CNG儲氣井套管接頭最佳上扣扭矩研究*

宋利濱 馬 源 傅 偉 蒲 曬 石 坤 段志祥

（大連理工大學） （重慶市特種設備質量安全檢測中心） （中國特種設備檢測研究院)

壓縮天然氣 （compressed natural gas,CNG）儲氣井是一種新型儲氣設備，具有占地面積小、經濟性良好等優點[1]。CNG儲氣井在使用過程中發生失效會帶來巨大的經濟損失。據統計，有80%的失效發生在套管和管箍的螺紋連接處[2]。上扣扭矩值的大小對于失效的產生具有一定的影響，扭矩值過小會產生脫扣和泄漏，扭矩值過大又會產生粘結現象，因此，合理的扭矩值能有效地防止失效的發生。雖然在相應的標準[3]中已經給出推薦的扭矩值，但實際操作很難滿足標準中規定的要求，故需根據實際情況對最佳扭矩值進行研究，以為實際操作提供一個參考數據。由于扭矩和過盈圈數之間存在著一定的單值函數關系，故可通過對過盈圈數的控制來研究最佳扭矩值。本文以?177.8 mm×10.36 mm套管為例，在不考慮內壓作用的情況下，分析在施加不同過盈圈數時套管螺紋上應力分布情況，并計算出不同過盈圈數所對應的扭矩值。

1 套管接頭有限元分析

1.1 基本材料參數

分析中所用的有限元模型材料性能參數如表1所示。接觸面的摩擦因數與所用的螺紋潤滑脂的類型有關，一般為0.015～0.025之間[4]，在本文分析中摩擦因數取0.02。

表1 材料的性能

1.2 有限元模型建立

在建立有限元模型時,考慮到圓螺紋的螺旋升角很小,對模型進行了簡化,將套管接頭視為軸對稱結構[5]。有限元模型結構及幾何尺寸分別如圖1和表2所示。套管螺紋采用文獻 [6]中圖4所示的牙型，其錐度為1∶16，牙型角為60°。

圖1 有限元模型結構

表2 有限元模型尺寸 (mm)

利用APDL語言對套管接頭進行建模及網格劃分，有限元模型及網格劃分見圖2和圖3。在分析過程中套管選用plane82單元 （8節點四邊形單元），連接螺紋之間選用接觸單元targe169和conta172。在網格劃分時考慮到應力集中問題，對螺紋根部進行了細化；同時為了保證接觸面上求解精確，盡量使接觸面上的單元個數相等 （見圖3）。

圖2 有限元模型

圖3 網格劃分

1.3 有限元分析結果

本文主要在過盈圈數為1圈、2圈和3圈的情況下，對建立的有限元模型進行模擬，套管接頭Mises應力分布情況如圖4所示。

圖4 套管接頭Mises應力分布

施加不同的過盈圈數時，承載面和導向面上的接觸力的分布情況如圖5所示。由圖5可見，承載面上最大和最小接觸力分別發生在第1扣和第24扣螺紋上，而導向面上最大和最小接觸力分別發生在第1扣和第5扣螺紋上。過盈1圈時，承載面與導向面之間的接觸力數值大小在第12扣螺紋上發生變化，即第1扣到第12扣螺紋主要承擔著施加扭矩時所產生的軸向載荷；過盈2圈時，數值大小在第14扣螺紋上發生變化；過盈3圈時，數值大小在第17扣螺紋上發生變化。從接觸力的這種分布情況可知，隨著過盈圈數的增加，承受軸向載荷的螺紋牙數不斷增加。

圖5 承載面和導向面上的平均接觸力分布

套管螺紋上承載面和導向面上的接觸力分布隨過盈圈數而變化的情況如圖6和圖7所示。由圖6和圖7可見，接觸力在螺紋牙兩側并不是均等分布的，承載面和導向面上的接觸力呈兩端高、中間低的趨勢分布，最大接觸力出現在距管體端部套管與管箍嚙合的第1扣螺紋上；隨著過盈圈數的增加，與其他扣位螺紋相比第1扣螺紋上的接觸力數值變化最為明顯。注意到在過盈3圈時，第1扣螺紋牙承載面上的接觸力已達到1000 MPa以上，而文獻 [7]中給出的N80-Q的最大屈服應力為758 MPa，所以在過盈3圈時，第1扣螺紋牙已經發生塑性變形，此時在該處容易出現粘結現象；而在過盈2圈時，雖然第1扣螺紋牙承載面上的接觸力為798 MPa，超過了最大屈服應力，但與過盈3圈相比塑性變形要小得多，相比之下不易產生粘結現象，而且還可對螺紋牙起到強化作用。總體來看,隨著過盈圈數的增加，套管螺紋的連接強度有所提高,但過盈圈數過大,對連接強度的提高并不明顯,甚至有害。綜合考慮可知，過盈2圈可使套管和管箍螺紋的連接強度達到最佳狀態。

圖6 承載面上的平均接觸力分布

圖7 導向面上的平均接觸力分布

2 扭矩值

為防止在套管接頭上扣過程中發生失效現象，需要對其上扣扭矩進行限制。標準SY/T 5412—2005《下套管作業規程》[3]中推薦的上扣扭矩如表3所示。本文分別計算了3種不同過盈圈數所對應的扭矩值，其計算結果見表4。

表3 圓螺紋套管的推薦上扣扭矩

表4 圓螺紋套管上扣扭矩計算值

通過比較表3和表4可知，過盈1圈時的上扣扭矩值遠小于標準中推薦的最小扭矩值，在此種情況下，容易產生脫扣現象，不能有效地防止失效的產生；而過盈2圈和3圈時所施加的扭矩值與標準[3]中推薦的最佳和最大扭矩值較為接近，其相對誤差分別為0.85%和5.5%。過盈圈數與扭矩值之間的關系如圖8所示。

圖8 過盈圈數與扭矩的關系

由計算結果和圖8可知，扭矩值的變化幅度隨著過盈圈數的增加而減小，當過盈圈數達到2圈時，所得到的上扣扭矩值與推薦的最佳上扣扭矩值較為接近，同時，也證明了本文所得出的結論——過盈2圈時可使套管和管箍螺紋的連接強度達到最佳狀態。

3 結論

（1）根據套管和管箍上扣時各螺紋牙上接觸力的分布特點可知，塑性變形和脫扣現象首先從第1個螺紋牙處開始發生。當第1扣螺紋出現脫扣現象時，由于脫扣后各螺紋牙上所承受的載荷被重新分布,從而將很容易導致其余的接觸螺紋產生脫扣現象。（2）對套管接頭在不同過盈圈數下的受力情況進行分析研究，結果表明，安裝套管所施加的上扣扭矩使過盈圈數達到2圈時所對應的上扣扭矩值即為最佳扭矩值，在此種過盈狀態下，各螺紋上的應力狀態能夠有效地防止失效的發生。

[1] 陳祖志,石坤,李邦憲.儲氣井設計問題的探討 [J].壓力容器，2012,29(2)：49-55.

[2] 馬永才.油管螺紋聯接上扣狀態受力分析 [J].中國材料科技與設備,2008(3)：80-83.

[3] SY/T 5412—2005.下套管作業規程 [S].

[4] 王治國,劉甫清,唐豪清.關于圓螺紋套管 API最佳上扣扭矩合理性的探討 [J].寶鋼技術,2001(2)：60-64.

[5] 楊琳,梁政,田家林，等.CNG儲氣井螺紋計算及有限元分析 [J].石油礦場機械，2008(10)：59-63.

[6] GB/T 9253.2—1999.石油天然氣工業 套管、油管和管線管螺紋的加工、測量和檢驗 [S].

[7] 美國石油學會標準.套管和油管規范 [S]．第8版.中國石油天然氣集團公司管材研究所譯.2006.