莫 麗，涂 煉，付 強，王 磊

(1.西南石油大學 機電工程學院，四川 成都 610500；2.中海油田服務股份有限公司 油田生產事業(yè)部完井中心，天津 300459)

0 引言

螺紋接頭是油套管的連接部位，同油套管柱一起在井下長期承受拉伸、壓縮、內壓、外壓等復合載荷的作用[1]。螺紋連接部位是油套管柱中最薄弱的環(huán)節(jié)，據(jù)調研，國外油套管失效事故中，64%都發(fā)生在螺紋連接處，而國內則比例更高，約為86%。因此，提高油套管螺紋的連接質量是確保油套管柱質量的關鍵因素之一[2-3]。

隨著石油開采技術的進步，國內外出現(xiàn)了許多深井、超深油氣井的開發(fā)，API螺紋接頭由于自身性能的限制，連接強度已不能滿足工業(yè)要求[4]，而特殊螺紋接頭雖然比API螺紋連接強度高，但依然存在上卸扣過程中易粘扣的問題[5-6]，另外常規(guī)特殊螺紋多采用單級金屬對金屬密封結構，在超深井及高壓氣井中密封安全性難以保證。針對以上問題，設計了新型特殊螺紋接頭，采用倒鉤型螺紋，同時改進螺紋及密封面參數(shù)來提高螺紋的連接和密封性能。另外，以往特殊螺紋連接性能的研究只從單一方面進行分析，文獻[7-8]研究了螺紋滑脫失效的過程，獲得了滑脫過程的力學機理及產生的原因，文獻[9]通過實驗和有限元方法證明了儲氣井螺紋抗疲勞性能達到了使用要求，文獻[10-11]分析了螺紋接頭的連接的極限強度問題，關于連接性能的綜合分析較少。因此，本文采用有限元和全尺寸試驗相結合的方法，綜合分析了螺紋接頭在5種不同工況下的連接安全性。研究內容為特殊螺紋的設計和安全使用提供重要的參考價值。

1 有限元建模

1.1 模型簡化

管體規(guī)格為φ88.9 mm×6.45 mm，螺紋為承載面角度為-5°，導向面角度為10°的倒鉤型螺紋，內螺紋齒高為1.2mm，外螺紋齒高為1.0mm，該螺紋參數(shù)與API螺紋參數(shù)[12]差別較大，如表1所示。

表1 特殊螺紋與API偏梯形螺紋齒形參數(shù)對比

接頭主密封結構采用錐面對錐面和柱面對球面的組合密封形式，扭矩臺肩為-15°逆向臺肩。公、母螺紋嚙合后，公螺紋的齒頂和母螺紋的齒底間存在一定的間隙，能儲存絲扣油同時降低齒頂和齒底的接觸應力，螺紋嚙合后，結構示意圖如圖1所示。

圖1 特殊螺紋齒形Fig.1 The tooth profile of the premium thread

因該螺紋螺旋升角較小，忽略螺旋升角對計算結果的影響[13]，把接頭簡化為軸對稱結構。采用二維軸對稱模型來對接頭進行有限元建模，考慮到圣維南效應，建模時所取的管體長度為管體小端至螺紋消失點距離的2倍。為便于計算結果的處理及比較，需對螺紋的扣牙編號。扣牙號以公接頭為準，從公接頭靠近密封面的首扣開始為1號扣牙，整體螺紋共有17扣，該特殊螺紋接頭建模如圖2所示。

圖2 特殊螺紋接頭幾何建模Fig.2 Geometric model of double primary sealing connection

采用CAX4I四節(jié)點雙線性軸對稱四邊形單元對模型進行網格劃分，并對螺紋連接部分、密封面及扭矩臺肩進行網格細化。螺紋局部網格劃分如圖3所示。

圖3 局部網格劃分Fig.3 Local mesh partition

1.2 材料力學性能

接頭采用2Cr13材料進行加工，并經過熱處理，處理到API L80鋼級。在加工好的接頭中隨機取出樣品，實測其屈服強度、抗拉強度及延伸率，測量結果如表2所示。2Cr13為合金鋼，材料的彈性模量206 GPa，泊松比為0.3。密封面接觸時采用庫倫摩擦模型，摩擦因數(shù)一般取0.02[14]。

表2 材料力學性能

1.3 邊界條件

根據(jù)接箍的對稱性，接箍中面的軸向位移為零，因此在接箍對稱中面的各結點上施加軸向位移約束，徑向方向自由。接頭上扣扭矩通過施加過盈量來模擬，軸向力則轉化為均布載荷施加在管體大端，其計算公式為：

(1)

式中：Fa為軸向應力，MPa；F為軸向力，kN；d0為管體外徑，mm；d1為管體內徑，mm。

螺紋接頭在井下會承受復雜的載荷，不同工況載荷的不同，對接頭連接性能會產生不同的影響，其中極限載荷取螺紋的極限強度。因接箍和管體采用同種材料，屈服強度均為618 MPa。管體內徑76 mm，接箍外徑為107.95 mm，接箍內徑為76 mm。按照文獻[15]中相關強度公式，代入數(shù)據(jù)，經計算得到接頭的抗拉強度為1 032.5 kN，抗壓縮強度為861.8 kN，抗內壓強度為78.5 MPa，抗外擠強度為83.2 MPa。極限載荷按極限強度理論計算值施加，具體的加載情況如表3所示。

表3 加載工況

2 有限元結果分析

2.1 上扣分析

采用施加過盈量的方法來模擬接頭上扣后的狀態(tài)，在螺紋段施加過盈量0.13 mm，錐面對錐面密封段施加過盈量0.10 mm，柱面對球面密封段施加過盈量0.08 mm，臺肩施加過盈量0.03 mm。上扣后螺紋接頭Mises應力云圖如圖4所示，螺紋最大應力分布如圖5所示。

圖4 上扣后Mises應力分布Fig.4 Distribution of Mises stress after make-up

圖5 上扣后螺紋最大應力分布Fig.5 The maximum stress distribution of the threads after make-up

由圖4可知，上扣后螺紋段和密封面都產生了擠壓作用，在臺肩和球面密封段應力較大，最大的Mises應力出現(xiàn)在臺肩與錐面密封的過渡段，達到649 MPa，已經超過材料的屈服極限，但是，螺紋段的應力以及密封面的應力并沒有超過屈服極限，接頭承載能力以及密封性能并沒有被破壞。

由圖5可知，上扣后，螺紋最大Mises應力及接觸應力呈“凹槽形”分布，首尾3扣出現(xiàn)明顯的應力集中，中間段螺紋應力分布均勻。接觸應力及Mises應力最大值均出現(xiàn)在公扣大端，Mises應力最大值為583 MPa，略大于接觸應力最大值，但都低于材料的屈服強度，故螺紋段并沒有產生塑性變形，避免了接頭在上扣過程中的粘結損傷。

2.2 軸向拉伸載荷下連接安全性分析

接頭上扣后，沿軸向對接頭分別施加600，1 032 kN的拉伸載荷，得到螺紋最大應力分布和位移分布的變化曲線，如圖6-7所示。

圖6 拉伸載荷下螺紋最大應力分布Fig.6 The maximum stress distribution of the threads under tensile load

圖7 拉伸載荷下螺紋位移分布Fig.7 The distribution of thread displacement under tensile load

由圖6可知，在拉伸載荷作用下，螺紋首尾3扣應力值較大，中間段應力較小，螺紋應力分布整體表現(xiàn)為先急劇減小，后趨于平緩，最后迅速增加的趨勢。在1 032 kN的極限拉伸載荷下，公扣大端的最后1扣最大Mises應力達到630 MPa，最大接觸應力達到594 MPa，螺紋最后1扣產生屈服，但螺紋整體應力低于抗拉強度，不會出現(xiàn)斷扣失效。

由圖7可知，徑向位移最大值出現(xiàn)在1號扣，徑向位移變化規(guī)律是先逐漸降低然后緩慢增加接著又逐漸降低，最后逐漸增加；軸向位移則呈現(xiàn)單調增加的趨勢，最大值出現(xiàn)在螺紋最后1扣。在1 034 kN拉伸載荷下，螺紋的最大徑向位移為0.035 mm，最大軸向位移為0.1 mm，螺紋變形以為軸向為主，徑向變形較小，接頭發(fā)生滑脫可能性較低。

2.3 軸向壓縮下連接安全性分析

對接頭分別施加600，861 kN的軸向壓縮載荷，得到了螺紋最大應力分布曲線及位移分布曲線，如圖8-9所示。

圖8 壓縮載荷下螺紋最大應力分布Fig.8 The maximum stress distribution of the threads under compressive load

圖9 壓縮載荷下螺紋位移分布Fig.9 The distribution of thread displacement under compressive load

由圖8可知，在壓縮載荷作用下，螺紋應力分布曲線呈現(xiàn)兩端高中間低的凹槽形，最大Mises應力及接觸應力均出現(xiàn)在螺紋最后1扣，且螺紋首尾3扣依然具有明顯的應力集中。在861 kN的極限壓縮載荷下，螺紋第17扣應力最大，最大Mises應力達到635 MPa，最大接觸應力為599 MPa，螺紋最后1扣產生屈服，但其他扣應力值均未超過屈服強度，連接可靠性高。

由圖9可知，在壓縮載荷下，螺紋的徑向位移最大值出現(xiàn)在第1扣，徑向位移分布規(guī)律是先急劇減小后緩慢減小，軸向位移則依然呈現(xiàn)單調增加的趨勢，最大的軸向位移出現(xiàn)在螺紋最后1扣。在極限壓縮載荷下，螺紋的位移以軸向位移為主，最大軸向位移為0.19 mm，接頭發(fā)生脫扣可能性較低。

2.4 軸向拉伸和內壓共同作用下連接安全性分析

圖10 拉伸載荷和內壓作用下螺紋最大應力分布Fig.10 The maximum stress distribution of the threads under tension load and internal pressure

圖11 拉伸載荷和內壓作用下螺紋位移分布Fig.11 The distribution of thread displacement under tension load and internal pressure

對接頭施加1 034 kN的軸向拉力，然后在接頭內表面分別施加10 MPa和78 MPa的壓力，得到了接頭螺紋最大應力分布曲線及位移分布曲線，如圖10-11所示，同時得到了臺肩及密封面應力分布曲線，如圖12-14所示。

圖12 拉伸載荷和內壓作用下臺肩應力分布Fig.12 Stress distribution of the shoulder under tension load and internal pressure

圖13 拉伸載荷和內壓作用下錐面應力分布Fig.13 Stress distribution of the conical surface under tension load and internal pressure

圖14 拉伸載荷和內壓作用下柱面應力分布Fig.14 Stress distribution of the cylindrical surface under tension load and internal pressure

由圖10可知，螺紋最大Mises應力和接觸應力均隨著內壓的增加而增大，最大的應力出現(xiàn)在公扣大端最后1扣。在在極限拉伸和內壓載荷共同作用下，螺紋第1扣和最后2扣的最大應力均超過材料的屈服極限，但未達到抗拉強度，螺紋可能發(fā)生粘扣但不會斷扣。由圖11可知，螺紋徑向位移和軸向位移均隨著內壓的增加而減小，內壓導致管體膨脹，與接箍螺紋連接更為緊密，螺紋脫扣可能性降低。

由圖12可知，臺肩面的應力值及接觸長度隨著內壓的增加而減小，在極限拉伸和內壓載荷下，臺肩零接觸應力長度擴展到1.25 mm，但是接觸應力值大于78 MPa的接觸長度依然有1.4 mm，輔助密封效果明顯。由圖13-14可知，錐面和柱面的接觸應力值及接觸長度隨著內壓的增加有不同程度的增加，在極限拉伸和內壓下，錐面和柱面接觸應力和接觸長度較大，密封性能可靠，且密封面Mises應力并未超過材料的屈服極限，密封面不會出現(xiàn)屈服失效。

2.5 軸向拉伸和內外壓共同作用下連接安全性分析

對接頭施加1 032 KN軸向拉伸載荷和10 MPa的內壓，然后在接頭外表面分別施加10 MPa和83 MPa的外壓，得出接頭螺紋最大應力分布曲線及位移分布曲線，如圖15-16所示，同時得到了扭矩臺肩及密封面應力分布曲線，如圖17-19所示。

圖15 拉伸載荷和內外壓作用下螺紋最大應力分布Fig.15 The maximum stress distribution of the threads under tension load, internaland external pressure

圖16 拉伸載荷和內外壓作用下螺紋位移分布Fig.16 The distribution of thread displacement under tension load, internal and external pressure

由圖15可知，在拉伸載荷和內外壓共同作用下，接頭螺紋的最大應力隨著外壓的增加而增大，中間段螺紋應力分布均勻，螺紋首尾3扣應力存在明顯的應力集中。在83 MPa極限外壓作用下，螺紋首尾2扣最大應力已經超過材料的屈服極限。由圖16可知，螺紋徑向位移和軸向位移隨外壓增加而增大，在83 MPa的極限外壓下，螺紋最大徑向位移為0.077 mm，最大軸向位移為0.111 mm，變形主要以軸向位移為主，螺紋發(fā)生脫扣可能性很低。

圖17 拉伸載荷和內外壓作用下臺肩應力分布Fig.17 Stress distribution of the shoulder under tension load, internal and external pressure

圖18 拉伸載荷和內外壓作用下錐面應力分布Fig.18 Stress distribution of the conical surface under tension load, internal and external pressure

圖19 拉伸載荷和內外壓作用下柱面應力分布Fig.19 Stress distribution of the cylindrical surface under tension load, internal and external pressure

由圖17可知，臺肩面的應力值及接觸長度隨著外壓的增加而增加，極限外壓下，臺肩面接觸應力值大于78 MPa的接觸長度有1.7 mm，輔助密封效果明顯。由圖18和圖19可知，錐面和柱面的接觸應力值及接觸長度隨著外壓的增加有不同程度的增加，在極限拉伸和外壓下，錐面和柱面接觸應力和接觸長度較大，密封性能可靠，且錐面Mises應力未超過材料的屈服極限，柱面上僅有局部Mises應力超過材料的屈服極限，綜合來看，密封面具有良好的密封可靠性。

3 全尺寸試驗

利用數(shù)控機床，加工出該特殊螺紋，并對螺紋段進行QPQ表面處理，隨機選擇3根接頭試樣進行試驗，試驗按API RP 5C5標準[16]進行。試驗內容主要包括：螺紋參數(shù)檢驗、上卸扣試驗、連接強度試驗、氣密封試驗。將接頭在液壓大鉗上進行10次循環(huán)上卸扣，然后對接頭進行極限拉伸和壓縮試驗，最后對接頭進行極限內外壓氣密封試驗。上卸扣試驗裝置、連接強度試驗裝置以及氣密封試驗現(xiàn)場如圖20所示。

圖20 試驗裝置Fig.20 Experimental equipment

試驗結果表明，該接頭在上卸扣過程中并未出現(xiàn)粘結現(xiàn)象，在極限拉伸和壓縮載荷下，管體出現(xiàn)屈服，接頭螺紋并未出現(xiàn)滑脫和斷扣，試驗后3根接頭公扣的形貌如圖21所示。在內外壓氣密封試驗中，從控制室計算機面板上未觀察到接頭出氣口出現(xiàn)泄漏氣泡，穩(wěn)壓期間傳感器也未檢測到壓力波動，接頭氣密封性能良好。

圖21 試驗后試樣形貌Fig.21 The morphology of samples after testing

全尺寸試驗較好地驗證了有限元的分析結果，該接頭具有良好的連接安全性。目前該特殊螺紋接頭處于試驗研發(fā)階段，技術成熟后便會投入到油氣井中使用。

4 結論

1)在5種典型工況下，特殊螺紋接觸應力及Mises應力呈現(xiàn)出兩端高中間低的凹槽形分布規(guī)律，螺紋首尾3扣應力值較大，該部位是連接性能的薄弱區(qū)。特殊螺紋徑向位移最大值出現(xiàn)在公扣的起始螺紋處，軸向位移最大值出現(xiàn)在公扣最后1扣牙，滑脫失效首先發(fā)生在首尾起始螺紋段。

2)特殊螺紋連接性能受外部載荷的影響較大。螺紋最大應力值隨拉伸、壓縮、內壓及外壓載荷的增加而增大，螺紋首尾起始扣牙應力增大較明顯，易屈服失效。特殊螺紋徑向位移及軸向位移隨拉伸、壓縮、外壓載荷的增加而增大，隨內壓載荷的增加而減小。在一定程度上，內壓載荷的作用降低了螺紋滑脫的可能性。

3)全尺寸試驗及有限元分析綜合表明，該特殊螺紋接頭上卸扣性能滿足使用要求；在極限軸向載荷下，管體屈服，但接頭并未發(fā)生脫扣或斷扣現(xiàn)象，連接強度較高；在內外壓氣密封試驗中，接頭并未出現(xiàn)泄漏，密封性能良好。接頭脫扣及泄漏發(fā)生在管體屈服之后，這一特性有利于保障油氣井的安全。

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