于 洋，張佳浩，韓鑫

（西安石油大學機械工程學院，陜西 西安 710065）

隨著石油天然氣開采開發(fā)中高溫高壓井、深井超深井以及腐蝕環(huán)境井等復雜環(huán)境井的開發(fā)不斷深入，以及井下開采環(huán)境的不斷惡化，復雜油氣田的開采開發(fā)對油氣井管柱完整性和安全可靠性提出了更高要求。經(jīng)統(tǒng)計，高溫高壓氣井中套壓升高多是由特殊扣密封失效引起的[1]。特殊扣的密封能力與產(chǎn)品的設計、加工、材料性能、表面處理工藝以及現(xiàn)場施工質(zhì)量、使用工況密切相關。由于材料非線性、載荷非線性和邊界條件非線性的多重非線性效應，難以用解析方法描述接頭密封完整性問題[2-3]，而全尺寸試驗法周期長，費用昂貴，且對試驗設備性能要求較高。為此本文采用有限元法建立某球面-錐面的特殊扣三維有限元模型，分析在拉伸載荷和內(nèi)壓載荷作用下，特殊扣主密封面及扭矩臺肩處的等效應力和接觸壓力分布，以了解特殊螺紋接頭在外載作用下的密封性能。

1 球面-錐面特殊扣有限元模型

不同于API油管扣以螺紋脂填充螺紋間隙實現(xiàn)密封，特殊扣在螺紋端面設計了獨立的密封結構，扭矩臺肩起過扭保護與輔助密封的作用，螺紋部分只起連接作用[4]，API油管扣與特殊扣結構對比如圖1所示。目前常用的特殊扣密封面結構有錐面-錐面、球面-錐面、球面-柱面，按照密封形式可分為面密封和線密封。本文以Φ88.9mm×6.45mm P110某球面-錐面特殊扣為研究對象，特殊扣的主要參數(shù)如下：密封面錐度1∶2；螺紋錐角1∶16，螺紋牙承載面角度-3°，螺紋牙導向面角度10°。考慮特殊扣關于中心徑向截面對稱，僅選取一側的特殊扣進行三維建模，在中心徑向?qū)ΨQ截面上施加軸向全約束，在油管端中心點上施加軸向力載荷，內(nèi)部施加壓力載荷。事件對稱材料屈服極限為758MPa。使用HyperMesh軟件對特殊扣進行前處理，細化密封面及臺肩處的網(wǎng)格，經(jīng)統(tǒng)計，接箍網(wǎng)格數(shù)量為34593，接頭網(wǎng)格數(shù)量為32291，密封面處網(wǎng)格數(shù)量為8640。特殊扣整體采用C3D8R單元類型，網(wǎng)格劃分情況如圖2。

圖1 API油管扣與特殊扣結構對比圖

圖2 球面-錐面特殊扣網(wǎng)格劃分與約束

2 上扣扭矩作用下球面-錐面特殊扣密封面接觸壓力分析

保證特殊扣密封性能的前提是控制合理的上扣扭矩，生產(chǎn)廠家會推薦最小、最佳、最大的上扣扭矩值。根據(jù)現(xiàn)有文獻研究[5-7]，在特殊扣受拉力作用下，密封臺肩處的接觸壓力會減小。因此，本文選取廠家推薦的最大上矩進行上扣，研究球面-錐面特殊扣密封面上接觸壓力分布規(guī)律。特殊扣在最大扭矩上扣后，整體等效Mises應力分布云圖如圖3所示，最大等效Mises應力出現(xiàn)在扭矩臺肩上，其值為749.3MPa，小于材料屈服強度，并未發(fā)生塑性變形。等效應力從扭矩臺肩、密封面、螺紋處依次減小。說明扭矩臺肩承擔了較大的扭矩，這與扭矩臺肩防過扭的設計理念一致。

圖3 特殊螺紋扣Mises等效應力云圖（最大上扣扭矩）

3 拉力作用下錐面-球面特殊扣密封面接觸壓力分析

對于球面-錐面特殊扣，按照最大上扣扭矩上扣之后，對特殊扣施加800kN拉伸載荷，特殊扣整體Mises等效應力分布如圖4。由圖4可知，最大等效應力出現(xiàn)在密封面及扭矩臺肩上，為765.3MPa，由于最大等效應力超出了材料的屈服極限，特殊扣密封部分將發(fā)生塑性變形，將不利于特殊扣的再次使用。

圖4 特殊扣Mises等效應力分布（最大上扣扭矩+軸向拉力）

從主密封面到臺肩面，沿錐度方向等間距選取12個節(jié)點，編號為1～12，密封面上節(jié)點記為1～6，臺肩面節(jié)點記為7～12，提取各節(jié)點上的接觸壓力值，繪制密封面-臺肩面接觸壓力變化曲線如圖5。由圖5可知，最大接觸壓力出現(xiàn)在球面-錐面密封的起始位置，接觸壓力整體呈減小趨勢。計算密封面上平均接觸壓力值為360.5MPa，密封面接觸長度為0.8mm，與僅受上扣扭矩時相比較，平接觸壓力減小了0.5%。臺肩處的接觸壓力小于主密封面的接觸壓力，此結果與扭矩臺肩的輔助密封作用相契合。臺肩面上接觸壓力呈現(xiàn)遞減趨勢，最大接觸壓力在節(jié)點7處，為327.6MPa，在臺肩面末端，接觸壓力降低至0。進一步研究密封面接觸壓力變化規(guī)律，在密封面上選取節(jié)點2和節(jié)點6，繪制沿密封面環(huán)向路徑密封面接觸壓力變化曲線如圖6。由圖6可知，環(huán)向路徑上的接觸壓力分布均勻，節(jié)點6為密封面前段接觸壓力較大，節(jié)點6為密封面后段接觸壓力較小。因此，錐面-球面特殊扣主要靠密封面的前段實現(xiàn)密封。

圖5 密封面-臺肩面接觸壓力分布規(guī)律

圖6 沿環(huán)向路徑密封面節(jié)點2和節(jié)點6處接觸壓力

4 內(nèi)壓作用下球面-錐面特殊扣密封面接觸壓力分析

按最大上扣扭矩上扣之后，再在管體內(nèi)部施加80MPa內(nèi)壓，特殊扣Mises等效應力分布如圖7。

圖7 特殊扣Mises等效應力分布（最大上扣扭矩+內(nèi)壓）

由圖7可知，在內(nèi)壓作用下，最大Mises應力為758.3MPa，趨近于材料屈服極限，未發(fā)生塑性變形，可以保證密封強度。

沿密封面-臺肩面等間距取12個節(jié)點，其中1-6節(jié)點在密封面上，7-12為臺肩面上的節(jié)點，繪制密封面-臺肩面接觸壓力分布規(guī)律曲線如圖8。

圖8 密封面-臺肩面接觸壓力分布規(guī)律

由圖8可知，密封面上接觸壓力呈減小趨勢，計算密封面上平均接觸壓力值為365.8MPa，密封接觸長度為1.15mm。臺肩面上接觸壓力也呈現(xiàn)遞減趨勢，最大接觸壓力出現(xiàn)在節(jié)點7處，為334.7MPa。

在密封面上選取節(jié)點2和節(jié)點6，繪制沿密封面環(huán)向路徑密封面接觸壓力變化曲線如圖9所示。由圖9可知，環(huán)向路徑上節(jié)點2的接觸壓力分布均勻，節(jié)點6處接觸壓力有突變，這是因為80MPa的內(nèi)壓改變了密封面的接觸形狀。

圖9 環(huán)向路徑密封面節(jié)點2和節(jié)點6處接觸壓力

5 結論

通過研究球面-錐面特殊扣在不同載荷下密封面接觸壓力和等效應力的分布規(guī)律，得到以下結論：

1）以最大扭矩上扣時，特殊扣Mises等效應力從扭矩臺肩、密封面、螺紋處依次減小。說明扭矩臺肩承擔了較大的扭矩，這與扭矩臺肩防過扭的設計理念一致。2）最大上扣扭矩和800kN拉伸載荷作用時，特殊扣的最大Mises等效應力出現(xiàn)在密封面起始處，部分位置的Mises等效應力大于材料屈服強度，在臺肩面上出現(xiàn)應力集中；接觸壓力沿錐度方向整體呈現(xiàn)減小趨勢，環(huán)向路徑接觸壓力分布較為均勻。因此，800kN拉伸載荷會降低特殊扣的密封效果，但并未發(fā)生泄漏。3）最大上扣扭矩和80MPa內(nèi)壓作用時，特殊扣上的最大Mises等效應力趨近于材料屈服極限，在密封面上有足夠大的接觸壓力；密封面環(huán)向路徑上平均接觸壓力值較大，密封面接觸長度為較大，但在密封面后段接觸壓力分布不均勻，因此，80MPa的內(nèi)壓改變了密封面的接觸形狀，會影響特殊扣的密封效果。