N80油管接箍螺紋聯接的應力分析與失效評估*

王寶棟，段慶全，劉嘯奔，于 洋，吳 鍇

(1.中國石油大學(北京) 機械與儲運工程學院，北京 102249；2.中國石化西北油田分公司 塔河采油三廠，新疆 輪臺 841600)

0 引言

油管是油氣田生產過程中的關鍵技術裝備，統計表明，油套管失效事故有80%發生在螺紋聯接處[1]。因此，開展油管與接箍螺紋的應力分析，給出油管接箍的主要失效特征對工程實際意義巨大。目前國內外對油管接箍螺紋的研究主要側重于有限元分析和理論研究，王治國等[2]建立了API圓螺紋油管接頭的有限元模型，通過模擬上扣與拉伸過程分析了影響螺紋接頭抗滑脫強度和抗粘扣性能的主要因素；李方坡等[3]分析了N80鋼油管接箍縱向開裂失效的原因；Yuan等[4]對油管上卸扣過程中螺紋溫度場的分布進行了有限元分析；Wang等[5]通過彈簧連接理論得到了螺紋牙載荷分布；龔偉安[6]將管體與接箍看作圓錐接觸，在省去螺紋的情況下，討論了螺紋聯接應力的定量關系，他們對套管螺紋的上緊過程以及在內外壓作用下，接箍和管端上的應力進行了理論分析；陳守俊等[7]以圓錐管螺紋為研究對象，建立了圓錐管螺紋過盈聯接的計算模型，得到了圓錐管套螺紋牙接觸齒面上的徑向變形計算公式；Brennan和Dover[8]通過建立油管聯接工具的有限元模型，分析了在拉伸、壓縮和預緊力的組合作用下螺紋的接觸應力及其分布情況，研究了油管聯接工具的疲勞壽命；馬永才[9]使用有限元分析方法，建立了API不加厚螺紋油管接頭的有限元模型，分析了油管螺紋聯接處在上扣狀態的受力分布規律，根據分析結果，提出了改善接頭受力狀態，提高聯接性能的主要措施。

現有的大量研究給出了油管螺紋的主要應力特征，但是研究實際工況載荷下油管接箍失效特征的相關文獻較少，基于此，以下對實際工況下N80油管接箍螺紋的失效特征開展研究。建立N80油管接箍受力分析的非線性有限元模型，在數值模型的基礎上，通過模擬油管與接箍的上扣過程，確定接箍螺紋在不同上扣圈數時的應力變化情況。同時，開展實際工況載荷對油管接箍應力影響的研究，分析不同工況下油管接箍的應力分布規律，總結得到接箍的主要失效特征。

1 數值分析模型

以API N80油管[10]作為研究對象，油管外徑為114.3 mm，壁厚為6.88 mm。N80管材屈服強度695 MPa，抗拉強度760 MPa。模型采用局部建模的方式，并使用軸對稱模型，忽略螺旋升角對模型結果的影響[11]。參考實際工程中常見螺紋脂，油管與螺紋之間摩擦系數[12]取0.02。油管接箍選用4節點軸對稱減縮積分單元CAX4R，為保證結果的計算精度，每個齒面采用378個單元劃分。同時，根據螺紋距離接箍自由端面的距離，對接觸的螺紋齒依次進行編號。通過在油管上端施加軸向力來模擬軸向載荷，在油管內壁施加壓力來模擬內壓作用，在接箍下端施加對稱位移邊界條件，如圖1所示。

圖1 有限元模型示意Fig.1 Sketch of the finite element model

2 油管與接箍上扣過程分析

實際工程中，保證油管接箍處螺紋接頭不發生泄漏需要滿足2個條件：密封面接觸壓力大于內壓；Von Mises等效應力小于材料的屈服應力σs，不產生塑性變形而引發粘扣[13]。

油管與接箍在上扣過程中主要受到過盈接觸產生的壓力，API規定油管與接箍的過盈上扣范圍為1～3圈[14]，建立有限元模型模擬不同過盈圈數時油管與接箍的上扣過程，不同上扣圈數時油管與接箍的應力云圖如圖2所示。

圖2 不同上扣圈數時的Mises應力Fig.2 Von Mises stress nephogram at different tighten cycle

圖3給出了油管螺紋處的Mises應力分布。由圖可見，油管螺紋導向面和承載面的Mises應力呈現兩端高中間低的“馬鞍形”分布。當過盈上扣1圈時，1號油管螺紋應力最大，其余油管螺紋的應力分布較均勻。隨著過盈圈數的增加，油管螺紋的Mises應力逐漸增加，位于兩端的螺紋處的應力增加最快，中間位置的螺紋應力分布較均勻，并且螺紋承載面的應力普遍大于螺紋導向面，過盈上扣3圈時油管螺紋的應力均未達到屈服強度，能夠正常工作。

圖3 油管螺紋的Mises應力Fig.3 Von Mises stress of tubing threads

圖4 接箍螺紋的Mises應力Fig.4 Von Mises stress of coupling thread

圖4給出了接箍螺紋處Mises應力分布。可以發現位于接箍兩端的螺紋應力較大，中間螺紋的應力分布相對較均勻，并且隨著上扣圈數的增加，位于兩端的螺紋最先達到屈服極限；過盈上扣2圈時，接箍的1號、2號和16號螺紋的應力靠近屈服強度；當過盈圈數為3圈時，接箍兩端的螺紋均已經進入塑性狀態。由此可以得出，在上扣過程中接箍螺紋的應力普遍大于油管螺紋，位于接箍兩端的螺紋更容易進入塑性狀態而發生失效。因此，在能滿足上扣扭矩的情況下，建議在實際工程中對N80油管上扣2圈，避免接箍進入塑性狀態引發粘扣失效。

3 實際工況模擬

油管接箍在實際工況下不僅受到重力產生的軸向載荷，還會受到管內油壓產生的徑向壓力。油管與接箍受到的軸向載荷主要由井下油管與接箍的重力產生，由于接箍的重量遠小于油管，因此忽略接箍重量，由油管重量等效計算軸向載荷。油井參數選擇塔河油田某油井實際參數，井深3 000 m，每1 000 m計算1次油管接箍的受力情況，根據李勐等[15]使用的油管軸力計算方法 ，得到工況如表1所示。

表1 工況數據

3.1 油管螺紋計算結果分析

圖5給出了油管導向面與承載面的接觸應力分布，由圖可知，在實際工況下油管螺紋導向面的接觸應力隨著井深的增加呈上升趨勢，而承載面的接觸應力隨井深變化不大，其中，油管螺紋導向面的接觸應力隨螺紋牙數的增加而增加，承載面的接觸壓力呈兩端高中間低的形式分布。因此，在實際生產中位于兩端的油管螺紋起到主要的密封作用，當兩端螺紋發生失效時容易引起油管聯接處的泄漏。

圖6給出了油管螺紋導向面與承載面的Mises應力分布，油管螺紋導向面和承載面的Mises應力隨著井深

圖5 不同工況下油管螺紋的接觸應力Fig.5 The contact pressure of tubing threads under different working conditions

圖6 不同工況下油管螺紋的Mises應力Fig. 6 The Mises stress of tubing threads under different working conditions

的增加呈下降趨勢，并且承載面的Mises應力普遍大于導向面。在井口處的油管螺紋Mises應力最大，兩端螺紋的應力超過了材料屈服強度695 MPa，進入塑性狀態。油管導向面的應力隨著螺紋牙數的增加而增加，螺紋承載面的應力呈兩端高中間低的趨勢。因此，位于兩端的油管螺紋更容易進入塑性并發生失效。

3.2 接箍螺紋計算結果分析

根據實際生產經驗，接箍螺紋在生產過程中更容易發生失效，因此本節重點分析不同工況下接箍螺紋的應力狀態。提取接箍螺紋承載面和導向面的接觸應力以及Mises應力，結果如圖7、圖8所示。

圖7 不同工況下接箍螺紋的接觸應力Fig.7 The contact pressure of coupling threads under different working conditions

由圖可知，隨著油井深度的增加，接箍螺紋導向面的接觸應力逐漸減小，但是變化幅度不大。螺紋承載面的接觸應力隨著井深的增加而增加，并且分布規律基本不變。從不同工況下接箍螺紋的Mises應力可以看出，接箍螺紋的Mises應力整體呈現兩端高中間低的不均勻分布，并且隨著井深的增加而增加，兩端螺紋的應力最先超過屈服強度。當井深達到3 000 m時，接箍兩端的大部分螺紋已經進入塑性狀態，極易發生粘扣而導致密封失效。

圖8 不同工況下接箍螺紋的Mises應力Fig.8 The Mises stress of coupling threads under different working conditions

4 結論

1)API N80油管螺紋聯接處的Mises應力隨著上扣圈數的增加而增大，并且接箍螺紋的Mises應力普遍大于油管螺紋。當過盈上扣3圈時，接箍兩端的螺紋基本已經進入塑性狀態。建議在滿足上扣扭矩的情況下，對油管過盈上扣2圈。

2)實際工況模擬分析表明，API N80油管螺紋導向面和承載面的接觸應力呈兩端高中間低的形式分布，并且螺紋承載面的接觸應力大于導向面；油管螺紋的Mises應力隨著井深的增加而減小，在井口處兩端螺紋的Mises應力已經超過屈服強度；接箍螺紋的Mises應力隨著井深的增加而增大，在3 000m時，接箍兩端螺紋Mises應力超過屈服強度，易引發粘扣失效。

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