馬艷琳，李天雷，張　智，許紅林

(1.中國石油工程設計有限責任公司西南分公司　四川　成都　610041；2.中國石油集團石油管工程重點實驗室酸性油氣田管材腐蝕與防護研究室　四川　成都　610041；3. 西南石油大學油氣藏地質及開發(fā)工程國家重點實驗室　四川　成都　610500；4.重慶科技學院石油與天然氣工程學院　重慶　401331)

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·試驗研究·

特殊螺紋氣密封性能評價研究

馬艷琳1，2，李天雷1，2，張智3，許紅林4

(1.中國石油工程設計有限責任公司西南分公司四川成都610041；2.中國石油集團石油管工程重點實驗室酸性油氣田管材腐蝕與防護研究室四川成都610041；3. 西南石油大學油氣藏地質及開發(fā)工程國家重點實驗室四川成都610500；4.重慶科技學院石油與天然氣工程學院重慶401331)

針對特殊螺紋實現(xiàn)高氣密封能力的問題，基于密封接觸應力分布及其變化規(guī)律建立了錐面對錐面主密封過盈接觸應力以及井下載荷工況下扭矩臺肩面實際接觸應力計算模型，并且基于密封接觸能機理和密封面極限屈服條件建立了特殊螺紋氣密封性能定性評價方法。以錐面對錐面主密封為例，對比分析了7種井下載荷工況對密封面平均接觸應力、密封接觸長度以及主密封面和臺肩面的密封性能影響規(guī)律，繪制了防泄漏安全系數為1.0、1.5和2.0時錐面對錐面密封結構的密封包絡線。結果表明：軸向拉伸載荷和環(huán)空外壓會降低主密封結構和臺肩面密封性能，軸向壓縮載荷和油管溫度升高有利于提高主密封結構和臺肩面密封性能，而氣體內壓對主密封面接觸應力有自增強效應，但會降低臺肩面接觸應力；控制合理環(huán)空內壓以及上扣時臺肩面作用扭矩有利于減小井下載荷工況對油管特殊螺紋密封性能的影響；繪制的密封包絡線可以方便地設計錐面對錐面密封結構參數。

特殊螺紋；氣密封；錐面對錐面；接觸應力；主密封參數；評價

0　引　言

油套管螺紋連接是完井管柱最薄弱部位，據統(tǒng)計有近80%的油套管失效事故均發(fā)生在螺紋連接處[1]。目前，油套管螺紋包括兩大類[2]：一類是按照API(American Petroleum Institute)標準生產和檢驗的油套管螺紋；另一類是油套管特殊螺紋。API標準油套管螺紋具有技術成熟、標準化生產、互換性好以及成本低等優(yōu)點，由于其是針對早期常規(guī)油氣井而開發(fā)，難以適應超深、高溫、高壓、高腐蝕以及高壓注蒸汽等極端惡劣工況，螺紋連接強度低(API圓螺紋僅為管體強度的60%～80%)、密封性能差(高溫對螺紋脂影響大)、應力水平高、耐腐蝕性能差以及上扣控制難等方面。油套管特殊螺紋通過對API螺紋進行螺紋和密封結構的改進優(yōu)化以滿足各種復雜惡劣工況下的性能要求，普遍具有連接強度高(100%管體強度或更高)和密封性能好等優(yōu)點[3-5]。1965年，Clinedinst通過解析法和全尺寸試驗法較系統(tǒng)研究了圓螺紋連接滑脫失效以及斷裂失效強度公式[6]。1977年，Clinedinst又研究了內壓和彎曲載荷對API油套管彈性強度的影響，其建立的強度公式經修正后被API采納[7]。1982年，Schneider通過理論建模得出了上扣和內壓作用下API圓螺紋和偏梯形螺紋彎曲應力計算公式[8]。Grewal研究了螺紋連接各螺紋牙之間的受力分布，重點分析了螺距、牙形和牙數等因素對螺紋連接載荷分布的影響規(guī)律[9]。Nassar等通過對螺紋面的三維幾何描述建立了考慮螺距、螺紋剖面角、靜動態(tài)摩擦系數的新的上卸扣扭矩解析模型[10]。針對圓柱形管螺紋連接，Chen等基于彈性力學通過分析單個內外螺紋牙的變形，建立了計算螺紋上扣擰緊軸向載荷分布新模型[11]。2008年，Toshimichi等在對螺紋螺旋角進行精確描述基礎上采用有限元分析了螺旋角對螺紋根部應力的影響[12]。2010年，Xie等研究了熱采井循環(huán)載荷作用下API套管和特殊螺紋套管的結構完整性和密封能力，對比分析表明特殊螺紋最適合于熱采井[13]。2010年，黃翠英等評價了儲氣庫中的特殊螺紋密封性能，分析表明注氣工況下泄漏概率較大[14]。劉賢玉等研究了彎曲載荷下隔水管特殊螺紋力學行為[15]。申昭熙等基于有限元概率分析功能研究了特殊螺紋密封性能[16,17]。2011年，呂拴錄等通過檢驗發(fā)現(xiàn)了某偏梯形螺紋套管緊密距不合格以及外螺紋出現(xiàn)損傷[18]。2012年，曹銀萍等分析了某特殊螺紋在內壓和軸向力復合載荷作用下油管螺紋的應力分布[19,20]。Kane等對高含H2S或CO2氣井服役環(huán)境中兩種型號螺紋連接抗環(huán)境開裂進行了試驗評價，基于試驗結果還詳細分析了螺紋的失效位置和產生的裂紋形式[21]。潘志勇等對某直井偏梯形特殊螺紋套管螺紋滑脫失效進行了理論分析并進行了相關試驗研究[22]。2013年，王新虎等通過試驗研究了兩種特殊螺紋套管在不同壓應力下的腐蝕行為[23]。2014年，許志倩等通過引入微觀泄漏理論，建立了基于表面粗糙度和密封結構加工參數的特殊螺紋氣體泄漏率理論模型并通過了試驗驗證[24]。

目前對特殊螺紋密封性能的研究主要通過有限元分析和試驗方法，此類方法較難揭示螺紋連接密封失效機理，因此，本文通過引入接觸力學理論系統(tǒng)研究特殊螺紋不同結構主密封和臺肩面接觸應力分布規(guī)律，提出了新的密封性能評價方法，從而為定性和定量評價特殊螺紋密封性能、優(yōu)化密封結構參數提供理論指導。

1　理論模型

1.1特殊螺紋密封原理

特殊螺紋金屬對金屬主密封屬于典型的接觸式密封，一般認為防止管內流體泄漏的條件為：金屬密封面上的平均接觸應力大于擬密封管內流體壓力。多年以來，大多學者將此作為油套管螺紋(包括API螺紋和特殊螺紋)連接密封設計的依據。然而，該密封判據是建立在密封面完全光滑的基礎之上的。實際上，無論何種金屬加工工藝都不可能使得密封面完全光滑，密封面均存在一定的粗糙度，因此上扣后過盈配合的密封面之間永遠存在微小間隙，螺紋泄漏速度永遠不為零。根據流體力學理論，流體通過微小間隙時的流動阻力可表示為：

ΔR∝ΔL/S

(1)

式中：ΔR為流體通過微小間隙流動阻力，N；ΔL為泄漏路徑最小長度，mm；S為微小間隙的橫截面積，mm2。

顯然，要減小流體泄漏速度，就必須增大流體流動阻力，這一方面可增大流體泄漏路徑ΔL，另一方面可減小微小間隙的橫截面積S，而流通橫截面積S的減小必須增大密封面平均接觸應力。

1.2特殊螺紋主密封徑向接觸應力

油套管特殊螺紋金屬對金屬主密封結構主要包括協(xié)調式和非協(xié)調式接觸密封兩大類，它們均是通過密封面的徑向過盈配合來產生密封接觸應力的，對于前者可采用厚壁圓筒過盈配合理論計算密封面過盈接觸應力，而對后者可借助接觸力學相關理論計算密封面過盈接觸應力。同時，大多數特殊螺紋還具有臺肩輔助密封結構，而臺肩面接觸應力很大程度上由上扣扭矩決定。

1.2.1錐面對錐面主密封過盈接觸應力

錐面對錐面密封結構屬于協(xié)調式接觸密封，它可以是單錐面密封、雙錐面密封，甚至多錐面密封，錐面對錐面密封示意圖如圖1所示。其中，單錐面密封結構應用最為廣泛，如圖1(a)所示，雙錐面密封結構是在常規(guī)單錐面密封結構前端增加一個更大錐度的錐面，從而使整個密封面上應力分布更均勻，以改善密封效果，如圖1(b)所示。

圖1　錐面對錐面密封示意圖

錐面對錐面密封結構徑向過盈接觸應力為：

(2)

式中：psN為密封面法向接觸應力，MPa；rc為管體內筒和接箍外筒接觸面半徑，mm；r0為管體內半徑，mm；Ec為接箍彈性模量，GPa；Ep為管體彈性模量，GPa；νp為接箍泊松比，無量綱；νp為管體泊松比，無量綱；R0為接箍外半徑，mm；γs為密封面半錐角，°；δsr為初始設計過盈量，mm。

1.2.2扭矩臺肩面實際接觸應力

油套管特殊螺紋預緊后臺肩面即存在初始預緊應力psh，在軸向載荷以及內外壓和溫度作用下臺肩面接觸應力還會變化，各種載荷作用下臺肩面實際接觸應力為

(3)

1.3特殊螺紋氣密封性能定性評價

1.3.1密封面極限屈服理論

針對非協(xié)調接觸式金屬對金屬密封結構，本文提出設計或評價這類密封結構密封性能準則為：密封面最大接觸應力等于(或趨近)密封面材料屈服強度σy、密封面平均接觸應力大于擬密封氣體壓力的2倍，同時盡量增大有效密封接觸長度。此外，由于密封面接觸應力水平高，密封氣體內壓對密封面接觸應力的自增強效應不可忽略。以球面對柱面密封結構為例，考慮密封面平均過盈接觸應力等于最大接觸應力的π/4倍，其密封準則為：

(4)

密封接觸有效長度為：

(5)

式中：Rs為球面半徑，mm；δdN為球面對柱面設計最大法向過盈量，mm；σy為密封面材料屈服強度，MPa。

1.3.2特殊螺紋氣密封性能評價方法

對特殊螺紋密封性能評價的理論方法研究主要包括兩大類：一類主要是針對錐面對錐面等協(xié)調接觸密封形式，此類密封大多基于密封接觸能機理或基于試驗數據修正后的密封接觸能機理的評價方法；另一類主要是針對球面對錐面等非協(xié)調接觸式密封，由于這類密封結構密封面接觸應力水平高，密封接觸寬度相對較小，因此通過密封面局部屈服產生塑性流動充填實現(xiàn)密封。然而，密封面屈服對高強度鋼和鎳基合金管密封可靠，但對某些材料可能會導致應力松弛，產生泄漏，而對另一些材料可能會產生應力腐蝕穿孔或形成溝槽，喪失密封。為此，本文提出設計或評價這類密封結構密封性能準則為：保證密封面不屈服的情況下盡量增大密封接觸寬度。

密封接觸能機理認為，阻止氣體通過金屬對金屬密封結構的流動阻力可由密封接觸強度fs表征，它定義為密封接觸應力在有效密封長度上的積分值。

(6)

式中：fs為密封接觸強度，N/mm；Les為有效密封接觸長度，mm；psN為密封面法向接觸應力，MPa；ws為密封面接觸半寬，mm。

對于高溫高壓井特殊螺紋連接，Murtagian等通過物理試驗和數值模擬方法研究了靜態(tài)金屬對金屬密封面密封性能與密封接觸應力剖面的經驗函數關系，提出了金屬密封性能參數Wa和油套管特殊螺紋連接時密封性能參數的臨界值Wac[25]。

(7)

(8)

式中：Wa為金屬對金屬密封性能評價指數，mm·MPa1.4；Wac為臨界密封指數，mm·MPa1.4；patm為大氣壓力，MPa。

Xie等采用有限元模擬的方法，考慮高溫高壓氣井油管實際密封失效經驗和已有數據的回顧并結合ISO 13679中規(guī)定的極限泄漏速度又提出了高溫高壓油套管特殊螺紋連接時密封性能參數的臨界值Wac[26]。

Wac=10×(pgas/patm)0.838

(9)

1.4主密封參數設計方法

考慮加工尺寸偏差、動載荷等其他條件對密封性能的影響，設計時給予一定的防泄漏安全余量，定義防泄漏安全系數為：

SFleak=Wa/Wac

(10)

式中：SFleak為金屬對金屬密封結構防泄漏安全系數，無量綱。

SFleak>1表明不發(fā)生泄漏，SFleak=1表明臨界泄漏狀態(tài)，SFleak<1表明發(fā)生泄漏。顯然，SFleak可用于評估設計的金屬對金屬密封結構防泄漏能力。SFleak應是越大越好，一般控制在1.5～2.0。

2　現(xiàn)場應用

以錐面對錐面密封結構為例，對比分析軸向拉伸、壓縮、氣體內壓、環(huán)空外壓以及溫度等不同井下載荷工況特殊螺紋密封接觸應力以及基于密封接觸能機理的密封性能評價方法，對不同載荷工況下兩種密封結構進行密封性能評價，計算時采用P110鋼級EU-B型油管特殊螺紋的基本參數：螺紋大端直徑為95.25 mm，管體名義外徑為88.90 mm，壁厚為9.52 mm，管體外螺紋本體內徑為69.86 mm，接箍內螺紋本體外徑為114.3 mm，偏梯形套管螺紋中徑為93.68 mm，機緊后外螺紋端部接箍螺紋根部直徑為92.20 mm，臺肩面外徑為88.24 mm，管體本體抗內壓強度為142 MPa，抗拉載荷為1 800 kN，錐面對錐面密封結構設計接觸長度為10 mm，錐面錐度1∶10，過盈量0.3 mm，臺肩面預緊接觸應力均取70%管體屈服強度。

2.1密封面接觸應力對比分析

為分析不同井下載荷工況對密封面接觸應力分布和螺紋密封性能影響程度，將七種井下載荷工況下(對應設置最大載荷)兩種密封結構主密封面接觸長度、主密封面和臺肩面平均接觸應力與上扣工況對應密封參數進行對比，各種工況編號如下：A-上扣工況，為基本對照工況；B-上扣+軸向拉力1 800 kN工況；C-上扣+內壓120 MPa工況；D-上扣+內壓80 MPa+軸向拉力1 200 kN工況；E-上扣+內壓80 MPa+軸向壓力600 kN工況；F-上扣+內壓80 MPa+軸向拉力800 kN+外壓120 MPa工況；G-上扣+內壓40 MPa+軸向拉力1 200 kN+油管螺紋部位溫度增加90℃工況。對比結果如圖2所示，分析可知，除錐面對錐面密封接觸長度基本不變外，球面對柱面密封接觸長度和兩種密封結構主密封面、臺肩面平均接觸應力受井下工況載荷影響明顯，且它們的變化趨勢基本相同。對于錐面對錐面密封結構，除B、F工況外，密封面平均接觸應力均增大；對于球面對柱面密封結構，除E、G工況外，密封面接觸長度均降低，除C、E、G工況外，密封面平均接觸應力也均降低；對于扭矩臺肩，除E、G工況外，臺肩面平均接觸應力均降低，綜合分析表明：總體上軸向拉伸載荷和環(huán)空外壓會降低主密封結構和臺肩面密封性能，軸向壓縮載荷和油管溫度升高有利于提高主密封結構和臺肩面密封性能，而氣體內壓對主密封面接觸應力有自增強效應，但會降低臺肩面接觸應力。

圖2　不同井下載荷工況下密封接觸長度和平均接觸應力對比

2.2特殊螺紋氣密封性能評價

采用基于密封接觸能機理的密封性能評價方法對以下A～G七種工況下兩種密封結構進行密封性能評價，且假設擬需要密封的最大氣體內壓均為120 MPa，則其臨界密封指數為38 985.68 mm·MPa1.4。進一步根據七種工況下密封面平均接觸應力和密封接觸長度可計算各自密封指數，并與臨界密封指數進行對比，從而判斷其密封性能，如圖3所示。A為上扣工況，是基本對照工況；B為上扣+軸向拉力1 800 kN工況；C為上扣+內壓120 MPa工況；D為上扣+內壓80 MPa+軸向拉力1 200 kN工況；E為上扣+內壓80 MPa+軸向壓力600 kN工況；F為上扣+內壓80 MPa+軸向拉力800 kN+外壓120 MPa工況；G為上扣+內壓40 MPa+軸向拉力1 200 kN+油管螺紋部位溫度增加90℃工況。

圖3　七種井下載荷工況下特殊螺紋密封指數及密封性能評價圖

分析圖3可知，當擬密封氣體內壓為120 MPa時，七種井下載荷工況下錐面對錐面主密封均不能滿足氣密封要求；球面對柱面主密封在B、F工況下不能滿足氣密封要求；臺肩面在B、D、F工況下不能滿足氣密封要求，這可能是由于計算密封面臨界密封指數過于保守所致。如果采用式(8)計算臨界密封指數，則七種井下載荷工況下錐面對錐面、球面對柱面主密封以及臺肩面均能滿足120 MPa的氣密封要求。同時，對各種工況下密封指數對比分析可知，軸向拉伸載荷(B)和環(huán)空外壓(F)會降低主密封結構和臺肩面密封性能，軸向壓縮載荷(E)和油管溫度升高(G)有利于提高主密封結構和臺肩面密封性能，而氣體內壓(C)有利于提高主密封面密封性能，但同時會降低臺肩面密封性能。因此，為減小井下載荷工況對油管特殊螺紋密封性能的影響，一方面應該避免過高的環(huán)空內壓；另一方面必須合理控制上扣時臺肩面作用扭矩，既要避免臺肩面扭矩不足導致臺肩面初始應力較低而在拉伸和內壓作用下密封性能下降，也要避免臺肩面作用扭矩太大，從而降低臺肩面因應力松弛和縫隙腐蝕而導致的泄漏風險。

2.3主密封參數設計

根據金屬對金屬密封面接觸應力理論和密封性能評價方法，以密封面有效接觸長度Les和密封徑向過盈量δsr為目標設計參數，假設密封氣體內壓力為70 MPa，計算了防泄漏安全系數分別為1.0、1.5和2.0時錐面對錐面密封結構的密封包絡線，如圖4所示。分析圖4可知，隨著防泄漏安全系數增大，密封包絡線逐漸向右上方偏移，為滿足氣密封要求，密封參數組合(Les，δsr)必須位于各密封包絡線右上方區(qū)域。利用圖4可方便地設計錐面對錐面密封結構參數，例如，當設計密封面接觸長度為5 mm時，要使得防泄漏安全系數大于1.5，徑向過盈量至少為0.20 mm，此時能保證該密封結構至少能密封住70 MPa的氣體內壓力。

圖4　不同防泄漏安全系數下錐面對錐面密封包絡線

3　結　論

1)建立了錐面對錐面主密封過盈接觸應力以及井下載荷工況下扭矩臺肩面實際接觸應力計算模型，基于密封接觸能機理和密封面極限屈服條件建立了特殊螺紋氣密封性能定性評價方法。

2)軸向拉伸載荷和環(huán)空外壓會降低主密封結構和臺肩面密封性能，軸向壓縮載荷和油管溫度升高有利于提高主密封結構和臺肩面密封性能，而氣體內壓對主密封面接觸應力有自增強效應，但會降低臺肩面接觸應力。

3)為減小井下載荷工況對特殊螺紋密封性能的影響，一方面應該避免過高的環(huán)空內壓；另一方面必須合理控制上扣時臺肩面作用扭矩。

4)繪制了防泄漏安全系數分別為1.0、1.5和2.0時錐面對錐面密封結構的密封包絡線，利用該密封包絡線可方便地設計錐面對錐面密封結構參數。

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Research on Gas Seal Performance of Premium Thread

MA Yanlin1,2, LI Tianlei1,2, ZHANG Zhi3, XU Honglin4

(1.ChinaPetroleumEngineeringCo.Ltd.,SouthwestCompany,Chengdu，Sichuan610041,China;2.DepartmentforTubularGoodsCorrosionandProtectioninSourOilandGasFieldsofKeyLaboratoryofPetroleumTubularGoodsEngineering,CNPC，Chengdu，Sichuan610041,China;3.StateKeyLaboratoryofOil&GasReservoirGeologyandExploitation,SouthwestPetroleumUniversity,Chengdu,Sichuan610500,China;4.SchoolofPetroleumandNaturalGasEngineering,ChongqingUniversityofScienceandTechnology,Chongqing401331,China)

With view to high pressure gas sealing performance of premium thread, a calculation model of interference constant stress of primary sealing structure for conical surface to conical surface and the actual constant stress of torque shoulder surface under downhole loads was established based on the distribution of sealing constant stress and its variation law. A qualitative evaluation method of gas sealing performance of premium thread on the basis of sealing contact mechanism and the sealing surface ultimate yield condition was proposed. One case study was conducted on conical surface to conical surface of primary sealing. The influences of 7 kinds of downhole loads on the average constant stress of sealing structure, sealing contact length and primary sealing surface and shoulder surface were comparatively analyzed. And the performance of the sealing envelope curves of the conical surface to conical surface while the leakage prevention safety factor is 1.0, 1.5 and 2.0 were drawn. It is shown that both the axial tensile load and annulus pressure would reduce the sealing performance of primary sealing structure and shoulder surface; the axial compression load and tubing rising temperature are beneficial to improve the sealing performance of primary sealing structure and shoulder surface, however, the internal pressure of gas have self-enhancement effects on contact stress of primary sealing surface will reduce the shoulder surface contact stress. The reasonable annulus pressure and torque of shoulder surface during screwing can improve the sealing performance of premium thread of tubing. The sealing envelop curve is convenient to design the parameters of conical surface to conical surface.

premium thread; gas seal; conical surface to conical surface; contact stress; primary sealing parameters; evaluation

四川省杰出青年基金項目“頁巖氣水平井套管完整性研究”(項目編號：2016JQ0010)。

馬艷琳，女， 1975年生，工程師，1996年畢業(yè)于西南石油學院油氣儲運專業(yè)，現(xiàn)從事油氣田開發(fā)地面建設內部集輸項目的設計和科研工作。E-mail：mayanlin_sw@cnpc.com.cn

TE931

A

2096-0077(2016)04-0025-05

2016-03-09編輯：屈憶欣)