基于ABAQUS的特殊螺紋接頭優(yōu)選

陳宇杭， 練章華， 丁亮亮， 于浩， 成旭堂， 王昊

(西南石油大學(xué)油氣藏地質(zhì)及開發(fā)工程國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 成都 610500)

隨著工業(yè)發(fā)展，能量需求的增加帶動(dòng)石油鉆井工藝和技術(shù)的快速發(fā)展，在實(shí)際生產(chǎn)過(guò)程中，油管的性能好壞是減少生產(chǎn)成本、提高生產(chǎn)效率的關(guān)鍵。在各種復(fù)雜惡劣工況下，螺紋是油管柱最易發(fā)生失效的部位。如今各大油田特殊井?dāng)?shù)量大大增加，為滿足生產(chǎn)作業(yè)需要，對(duì)螺紋的連接強(qiáng)度和密封性能提出了更高的要求[1]。

近年來(lái)學(xué)者們利用有限元法和試驗(yàn)法對(duì)特殊螺紋展開了大量研究，特殊螺紋的密封結(jié)構(gòu)和螺紋錐度、承載面角、導(dǎo)向面角等設(shè)計(jì)參數(shù)的改變，對(duì)螺紋整體的可靠性有很大的影響，通過(guò)優(yōu)化這些設(shè)計(jì)參數(shù)，提高螺紋性能，研發(fā)出適用于不同工況條件下性能更優(yōu)的螺紋[2]。竇益華等[3]利用三維有限元模型研究了上扣扭矩對(duì)特殊螺紋性能的影響。張穎等[4]通過(guò)數(shù)值模擬對(duì)特殊螺紋密封性能開展評(píng)價(jià)研究，并提出優(yōu)化特殊螺紋氣密封結(jié)構(gòu)的方法。高連新等[5]研究開發(fā)了—種新型雙臺(tái)肩高抗扭特殊螺紋接頭，滿足了旋轉(zhuǎn)下套管的技術(shù)要求。李建亮等[6]采用有限元分析和實(shí)物試驗(yàn)對(duì)HSM-2-HC特殊螺紋接頭的性能進(jìn)行分析。李遠(yuǎn)征等[7]開發(fā)了BJC-Ⅱ型氣密封特殊螺紋，滿足了螺紋結(jié)構(gòu)和密封完整性要求，為非常規(guī)油氣井的開發(fā)提供了產(chǎn)品保障。

為了解決生產(chǎn)作業(yè)中油管螺紋接頭發(fā)生斷裂、密封失效等問(wèn)題，根據(jù)不同井況、工況等生產(chǎn)條件，應(yīng)合理選用不同類型的特殊螺紋，但目前對(duì)特殊螺紋適用性評(píng)價(jià)分析較少?，F(xiàn)通過(guò)ABAQUS有限元軟件建立油管螺紋接頭的有限元模型，通過(guò)數(shù)值模擬和新的評(píng)價(jià)方法，對(duì)比分析兩種油管特殊螺紋接頭在不同工況下各部位的應(yīng)力分布和全螺紋、半螺紋以及密封面與臺(tái)肩處的密封性能，為優(yōu)選油管螺紋接頭和安全使用提供依據(jù)。

1 理論模型建立

1.1 幾何模型

建立兩種88.9 mm × 6.45 mm 的 P110油管特殊螺紋接頭的幾何模型。兩種螺紋接頭都采用錐面對(duì)錐面的密封形式，臺(tái)肩和密封面的結(jié)構(gòu)如圖1所示。螺紋均為偏梯形特殊螺紋，螺紋部分參數(shù)如表1所示。

圖1 油管特殊螺紋接頭幾何模型Fig.1 Geometric model of special threaded joint of oil pipe

1.2 特殊螺紋連接強(qiáng)度計(jì)算

主要根據(jù)彈塑性力學(xué)理論結(jié)合API油套管螺紋連接強(qiáng)度公式，以油管螺紋屈服作為失效判斷標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)油管特殊螺紋在井下的受力情況和失效形式進(jìn)行分析。采用Von Mises失效準(zhǔn)則[8]判斷油管是否進(jìn)入塑形變形，準(zhǔn)則為

(1)

式(1)中：σe為等效應(yīng)力，MPa；σ1、σ2、σ3為第一、第二、第三主應(yīng)力，MPa。

上扣扭矩計(jì)算公式[9]為

(2)

式(2)中：Tn為上扣扭矩，kN·mm；h為螺距，mm；Rt為螺紋平均中間半徑，mm；f為接觸表面的摩擦因數(shù)；Rs為臺(tái)肩平均半徑，mm；θ為螺紋牙型半角；ps為臺(tái)肩處的接觸力，kN。

螺紋抗拉伸強(qiáng)度計(jì)算公式[10]為

(3)

P2=0.95A2[p2]

(4)

式(4)中：P1為管體外螺紋抗拉伸強(qiáng)度，N；P2為接箍?jī)?nèi)螺紋抗拉伸強(qiáng)度，N；A1為管體本體橫截面面積，mm2；A2為接箍臨界橫截面面積，mm2；[p1]為管體最小拉伸強(qiáng)度，MPa；[p2]為接箍最小拉伸強(qiáng)度，MPa；D1為管體外徑，mm；[ps]為材料屈服強(qiáng)度，MPa。

螺紋抗壓縮強(qiáng)度計(jì)算公式[10]為

(5)

式(5)中：Pc為螺紋抗壓縮強(qiáng)度，N；hB為螺紋齒高，mm；d1為管體內(nèi)徑，mm。

1.3 特殊螺紋密封性能計(jì)算

對(duì)于金屬-金屬密封結(jié)構(gòu)的特殊螺紋接頭，保證接頭的密封可靠性非常重要。兩種油管特殊螺紋接頭的主密封面和扭矩臺(tái)肩為錐面對(duì)錐面的金屬密封結(jié)構(gòu)。密封接觸能機(jī)理提出了密封接觸強(qiáng)度，用來(lái)表示金屬對(duì)金屬密封結(jié)構(gòu)的流動(dòng)阻力，大小為密封接觸應(yīng)力在有效密封長(zhǎng)度上的積分值。為了定性分析比較兩種特殊螺紋接頭的氣體密封能力，采用Murtagia等學(xué)者提出的金屬對(duì)金屬密封結(jié)構(gòu)密封性能評(píng)價(jià)方法進(jìn)行評(píng)價(jià)。密封性能指數(shù)Wa定義[11]為

(6)

式(6)中：Wa為密封性能指數(shù)，mm·MPa1.4；Les為有效密封接觸總長(zhǎng)度，mm;P為接觸應(yīng)力，MPa。

特殊螺紋接頭臨界密封指數(shù)Wac[12]為

Wac=103.6(Pg/Pa)0.838

(7)

式(7)中：Wac為臨界密封指數(shù)，mm·MPa1.4；Pg為密封氣體壓力，MPa；Pa為大氣壓強(qiáng)，MPa。

逆推得螺紋氣體密封能力計(jì)算公式為

(8)

螺紋密封區(qū)域劃分如圖2所示，A點(diǎn)為臺(tái)肩處起始點(diǎn)，B點(diǎn)為密封面，C點(diǎn)為螺紋中部，D點(diǎn)為接箍頂端。Lt為全螺紋(AD段)有效密封接觸總長(zhǎng)度；Lth為半螺紋(AC段)有效密封接觸長(zhǎng)度；Ltj為臺(tái)肩和密封面處(AB段)有效密封接觸長(zhǎng)度。計(jì)算出螺紋各個(gè)區(qū)域密封能力即全螺紋氣體密封能力Pt、半螺紋氣體密封能力Pth以及臺(tái)肩處氣體密封能力Ptj。

圖2 螺紋氣體密封區(qū)域劃分圖Fig.2 Thread gas seal area division diagram

為保證螺紋安全使用，考慮加工誤差、變載荷等其他條件對(duì)螺紋密封性能的影響[13-14]，定義復(fù)雜因素下防泄漏安全系數(shù)Qse(Qse>1時(shí)，代表滿足密封要求)為

(9)

結(jié)合安全系數(shù)Qse，更加全面對(duì)比分析兩種特殊螺紋接頭氣體密封性能，為實(shí)際生產(chǎn)中油管特殊螺紋的選用提供參考依據(jù)。

2 有限元模型建立

利用ABAQUS建立A型和B型兩個(gè)P110特殊螺紋接頭二維軸對(duì)稱有限元模型，模型由管體外螺紋和接箍?jī)?nèi)螺紋兩部分組成，如圖3所示。模型材料參數(shù)如表2所示。

圖3 油管特殊螺紋接頭有限元模型Fig.3 Finite element model of special threaded joint of oil pipe

表2 材料參數(shù)Table 2 Material parameters

考慮到邊界效應(yīng)的影響，適當(dāng)延長(zhǎng)管體長(zhǎng)度，并對(duì)臺(tái)肩處的接觸面以及牙扣嚙合面的網(wǎng)格進(jìn)行加密處理，保證計(jì)算結(jié)果更加準(zhǔn)確。接觸面屬性為面與面接觸，摩擦因子為0.1。根據(jù)管柱力學(xué)中，油管實(shí)際受力情況，對(duì)接箍下端面施加軸向位移約束，管體上端面施加軸向載荷，管體內(nèi)部施加內(nèi)壓。

3 有限元計(jì)算結(jié)果分析

3.1 油管螺紋接頭連接強(qiáng)度對(duì)比分析

3.1.1 上扣扭矩作用下

通過(guò)在螺紋臺(tái)肩及牙扣處設(shè)置一定過(guò)盈量，使油管特殊螺紋接頭扭矩達(dá)到抗扭強(qiáng)度的60%，此時(shí)上扣扭矩為5 000 N·m。螺紋接頭應(yīng)力分布云圖如圖4所示，對(duì)兩種螺紋接頭的連接強(qiáng)度進(jìn)行對(duì)比分析。

圖4 最佳上扣時(shí)接頭等效應(yīng)力分布云圖Fig.4 Cloud diagram of Mises stress distribution of joint during optimal fastening

A型螺紋接頭最大應(yīng)力為871 MPa，位于外螺紋第17扣承載面處；B型螺紋接頭最大應(yīng)力為813 MPa，位于外螺紋第17扣承載面處。B型螺紋接頭最大應(yīng)力比A型螺紋接頭最大應(yīng)力降低約6.7%。上扣后，B型螺紋接頭更能滿足使用要求。

3.1.2 拉伸載荷作用下

在井下套管作業(yè)時(shí)，套管受自重或者上提作業(yè)的拉伸載荷，取拉伸載荷F=1 200 kN，對(duì)螺紋接頭進(jìn)行有限元計(jì)算，對(duì)比分析兩種螺紋接頭在相同拉伸載荷下的連接強(qiáng)度。

螺紋接頭應(yīng)力分布云圖如圖5所示?？梢钥闯?，兩種螺紋接頭應(yīng)力變化趨勢(shì)相近，分布較為均勻，螺紋整體結(jié)構(gòu)未發(fā)生失效，在部分螺紋接觸面發(fā)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，是螺紋最早發(fā)生失效的部位。在拉伸載荷1 200 kN作用下，A型螺紋接頭最大應(yīng)力為909 MPa，位于外螺紋第3扣承載面處；B型螺紋接頭最大應(yīng)力為925 MPa，位于外螺紋前三扣處，兩種螺紋接頭最大應(yīng)力均超過(guò)材料屈服強(qiáng)度，發(fā)生塑性變形。

圖5 拉伸載荷下接頭等效應(yīng)力分布云圖Fig.5 Cloud diagram of Mises stress distribution of joint under tensile load

通過(guò)式(3)、式(4)計(jì)算得到螺紋接頭抗拉強(qiáng)度為1 340 kN，拉伸載荷為1 200 kN時(shí)，螺紋沒達(dá)到抗拉強(qiáng)度，不會(huì)發(fā)生失效，這與有限元結(jié)果一致。

3.1.3 壓縮載荷作用下

油管在進(jìn)行作業(yè)時(shí)，會(huì)受到擠壓作用，對(duì)螺紋接頭施加壓縮載荷F=1 200 kN，對(duì)比分析兩種螺紋接頭在相同壓縮載荷下的連接強(qiáng)度。

螺紋接頭應(yīng)力分布云圖如圖6所示。可以看出，兩種螺紋接頭應(yīng)力變化趨勢(shì)相近，整體結(jié)構(gòu)未發(fā)生失效，但應(yīng)力分布不均勻，螺紋前3～4扣的應(yīng)力較大，中間部分應(yīng)力較小，扭矩臺(tái)肩與密封面過(guò)渡區(qū)域應(yīng)力較大，并且出現(xiàn)明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，最可能發(fā)生失效。在相同的壓縮載荷1 200 kN作用下，A型螺紋接頭最大應(yīng)力為921 MPa，位于外螺紋第2扣導(dǎo)向面處；B型螺紋接頭最大應(yīng)力為919 MPa，位于外螺紋第2扣導(dǎo)向面處，兩種螺紋接頭最大應(yīng)力均超過(guò)材料屈服強(qiáng)度，發(fā)生塑性變形。

圖6 壓縮載荷下接頭等效應(yīng)力分布云圖Fig.6 Cloud diagram of Mises stress distribution of joint under compressive load

通過(guò)式(5)計(jì)算得到螺紋接頭抗壓強(qiáng)度為1 057 kN，壓縮載荷為1 200 kN時(shí)，螺紋會(huì)發(fā)生屈服，并且由于臺(tái)肩處有預(yù)緊力的存在降低了該處的抗壓強(qiáng)度，使得臺(tái)肩面更易發(fā)生塑性貫通失效，分析結(jié)果與有限元結(jié)果一致。

為進(jìn)—步了解油管螺紋接頭臺(tái)肩處在壓縮載荷作用下的塑性變形情況，取兩種油管螺紋接頭的應(yīng)變分布云圖，如圖7所示?？梢钥闯觯捎趬嚎s載荷主要由臺(tái)肩承受，二者臺(tái)肩與密封面過(guò)渡處均發(fā)生塑性變形，A型螺紋接頭臺(tái)肩處塑性變形更大，更易發(fā)生塑性貫通，導(dǎo)致螺紋失效。適當(dāng)塑性變形保證了臺(tái)肩處有良好的密封性，但過(guò)大的塑性變形可能使臺(tái)肩處密封性能下降。

圖7 壓縮載荷下接頭臺(tái)肩處應(yīng)變分布云圖Fig.7 Cloud diagram of strain distribution at joint shoulder under compressive load

3.2 油管螺紋接頭密封性能對(duì)比分析

螺紋完成上扣后，具有—定的密封能力，但井下各種載荷和工作環(huán)境會(huì)影響螺紋密封面接觸應(yīng)力分布，導(dǎo)致螺紋密封性能發(fā)生改變。為對(duì)比兩種特殊螺紋接頭在不同工況下的密封性能，分別對(duì)模型施加內(nèi)壓和軸向載荷。

兩種油管特殊螺紋接頭全螺紋氣密封能力曲線如圖8和圖9所示?？梢钥闯?，隨著內(nèi)壓與軸向載荷的增加，螺紋接頭密封能力增強(qiáng)，兩種螺紋接頭全螺紋氣體密封能力均大于臨界密封壓力，滿足使用要求。計(jì)算結(jié)果表明，在內(nèi)壓小于25 MPa時(shí)，A型螺紋接頭的密封能力大于B型螺紋接頭，如內(nèi)壓25 MPa+壓縮載荷1 200 kN時(shí)，A型螺紋接頭密封能力為525 MPa，B型螺紋接頭密封能力為403 MPa，較A型螺紋接頭密封能力低約23%。在內(nèi)壓高于50 MPa時(shí)，B型螺紋接頭的密封能力大于A型螺紋接頭，如內(nèi)壓75 MPa+壓縮載荷900 kN時(shí)，A型螺紋接頭密封能力為450 MPa，B型螺紋接頭密封能力530 MPa，較A型螺紋接頭密封能力高約15%。內(nèi)壓較小時(shí)，A型螺紋接頭密封能力更強(qiáng)。內(nèi)壓較大的工況下，隨著軸向載荷增加，B型螺紋接頭密封能力比A型螺紋接頭增加得更快，B型螺紋接頭在實(shí)際生產(chǎn)過(guò)程中更安全可靠。

圖8 拉伸載荷下接頭全螺紋氣密封能力曲線Fig.8 Full thread gas sealing capacity curve of joint under tensile load

圖9 壓縮載荷下接頭全螺紋氣密封能力曲線Fig.9 Full thread gas sealing capacity curve of joint under compression load

進(jìn)—步分析不同工況下，兩種油管特殊螺紋接頭密封性能。

3.2.1 單內(nèi)壓作用下

單內(nèi)壓作用下，兩種螺紋接頭各部分當(dāng)量密封能力曲線如圖10所示。由圖10(a)全螺紋密封能力曲線圖可知，隨著內(nèi)壓增加，B型螺紋接頭全螺紋密封能力大于A型螺紋接頭。內(nèi)壓為100 MPa時(shí)，B型螺紋接頭全螺紋密封能力為226 MPa，A型螺紋接頭全螺紋密封能力為141 MPa，B型螺紋接頭較A型螺紋接頭密封能力高約60%。由圖10(b)半螺紋密封能力曲線圖可知，B型螺紋接頭未發(fā)生泄漏，A型螺紋接頭在內(nèi)壓為100 MPa時(shí)，發(fā)生泄漏。由圖10(c)臺(tái)肩處螺紋密封能力曲線圖可知，內(nèi)壓大于25 MPa時(shí)，臺(tái)肩與密封面處二者都發(fā)生泄漏。這表明盡管螺紋整體密封能力滿足使用要求，但螺紋仍可能會(huì)發(fā)生泄漏，為保證使用安全，應(yīng)全面考慮螺紋各部分密封性能，防止螺紋發(fā)生密封失效。

圖10 單內(nèi)壓作用下螺紋各部分密封能力曲線Fig.10 Sealing capacity curve of each part of thread under single internal pressure

3.2.2 內(nèi)壓+軸向拉伸載荷600 kN作用下

軸向拉伸載荷600 kN作用下，兩種螺紋接頭各部分當(dāng)量密封能力曲線如圖11所示。由圖11(a)全螺紋密封能力曲線圖可知， B型螺紋接頭全螺紋密封能力大于A型螺紋接頭，隨著內(nèi)壓增加，差距越來(lái)越大。內(nèi)壓為100 MPa時(shí)，B型螺紋接頭全螺紋密封能力為293 MPa，A型螺紋接頭全螺紋密封能力為197 MPa，B型螺紋接頭較A型螺紋接頭密封能力高約49%。由圖11(b)半螺紋密封能力曲線圖可知，B型螺紋接頭未發(fā)生泄漏，內(nèi)壓大于75 MPa后，A型螺紋接頭開始發(fā)生泄漏。由圖11(c)臺(tái)肩處螺紋密封能力曲線圖可知，二者的臺(tái)肩與密封面處全部發(fā)生泄漏，這是由于軸向拉伸會(huì)導(dǎo)致密封面和臺(tái)肩處最大接觸應(yīng)力大大降低。

圖11 軸向拉伸作用下螺紋各部分當(dāng)量密封能力曲線Fig.11 Equivalent sealing capacity curve of each part of thread under axial tension

3.2.3 內(nèi)壓+軸向壓縮載荷600 kN作用下

軸向壓縮載荷600 kN作用下，兩種螺紋接頭各部分當(dāng)量密封能力曲線如圖12所示。由圖12(a)全螺紋密封能力曲線圖可知，上扣后B型螺紋接頭密封能力大于A型螺紋接頭，但隨著內(nèi)壓增加，B型螺紋接頭密封能力比A型螺紋接頭增加得更快，內(nèi)壓為25 MPa時(shí)，A型螺紋接頭密封能力大于B型。內(nèi)壓為100 MPa時(shí)，B型螺紋接頭全螺紋密封能力為460 MPa，A型螺紋接頭全螺紋密封能力為346 MPa，B型螺紋接頭較A型螺紋接頭密封能力高約33%。由圖12(b)半螺紋密封能力曲線圖可知，半螺紋處都未發(fā)生泄漏。由圖12(c)臺(tái)肩處螺紋密封能力曲線圖可知，壓縮載荷下二者臺(tái)肩處密封能力基本相同，內(nèi)壓大于50 MPa后，臺(tái)肩與密封面處開始發(fā)生泄漏。

圖12 軸向壓縮作用下螺紋各部分當(dāng)量密封能力曲線Fig.12 Equivalent sealing capacity curve of each part of thread under axial compression

單內(nèi)壓作用下螺紋接頭全螺紋防漏安全系數(shù)曲線如圖13所示?？梢钥闯?，兩種接頭全螺紋防漏安全系數(shù)均大于1，隨著內(nèi)壓增加，兩種接頭安全系數(shù)逐漸減小，B型接頭全螺紋安全系數(shù)大于A型接頭，密封性能更好。

圖13 單內(nèi)壓作用下全螺紋防漏安全系數(shù)曲線Fig.13 Safety factor curve of full thread leakage prevention under single internal pressure

綜合分析結(jié)果可以看出，A型螺紋接頭密封面錐度過(guò)大，導(dǎo)致壓縮載荷下出現(xiàn)明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，降低了臺(tái)肩和密封面處的密封性能。通過(guò)優(yōu)化螺紋參數(shù)以及臺(tái)肩處和密封面的結(jié)構(gòu)能提高螺紋的使用性能，同時(shí)合適的上扣扭矩保證了螺紋接頭具有足夠大的連接強(qiáng)度和最好的密封能力。

4 結(jié) 論

(1)對(duì)螺紋接頭的連接強(qiáng)度和不同部位的密封性能進(jìn)行了全面的分析和評(píng)價(jià)，形成了特殊螺紋接頭優(yōu)選技術(shù)。選擇符合作業(yè)技術(shù)需求的螺紋接頭，有利于安全高效生產(chǎn)。

(2)壓縮載荷下，螺紋接頭臺(tái)肩部位容易出現(xiàn)明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，最可能發(fā)生失效。螺紋接頭整體滿足密封要求，但密封面與臺(tái)肩部位易發(fā)生泄漏。

(3)結(jié)果表明，螺紋結(jié)構(gòu)參數(shù)影響了接頭性能，B型螺紋接頭連接性能和密封能力更好，在實(shí)際生產(chǎn)中更加安全可靠。