得到了扭矩臺(tái)肩及密封面應(yīng)力分布曲線，如圖17-19所示。

圖15 拉伸載荷和內(nèi)外壓作用下螺紋最大應(yīng)力分布Fig.15 The maximum stress distribution of the threads under tension load, internaland external pressure

圖16 拉伸載荷和內(nèi)外壓作用下螺紋位移分布Fig.16 The distribution of thread displacement under tension load, internal and external pressure

由圖15可知，在拉伸載荷和內(nèi)外壓共同作用下，接頭螺紋的最大應(yīng)力隨著外壓的增加而增大，中間段螺紋應(yīng)力分布均勻，螺紋首尾3扣應(yīng)力存在明顯的應(yīng)力集中。在83 MPa極限外壓作用下，螺紋首尾2扣最大應(yīng)力已經(jīng)超過(guò)材料的屈服極限。由圖16可知，螺紋徑向位移和軸向位移隨外壓增加而增大，在83 MPa的極限外壓下，螺紋最大徑向位移為0.077 mm，最大軸向位移為0.111 mm，變形主要以軸向位移為主，螺紋發(fā)生脫扣可能性很低。

圖17 拉伸載荷和內(nèi)外壓作用下臺(tái)肩應(yīng)力分布Fig.17 Stress distribution of the shoulder under tension load, internal and external pressure

圖18 拉伸載荷和內(nèi)外壓作用下錐面應(yīng)力分布Fig.18 Stress distribution of the conical surface under tension load, internal and external pressure

圖19 拉伸載荷和內(nèi)外壓作用下柱面應(yīng)力分布Fig.19 Stress distribution of the cylindrical surface under tension load, internal and external pressure

由圖17可知，臺(tái)肩面的應(yīng)力值及接觸長(zhǎng)度隨著外壓的增加而增加，極限外壓下，臺(tái)肩面接觸應(yīng)力值大于78 MPa的接觸長(zhǎng)度有1.7 mm，輔助密封效果明顯。由圖18和圖19可知，錐面和柱面的接觸應(yīng)力值及接觸長(zhǎng)度隨著外壓的增加有不同程度的增加，在極限拉伸和外壓下，錐面和柱面接觸應(yīng)力和接觸長(zhǎng)度較大，密封性能可靠，且錐面Mises應(yīng)力未超過(guò)材料的屈服極限，柱面上僅有局部Mises應(yīng)力超過(guò)材料的屈服極限，綜合來(lái)看，密封面具有良好的密封可靠性。

3 全尺寸試驗(yàn)

利用數(shù)控機(jī)床，加工出該特殊螺紋，并對(duì)螺紋段進(jìn)行QPQ表面處理，隨機(jī)選擇3根接頭試樣進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)按API RP 5C5標(biāo)準(zhǔn)[16]進(jìn)行。試驗(yàn)內(nèi)容主要包括：螺紋參數(shù)檢驗(yàn)、上卸扣試驗(yàn)、連接強(qiáng)度試驗(yàn)、氣密封試驗(yàn)。將接頭在液壓大鉗上進(jìn)行10次循環(huán)上卸扣，然后對(duì)接頭進(jìn)行極限拉伸和壓縮試驗(yàn)，最后對(duì)接頭進(jìn)行極限內(nèi)外壓氣密封試驗(yàn)。上卸扣試驗(yàn)裝置、連接強(qiáng)度試驗(yàn)裝置以及氣密封試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖20所示。

圖20 試驗(yàn)裝置Fig.20 Experimental equipment

試驗(yàn)結(jié)果表明，該接頭在上卸扣過(guò)程中并未出現(xiàn)粘結(jié)現(xiàn)象，在極限拉伸和壓縮載荷下，管體出現(xiàn)屈服，接頭螺紋并未出現(xiàn)滑脫和斷扣，試驗(yàn)后3根接頭公扣的形貌如圖21所示。在內(nèi)外壓氣密封試驗(yàn)中，從控制室計(jì)算機(jī)面板上未觀察到接頭出氣口出現(xiàn)泄漏氣泡，穩(wěn)壓期間傳感器也未檢測(cè)到壓力波動(dòng)，接頭氣密封性能良好。

圖21 試驗(yàn)后試樣形貌Fig.21 The morphology of samples after testing

全尺寸試驗(yàn)較好地驗(yàn)證了有限元的分析結(jié)果，該接頭具有良好的連接安全性。目前該特殊螺紋接頭處于試驗(yàn)研發(fā)階段，技術(shù)成熟后便會(huì)投入到油氣井中使用。

4 結(jié)論

1)在5種典型工況下，特殊螺紋接觸應(yīng)力及Mises應(yīng)力呈現(xiàn)出兩端高中間低的凹槽形分布規(guī)律，螺紋首尾3扣應(yīng)力值較大，該部位是連接性能的薄弱區(qū)。特殊螺紋徑向位移最大值出現(xiàn)在公扣的起始螺紋處，軸向位移最大值出現(xiàn)在公扣最后1扣牙，滑脫失效首先發(fā)生在首尾起始螺紋段。

2)特殊螺紋連接性能受外部載荷的影響較大。螺紋最大應(yīng)力值隨拉伸、壓縮、內(nèi)壓及外壓載荷的增加而增大，螺紋首尾起始扣牙應(yīng)力增大較明顯，易屈服失效。特殊螺紋徑向位移及軸向位移隨拉伸、壓縮、外壓載荷的增加而增大，隨內(nèi)壓載荷的增加而減小。在一定程度上，內(nèi)壓載荷的作用降低了螺紋滑脫的可能性。

3)全尺寸試驗(yàn)及有限元分析綜合表明，該特殊螺紋接頭上卸扣性能滿足使用要求；在極限軸向載荷下，管體屈服，但接頭并未發(fā)生脫扣或斷扣現(xiàn)象，連接強(qiáng)度較高；在內(nèi)外壓氣密封試驗(yàn)中，接頭并未出現(xiàn)泄漏，密封性能良好。接頭脫扣及泄漏發(fā)生在管體屈服之后，這一特性有利于保障油氣井的安全。

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