油管螺紋基礎(chǔ)參數(shù)與粘扣相關(guān)性分析

馮娜，白小亮，吳健，衛(wèi)尊義，艾裕豐，付彧

（中國(guó)石油集團(tuán)石油管工程技術(shù)研究院，西安 710065）①

粘扣指的是發(fā)生在相互接觸金屬表面間的冷焊［1］，是圓螺紋油管在使用過程中經(jīng)常發(fā)生的失效形式。當(dāng)相互擰接的油管公、母扣螺紋出現(xiàn)粘扣時(shí)，螺紋的結(jié)構(gòu)性、密封性就會(huì)遭到破壞，從而出現(xiàn)滑脫、泄漏等事故?，F(xiàn)有的資料認(rèn)為，引起粘扣的主要原因有摩擦磨損、接觸應(yīng)力、扭矩3個(gè)方面。摩擦磨損包括粘著磨損、磨料磨損和腐蝕磨損［2］。接觸應(yīng)力是指油管螺紋局部點(diǎn)的接觸應(yīng)力過大，造成螺紋接觸界面的摩擦力增大，從而產(chǎn)生粘扣［3］。扭矩原因指上扣扭矩及過盈量引起螺紋干涉，導(dǎo)致粘扣［4］。

除了上述原因外，圓螺紋油管基礎(chǔ)參數(shù)與粘扣的產(chǎn)生也是緊密相關(guān)的，因?yàn)樵搮?shù)不僅影響到螺紋連接的接觸應(yīng)力，同時(shí)也影響到螺紋連接的應(yīng)力分布。本文分析螺紋錐度、螺距在公差范圍內(nèi)變化時(shí)對(duì)粘扣的影響規(guī)律，為優(yōu)化螺紋基礎(chǔ)參數(shù)提供參考。

1 油管螺紋接觸應(yīng)力數(shù)學(xué)模型

提高油管螺紋的連接質(zhì)量是防止油管粘扣的關(guān)鍵。油管螺紋連接如圖1所示。在擰接狀態(tài)下，油管螺紋的各部分所承受的接觸應(yīng)力不同，如果油管螺紋局部的接觸應(yīng)力超過油管自身鋼基體屈服點(diǎn)的應(yīng)力，導(dǎo)致在螺紋接觸部位產(chǎn)生塑性變形［5］，使其發(fā)生局部再結(jié)晶或熔化等現(xiàn)象，最終導(dǎo)致螺紋粘扣［6－7］。所以，有必要建立油管螺紋接觸應(yīng)力分布數(shù)學(xué)模型，從而找出油管螺紋接觸應(yīng)力分布的規(guī)律，降低局部接觸應(yīng)力過大的現(xiàn)象。

圖1 油管螺紋連接剖面

假設(shè)：通過油管螺紋機(jī)緊，管體上所受軸向拉力為F，則接箍?jī)啥顺惺軕?yīng)力分別為F／2，而管體上所受軸向拉力與接箍?jī)啥顺惺軕?yīng)力方向相反，如圖2所示。

圖2 油管螺紋連接處接觸應(yīng)力

以坐標(biāo)原點(diǎn)O為油管管體表面中心點(diǎn)，則F 是坐標(biāo)z 軸的函數(shù)。由于油管螺紋連接處每一截面應(yīng)力沿z軸方向變化時(shí)，是由所對(duì)應(yīng)的截面處螺紋接觸應(yīng)力所組成，所以存在關(guān)系式：

式中：q（z）為沿z 方向的載荷密度；F（z）為油管螺紋連接處z截面上承受的應(yīng)力。

油管螺紋軸向力分布強(qiáng)度變形協(xié)調(diào)方程如式（3），相應(yīng)的邊界條件如式（4）～（5）。

當(dāng)x＝0時(shí)，

當(dāng)x＝L 時(shí)，

式中：Eb為內(nèi)螺紋的彈性模量；Ab為內(nèi)螺紋的橫截面面積；Ep為外螺紋的彈性模量；Ap為外螺紋的橫截面面積。

由式（3）～（5）得出油管螺紋各牙的接觸應(yīng)力分布，即

x＝0處的接觸應(yīng)力：

x＝L 時(shí)處的接觸應(yīng)力：

由式（6）～（8）可以看出，油管螺紋各牙的接觸應(yīng)力分布與螺紋牙數(shù)是雙曲余弦函數(shù)關(guān)系（hyperbolic cosine function），接觸應(yīng)力呈U 形分布趨勢(shì)，各牙的接觸應(yīng)力分布呈不均衡性。

2 油管基礎(chǔ)螺紋參數(shù)對(duì)粘扣的影響

根據(jù)建立的油管螺紋接觸應(yīng)力分布數(shù)學(xué)模型，以?73.03mm×7.82mm 圓螺紋油管作為研究對(duì)象，在相同工作條件下通過數(shù)值模擬計(jì)算，從油管螺紋牙型的承載面和導(dǎo)向面的接觸應(yīng)力變化入手，進(jìn)而得出錐度、螺距等油管基礎(chǔ)螺紋參數(shù)對(duì)粘扣的影響規(guī)律。

2.1 基于承載面和導(dǎo)向面的接觸應(yīng)力分析

油管螺紋的主要接觸應(yīng)力面是螺紋承載面和導(dǎo)向面，齒頂面和齒根所受的接觸應(yīng)力可以忽略，如圖3所示。因此，主要以這2個(gè)面的接觸應(yīng)力來考察整個(gè)油管螺紋的接觸應(yīng)力情況。在相同工作條件下，機(jī)緊兩扣，計(jì)算得出各牙的承載面和導(dǎo)向面的最大接觸應(yīng)力，如圖4所示。

圖3 螺紋承載面和導(dǎo)向面接觸應(yīng)力

圖4 各牙的最大接觸應(yīng)力曲線

由圖4可以看出：在機(jī)緊后，各牙的螺紋承載面和導(dǎo)向面產(chǎn)生分布不均勻的接觸應(yīng)力，最大接觸應(yīng)力出現(xiàn)在螺紋擰接兩端，而且接觸應(yīng)力的偏大值都出現(xiàn)在擰接螺紋兩端的第1、2、3、14、15牙上，中間螺紋接觸應(yīng)力相對(duì)均衡。所以螺紋旋合兩端的數(shù)牙螺紋承擔(dān)了主要接觸應(yīng)力，而中間處螺紋所分擔(dān)的接觸應(yīng)力卻并不多。承受主要接觸應(yīng)力的螺紋兩端是最先產(chǎn)生塑性變形進(jìn)入屈服，疲勞裂紋也最先發(fā)生在該部位，因此最容易發(fā)生粘扣。這與油田現(xiàn)場(chǎng)油管多數(shù)螺紋粘扣的區(qū)域是一致的。螺紋接觸應(yīng)力分布的不均衡性對(duì)螺紋的承載能力及上、卸扣操作性能均有不利影響，所以減少擰接螺紋兩端接觸應(yīng)力過大的情況，對(duì)避免粘扣的產(chǎn)生將起到重要作用。

2.2 螺紋錐度對(duì)粘扣的影響

油管螺紋錐度的定義是螺紋中徑的增加量，研究對(duì)象錐度為1∶16mm／m。

2.2.1 第1種方式

在公差范圍內(nèi)增大或減小油管和接箍全尺寸錐度，各牙的最大接觸應(yīng)力曲線如圖5所示。

由圖5可以看出：增大或減小油管和接箍全尺寸錐度，隨著牙數(shù)的變化，螺紋牙型承載面和導(dǎo)向面的最大接觸應(yīng)力出現(xiàn)U 形分布。增大油管和接箍全尺寸錐度基本沒有改變螺紋接觸應(yīng)力分布的量值。其中減小全尺寸錐度，螺紋承載面最大接觸應(yīng)力值達(dá)到900 MPa，導(dǎo)向面最大量接觸應(yīng)力值達(dá)到800 MPa，接觸應(yīng)力分布的不均衡性有加速變大的趨勢(shì)。所以，這種方式并不適用于改善螺紋接觸應(yīng)力兩端分布較大的現(xiàn)象，不會(huì)有效避免粘扣的產(chǎn)生。尤其減小全尺寸錐度，這種現(xiàn)象更為顯著，會(huì)加速粘扣。

通過以上分析可以看出：油管螺紋扣第1、2、15牙處接觸應(yīng)力最大，達(dá)到峰值。從螺紋加工便捷的角度出發(fā)，可以通過加大油管螺紋第1、2牙處的錐度，使第1、2牙處的錐度與中間螺紋的錐度形成過渡帶，減小第1、2牙處螺紋連接的過盈量，從而減少幾何約束，以降低接觸應(yīng)力。

圖5 各牙的最大接觸應(yīng)力曲線（改變?nèi)叽珏F度）

2.2.2 第2種方式

在公差范圍內(nèi)增大油管螺紋初始扣第1、2牙處的錐度，各牙的最大接觸應(yīng)力曲線如圖6所示。

圖6 各牙的最大接觸應(yīng)力曲線（增大局部錐度）

圖6接觸應(yīng)力值與圖4比較出現(xiàn)明顯下降趨勢(shì)，最大降低幅度超過了29%，螺紋兩端出現(xiàn)峰值的第1、2、3、14、15牙最大接觸應(yīng)力回落明顯，接觸應(yīng)力分布的不平衡性顯著下降，如表1所示?；谟凸苈菁y各牙接觸應(yīng)力變小，螺紋連接時(shí)，粘扣的概率就會(huì)減弱。可以看出，采用第2種方式對(duì)降低粘扣的發(fā)生是可行的。

表1 局部錐度改變前后最大接觸應(yīng)力比較

2.3 螺距對(duì)粘扣的影響

螺距的定義是螺紋上某一點(diǎn)至相鄰螺紋上對(duì)應(yīng)點(diǎn)之間的距離，研究對(duì)象螺距為2.54mm。

2.3.1 第1種方式

在公差范圍內(nèi)增大或減小油管和接箍全尺寸螺距，各牙的最大接觸應(yīng)力曲線如圖7所示。

圖7 各牙的最大接觸應(yīng)力曲線（全尺寸螺距變）

由圖7可以看出：增大或減小油管和接箍全尺寸螺距，隨著牙數(shù)的變化，最大接觸應(yīng)力不平衡性依然沒有大的變化，而且減小油管和接箍全尺寸螺距接觸應(yīng)力分布的均衡度差值有加速變大的趨勢(shì)。所以，這種方式也不適用于改善螺紋接觸應(yīng)力的分布。

2.3.2 第2種方式

參考改變錐度的第2種方式，在公差范圍內(nèi)增大油管螺紋初始扣第1、2牙處的螺距，使第1、2牙處的間隙有一定變大，在螺紋擰接時(shí)，處于其他牙螺紋的承載面和導(dǎo)向面首先承受應(yīng)力載荷，在軸向力的作用下，1、2牙處的間隙慢慢減少，緩慢承受應(yīng)力載荷。使其在承受應(yīng)力載荷過程中，與其他螺紋承受應(yīng)力形成一個(gè)時(shí)間差，從而有效降低最大接觸應(yīng)力的量值，最終降低接觸應(yīng)力的不均衡性。改變后，各牙的的最大接觸應(yīng)力分布如圖8、表2所示。

圖8 各牙的最大接觸應(yīng)力曲線（局部螺距變）

表2 局部螺距改變前后最大接觸應(yīng)力比較

如圖8知，接觸應(yīng)力的量值出現(xiàn)了下降趨勢(shì)，最大降低幅度超過了15%，接觸應(yīng)力的不均衡性有所改善，所以這種螺距變化的模式也是可取的。

3 結(jié)論

1）建立油管螺紋接觸應(yīng)力分布數(shù)學(xué)模型，分析表明：擰接螺紋各牙的接觸應(yīng)力出現(xiàn)U 形分布，接觸應(yīng)力有顯著地不均衡性。最大接觸應(yīng)力峰值出現(xiàn)在螺紋旋合兩端數(shù)牙上，導(dǎo)致這一區(qū)域容易出現(xiàn)粘扣。

2）在公差范圍內(nèi)增大或減小油管和接箍全尺寸錐度、螺距，隨著牙數(shù)的變化，最大接觸應(yīng)力數(shù)值和不均衡性沒有大的變化，接觸應(yīng)力分布的量值和不均衡性有加速變大的趨勢(shì)，在油管螺紋加工中應(yīng)盡量避免。

3）在公差范圍內(nèi)增大油管螺紋初始扣第1、2牙處的錐度、螺距，可以有效降低最大接觸應(yīng)力的數(shù)值和不均衡性，從而降低粘扣的發(fā)生幾率。

［1］ISO 13679—2002，石油和天然氣工業(yè)套管和管道連接的檢驗(yàn)規(guī)程［S］.

［2］杜傳軍.接箍鍍銅對(duì)油管抗粘扣性能的影響［M］.寶鋼技術(shù)，2001（3）：28－301.

［3］張毅，李欣，陳建初.石油管粘扣機(jī)理、分類要點(diǎn)及影響因素研究［J］.焊管，2002（2）：13－22，25.

［4］Sbill W T A.API 8牙螺紋套管接頭性能研究［J］.石油專用管，1991（3）：230－277.

［5］Schwind B E，Chappell J F，Katsounas A T.Threaded Connection Limit State Epuations for Use in LERD Tubular Design［C］.OTC Paper 7973，Presented at the 27th Annual OTC，Houston，Texas，May 1995.

［6］Franco is Kessler，Jack Smith.Torsional Strength.June Double－shouldered Tool Joints Increase［R］.JPT.1996：514－517.

［7］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）：74－78.