特殊螺紋接頭上扣螺紋過盈量設計*

申昭熙,李德寧,謝建雷,戚寶建,張小佳,楊 鵬

(1.中國石油集團工程材料研究院有限公司,油氣鉆采輸送裝備全國重點實驗室 陜西 西安 710077;2.中國石油大港油田天津儲氣庫分公司 天津 300280;3.中國石油集團渤海石油裝備制造有限公司天津石油專用管分公司 天津 300280)

0 引 言

各制造商自有知識產權的特殊螺紋在上扣扭矩控制、連接強度和密封性能等方面都表現出了優異的特性[1],全球范圍內的特殊螺紋油管和套管的用量所占比例已超過50%,國內用量也超過了40%。國內包括衡陽華菱、天津鋼管、江蘇常寶和寶雞鋼管等均研發了特殊螺紋[2-8],這些特殊螺紋具有不同的性能和用途。如果設計過程中未充分考慮螺紋參數加工偏差的隨機性和螺紋脂的不同摩擦特性等因素影響,或者上扣扭矩設置不合理,下井服役后螺紋接頭可能發生泄漏和螺紋部位斷裂等失效事故[9]。由于頁巖油氣長水平段旋轉下套管的苛刻工況[10],對特殊螺紋接頭抗扭矩性能提出了更高的要求,各大制造商開始在特殊螺紋接頭的扭矩設計領域投入人力進行研究[11-12]。

特殊螺紋接頭上扣扭矩的主要參數為上扣螺紋過盈量、錐度和牙型高度。由于車床等螺紋加工設備的特點,參數加工公差可調整范圍較小。特殊螺紋接頭上扣扭矩設計實際就是確定主要參數的設計值?，F有螺紋接頭研發過程中一般是對名義值(偏差很小)進行加工試驗,無法對主要參數隨機加工不同結果組合都進行上卸扣試驗。目前螺紋接頭扭矩設計的有限元分析是對主要參數設計值組合下的螺紋進行模擬分析[11-13],這些均未進行主要參數在公差范圍內隨機波動對螺紋上扣扭矩影響的研究。研究和現場應用均表明,螺紋主要參數在偏差很小的條件下上扣扭矩-圈數曲線合適,臺肩部位變形很小,螺紋接頭的密封性能可符合要求。規?；a的螺紋接頭,其主要參數在設計偏差范圍內隨機波動范圍較大。依據設計上扣扭矩控制上扣時臺肩扭矩變化很大,可能會出現臺肩扭矩超過設計上扣扭矩,臺肩無法對頂或上扣扭矩比臺肩扭矩大很多,臺肩部位發生較大屈服變形,導致特殊螺紋接頭密封性能降低,尤其是低鋼級、壁厚較薄的帶扭矩臺肩的油管特殊螺紋。國內某帶臺肩特殊螺紋接頭油管現場上扣過程中,多次發現設計上扣扭矩較低,最終上扣后臺肩未對頂接觸,或者設計上扣扭矩較大,最終上扣后臺肩部位發生較大屈服變形。在為特定工況要求的低鋼級、薄壁油管帶臺肩的特殊螺紋接頭設計過程中,為避免上述問題,本文先根據公式計算得到預期上扣扭矩下螺紋過盈量的預估值,然后借鑒蒙特卡洛方法對主要參數進行隨機取值組合,利用有限元進行300次的模擬分析,確定上扣螺紋過盈量與臺肩扭矩的關系,再根據特定工況要求的上扣扭矩,得到優化后的上扣螺紋過盈量設計值,最后進行了實物試驗驗證。結果表明,該方法不僅加快了螺紋接頭研發進度,節約了開發成本,還得到了主要參數加工隨機取值組合下臺肩扭矩的分布,解決了臺肩不對頂接觸或屈服變形的問題。

1 特殊螺紋設計要求

開發的特殊螺紋接頭用于外徑為73.02 mm、壁厚為5.51 mm及鋼級為J55的油管,要求設計上扣扭矩與API不加厚油管螺紋的上扣扭矩相同。該規格不加厚油管螺紋的最佳上扣扭矩為1 420 N·m,最大扭矩為1 780 N·m。根據工廠設備及人員技術能力,確定該特殊螺紋接頭的主要參數公差見表1,特殊螺紋結構如圖1所示。

圖1 特殊螺紋接頭示意圖

表1 特殊螺紋主要參數加工公差

根據用戶提供的數據,其使用的螺紋脂摩擦系數約為0.11,因此在分析扭矩時摩擦系數均按0.11計算,并將臺肩扭矩設計值按設計上扣扭矩的50%計算。特殊螺紋的過盈量初始設計值δ按式(1)計算,約為0.002 mm,即螺紋的設計過盈量接近0。

(1)

式(1)中:d為油管內徑,mm;E為材料彈性模量,MPa;Es為螺紋中徑,mm;f為摩擦系數,取值0.11;L為接箍螺紋區域長度,mm;W為接箍外徑,mm。

2 特殊螺紋接頭臺肩扭矩數值模擬方法

如上所述,對帶臺肩的特殊螺紋接頭來說,臺肩扭矩要小于上扣扭矩,一般不宜超過上扣扭矩的85%,以保證臺肩對頂接觸,但二者差值還不能太大,否則就會導致特殊螺紋接頭臺肩部位發生較大屈服變形,降低特殊螺紋接頭的密封性能。為此,應首先確定臺肩扭矩,然后再根據特定工況要求確定設計上扣扭矩。

根據實際檢測數據分析,特殊螺紋接頭主要參數在一定范圍內可認為符合正態分布。借鑒蒙特卡洛方法,對特殊螺紋主要參數按正態分布隨機取值若干次,每次取值的組合建立一個有限元模型進行數值分析。因為分析目的是確定主要參數隨機分布組合情況下螺紋的臺肩扭矩,故在建立螺紋有限元數值分析模型時不考慮臺肩部位的軸向過盈,即只模擬分析上扣連接臺肩未接觸而螺紋與密封面發生接觸時的扭矩。為了加快分析進度,使用二維軸對稱幾何模型,如圖2所示。

圖2 臺肩不發生接觸的數值分析模型

在獲得模擬上扣連接的螺紋與密封面上的接觸壓力分布后,將螺紋和密封面上的所有接觸單元節點的接觸壓力cp、x坐標和y坐標提取出來,從最大y坐標的接觸單元開始,取每個單元的兩個節點,計算平均接觸壓力:

cpave,i=(cpi+cpi+1)/2

(2)

計算單元長度:

(3)

計算該單元接觸壓力由于摩擦產生的扭矩:

Ti=f×cpave,i×li×π×(xi+xi+1)2/2

(4)

對所有的螺紋和密封面上的接觸單元產生的扭矩求和可得總扭矩即臺肩扭矩:

T=∑Ti

(5)

3 臺肩扭矩分析結果

根據上述分析方法,結合按式(1)計算所得初始過盈量設計值0.002 mm,首先按螺紋過盈量設計值在-0.05到0.10 mm之間均勻分布,其他主要參數加工數據按正態分布,對設計的外徑為73.02 mm、壁厚為5.51 mm及鋼級為J55油管的特殊螺紋接頭進行模擬。分析所得臺肩扭矩與螺紋過盈量關系曲線如圖3所示,臺肩扭矩與主要參數的相關性見表2。

圖3 臺肩扭矩與螺紋過盈量關系

結果表明,在大于0的情況下,螺紋過盈量與臺肩扭矩基本成正比關系,相關系數為0.972 9,是影響臺肩扭矩的最重要因素。外螺紋與內螺紋的錐度差是影響臺肩扭矩的第二位因素,相關系數為0.190 6。在螺紋過盈量確定的情況下,由其他因素(如錐度和材料屈服強度等)波動引起的臺肩扭矩變化范圍約為900 N·m。

根據特定工況需求,最大扭矩不超過1 780 N·m,最大臺肩扭矩按要求上扣扭矩1 780 N·m的85%計算為1 520 N·m。從圖3分析,最大扭矩1 520 N·m對應的螺紋過盈量不宜超過0.1 mm,計算出螺紋設計過盈量為0.03 mm(0.1-0.035×2)。

按螺紋設計過盈量為0.03 mm,將表1的主要參數均按正態分布隨機取值100次,然后進行有限元模擬分析,得到的外徑為73.02 mm、壁厚為5.51 mm及鋼級為J55油管的特殊螺紋臺肩扭矩與螺紋過盈量的關系,如圖4所示。結果表明,按0.03 mm設計過盈量,設計的特殊螺紋接頭臺肩扭矩超過1 520 N·m的有1次(占總次數的1%)。其中,最大臺肩扭矩為1 853 N·m,對應的外螺紋錐度偏差為2.5 mm/m,內螺紋錐度偏差為-1.9 mm/m,基本接近錐度極限偏差。為了降低臺肩扭矩,使上扣扭矩滿足特定工況需求,生產過程中應將螺紋接頭錐度公差修改為-1.5 ～+2.0 mm/m。

圖4 螺紋過盈量正態分布時臺肩扭矩與螺紋過盈量關系

4 上卸扣試驗

為了驗證螺紋設計參數,按螺紋過盈量0.03 mm加工3組外徑為73.02 mm、壁厚為5.51 mm及鋼級為J55油管的特殊螺紋試樣,進行上卸扣試驗。螺紋參數中選取外螺紋頂徑和錐度按最大值、內螺紋頂徑和錐度按最小值。使用工廠提供的螺紋脂,按最佳扭矩1 710 N·m、最小扭矩1 430 N·m和最大扭矩1 880 N·m控制上扣。上扣及卸扣的典型扭矩-圈數曲線分別如圖5和圖6所示,臺肩扭矩及上扣扭矩見表3。結果表明,最大臺肩扭矩1 560 N·m對應上扣扭矩1 730 N·m,螺紋及密封面表面均無損傷。上卸扣試驗結果證明螺紋過盈量設置合理。

圖5 典型扭矩-圈數曲線

圖6 卸扣后螺紋表面形貌

表3 油管實物試驗扭矩值

5 結論與建議

1)在特殊螺紋接頭設計過程中,可使用有限元數值模擬方法,將螺紋主要參數按正態分布隨機取值多次(≥100次),對每組取值組合均進行上扣模擬分析,確定上扣螺紋過盈量與臺肩扭矩關系,為設計上扣螺紋過盈量提供依據。

2)帶臺肩螺紋接頭的上扣螺紋過盈量是影響臺肩扭矩的最主要因素,外螺紋與內螺紋的錐度差是第二位因素,在確定特殊螺紋接頭最大扭矩時應綜合分析螺紋頂徑及錐度的加工偏差。

3)對外徑為73.02 mm、壁厚為5.51 mm及鋼級為J55的特殊螺紋油管,由于材料屈服強度較低及臺肩位置壁厚較薄,建議盡可能降低上扣螺紋過盈量,在較小最終上扣扭矩的情況下保證內、外螺紋臺肩緊密接觸。