高曉娟，賈 路，姬丙寅，呂慶鋼，史交齊

（1. 中國石油天然氣股份有限公司長慶油田分公司物資供應(yīng)處，陜西 西安 710018；2. 中國石油化工股份有限公司西北油田分公司物資供應(yīng)管理中心，新疆 烏魯木齊 830011；3. 西安三維應(yīng)力工程技術(shù)有限公司，陜西 西安 710075）

油管頭由油管四通及油管懸掛器組成，油管懸掛器是安裝在油管四通本體內(nèi)的錐座中，用來懸掛油管柱，并在所懸掛的油管和油管四通本體之間提供密封的一種裝置。油管懸掛器處在井口部位，承載整個油管柱，其承受拉伸載荷最大，工況最苛刻。一般情況下，油管生產(chǎn)廠提供油管連接上扣扭矩（如最小扭矩、最佳扭矩和最大扭矩），而未提供油管和油管懸掛器連接的上扣扭矩，現(xiàn)場通常做法是采用廠家推薦的油管連接上扣扭矩，然而油管懸掛器厚度遠大于接箍厚度，例如Φ88.9 mm 油管接箍外徑為107.95 mm，而與油管相連的油管懸掛器外徑達到139.7 mm，如圖1 所示。厚壁油管懸掛器和油管上扣采用廠家推薦的油管連接上扣扭矩是否合適，目前并未見相關(guān)的研究，筆者借助理論分析和試驗方法對油管懸掛器與油管連接的上扣扭矩進行研究。

圖1 油管懸掛器示意

1 油管懸掛器上扣扭矩有限元分析

1.1 分析方法

以Φ88.9 mm×6.45 mm 規(guī)格110 鋼級為例，忽略螺紋接頭螺旋升角的影響，建立油管和油管懸掛器螺紋連接二維軸對稱模型，采用彈塑性非線性有限元進行分析，選用的單元類型為軸對稱四邊形單元[1-4]。彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3，屈服強度為758 MPa，抗拉強度為862 MPa。

油管規(guī)定名義上扣位置是三角形標(biāo)記底邊，以名義上扣位置為基礎(chǔ)分析油管連接和油管懸掛器連接上扣扭矩。根據(jù)螺紋處的接觸壓力、摩擦因數(shù)以及單元半徑，可以計算得到螺紋接頭的上扣扭矩。上扣扭矩計算公式為：

式中T—— 上扣扭矩，N·m；

μ—— 摩擦因數(shù)；

Ri—— 積分單元半徑，mm；

Li—— 積分單元長度，mm；

Pi—— 積分單元接觸壓力，N。

1.2 油管上扣扭矩有限元分析

油管連接上扣后外螺紋不同位置的接觸壓力分布如圖2 所示，接觸壓力呈“馬鞍”式分布趨勢，外螺紋大端不完整螺紋的接觸壓力比外螺紋小端完整螺紋高。通過計算可知，油管連接上扣最佳扭矩為3 500 N·m，與廠家推薦的最佳上扣扭矩3 250 N·m基本一致。

圖2 油管連接上扣后外螺紋不同位置的接觸壓力分布

1.3 油管懸掛器上扣扭矩有限元分析

油管懸掛器連接上扣后外螺紋不同位置的接觸壓力分布如圖3 所示，分布趨勢和油管連接基本一致，但接箍壓力值高于油管連接接觸壓力值。經(jīng)計算，油管懸掛器連接上扣最佳扭矩為4 400 N·m。

圖3 油管懸掛器連接上扣后外螺紋接觸壓力分布

1.4 油管和油管懸掛器上扣扭矩對比分析

分析可知，油管連接和油管懸掛器連接同樣以名義上扣位置分析，油管接觸壓力低于油管懸掛器，這是由于油管接箍壁厚小于懸掛器壁厚，同等條件下，油管懸掛器變形小于接箍。油管連接名義上扣扭矩為3 500 N·m，而油管懸掛器連接名義上扣扭矩為4 400 N·m，二者名義上扣扭矩相差900 N·m，油管懸掛器連接名義上扣扭矩比油管連接高近26%，也即按照油管名義上扣扭矩給油管懸掛器連接上扣，油管懸掛器連接是不能上扣到位置的，如果要上扣到名義位置，需要提高將近26%的推薦扭矩才能達到。

2 油管懸掛器上扣扭矩試驗分析

2.1 試驗方法

為了驗證油管懸掛器上扣扭矩，制造Φ139.7 mm 接箍模擬油管懸掛器[5-6]，研究其上扣扭矩[7-10]。油管規(guī)定名義上扣位置是三角形標(biāo)記底邊，最小上扣位置為距離三角形底邊3 mm，上扣控制參數(shù)見表1。

表1 Φ139.7 mm 接箍模擬油管懸掛器上扣控制參數(shù)

2.2 最小上扣位置扭矩試驗

試驗編號為3X 和4X（B 端）第一次上扣，試驗后油管的宏觀形貌如圖4 所示，試驗過程中未出現(xiàn)螺紋黏結(jié)現(xiàn)象[3-4]。3X 上扣扭矩為6 094 N·m，卸扣扭矩為6 978 N·m，螺紋嚙合長度為76.52 mm；4X 上扣扭矩為5 663 N·m，卸扣扭矩為6 806 N·m，螺紋嚙合長度為76.88 mm。

圖4 最小上扣位置扭矩試驗后卸扣形貌

2.3 最佳上扣位置扭矩試驗

試驗編號為3X 和4X（B 端）第二次上扣，試驗后油管的宏觀形貌如圖5 所示，試驗過程中未出現(xiàn)螺紋黏結(jié)現(xiàn)象。3X 上扣扭矩為10 803 N·m，卸扣扭矩為11 399 N·m，螺紋嚙合長度為79.00 mm；4X 上扣扭矩為9 535 N·m，卸扣扭矩10 517 N·m，螺紋嚙合長度為79.80 mm。

圖5 最佳上扣位置扭矩試驗后卸扣形貌

2.4 不同上扣位置上扣扭矩比較

上扣扭矩對比見表2，為3X 和4X 試樣的A 和B 端在不同上扣控制位置下的上扣扭矩情況。由表2 可知，不同上扣位置，上扣扭矩不同，螺紋嚙合長度也不同。采用廠家推薦的油管上扣扭矩，油管懸掛器的螺紋嚙合長度小于最小上扣位置下的螺紋嚙合長度，如果保證上扣位置需要提高上扣扭矩。

表2 上扣扭矩對比

不同上扣位置下上扣扭矩比較如圖6 所示。比較可知，隨著上扣位置的變化，上扣扭矩也隨著增加；最小和最佳上扣位置下的上扣扭矩均高于推薦的最佳扭矩3 350 N·m，甚至高于推薦最大上扣扭矩4 020 N·m。同時，由于螺紋參數(shù)、螺紋脂等因素影響，3XB 和4XB 上扣扭矩和螺紋嚙合長度略有差別，但不影響上扣扭矩增大趨勢的判斷。

圖6 不同上扣位置下上扣扭矩比較

3 上扣位置（扭矩）對連接強度的影響

為了驗證上扣位置（扭矩）對連接強度[11-17]的影響，采用有限元方法分別進行少上3 圈、少上2圈、少上1 圈、名義上扣和多上1 圈連接強度計算，研究上扣位置（扭矩）對連接強度的影響，計算出的不同上扣圈數(shù)時的連接強度如圖7 所示。隨著上扣圈數(shù)的增加，油管短節(jié)的連接強度逐漸升高；隨著螺紋上扣圈數(shù)再增大，螺紋連接強度增速放緩，每多上1 圈大約增高2%。

圖7 不同上扣圈數(shù)時的連接強度

4 綜合討論

有限元分析表明，同樣規(guī)格螺紋接頭油管懸掛器連接名義上扣扭矩比油管連接高近26%，按照名義上扣扭矩給油管懸掛器連接上扣，油管懸掛器連接是不能上扣到位的，如果要上扣到名義位置，需要提高將近26%的推薦扭矩才能達到。

實物試驗表明，隨著上扣位置的變化，上扣扭矩也隨著增加；最小和最佳上扣位置下的上扣扭矩高于推薦的最佳扭矩，甚至高于推薦的最大上扣扭矩。同時，由于螺紋參數(shù)、螺紋脂等因素影響，上扣扭矩和螺紋嚙合長度略有差別。同樣，按照油管推薦的名義上扣扭矩給油管懸掛器連接上扣，油管懸掛器連接是不能上扣到位。

綜上討論，采用廠家推薦的油管連接上扣扭矩的現(xiàn)場通常做法，油管懸掛器連接不能上扣到位，由于油管懸掛器厚度遠大于油管接箍厚度，同等條件下，油管懸掛器變形小于油管接箍。厚壁的油管懸掛器上扣采用廠家推薦的油管連接上扣扭矩并不合適，為了安全需要，應(yīng)適當(dāng)提高上扣扭矩，比如采用廠家推薦的最大扭矩上扣。

5 結(jié) 語

試驗和有限元分析表明油管懸掛器螺紋連接采用廠家推薦的油管上扣扭矩并不合適；如果要保證油管懸掛器連接上扣位置，需要提高上扣扭矩；油管懸掛器外徑對上扣扭矩有較大影響，建議采用最大上扣扭矩對油管懸掛器上扣。