N80油管接箍螺紋聯(lián)接的應(yīng)力分析與失效評(píng)估*

王寶棟，段慶全，劉嘯奔，于 洋，吳 鍇

(1.中國石油大學(xué)(北京) 機(jī)械與儲(chǔ)運(yùn)工程學(xué)院，北京 102249；2.中國石化西北油田分公司 塔河采油三廠，新疆 輪臺(tái) 841600)

0 引言

油管是油氣田生產(chǎn)過程中的關(guān)鍵技術(shù)裝備，統(tǒng)計(jì)表明，油套管失效事故有80%發(fā)生在螺紋聯(lián)接處[1]。因此，開展油管與接箍螺紋的應(yīng)力分析，給出油管接箍的主要失效特征對(duì)工程實(shí)際意義巨大。目前國內(nèi)外對(duì)油管接箍螺紋的研究主要側(cè)重于有限元分析和理論研究，王治國等[2]建立了API圓螺紋油管接頭的有限元模型，通過模擬上扣與拉伸過程分析了影響螺紋接頭抗滑脫強(qiáng)度和抗粘扣性能的主要因素；李方坡等[3]分析了N80鋼油管接箍縱向開裂失效的原因；Yuan等[4]對(duì)油管上卸扣過程中螺紋溫度場的分布進(jìn)行了有限元分析；Wang等[5]通過彈簧連接理論得到了螺紋牙載荷分布；龔偉安[6]將管體與接箍看作圓錐接觸，在省去螺紋的情況下，討論了螺紋聯(lián)接應(yīng)力的定量關(guān)系，他們對(duì)套管螺紋的上緊過程以及在內(nèi)外壓作用下，接箍和管端上的應(yīng)力進(jìn)行了理論分析；陳守俊等[7]以圓錐管螺紋為研究對(duì)象，建立了圓錐管螺紋過盈聯(lián)接的計(jì)算模型，得到了圓錐管套螺紋牙接觸齒面上的徑向變形計(jì)算公式；Brennan和Dover[8]通過建立油管聯(lián)接工具的有限元模型，分析了在拉伸、壓縮和預(yù)緊力的組合作用下螺紋的接觸應(yīng)力及其分布情況，研究了油管聯(lián)接工具的疲勞壽命；馬永才[9]使用有限元分析方法，建立了API不加厚螺紋油管接頭的有限元模型，分析了油管螺紋聯(lián)接處在上扣狀態(tài)的受力分布規(guī)律，根據(jù)分析結(jié)果，提出了改善接頭受力狀態(tài)，提高聯(lián)接性能的主要措施。

現(xiàn)有的大量研究給出了油管螺紋的主要應(yīng)力特征，但是研究實(shí)際工況載荷下油管接箍失效特征的相關(guān)文獻(xiàn)較少，基于此，以下對(duì)實(shí)際工況下N80油管接箍螺紋的失效特征開展研究。建立N80油管接箍受力分析的非線性有限元模型，在數(shù)值模型的基礎(chǔ)上，通過模擬油管與接箍的上扣過程，確定接箍螺紋在不同上扣圈數(shù)時(shí)的應(yīng)力變化情況。同時(shí)，開展實(shí)際工況載荷對(duì)油管接箍應(yīng)力影響的研究，分析不同工況下油管接箍的應(yīng)力分布規(guī)律，總結(jié)得到接箍的主要失效特征。

1 數(shù)值分析模型

以API N80油管[10]作為研究對(duì)象，油管外徑為114.3 mm，壁厚為6.88 mm。N80管材屈服強(qiáng)度695 MPa，抗拉強(qiáng)度760 MPa。模型采用局部建模的方式，并使用軸對(duì)稱模型，忽略螺旋升角對(duì)模型結(jié)果的影響[11]。參考實(shí)際工程中常見螺紋脂，油管與螺紋之間摩擦系數(shù)[12]取0.02。油管接箍選用4節(jié)點(diǎn)軸對(duì)稱減縮積分單元CAX4R，為保證結(jié)果的計(jì)算精度，每個(gè)齒面采用378個(gè)單元?jiǎng)澐?。同時(shí)，根據(jù)螺紋距離接箍自由端面的距離，對(duì)接觸的螺紋齒依次進(jìn)行編號(hào)。通過在油管上端施加軸向力來模擬軸向載荷，在油管內(nèi)壁施加壓力來模擬內(nèi)壓作用，在接箍下端施加對(duì)稱位移邊界條件，如圖1所示。

圖1 有限元模型示意Fig.1 Sketch of the finite element model

2 油管與接箍上扣過程分析

實(shí)際工程中，保證油管接箍處螺紋接頭不發(fā)生泄漏需要滿足2個(gè)條件：密封面接觸壓力大于內(nèi)壓；Von Mises等效應(yīng)力小于材料的屈服應(yīng)力σs，不產(chǎn)生塑性變形而引發(fā)粘扣[13]。

油管與接箍在上扣過程中主要受到過盈接觸產(chǎn)生的壓力，API規(guī)定油管與接箍的過盈上扣范圍為1～3圈[14]，建立有限元模型模擬不同過盈圈數(shù)時(shí)油管與接箍的上扣過程，不同上扣圈數(shù)時(shí)油管與接箍的應(yīng)力云圖如圖2所示。

圖2 不同上扣圈數(shù)時(shí)的Mises應(yīng)力Fig.2 Von Mises stress nephogram at different tighten cycle

圖3給出了油管螺紋處的Mises應(yīng)力分布。由圖可見，油管螺紋導(dǎo)向面和承載面的Mises應(yīng)力呈現(xiàn)兩端高中間低的“馬鞍形”分布。當(dāng)過盈上扣1圈時(shí)，1號(hào)油管螺紋應(yīng)力最大，其余油管螺紋的應(yīng)力分布較均勻。隨著過盈圈數(shù)的增加，油管螺紋的Mises應(yīng)力逐漸增加，位于兩端的螺紋處的應(yīng)力增加最快，中間位置的螺紋應(yīng)力分布較均勻，并且螺紋承載面的應(yīng)力普遍大于螺紋導(dǎo)向面，過盈上扣3圈時(shí)油管螺紋的應(yīng)力均未達(dá)到屈服強(qiáng)度，能夠正常工作。

圖3 油管螺紋的Mises應(yīng)力Fig.3 Von Mises stress of tubing threads

圖4 接箍螺紋的Mises應(yīng)力Fig.4 Von Mises stress of coupling thread

圖4給出了接箍螺紋處Mises應(yīng)力分布?？梢园l(fā)現(xiàn)位于接箍兩端的螺紋應(yīng)力較大，中間螺紋的應(yīng)力分布相對(duì)較均勻，并且隨著上扣圈數(shù)的增加，位于兩端的螺紋最先達(dá)到屈服極限；過盈上扣2圈時(shí)，接箍的1號(hào)、2號(hào)和16號(hào)螺紋的應(yīng)力靠近屈服強(qiáng)度；當(dāng)過盈圈數(shù)為3圈時(shí)，接箍兩端的螺紋均已經(jīng)進(jìn)入塑性狀態(tài)。由此可以得出，在上扣過程中接箍螺紋的應(yīng)力普遍大于油管螺紋，位于接箍兩端的螺紋更容易進(jìn)入塑性狀態(tài)而發(fā)生失效。因此，在能滿足上扣扭矩的情況下，建議在實(shí)際工程中對(duì)N80油管上扣2圈，避免接箍進(jìn)入塑性狀態(tài)引發(fā)粘扣失效。

3 實(shí)際工況模擬

油管接箍在實(shí)際工況下不僅受到重力產(chǎn)生的軸向載荷，還會(huì)受到管內(nèi)油壓產(chǎn)生的徑向壓力。油管與接箍受到的軸向載荷主要由井下油管與接箍的重力產(chǎn)生，由于接箍的重量遠(yuǎn)小于油管，因此忽略接箍重量，由油管重量等效計(jì)算軸向載荷。油井參數(shù)選擇塔河油田某油井實(shí)際參數(shù)，井深3 000 m，每1 000 m計(jì)算1次油管接箍的受力情況，根據(jù)李勐等[15]使用的油管軸力計(jì)算方法 ，得到工況如表1所示。

表1 工況數(shù)據(jù)

3.1 油管螺紋計(jì)算結(jié)果分析

圖5給出了油管導(dǎo)向面與承載面的接觸應(yīng)力分布，由圖可知，在實(shí)際工況下油管螺紋導(dǎo)向面的接觸應(yīng)力隨著井深的增加呈上升趨勢，而承載面的接觸應(yīng)力隨井深變化不大，其中，油管螺紋導(dǎo)向面的接觸應(yīng)力隨螺紋牙數(shù)的增加而增加，承載面的接觸壓力呈兩端高中間低的形式分布。因此，在實(shí)際生產(chǎn)中位于兩端的油管螺紋起到主要的密封作用，當(dāng)兩端螺紋發(fā)生失效時(shí)容易引起油管聯(lián)接處的泄漏。

圖6給出了油管螺紋導(dǎo)向面與承載面的Mises應(yīng)力分布，油管螺紋導(dǎo)向面和承載面的Mises應(yīng)力隨著井深

圖5 不同工況下油管螺紋的接觸應(yīng)力Fig.5 The contact pressure of tubing threads under different working conditions

圖6 不同工況下油管螺紋的Mises應(yīng)力Fig. 6 The Mises stress of tubing threads under different working conditions

的增加呈下降趨勢，并且承載面的Mises應(yīng)力普遍大于導(dǎo)向面。在井口處的油管螺紋Mises應(yīng)力最大，兩端螺紋的應(yīng)力超過了材料屈服強(qiáng)度695 MPa，進(jìn)入塑性狀態(tài)。油管導(dǎo)向面的應(yīng)力隨著螺紋牙數(shù)的增加而增加，螺紋承載面的應(yīng)力呈兩端高中間低的趨勢。因此，位于兩端的油管螺紋更容易進(jìn)入塑性并發(fā)生失效。

3.2 接箍螺紋計(jì)算結(jié)果分析

根據(jù)實(shí)際生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)，接箍螺紋在生產(chǎn)過程中更容易發(fā)生失效，因此本節(jié)重點(diǎn)分析不同工況下接箍螺紋的應(yīng)力狀態(tài)。提取接箍螺紋承載面和導(dǎo)向面的接觸應(yīng)力以及Mises應(yīng)力，結(jié)果如圖7、圖8所示。

圖7 不同工況下接箍螺紋的接觸應(yīng)力Fig.7 The contact pressure of coupling threads under different working conditions

由圖可知，隨著油井深度的增加，接箍螺紋導(dǎo)向面的接觸應(yīng)力逐漸減小，但是變化幅度不大。螺紋承載面的接觸應(yīng)力隨著井深的增加而增加，并且分布規(guī)律基本不變。從不同工況下接箍螺紋的Mises應(yīng)力可以看出，接箍螺紋的Mises應(yīng)力整體呈現(xiàn)兩端高中間低的不均勻分布，并且隨著井深的增加而增加，兩端螺紋的應(yīng)力最先超過屈服強(qiáng)度。當(dāng)井深達(dá)到3 000 m時(shí)，接箍兩端的大部分螺紋已經(jīng)進(jìn)入塑性狀態(tài)，極易發(fā)生粘扣而導(dǎo)致密封失效。

圖8 不同工況下接箍螺紋的Mises應(yīng)力Fig.8 The Mises stress of coupling threads under different working conditions

4 結(jié)論

1)API N80油管螺紋聯(lián)接處的Mises應(yīng)力隨著上扣圈數(shù)的增加而增大，并且接箍螺紋的Mises應(yīng)力普遍大于油管螺紋。當(dāng)過盈上扣3圈時(shí)，接箍兩端的螺紋基本已經(jīng)進(jìn)入塑性狀態(tài)。建議在滿足上扣扭矩的情況下，對(duì)油管過盈上扣2圈。

2)實(shí)際工況模擬分析表明，API N80油管螺紋導(dǎo)向面和承載面的接觸應(yīng)力呈兩端高中間低的形式分布，并且螺紋承載面的接觸應(yīng)力大于導(dǎo)向面；油管螺紋的Mises應(yīng)力隨著井深的增加而減小，在井口處兩端螺紋的Mises應(yīng)力已經(jīng)超過屈服強(qiáng)度；接箍螺紋的Mises應(yīng)力隨著井深的增加而增大，在3 000m時(shí)，接箍兩端螺紋Mises應(yīng)力超過屈服強(qiáng)度，易引發(fā)粘扣失效。

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