李 凡，竇益華，于 洋，曹銀萍

（1.西安石油大學(xué)機械工程學(xué)院，西安 710065；2.西安市高難度復(fù)雜油氣井完整性評價重點實驗室，西安 710065）

0 引言

特殊螺紋接頭主要由連接螺紋、扭矩臺肩和密封面組成，臺肩的設(shè)計決定了可施加的最大預(yù)緊力，且起到輔助密封的作用，密封面處一般采用金屬-金屬過盈配合形式，起主要密封作用，目前特殊螺紋接頭密封面處主要密封結(jié)構(gòu)有錐面-錐面和球面-錐面等密封結(jié)構(gòu)[1-3]。當(dāng)特殊螺紋接頭受內(nèi)壓，與軸向循環(huán)載荷作用時，由于井口裝置和井底封隔器的約束及井筒中流體變化的作用，密封面處可能產(chǎn)生滑移運動，從而產(chǎn)生能量耗散。滑移的出現(xiàn)，與密封面粗糙度、接觸壓強以及軸向載荷均有關(guān)。當(dāng)軸向循環(huán)載荷較小時，密封面處存在的滑移并不是發(fā)生在整個密封面處的整體滑移，當(dāng)軸向循環(huán)載荷持續(xù)增大時，密封面處才有可能出現(xiàn)完全滑移[4-7]。因此密封面處的運動由微滑階段與宏觀滑移階段兩個部分組成。張穎[8]針對油管柱的高頻振動，提出特殊螺紋密封面之間將會產(chǎn)生微振磨損，基于能量耗散理論，分析了振蕩載荷對油管柱接頭能量耗散的影響。

綜上所述，由于特殊螺紋接頭在受動載作用時，密封面處發(fā)生由微滑與宏觀滑移引起的摩擦，其必然引起能量耗散，因此需要對特殊螺紋接頭密封面處能量耗散進行分析，本文通過考慮不同內(nèi)壓與軸向循環(huán)載荷，研究不同錐度下特殊螺紋接頭密封面處能量耗散對其密封性能的影響。為后續(xù)特殊螺紋接頭密封面處能量耗散研究提供參考。

1 有限元模型建立

本文仿真對象選用?88.9 mm×6.45 mm P110某特殊螺紋油管接頭，選擇接頭密封方式分別為錐面-錐面密封方式。在Solidworks軟件中建立不同錐度的特殊螺紋接頭三維幾何模型，將所建模型保存為step格式，導(dǎo)入HyperMesh軟件中進行前期網(wǎng)格劃分工作，特殊螺紋接頭網(wǎng)格劃分如圖1所示。在特殊螺紋接頭在進行有限元分析前，需設(shè)置密封面、螺紋牙導(dǎo)向面與承載面處接觸對。根據(jù)接觸對設(shè)置準(zhǔn)則，將外螺紋的導(dǎo)向面、承載面與密封面、臺肩設(shè)置為從面，內(nèi)螺紋的導(dǎo)向面、承載面與密封面、臺肩設(shè)置為主面，對接箍端面設(shè)置為固定約束，軸向載荷通過與外螺紋端面耦合的節(jié)點來施加[9-12]。

圖1 錐面對錐面特殊螺紋接頭模型及網(wǎng)格劃分

特殊油管扣的具體參數(shù)如表1所示，在Abaqus中設(shè)置其材料屬性均為各向同性，材料參數(shù)如表2所示。

表1 特殊螺紋接頭設(shè)計參數(shù)

表2 特殊螺紋油管扣材料屬性

2 能量耗散分析

2.1 不同內(nèi)壓作用下

特殊螺紋接頭經(jīng)上扣扭矩作用后，取軸向循環(huán)載荷為400 kN，內(nèi)壓分別為60 MPa、70 MPa、80 MPa，經(jīng)有限元分析，得到如圖2所示的上扣扭矩、內(nèi)壓與軸向循環(huán)載荷的復(fù)合作用下，密封面錐度為1/16的特殊螺紋油管接頭的Mises等效應(yīng)力云圖。由圖可知經(jīng)循環(huán)載荷作用后接頭處Mises等效應(yīng)力均下降，且當(dāng)內(nèi)壓越大時，Mises等效應(yīng)力降低幅值越大。

圖2 不同內(nèi)壓下施加循環(huán)載荷前后Mises應(yīng)力云圖

提取密封面處的位移與摩擦力，分別以位移和摩擦力作為橫軸與縱軸，可以得到加載過程中的能量耗散曲線，如圖3所示。經(jīng)對比可知，隨著內(nèi)壓的增加，特殊螺紋密封面處載荷-位移曲線所圍成的面積，即能量耗散量在逐漸增大，這是因為隨著內(nèi)壓的增大，密封面處法向壓力增大，摩擦力增大，從而導(dǎo)致載荷-位移曲線所圍成的面積增大。

圖3 不同內(nèi)壓下密封面處載荷-位移遲滯曲線

如圖4所示，當(dāng)承受不同內(nèi)壓作用后，密封面處接觸壓力隨著內(nèi)壓的增大而增大，當(dāng)相同循環(huán)載荷作用在不同內(nèi)壓下的特殊螺紋接頭時，其接觸壓力隨著循環(huán)載荷的變化而變化，且其平均接觸壓力均小于內(nèi)壓作用后的接觸壓力。當(dāng)內(nèi)壓增大時，相同載荷作用下，內(nèi)壓越大，其接觸壓力降低幅度越小，密封性相對較好。

圖4 不同內(nèi)壓下密封面處接觸壓力變化曲線

2.2 不同軸向循環(huán)載荷作用下

特殊螺紋接頭經(jīng)上扣扭矩作用后，取內(nèi)壓為60 MPa，軸向循環(huán)載荷分別為400 kN、500 kN、600 kN，經(jīng)有限元分析，得到如圖5所示的上扣扭矩、內(nèi)壓與軸向循環(huán)載荷的符合作用下，密封面錐度為1/16的特殊螺紋油管接頭的Mises等效應(yīng)力云圖。由圖可知，內(nèi)壓一定時，隨著軸向循環(huán)載荷的增加，接頭處Mises等效應(yīng)力降低幅值越來越大。

圖5 不同循環(huán)載荷前后Mises應(yīng)力云圖

提取密封面處的位移與摩擦力，分別以位移和摩擦力作為橫軸與縱軸，可以得到加載過程中的能量耗散曲線，如圖6所示。經(jīng)對比可知，隨著軸向循環(huán)載荷的增加，特殊螺紋密封面處載荷-位移曲線所圍成的面積，即能量耗散量在逐漸增大，這是因為隨著軸向循環(huán)載荷的增大，密封面處位移增大，從而導(dǎo)致載荷-位移曲線所圍成的面積增大。

圖6 不同軸向載荷下的載荷-位移遲滯曲線

如圖7所示，當(dāng)承受內(nèi)壓作用后，密封面處接觸壓力隨著內(nèi)壓的增加而增加，當(dāng)施加不同軸向循環(huán)載荷后，密封面處接觸壓力均降低，由圖可知，軸向循環(huán)載荷越大，接觸壓力降低幅值越大，密封性能越差。因此在相同內(nèi)壓作用下，應(yīng)盡量降低軸向循環(huán)載荷的幅值，增加減震設(shè)施，提高接頭密封性能。

圖7 不同循環(huán)載荷下密封面處接觸壓力變化曲線

2.3 不同錐度下

經(jīng)上扣扭矩作用后，取內(nèi)壓為60 MPa，軸向循環(huán)載荷為400 kN，經(jīng)有限元分析，得到如圖8所示的上扣扭矩、內(nèi)壓與軸向循環(huán)載荷的符合作用下，密封面錐度為1/16、1/14、1/12的特殊螺紋油管接頭的Mises等效應(yīng)力云圖。由圖可知隨著錐度的增加，特殊螺紋接頭受循環(huán)載荷后其Mises等效應(yīng)力降低幅值逐漸增大。

圖8 相同循環(huán)載荷前后Mises應(yīng)力云圖

提取密封面處的位移與摩擦力，分別以位移和摩擦力作為橫軸與縱軸，可以得到加載過程中的能量耗散曲線，如圖9所示。經(jīng)對比可知，隨著錐度的增加，特殊螺紋密封面處載荷-位移曲線所圍成的面積，即能量耗散量在逐漸增大，這是因為隨著錐度的增大，密封面處接觸壓力越小，相同軸向載荷作用密封面處位移越大，從而導(dǎo)致載荷-位移曲線所圍成的面積增大。

圖9 不同錐度下的載荷-位移遲滯曲線

如圖10所示，特殊螺紋密封面處接觸壓力隨著錐度的降低而增加，當(dāng)受到相同內(nèi)壓與軸向載荷作用時，接頭密封面處接觸壓力降低。受相同循環(huán)載荷作用下接頭密封面處接觸壓力降低幅值隨著錐度的升高而降低，且經(jīng)循環(huán)載荷作用后密封面處接觸壓力后，錐度小的接頭密封面處接觸壓力大于錐度大的接頭密封面處接觸壓力。

圖10 不同錐度下密封面處接觸壓力變化曲線

3 結(jié)果與分析

通過研究在上扣扭矩、不同內(nèi)壓、不同軸向循環(huán)載荷和不同錐度下的錐面-錐面特殊螺紋接頭處能量耗散與接觸壓力變化情況得出以下結(jié)論。

（1）當(dāng)內(nèi)壓一定時，特殊螺紋接頭密封面處能量耗散隨軸向載荷的增大而增大，密封面處接觸壓力減小，密封性能下降；當(dāng)軸向循環(huán)載荷一定時，特殊螺紋接頭密封面處能量耗散隨內(nèi)壓的增大而增大，但其密封面處接觸壓力降低幅值隨內(nèi)壓的增大而減小，密封性能增加。

（2）應(yīng)盡量采用錐度較小的特殊螺紋接頭，降低接頭密封面處能量耗散。

4 結(jié)束語

對于特殊螺紋接頭密封面處能量耗散研究較少，本文建立了考慮錐度的錐面對錐面密封形式的特殊螺紋接頭有限元模型，研究在上扣扭矩、不同內(nèi)壓、不同軸向循環(huán)載荷和不同錐度下的錐面-錐面特殊螺紋接頭處能量耗散與接觸壓力變化情況。有限元分析結(jié)果表明，對于相同錐度的特殊螺紋接頭在受內(nèi)壓與軸向振動載荷時，內(nèi)壓越大，接頭處能量耗散變大，但其密封面處接觸壓力較大；軸向振動載荷越大時，密封面處能量耗散越大，接觸壓力越小。對于不同錐度的特殊螺紋接頭在受內(nèi)壓與軸向振動載荷時，密封面處能量耗散隨著錐角的增加而增加，接觸壓力隨錐角的增大而減小。因此，在使用特殊螺紋接頭應(yīng)采用較小錐角的接頭，采用減震裝置降低接頭處振動。