宋利濱 馬 源 傅 偉 蒲 曬 石 坤 段志祥

（大連理工大學） （重慶市特種設備質量安全檢測中心） （中國特種設備檢測研究院)

壓縮天然氣 （compressed natural gas,CNG）儲氣井是一種新型儲氣設備，具有占地面積小、經濟性良好等優(yōu)點[1]。CNG儲氣井在使用過程中發(fā)生失效會帶來巨大的經濟損失。據(jù)統(tǒng)計，有80%的失效發(fā)生在套管和管箍的螺紋連接處[2]。上扣扭矩值的大小對于失效的產生具有一定的影響，扭矩值過小會產生脫扣和泄漏，扭矩值過大又會產生粘結現(xiàn)象，因此，合理的扭矩值能有效地防止失效的發(fā)生。雖然在相應的標準[3]中已經給出推薦的扭矩值，但實際操作很難滿足標準中規(guī)定的要求，故需根據(jù)實際情況對最佳扭矩值進行研究，以為實際操作提供一個參考數(shù)據(jù)。由于扭矩和過盈圈數(shù)之間存在著一定的單值函數(shù)關系，故可通過對過盈圈數(shù)的控制來研究最佳扭矩值。本文以?177.8 mm×10.36 mm套管為例，在不考慮內壓作用的情況下，分析在施加不同過盈圈數(shù)時套管螺紋上應力分布情況，并計算出不同過盈圈數(shù)所對應的扭矩值。

1 套管接頭有限元分析

1.1 基本材料參數(shù)

分析中所用的有限元模型材料性能參數(shù)如表1所示。接觸面的摩擦因數(shù)與所用的螺紋潤滑脂的類型有關，一般為0.015～0.025之間[4]，在本文分析中摩擦因數(shù)取0.02。

表1 材料的性能

1.2 有限元模型建立

在建立有限元模型時,考慮到圓螺紋的螺旋升角很小,對模型進行了簡化,將套管接頭視為軸對稱結構[5]。有限元模型結構及幾何尺寸分別如圖1和表2所示。套管螺紋采用文獻 [6]中圖4所示的牙型，其錐度為1∶16，牙型角為60°。

圖1 有限元模型結構

表2 有限元模型尺寸 (mm)

利用APDL語言對套管接頭進行建模及網格劃分，有限元模型及網格劃分見圖2和圖3。在分析過程中套管選用plane82單元 （8節(jié)點四邊形單元），連接螺紋之間選用接觸單元targe169和conta172。在網格劃分時考慮到應力集中問題，對螺紋根部進行了細化；同時為了保證接觸面上求解精確，盡量使接觸面上的單元個數(shù)相等 （見圖3）。

圖2 有限元模型

圖3 網格劃分

1.3 有限元分析結果

本文主要在過盈圈數(shù)為1圈、2圈和3圈的情況下，對建立的有限元模型進行模擬，套管接頭Mises應力分布情況如圖4所示。

圖4 套管接頭Mises應力分布

施加不同的過盈圈數(shù)時，承載面和導向面上的接觸力的分布情況如圖5所示。由圖5可見，承載面上最大和最小接觸力分別發(fā)生在第1扣和第24扣螺紋上，而導向面上最大和最小接觸力分別發(fā)生在第1扣和第5扣螺紋上。過盈1圈時，承載面與導向面之間的接觸力數(shù)值大小在第12扣螺紋上發(fā)生變化，即第1扣到第12扣螺紋主要承擔著施加扭矩時所產生的軸向載荷；過盈2圈時，數(shù)值大小在第14扣螺紋上發(fā)生變化；過盈3圈時，數(shù)值大小在第17扣螺紋上發(fā)生變化。從接觸力的這種分布情況可知，隨著過盈圈數(shù)的增加，承受軸向載荷的螺紋牙數(shù)不斷增加。

圖5 承載面和導向面上的平均接觸力分布

套管螺紋上承載面和導向面上的接觸力分布隨過盈圈數(shù)而變化的情況如圖6和圖7所示。由圖6和圖7可見，接觸力在螺紋牙兩側并不是均等分布的，承載面和導向面上的接觸力呈兩端高、中間低的趨勢分布，最大接觸力出現(xiàn)在距管體端部套管與管箍嚙合的第1扣螺紋上；隨著過盈圈數(shù)的增加，與其他扣位螺紋相比第1扣螺紋上的接觸力數(shù)值變化最為明顯。注意到在過盈3圈時，第1扣螺紋牙承載面上的接觸力已達到1000 MPa以上，而文獻 [7]中給出的N80-Q的最大屈服應力為758 MPa，所以在過盈3圈時，第1扣螺紋牙已經發(fā)生塑性變形，此時在該處容易出現(xiàn)粘結現(xiàn)象；而在過盈2圈時，雖然第1扣螺紋牙承載面上的接觸力為798 MPa，超過了最大屈服應力，但與過盈3圈相比塑性變形要小得多，相比之下不易產生粘結現(xiàn)象，而且還可對螺紋牙起到強化作用。總體來看,隨著過盈圈數(shù)的增加，套管螺紋的連接強度有所提高,但過盈圈數(shù)過大,對連接強度的提高并不明顯,甚至有害。綜合考慮可知，過盈2圈可使套管和管箍螺紋的連接強度達到最佳狀態(tài)。

圖6 承載面上的平均接觸力分布

圖7 導向面上的平均接觸力分布

2 扭矩值

為防止在套管接頭上扣過程中發(fā)生失效現(xiàn)象，需要對其上扣扭矩進行限制。標準SY/T 5412—2005《下套管作業(yè)規(guī)程》[3]中推薦的上扣扭矩如表3所示。本文分別計算了3種不同過盈圈數(shù)所對應的扭矩值，其計算結果見表4。

表3 圓螺紋套管的推薦上扣扭矩

表4 圓螺紋套管上扣扭矩計算值

通過比較表3和表4可知，過盈1圈時的上扣扭矩值遠小于標準中推薦的最小扭矩值，在此種情況下，容易產生脫扣現(xiàn)象，不能有效地防止失效的產生；而過盈2圈和3圈時所施加的扭矩值與標準[3]中推薦的最佳和最大扭矩值較為接近，其相對誤差分別為0.85%和5.5%。過盈圈數(shù)與扭矩值之間的關系如圖8所示。

圖8 過盈圈數(shù)與扭矩的關系

由計算結果和圖8可知，扭矩值的變化幅度隨著過盈圈數(shù)的增加而減小，當過盈圈數(shù)達到2圈時，所得到的上扣扭矩值與推薦的最佳上扣扭矩值較為接近，同時，也證明了本文所得出的結論——過盈2圈時可使套管和管箍螺紋的連接強度達到最佳狀態(tài)。

3 結論

（1）根據(jù)套管和管箍上扣時各螺紋牙上接觸力的分布特點可知，塑性變形和脫扣現(xiàn)象首先從第1個螺紋牙處開始發(fā)生。當?shù)?扣螺紋出現(xiàn)脫扣現(xiàn)象時，由于脫扣后各螺紋牙上所承受的載荷被重新分布,從而將很容易導致其余的接觸螺紋產生脫扣現(xiàn)象。（2）對套管接頭在不同過盈圈數(shù)下的受力情況進行分析研究，結果表明，安裝套管所施加的上扣扭矩使過盈圈數(shù)達到2圈時所對應的上扣扭矩值即為最佳扭矩值，在此種過盈狀態(tài)下，各螺紋上的應力狀態(tài)能夠有效地防止失效的發(fā)生。

[1] 陳祖志,石坤,李邦憲.儲氣井設計問題的探討 [J].壓力容器，2012,29(2)：49-55.

[2] 馬永才.油管螺紋聯(lián)接上扣狀態(tài)受力分析 [J].中國材料科技與設備,2008(3)：80-83.

[3] SY/T 5412—2005.下套管作業(yè)規(guī)程 [S].

[4] 王治國,劉甫清,唐豪清.關于圓螺紋套管 API最佳上扣扭矩合理性的探討 [J].寶鋼技術,2001(2)：60-64.

[5] 楊琳,梁政,田家林，等.CNG儲氣井螺紋計算及有限元分析 [J].石油礦場機械，2008(10)：59-63.

[6] GB/T 9253.2—1999.石油天然氣工業(yè) 套管、油管和管線管螺紋的加工、測量和檢驗 [S].

[7] 美國石油學會標準.套管和油管規(guī)范 [S]．第8版.中國石油天然氣集團公司管材研究所譯.2006.