油井鋼管圓螺紋接頭機(jī)緊狀態(tài)下的力學(xué)分析

王 杰,周永麗,焦 鋒,朱火燕,雷 毅

(1.南通出入境檢驗(yàn)檢疫局,江蘇南通226005;2.江蘇出入境檢驗(yàn)檢疫局,南京210001; 3.中國(guó)石油大學(xué),山東東營(yíng)257061) *

油井鋼管圓螺紋接頭機(jī)緊狀態(tài)下的力學(xué)分析

王 杰1,周永麗2,焦 鋒1,朱火燕1,雷 毅3

(1.南通出入境檢驗(yàn)檢疫局,江蘇南通226005;2.江蘇出入境檢驗(yàn)檢疫局,南京210001; 3.中國(guó)石油大學(xué),山東東營(yíng)257061)*

通過(guò)建立機(jī)緊狀態(tài)下的扭矩方程,應(yīng)用MATLAB軟件對(duì)P110油井鋼管圓螺紋接頭在正常機(jī)緊、過(guò)機(jī)緊和欠機(jī)緊狀態(tài)下的扭矩進(jìn)行仿真,并借助ANSYS軟件分析了圓螺紋接頭在不同機(jī)緊狀態(tài)下的力學(xué)狀態(tài)。研究結(jié)果表明:油管和接箍嚙合的開(kāi)始部位存在明顯的應(yīng)力集中區(qū),在過(guò)機(jī)緊(2.5圈)狀態(tài)下,應(yīng)力集中區(qū)將超過(guò)規(guī)定值而增大螺紋接頭粘扣的趨向。

油井鋼管;圓螺紋;粘扣;受力分析;仿真

隨著井深增加,油井鋼管的工況條件變惡劣,粘扣、刺扣、泄漏、滑脫掉井、擠毀、疲勞斷裂、腐蝕等失效事故時(shí)有發(fā)生,且造成巨大的經(jīng)濟(jì)損失。在諸多失效形式中,油管螺紋的粘扣占較大比例[1-11],輕者表現(xiàn)為損傷螺紋表面,影響油管的反復(fù)上卸扣能力和上扣扭矩,嚴(yán)重時(shí)降低油管的密封性及連接強(qiáng)度,使之在螺紋連接處發(fā)生泄漏或掉井事故。通過(guò)油井鋼管圓螺紋接頭受力過(guò)程的分析,借助計(jì)算機(jī)仿真技術(shù),研究油井P110鋼管圓螺紋接頭在不同機(jī)緊狀態(tài)下的力學(xué)狀態(tài),從而為現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際操作提供理論指導(dǎo)。

1 齒面接觸力扭矩方程分析

油管在服役中螺紋接頭部位要經(jīng)歷反復(fù)上卸扣的扭矩作用,是整個(gè)油管中最脆弱、最容易損壞的部分,油管上卸扣時(shí)橫截面如圖1所示。

圖1 上卸扣時(shí)油管和接箍的橫截面

上卸扣扭矩為

式中,Fx為軸向拉伸應(yīng)力。

上扣接觸應(yīng)力為

式中,R為嚙合處公稱(chēng)節(jié)圓半徑,mm;L為軸向嚙合長(zhǎng)度,mm;μ為摩擦因數(shù);a為油套管內(nèi)半徑,mm;b為螺紋中徑,mm;c為接箍外半徑,mm。

可見(jiàn),錐管螺紋上扣位置與扭矩及過(guò)盈量成正比,旋扣位置越長(zhǎng)(嚙合螺紋越多),上扣扭矩越大。采用帶鉗或B型大鉗操作,管材夾持部位有適量的夾持力作用,接頭螺紋旋接同樣形成齒面接觸應(yīng)力與扭矩引起的徑向、環(huán)向應(yīng)力,上扣扭矩越大,齒面接觸應(yīng)力與復(fù)合應(yīng)力越大。在上扣過(guò)程中,隨著嚙合螺紋的增加,螺紋之間的復(fù)合應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力越來(lái)越大,螺紋之間的摩擦力也隨之增加。

P110油井管基本參數(shù):

油套管內(nèi)半徑 38 mm

接箍外半徑 56 mm

油管螺紋端半徑 45.80 mm

軸向嚙合長(zhǎng)度 54.36 mm

油管螺紋錐度 50.825 mm/m

螺紋齒頂高 1.226 mm

每英寸螺紋牙數(shù) 8牙

有效螺紋長(zhǎng)度內(nèi)的螺紋圈數(shù) 17.12圈

根據(jù)API RP 5CI標(biāo)準(zhǔn)[12],API圓螺紋接頭在使用時(shí),需要施加一定的扭矩使其達(dá)到合理的上扣位置(機(jī)緊圈數(shù))。標(biāo)準(zhǔn)機(jī)緊狀態(tài)下?88.9 mm× 6.45 mm的P110油管在使用時(shí)要求有2圈的機(jī)緊圈數(shù),欠機(jī)緊狀態(tài)下為1.5圈的機(jī)緊圈數(shù),過(guò)機(jī)緊狀態(tài)下為2.5圈的機(jī)緊圈數(shù)。選取單元距油管螺紋端長(zhǎng)度為x(mm),則得到標(biāo)準(zhǔn)機(jī)緊、欠機(jī)緊、過(guò)機(jī)緊3種狀態(tài)下相關(guān)的參數(shù)如表1。

表1 3種機(jī)緊狀態(tài)下螺紋嚙合相關(guān)參數(shù)

應(yīng)用MATLAB 6.01軟件編程、計(jì)算和仿真,得到如圖2所示的3種機(jī)緊狀態(tài)下上扣所需扭矩曲線(xiàn)。由圖2可以看出,在過(guò)機(jī)緊0.5圈狀態(tài)下,上扣扭矩將達(dá)到3 020 N·m,已經(jīng)超過(guò)P110油管規(guī)定扭矩范圍(1 750～2 930 N·m)。由于過(guò)機(jī)緊狀態(tài)下的有效螺紋長(zhǎng)度增大,使上扣扭矩增加,齒面接觸應(yīng)力增高,塑性應(yīng)變的變形增大,螺紋粘扣傾向隨之增大。欠機(jī)緊狀態(tài)下0.5圈上扣,所需扭矩比標(biāo)準(zhǔn)機(jī)緊狀態(tài)所需扭矩小,但是欠機(jī)緊狀態(tài)是內(nèi)、外螺紋配合公差形成“小腦袋帶大帽子”的情況,將影響螺紋接頭的抗滑脫能力。在標(biāo)準(zhǔn)機(jī)緊狀態(tài)下,上扣所需扭矩在規(guī)定的扭矩范圍內(nèi),同時(shí)有利于油管密封及防止接頭滑脫。分析認(rèn)為:過(guò)扭矩情況下油管所受的軸向外力最大,也最容易發(fā)生粘扣。

圖2 3種機(jī)緊狀態(tài)下上扣扭矩

2 上卸扣扭矩和齒面接觸應(yīng)力仿真

考慮到油套管上卸扣和拉伸過(guò)程中加載荷是對(duì)稱(chēng)于其中心軸線(xiàn)的,而且在旋合過(guò)程中螺紋升角< 2°,力學(xué)分析模型可做軸對(duì)稱(chēng)處理。本研究中使用ANSYS5.7有限元分析仿真軟件,在Windows環(huán)境下進(jìn)行分析仿真。

首先對(duì)幾何模型進(jìn)行網(wǎng)狀有限元模型的劃分,以油管的軸線(xiàn)為x軸,油管螺紋小端面為 y軸建立笛卡爾坐標(biāo)系。所研究的油管為P110?88.9 mm× 6.45 mm加厚油管,其中接箍外徑?112.0 mm,管體外徑?88.9 mm,管體壁厚?6.45 mm。為了研究軸向力的影響,對(duì)接箍的一端施加全約束,左邊施加x方向的約束,對(duì)油管內(nèi)壁施加 y方向的約束。分別在正常扭矩、過(guò)扭矩、欠扭矩3種情況下對(duì)油管接頭施加800 kN的軸向載荷,根據(jù)所加的約束和載荷以及指定的關(guān)鍵路徑繪出相應(yīng)的仿真圖形。標(biāo)準(zhǔn)扭矩機(jī)緊狀態(tài)、過(guò)扭矩機(jī)緊狀態(tài)和欠扭矩機(jī)緊狀態(tài)的仿真結(jié)果分別如圖3～5所示。

由圖3可以看出:嚙合螺紋兩端接觸應(yīng)力非常高,最大值出現(xiàn)在油管螺紋嚙合的第 1牙,為946.015 MPa,接箍最外端的螺紋扣受力達(dá)到756.816 MPa,而且外螺紋頂端有效螺紋長(zhǎng)度范圍內(nèi)承載面接觸力比較大,導(dǎo)向面接觸應(yīng)力幾乎為零;但在外螺紋小端8～9牙以?xún)?nèi),承載面與導(dǎo)向面上接觸應(yīng)力都很小,這種接觸應(yīng)力分布特征顯然與軸向力有關(guān)。從外螺紋有效螺紋開(kāi)始,接觸力驟然變大,即在開(kāi)始的一兩處存在著明顯的應(yīng)力集中。此后,接觸力逐漸變小,從第5牙起至第12牙,接觸應(yīng)力小到幾乎為零,至于從第13牙起至大端應(yīng)力又升高,顯然與上扣機(jī)緊扭矩有關(guān)。分析結(jié)果表明:油套管在上扣過(guò)程中,螺紋粘扣在螺紋的2個(gè)面均可發(fā)生,而且嚙合螺紋兩端粘扣傾向嚴(yán)重。有軸向力作用后,承載面容易產(chǎn)生粘扣,而且螺紋頂端接觸應(yīng)力較大處的粘扣傾向嚴(yán)重。

圖3 標(biāo)準(zhǔn)扭矩機(jī)緊狀態(tài)仿真結(jié)果

圖4為螺紋機(jī)緊2.5圈時(shí)800 kN軸向拉力條件下沿齒面的齒面接觸力圖形,可以看出,沿螺紋牙側(cè)面(包括承載面和導(dǎo)向面)接觸應(yīng)力分布規(guī)律與圖3基本一致,但是最大接觸應(yīng)力值達(dá)到 978.408 MPa,比標(biāo)準(zhǔn)扭矩機(jī)緊狀態(tài)下的最大值高3.42%。所以,隨著上扣扭矩增加,齒面接觸應(yīng)力增高,塑性變形傾向增大,導(dǎo)致螺紋粘扣傾向隨之增大。

圖4 過(guò)扭矩機(jī)緊狀態(tài)仿真結(jié)果

由圖5可以看出,欠扭矩時(shí)螺紋的齒面接觸力分布也和標(biāo)準(zhǔn)扭矩以及過(guò)扭矩的齒面接觸力分布趨勢(shì)基本一致。機(jī)緊1.5圈時(shí),接觸應(yīng)力的最大值為807.344 MPa,分別比標(biāo)準(zhǔn)扭矩機(jī)緊狀態(tài)下低14.66%,這說(shuō)明欠扭距時(shí)齒面接觸力有所下降。從力學(xué)方面看,欠扭矩上扣可以緩解螺紋粘扣。但是機(jī)緊不到位使內(nèi)外螺紋嚙合的齒數(shù)少,且各牙齒嚙合的深度淺,即內(nèi)外螺紋之間在徑向有很大的間隙。當(dāng)?shù)跗鹪嚇訒r(shí),內(nèi)外螺紋會(huì)形成偏心,外螺紋接頭端面尖角就會(huì)與內(nèi)螺紋相撞,從而在上扣過(guò)程中也有可能發(fā)生粘扣現(xiàn)象。另外,機(jī)緊不到位直接影響油管的密封性和螺紋接頭的抗滑脫強(qiáng)度。

圖5 欠扭矩機(jī)緊狀態(tài)仿真結(jié)果

3 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)MA TLAB對(duì)扭矩的仿真結(jié)果可知,機(jī)緊圈數(shù)直接決定著上卸扣扭矩,當(dāng)上卸扣圈數(shù)超過(guò)規(guī)定的圈數(shù)時(shí),上卸扣扭矩會(huì)明顯增大。通過(guò)ANSYS分析和仿真的結(jié)果可知,齒面接觸力的最大值總是出現(xiàn)在油管螺紋接頭的第1～2有效螺紋嚙合處,且隨機(jī)緊圈數(shù)增加,齒面接觸力增大。API圓螺紋接頭在正常機(jī)緊、過(guò)扭矩機(jī)緊、欠扭矩機(jī)緊3種情況下,嚙合螺紋兩端都存在較大的接觸應(yīng)力,產(chǎn)生較大的塑性變形,一旦發(fā)生粘扣首先產(chǎn)生于嚙合螺紋兩端,特別是倒角面上的起始牙,然后向中間發(fā)展。這和油管實(shí)際失效情況基本吻合。上扣機(jī)緊扭矩低可以減輕粘扣傾向,卻使螺紋接頭滑脫強(qiáng)度降低,在一定范圍內(nèi)過(guò)扭矩機(jī)緊可以提高螺紋接頭抗滑脫強(qiáng)度,但卻存在粘扣加重的傾向。

[1] 姚榮榮,雷 毅.油管接口損傷主要影響因素分析[J].中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院學(xué)報(bào),2007,21(3):4-6.

[2] 趙俊穎,楊春艷,唐曉文,等.淺談?dòng)凸苈菁y粘扣原因與對(duì)策[J].石油專(zhuān)用管,2001(1):75-78.

[3] 呂拴錄,張 鋒,吳富強(qiáng),等.進(jìn)口P110EU油管粘扣原因分析及試驗(yàn)研究[J].石油礦場(chǎng)機(jī)械,2010,39(6): 55-57.

[4] 呂拴錄,駱發(fā)前,趙 盈,等.防硫油管粘扣原因分析及試驗(yàn)研究[J].石油礦場(chǎng)機(jī)械,2009,38(8):37-40.

[5] 呂拴錄,張福祥,李元斌,等.塔里木油氣田非API油井管使用情況分析[J].石油礦場(chǎng)機(jī)械,2009,38(7): 70-74.

[6] 劉巨保,丁宇奇,韓禮紅.基于三維有限元模型的鉆具連接螺紋上扣扭矩影響分析[J].石油礦場(chǎng)機(jī)械,2009, 38(3):28-32.

[7] 呂拴錄,康延軍,孫德庫(kù),等.偏梯形螺紋套管緊密距檢驗(yàn)粘扣原因分析及上卸扣試驗(yàn)研究[J].石油礦場(chǎng)機(jī)械,2008,37(10):82-85.

[8] 張全勝.油田套管損傷的治理技術(shù)研究[J].石油礦場(chǎng)機(jī)械,2008,37(6):20-23.

[9] 肖建秋,彭 嵩,程方強(qiáng),等.API偏梯形套管螺紋接頭極限抗拉能力分析[J].石油礦場(chǎng)機(jī)械,2008,37(3):53-56.

[10] 袁鵬斌,呂拴錄,姜 濤,等.進(jìn)口油管脫扣和粘扣原因分析[J].石油礦場(chǎng)機(jī)械,2008,37(3):74-77.

[11] 張永強(qiáng),王新虎.油套管螺紋抗粘扣技術(shù)研究進(jìn)展[J].石油礦場(chǎng)機(jī)械,2008,37(2):78-81.

[12] API SPEC 5CT,Specification for Casing and Tubing (Metric Units)[S].

Mechanical Analysis on Round Thread Connection of Oil Well Steel Pipe in Pivot-tightened State

WANGJie1,ZHOU Yong-li2,J IAO Feng1,ZHU Huo-yan1,L EI Yi3
(1.N antong Entry and Exit Inspection and Quarantine B ureau,N antong226005,China; 2.J iangsu Entry and Exit Inspection and Quarantine B ureau,N anjing210001,China; 3.China University ofPetroleum,Dongying257061,China)

By the torque equation in pivot-tightened state being established,Matlab software is applied to simulate the torque of P110 oil well steel pipe’s round thread connection,which is in the natural-pivot-tightened state,more-pivot-tightened state and less-pivot-tightened state,and ANSYS software is assisted to analyze the mechanics behavior of round thread connection at different pivot-tightened states.The result showed:stress concentration region existed clearly at the beginning part of oil pipe meshing with coupling.In the more-pivot-tightened state(2.5 circle),stress concentration region surpassed prescribed limit and increased thread connection’s galling.

oil well steel pipe;round thread;galling;force analysis;simulation

1001-3482(2010)12-0007-04

TE931.2

A

2010-06-29

王 杰(1964-),男,江蘇南通人,高級(jí)工程師,主要從事進(jìn)出口機(jī)電設(shè)備檢驗(yàn),E-mail:ntwangjie@pub.nt.jsinfo.net。