胡芳婷, 趙密鋒, 李 巖, 耿海龍, 鄺獻(xiàn)任

(1.中國石油塔里木油田分公司油氣工程研究院, 庫爾勒 841000；2.中國石油天然氣集團(tuán)公司管材研究所, 西安 710077)

API(美國石油協(xié)會)外加厚油管在油田中被廣泛使用，與不加厚油管相比，外加厚油管通過接頭增強(qiáng)了連接強(qiáng)度。以φ88.9 mm×6.45 mm外加厚P110油管為例,按照GB/T 20657-2011《石油天然氣工業(yè)套管、油管、鉆桿和用作套管或油管的管線管性能公式及計(jì)算》計(jì)算，外加厚油管接頭使油管強(qiáng)度提高了1.37倍。但隨著油田地質(zhì)條件和使用工況日益苛刻，外加厚油管會出現(xiàn)多起粘扣、脫扣事故。 這些事故的起因與現(xiàn)場操作、螺紋脂、油管質(zhì)量等因素息息相關(guān)，但對外加厚油管接頭來說上扣扭矩也是影響其性能和壽命的主要因素。一般來說上扣扭矩過大，易發(fā)生粘扣；上扣扭矩過小，易發(fā)生脫扣[1-10]。筆者對某井φ88.9 mm×6.45 mm外加厚P110油管接頭脫扣原因進(jìn)行了分析，并核算出該種油管的上扣扭矩范圍。

1 理化檢驗(yàn)

1.1 基本情況

某井下完井投放一體化管柱至深度4 009.82 m時，突然遇阻，上提管柱時，φ88.9 mm×6.45 mm外加厚P110油管第17根(從上至下)與下部油管母扣脫開，其余全部落井。油管外表面呈亮黑色，無明顯大鉗咬傷痕跡；外螺紋整體呈金屬光澤，自端面起到第6扣螺紋牙可見明顯變形、拉脫痕跡，第6扣螺紋牙至外螺紋消失區(qū)域的螺紋牙完整，如圖1所示。

內(nèi)螺紋區(qū)域與外螺紋區(qū)域相對應(yīng)，在內(nèi)螺紋起始端至第6扣螺紋牙，螺紋變形嚴(yán)重，呈明顯拉脫痕跡，第6扣內(nèi)螺紋牙至內(nèi)螺紋末端，內(nèi)螺紋表面呈灰黑色，磷化層完好，表面呈輕微劃傷狀，如圖2所示。

1.2 參數(shù)測量

采用千分尺對脫扣管體和接箍的外徑、壁厚進(jìn)行尺寸測量，結(jié)果見表1，可見尺寸均滿足訂貨技術(shù)協(xié)議要求。

表1 油管管體外徑及壁厚測量結(jié)果Tab.1 Measurement results of outer diameter and wall thickness of tubing body mm

選取與脫扣油管同批次、同規(guī)格加工的6組新油管進(jìn)行螺紋檢測，結(jié)果均符合訂貨技術(shù)協(xié)議要求。

1.3 化學(xué)成分分析

在脫扣油管的接箍和管體取化學(xué)成分分析試樣，對其進(jìn)行化學(xué)成分分析，結(jié)果見表2，可見其硫、磷元素含量滿足訂貨技術(shù)協(xié)議要求。硫元素含量越高，鋼的熱脆性就會越嚴(yán)重；磷元素的存在會使鋼產(chǎn)生冷脆性，使鋼的冷加工性能和焊接性能變差。

表2 脫扣油管的化學(xué)成分(質(zhì)量分?jǐn)?shù))Tab.2 Chemical compositions of the tripped tubing (mass fraction) %

1.4 拉伸試驗(yàn)

在脫扣油管接箍和管體取縱向拉伸試樣，采用UH-F500KNI型拉伸試驗(yàn)機(jī)對其進(jìn)行拉伸試驗(yàn)，結(jié)果見表3?？梢娖淅煨阅芫鶟M足訂貨技術(shù)協(xié)議的要求。

表3 脫扣油管接箍和管體的拉伸試驗(yàn)結(jié)果Tab.3 Tensile test results of trip tubing coupling and tubing body

1.5 金相檢驗(yàn)

從脫扣油管管體和接箍內(nèi)螺紋取金相試樣，采用MEF4M型金相顯微鏡及圖像分析系統(tǒng)對其進(jìn)行金相檢驗(yàn)，如圖3和圖4所示?？梢姽荏w晶粒度等級為9.0級，接箍晶粒度等級為8.5級，其顯微組織主要為回火索氏體。

圖3 脫扣油管接箍顯微組織形貌Fig.3 Microstructure morphology of trip tubing coupling

圖4 脫扣油管管體顯微組織形貌Fig.4 Microstructure morphology of tubing body

由以上理化檢驗(yàn)結(jié)果可知，油管的幾何尺寸、螺紋參數(shù)、化學(xué)成分、拉伸性能和顯微組織均符合油田訂貨技術(shù)協(xié)議的要求。

2 不同扭矩下的實(shí)物拉伸試驗(yàn)

對于常用的φ88.9 mm外加厚油管，GB/T 17745-2011《石油天然氣工業(yè)套管和油管的維護(hù)與使用》中僅列出最高P105鋼級外加厚油管的推薦扭矩值，沒有P110鋼級外加厚油管推薦扭矩，根據(jù)GB/T 20657-2011規(guī)定接頭滑脫強(qiáng)度的1%為推薦扭矩值，8牙圓螺紋套管接頭滑脫強(qiáng)度Pj公式為

式中：Ajp為管體大端最后一個完整螺紋處橫截面面積；Let為有效螺紋長度;D為管體名義外徑；fumnp為管體規(guī)定的最小拉伸強(qiáng)度；fymnp為管體規(guī)定的最小屈服強(qiáng)度。

計(jì)算得到φ88.9 mm×6.45 mm外加厚P110油管接頭的上扣扭矩結(jié)果見表4。

表4 外加厚P110油管接頭上扣扭矩計(jì)算結(jié)果Tab.4 Calculation results of make-up torque of extra thickened P110 tubing joint N·m

由表4可以看出，計(jì)算得到的扭矩與廠家推薦數(shù)值近似，經(jīng)現(xiàn)場調(diào)研，為防止φ88.9 mm×6.45 mm外加厚P110油管發(fā)生粘扣，現(xiàn)場工作人員按照最小扭矩3 000 N·m、最佳扭矩3 300 N·m、最大扭矩3 502 N·m進(jìn)行操作。

結(jié)合現(xiàn)場上扣扭矩和廠家推薦扭矩，在復(fù)合加載試驗(yàn)系統(tǒng)上進(jìn)行軸向拉伸至失效的試驗(yàn)(試樣處于靜載)，結(jié)果見表5。

表5 不同上扣扭矩下拉伸至失效試驗(yàn)結(jié)果Tab.5 Tensile to failure test results with different make-up torque

由表5可知，該批次新油管軸向抗拉性能符合油田訂貨技術(shù)協(xié)議對P110油管的要求，同時也表明即使在上扣扭矩較小的情況下，拉伸至失效后只發(fā)生斷裂，而不發(fā)生脫扣，這與文獻(xiàn)[2]中描述相符,同時文獻(xiàn)[2]還指出“一般拉伸載荷或者壓縮載荷有利于防止油管接頭在井下松動”。

3 有限元模擬

為進(jìn)一步分析φ88.9 mm×6.45 mm外加厚P110油管接頭在不同扭矩下螺紋的受力狀態(tài)，筆者按照文獻(xiàn)[3]所述方法，利用有限元計(jì)算得到各螺紋接觸面的應(yīng)力和牙型的圓環(huán)面積，得到總上扣扭矩T的等效公式

(2)

圖5 螺紋嚙合半徑示意圖Fig.5 Schematic diagram of thread engagement radius

3.1 有限元模型

根據(jù)接頭的結(jié)構(gòu)和受力特點(diǎn)，將接頭的接箍中面處理為對稱面，且該截面只有徑向位移自由度，采用軸對稱殼體模型，其應(yīng)力應(yīng)變按照拉伸試驗(yàn)時真實(shí)數(shù)據(jù)輸入，材料視為均勻的各向同性體，參數(shù)見表6。

表6 有限元模型的材料性能參數(shù)Tab.6 Material property parameters of finite element model

為消除管端效應(yīng)，建模時管體長度取約為螺紋長度的2倍，螺紋參數(shù)采用中名義尺寸，錐度為1…16，螺紋牙型接觸模式為面面接觸，網(wǎng)格采用CAX4四結(jié)點(diǎn)雙線性軸對稱四邊形單元進(jìn)行計(jì)算。

3.2 載荷工況和計(jì)算結(jié)果

上扣控制的關(guān)鍵問題是如何控制配合螺紋的過盈量使之產(chǎn)生合適的接觸壓力。同時采用扭矩-圈數(shù)方法是提高螺紋上扣可靠性的最佳途徑。筆者將上扣圈數(shù)和過盈量進(jìn)行了換算,從規(guī)定的手緊位置起，施加的過盈圈數(shù)從0.5圈至3圈，每次增量為0.5圈。一般說來螺紋的上扣扭矩越大，螺紋嚙合的長度就越長，分擔(dān)載荷的螺紋就越多。各模型的牙型平均接觸壓力分布情況如圖6所示(牙型從內(nèi)螺紋大端第1扣計(jì)算)。

圖6 各模型的牙型平均接觸壓力Fig.6 Average contact pressure of each model tooth

各模型下計(jì)算的最大等效應(yīng)力如圖7所示。從圖7可以看出上扣2圈時螺紋的最大等效應(yīng)力最低。

圖7 各模型的最大等效應(yīng)力Fig.7 Maximum equivalent stress of each model

根據(jù)以上有限元計(jì)算結(jié)果并結(jié)合式(2)，得出上扣扭矩和過盈圈數(shù)具有如圖8所示關(guān)系。

如圖8可知，過盈0.5圈時近似于現(xiàn)場施加最小扭矩3 000 N·m，過盈1圈時近似于現(xiàn)場施加最小扭矩3 300 N·m，過盈1.5圈時等同于廠家推薦最小扭矩4 300 N·m，過盈2圈時近似于廠家推薦最佳扭矩5 740 N·m，過盈2.5圈時近似于廠家推薦最大扭矩7 170 N·m，過盈3圈時螺紋部分單元已發(fā)生屈服，存在塑性變形?？梢娺^盈圈數(shù)越多，牙型的接觸壓力越大，上扣扭矩就越大，當(dāng)上扣扭矩較大時，并不利于提高螺紋的連接強(qiáng)度，還會增加粘扣的可能性。

當(dāng)然上扣扭矩與過盈量并非簡單的正比關(guān)系，在實(shí)際操作中上扣扭矩還受螺紋脂摩擦特性、螺紋表面鍍層、上扣速度、螺紋參數(shù)等影響，加之螺紋本身結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，力學(xué)分析涉及材料、幾何和接觸邊界的三重非線性問題[11]，該有限元中模型是在理想狀態(tài)下進(jìn)行計(jì)算，認(rèn)為過盈2圈時，可使螺紋連接達(dá)到最佳狀態(tài)，考慮其他因素的影響，安全系數(shù)取1.25，將該值作為最大扭矩進(jìn)行推薦。

由上述有限元結(jié)果可知，當(dāng)過盈1圈(現(xiàn)場上扣扭矩)時螺紋牙型承載面接觸應(yīng)力較小，幾乎近似于牙型導(dǎo)向面接觸應(yīng)力，說明該扭矩下螺紋牙型沒有進(jìn)行較好的扭矩傳遞，降低了螺紋的連接強(qiáng)度。因此認(rèn)為過小的上扣扭矩不利于螺紋扭矩的傳遞，在其他徑向載荷的作用下容易發(fā)生脫扣事故，破壞管柱的完整性。

3.3 實(shí)物上扣試驗(yàn)

依據(jù)上述計(jì)算出的最佳、最大扭矩，開展了同規(guī)格新油管室溫下的上、卸扣實(shí)物試驗(yàn)。按計(jì)算的最佳扭矩進(jìn)行上、卸扣，可滿足標(biāo)準(zhǔn)是9上9卸后螺紋無變色、無損傷、無粘扣的要求。按計(jì)算的最大扭矩進(jìn)行上、卸扣時，至第7次時外螺紋出現(xiàn)中度粘扣。

雖然該試驗(yàn)試樣較少，不排除數(shù)據(jù)的偶然性，但能說明按照標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算的最大扭矩作為該規(guī)格的最大上扣扭矩存在一定的風(fēng)險。根據(jù)以上實(shí)物上、卸扣試驗(yàn)結(jié)果和相關(guān)文獻(xiàn)，按標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算的最佳扭矩可作為該規(guī)格油管的最大扭矩值。

4 分析與討論

該φ88.9 mm×6.45 mm外加厚P110油管脫扣失效后螺紋牙型呈明顯的拉脫痕跡，沒有明顯金屬劃痕、牙型磨平等形貌特征,可排除錯扣原因?qū)е碌拿摽邸Ｊв凸艿膸缀纬叽?、化學(xué)成分、拉伸性能和顯微組織均符合油田訂貨技術(shù)協(xié)議要求，同批次、同規(guī)格新油管的螺紋參數(shù)測量和實(shí)物拉伸試驗(yàn)亦符合訂貨技術(shù)協(xié)議。在靜拉伸載荷下，即使上扣扭矩較小，拉伸失效后油管只發(fā)生斷裂卻未發(fā)生脫扣，說明失效油管下部管柱自重對管柱造成的拉應(yīng)力不是造成脫扣的主要原因。

在有限元中按照標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的手緊位置，將上扣圈數(shù)和過盈量進(jìn)行換算，得到螺紋牙型表面接觸應(yīng)力，利用式(2)找到了上扣扭矩和過盈圈數(shù)的對應(yīng)關(guān)系。一般油管在正常上扣連接情況下，接箍內(nèi)螺紋接頭金屬密封面位置與外螺紋接頭金屬密封面上扣配合后應(yīng)該有足夠的接觸壓力。而現(xiàn)場采用較小的上扣扭矩，降低了螺紋的連接強(qiáng)度，在遇阻時活動管柱，油管受到震動、井壁摩擦力及其他徑向載荷，使螺紋產(chǎn)生反向滑動，發(fā)生松動形成脫扣。

對于φ88.9 mm×6.45 mm外加厚P110油管，其有限元計(jì)算結(jié)果認(rèn)為在按標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算的最佳扭矩下螺紋達(dá)到最佳狀態(tài)，考慮其他因素的影響，安全系數(shù)取1.25，將該值作為最大扭矩進(jìn)行推薦，實(shí)物上、卸扣試驗(yàn)也驗(yàn)證了該值的可行性。

5 結(jié)論

當(dāng)現(xiàn)場采用較小的上扣扭矩時，會降低螺紋的連接強(qiáng)度，在遇阻時活動管柱，油管受到震動、井壁摩擦力及其他徑向載荷，使螺紋產(chǎn)生反向滑動，發(fā)生松動形成脫扣。在不考慮螺紋幾何公差配合、螺紋脂摩擦特性、螺紋表面鍍層、上扣速度等因素影響的情況下，認(rèn)為該φ88.9 mm×6.45 mm外加厚P110油管在按標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算的最佳扭矩下螺紋達(dá)到最佳狀態(tài)，考慮其他因素的影響，安全系數(shù)取1.25。