(西安石油大學(xué)機械工程學(xué)院 陜西西安 710065)

隨著復(fù)雜環(huán)境油氣田開發(fā)的不斷深化，井下環(huán)境越發(fā)嚴苛，特殊螺紋接頭代替?zhèn)鹘y(tǒng)API接頭，取得了廣泛的關(guān)注和應(yīng)用。特殊螺紋接頭是油、套管柱連接的主要部件，同時也是受力薄弱部位，一旦發(fā)生密封失效將造成巨大的經(jīng)濟損失，因此特殊螺紋接頭的質(zhì)量及性能檢驗十分關(guān)鍵[1-2]。特殊螺紋接頭主要通過密封面和扭矩臺肩結(jié)構(gòu)實現(xiàn)多級密封的目的[3]。ISO 13679[4]是國內(nèi)外廣泛采用的螺紋接頭性能評價標準，但全尺寸試驗周期長、花銷高，且對實驗室資質(zhì)及試驗設(shè)備要求較高。另外，由于接頭材料的塑性變形、特殊螺紋結(jié)構(gòu)接觸的復(fù)雜性以及載荷工況的多樣性，難以用解析解描述接頭密封完整性問題，考慮到有限元方法的經(jīng)濟性與便捷性，因此，有必要借助于有限元數(shù)值模擬軟件實現(xiàn)特殊螺紋接頭密封可靠性分析。

MURTATISU等[5]通過物理試驗和數(shù)值模擬方法研究了靜載作用下金屬/金屬密封面的密封性能與接觸應(yīng)力，認為當(dāng)金屬密封參數(shù)大于臨界值時，特殊螺紋連接具有足夠的密封能力。XIE[6]對MURTATISU得到的公式進行優(yōu)化，提出了高溫高壓油套管特殊螺紋連接時金屬/金屬密封臨界指數(shù)的計算方法。曹夢雨等[7]采用數(shù)值模擬方法，建立特殊螺紋接頭二維軸對稱模型，考察了軸力和內(nèi)壓對密封性能的影響。申昭熙等[8]分析了隨機變化的錐度、密封直徑、載荷等情況下特殊螺紋接頭密封面接觸壓力的分布規(guī)律。祝效華等[9]簡化螺紋升角，分析了彎矩作用下接頭的應(yīng)力分布狀態(tài)以及不同螺紋參量對應(yīng)力分布規(guī)律的影響，建議彎曲段螺紋進行選型時使用較大螺紋錐度及承載面角度的螺紋接頭。狄勤豐等[10]使用顯式動力學(xué)有限元法分析了上扣過程中螺紋接頭的合力與合力矩的變化、軸向位移以及各螺紋牙上的扭矩，及不同載荷對接頭應(yīng)力分布情況的影響。竇益華等[11-12]分析了不同上扣扭矩和彎曲載荷作用下特殊螺紋接頭的應(yīng)力分布，認為最佳上扣扭矩下特殊螺紋接頭的密封性及連接強度最好；隨彎曲載荷的增大，接頭螺紋段的黏扣趨勢增加。孫建安和王琍[13]通過有限元及實物實驗對比分析了符合ISO 13679試樣要求的接頭上扣特性，研究了接頭不同尺寸參數(shù)對上扣扭矩曲線的影響。XIE等[14]通過模擬ISO 13679中的上扣試驗及載荷包絡(luò)線試驗分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)對接頭密封強度及可靠性的影響。劉文紅等[15]建立特殊螺紋接頭的平面模型，進行了ISO 13679中載荷包絡(luò)線試驗?zāi)M，并利用Kriging模型分析了危險載荷點下接頭的密封可靠性。楊向同等[16]依據(jù)ISO 13679標準中上/卸扣試驗程序?qū)︷た垲l發(fā)的某型特殊螺紋油管接頭進行了試驗，發(fā)現(xiàn)不規(guī)范卸扣會引發(fā)油管黏扣，據(jù)此提出了預(yù)防措施及建議。

上述文獻借助有限元軟件對特殊螺紋接頭的密封性能進行了仿真分析，為特殊螺紋接頭密封性能研究提供了很好的思路，但為了提高運算效率，建模過程中多進行了結(jié)構(gòu)簡化，如忽略螺紋升角或建立二維有限元模型，少有對ISO 13679中有彎曲的B系試驗進行模擬，或?qū)系試驗中的彎曲載荷等效為軸向載荷計算。故本文作者在建模時考慮特殊螺紋接頭螺紋升角的影響，借助ABAQUS有限元軟件建立了某特殊螺紋接頭的三維有限元模型，分析了ISO 13679 CAL IV級有彎曲B系試驗載荷下接頭密封面上的應(yīng)力分布及接觸壓力分析，作為衡量其密封性能的依據(jù)。

1 特殊螺紋接頭的密封機制

與傳統(tǒng)API接頭依靠螺紋配合來實現(xiàn)密封不同，特殊螺紋接頭由主密封面的金屬/金屬過盈配合和扭矩臺肩的輔助作用保證密封性能。流體所產(chǎn)生的局部阻力與泄漏路徑長度和間隙截面積存在如下關(guān)系[17]：

(1)

式中：p為接觸壓力，Pa。

MURTAGIAN等[5]通過研究金屬/金屬密封面的密封性能與接觸應(yīng)力，提出螺紋接頭密封性能的判據(jù)為

(2)

式中：L為密封長度，m；n為相關(guān)性指數(shù)，有密封脂時，n=1.2；無密封脂時，n=1.4。

2 B系載荷包絡(luò)線試驗簡介

ISO 13679中載荷包絡(luò)線試驗的目的是評價高載荷及復(fù)合載荷時螺紋接頭的密封性能是否保證處于安全界限。試驗載荷路徑有9個常規(guī)載荷點和5個彎曲載荷點，按逆時針-順時針-逆時針的方向循環(huán)施加載荷；當(dāng)接頭與管體的壓縮效率一樣時，載荷點8與載荷點9重合。圖1所示為考慮彎曲載荷時CAL IV級B系試驗的加載路徑。其中，路徑1、路徑2和路徑3分別為100%VME包絡(luò)線、95%VME包絡(luò)線和試驗加載路徑。與彎曲載荷等效的拉伸/壓縮載荷由40%管體屈服強度、40%接頭屈服強度和19.7°/30 m狗腿度三者中的最小值確定。

圖1 B系載荷包絡(luò)線試驗加載路徑

3 特殊螺紋接頭有限元模型建立

文中以φ88.9 mm×6.45 mm P110油管某特殊螺紋接頭為研究對象，采用C3D8R六面體減縮積分單元劃分網(wǎng)格，并對涉及接觸的密封面及螺紋段進行細化[18],得到公扣接頭處網(wǎng)格為42 998個,接箍處網(wǎng)格為45 701個,如圖2所示。

圖2 特殊螺紋接頭有限元模型

4 特殊螺紋接頭邊界約束及外載施加

建模時面/面之間的接觸需通過建立螺紋導(dǎo)向面處的接觸對、螺紋承載面處的接觸對，及密封面-臺肩面處的接觸對等3個面/面接觸對實現(xiàn)。依據(jù)接觸對的設(shè)置原則，將公扣接頭的螺紋導(dǎo)向面、螺紋承載面及密封面-臺肩面設(shè)置為從面。由于上扣時公扣接頭相對于母扣接頭會有比較大的轉(zhuǎn)動量，將接觸對的滑移屬性設(shè)置為有限滑移。接箍端面的約束為固定約束；外載通過建立連續(xù)分布節(jié)點耦合來施加。依據(jù)ISO 13679 CAL IV級試驗要求，可設(shè)計出表1所示的模擬載荷表。

表1 B系載荷包絡(luò)線試驗載荷

彎曲作用產(chǎn)生的軸向應(yīng)力為

(3)

式中：D為外徑，m；t為壁厚，m；M為彎矩，N·m；I為慣性矩，m4；Dleg為狗腿度，(°)/m。

5 特殊螺紋接頭密封性能仿真結(jié)果

圖3所示為考慮彎曲載荷時ISO 13679 B系試驗中關(guān)鍵載荷點處接頭的Von Mises應(yīng)力云圖?？梢?，螺紋段及密封面均不同程度地呈現(xiàn)了應(yīng)力集中現(xiàn)象；接頭的狀態(tài)為一側(cè)受拉、一側(cè)受壓；在受拉一側(cè)靠近密封面部位處接箍上的Von Mises應(yīng)力值較?。欢谑軌阂粋?cè)管體端部的Von Mises應(yīng)力值較大。接頭Von Mises應(yīng)力在第一象限沿載荷加載路徑增大；而在第二象限沿載荷加載路徑下降。

圖3 考慮彎曲載荷作用時B系試驗關(guān)鍵載荷點處接頭Von Mises應(yīng)力云圖

5.1 沿環(huán)向路徑Von Mises應(yīng)力及接觸壓力分析

圖4所示為在有彎曲載荷點處，接頭密封面上的Von Mises應(yīng)力沿環(huán)向路徑的分布規(guī)律?？芍芊饷嫔系腣on Mises應(yīng)力沿環(huán)向路徑分布不均，整體呈現(xiàn)拉伸一側(cè)值小而壓縮一側(cè)值大的分布狀態(tài)。載荷點2B處拉伸側(cè)Von Mises應(yīng)力為297 MPa，壓縮側(cè)為602 MPa。載荷點3B處拉伸側(cè)Von Mises應(yīng)力為244 MPa，壓縮側(cè)為604 MPa。

圖4 密封面上Von Mises應(yīng)力沿環(huán)向路徑的變化曲線

第二象限沿載荷加載路徑，即隨軸向壓縮載荷的增加和內(nèi)壓的減小，考慮彎曲載荷作用時關(guān)鍵載荷點處密封面上Von Mises應(yīng)力沿環(huán)向路徑增大。接頭上拉伸一側(cè)的Von Mises應(yīng)力由載荷點5B處的230 MPa增大至7B處的309 MPa；壓縮一側(cè)的Von Mises應(yīng)力由載荷點5B處的605 MPa增大至7B處的713 MPa。最大Von Mises應(yīng)力未超過材料的屈服強度，未發(fā)生塑性變形。

圖5所示在密封面上沿同一環(huán)向路徑的接觸壓力分布曲線。接觸壓力分布狀態(tài)與Von Mises應(yīng)力分布狀態(tài)一致，均為在受拉一側(cè)應(yīng)力及接觸壓力數(shù)值較小，受壓一側(cè)應(yīng)力及接觸壓力數(shù)值較大。不同的是，密封面處接觸壓力與Von Mises應(yīng)力沿載荷加載路徑的變化趨勢相反?？紤]彎曲載荷作用時密封面上的接觸壓力在第一象限沿載荷加載路徑增大，接頭上拉伸一側(cè)的最小接觸壓力由載荷點2B處的375 MPa增大至3B處的448 MPa；壓縮一側(cè)的最大接觸壓力由載荷點2B處的2 840 MPa增大至3B處的3 150 MPa。

圖5 沿同一環(huán)向路徑密封面上接觸壓力曲線

考慮彎曲載荷時密封面上的接觸壓力在第二象限沿載荷加載路徑減小。接頭上拉伸一側(cè)的最小接觸壓力由載荷點5B處的480 MPa降低至7B處的131 MPa；壓縮一側(cè)的最大接觸壓力由載荷點5B處的3 240 MPa降低至7B處的2 650 MPa。

5.2 沿錐度方向Von Mises應(yīng)力及接觸壓力分析

為直觀看出密封面上壓縮側(cè)和拉伸側(cè)Von Mises應(yīng)力的分布規(guī)律，沿密封面錐度方向等間距取7個節(jié)點，可繪制出如圖6所示的沿長度方向的密封面處Von Mises應(yīng)力變化曲線。可見，不同關(guān)鍵載荷點處，密封面處的Von Mises應(yīng)力在壓縮一側(cè)和拉伸一側(cè)沿錐度方向上的變化趨勢一致。在拉伸側(cè)，Von Mises應(yīng)力沿密封面長度方向先增大后減小，在節(jié)點2處出現(xiàn)一定程度的應(yīng)力集中。在第一象限載荷點處，密封面上Von Mises應(yīng)力隨軸向拉伸載荷的減小和內(nèi)壓的增大而減?。辉诘诙笙掭d荷點處，密封面上Von Mises應(yīng)力隨軸向壓縮載荷的增加和內(nèi)壓的減小而增大。對比載荷點5B和6B可知，軸向壓縮載荷對密封面上Von Mises應(yīng)力影響較大。

由圖6(b)可見，壓縮側(cè)Von Mises應(yīng)力沿載荷加載路徑逐漸增大，沿密封面長度方向上節(jié)點2至節(jié)點4處Von Mises應(yīng)力較大。載荷點7B處最大Von Mises應(yīng)力高達769 MPa，發(fā)生了塑性變形。

圖6 沿長度方向密封面處Von Mises應(yīng)力變化曲線

圖7所示為密封面拉伸段及壓縮段最大接觸壓力變化曲線。

圖7 密封面拉伸段及壓縮段最大接觸壓力變化曲線

可見，在第一象限關(guān)鍵載荷點處密封面上最大接觸壓力沿載荷加載路徑增大。拉伸側(cè)最大接觸壓力由579 MPa增至608 MPa；壓縮側(cè)最大接觸壓力由2 810 MPa增至3 100 MPa。在第二象限關(guān)鍵載荷點處密封面上最大接觸壓力沿載荷加載路徑減小，拉伸側(cè)由617 MPa降低至409 MPa；壓縮側(cè)由3 190 MPa降低至2 660 MPa。

6 結(jié)論

以某特殊螺紋接頭為研究對象，依據(jù)ISO 13679 CAL IV級B系載荷包絡(luò)線試驗載荷仿真分析了該特殊螺紋接頭的密封特性，取得如下認識：

(1)彎曲載荷對特殊螺紋接頭Von Mises應(yīng)力分布及接觸壓力分布影響較大。

(2)考慮彎曲載荷作用時，特殊螺紋接頭呈現(xiàn)出一側(cè)受拉、一側(cè)受壓的狀態(tài)。接頭密封面上的Von Mises應(yīng)力及接觸壓力分布趨勢一致，均為在受拉一側(cè)較小、受壓一側(cè)較大。

(3)密封面上的接觸壓力在第一象限關(guān)鍵載荷點處沿載荷加載路徑增大。

(4)考慮彎曲載荷作用時，沿環(huán)向路徑上密封面處的接觸壓力沿載荷加載路徑逐漸減小，特殊螺紋接頭可能會發(fā)生密封失效。