基于ABAQUS的特殊螺紋接頭優選

陳宇杭， 練章華， 丁亮亮， 于浩， 成旭堂， 王昊

(西南石油大學油氣藏地質及開發工程國家重點實驗室， 成都 610500)

隨著工業發展，能量需求的增加帶動石油鉆井工藝和技術的快速發展，在實際生產過程中，油管的性能好壞是減少生產成本、提高生產效率的關鍵。在各種復雜惡劣工況下，螺紋是油管柱最易發生失效的部位。如今各大油田特殊井數量大大增加，為滿足生產作業需要，對螺紋的連接強度和密封性能提出了更高的要求[1]。

近年來學者們利用有限元法和試驗法對特殊螺紋展開了大量研究，特殊螺紋的密封結構和螺紋錐度、承載面角、導向面角等設計參數的改變，對螺紋整體的可靠性有很大的影響，通過優化這些設計參數，提高螺紋性能，研發出適用于不同工況條件下性能更優的螺紋[2]。竇益華等[3]利用三維有限元模型研究了上扣扭矩對特殊螺紋性能的影響。張穎等[4]通過數值模擬對特殊螺紋密封性能開展評價研究，并提出優化特殊螺紋氣密封結構的方法。高連新等[5]研究開發了—種新型雙臺肩高抗扭特殊螺紋接頭，滿足了旋轉下套管的技術要求。李建亮等[6]采用有限元分析和實物試驗對HSM-2-HC特殊螺紋接頭的性能進行分析。李遠征等[7]開發了BJC-Ⅱ型氣密封特殊螺紋，滿足了螺紋結構和密封完整性要求，為非常規油氣井的開發提供了產品保障。

為了解決生產作業中油管螺紋接頭發生斷裂、密封失效等問題，根據不同井況、工況等生產條件，應合理選用不同類型的特殊螺紋，但目前對特殊螺紋適用性評價分析較少?，F通過ABAQUS有限元軟件建立油管螺紋接頭的有限元模型，通過數值模擬和新的評價方法，對比分析兩種油管特殊螺紋接頭在不同工況下各部位的應力分布和全螺紋、半螺紋以及密封面與臺肩處的密封性能，為優選油管螺紋接頭和安全使用提供依據。

1 理論模型建立

1.1 幾何模型

建立兩種88.9 mm × 6.45 mm 的 P110油管特殊螺紋接頭的幾何模型。兩種螺紋接頭都采用錐面對錐面的密封形式，臺肩和密封面的結構如圖1所示。螺紋均為偏梯形特殊螺紋，螺紋部分參數如表1所示。

圖1 油管特殊螺紋接頭幾何模型Fig.1 Geometric model of special threaded joint of oil pipe

1.2 特殊螺紋連接強度計算

主要根據彈塑性力學理論結合API油套管螺紋連接強度公式，以油管螺紋屈服作為失效判斷標準，對油管特殊螺紋在井下的受力情況和失效形式進行分析。采用Von Mises失效準則[8]判斷油管是否進入塑形變形，準則為

(1)

式(1)中：σe為等效應力，MPa；σ1、σ2、σ3為第一、第二、第三主應力，MPa。

上扣扭矩計算公式[9]為

(2)

式(2)中：Tn為上扣扭矩，kN·mm；h為螺距，mm；Rt為螺紋平均中間半徑，mm；f為接觸表面的摩擦因數；Rs為臺肩平均半徑，mm；θ為螺紋牙型半角；ps為臺肩處的接觸力，kN。

螺紋抗拉伸強度計算公式[10]為

(3)

P2=0.95A2[p2]

(4)

式(4)中：P1為管體外螺紋抗拉伸強度，N；P2為接箍內螺紋抗拉伸強度，N；A1為管體本體橫截面面積，mm2；A2為接箍臨界橫截面面積，mm2；[p1]為管體最小拉伸強度，MPa；[p2]為接箍最小拉伸強度，MPa；D1為管體外徑，mm；[ps]為材料屈服強度，MPa。

螺紋抗壓縮強度計算公式[10]為

(5)

式(5)中：Pc為螺紋抗壓縮強度，N；hB為螺紋齒高，mm；d1為管體內徑，mm。

1.3 特殊螺紋密封性能計算

對于金屬-金屬密封結構的特殊螺紋接頭，保證接頭的密封可靠性非常重要。兩種油管特殊螺紋接頭的主密封面和扭矩臺肩為錐面對錐面的金屬密封結構。密封接觸能機理提出了密封接觸強度，用來表示金屬對金屬密封結構的流動阻力，大小為密封接觸應力在有效密封長度上的積分值。為了定性分析比較兩種特殊螺紋接頭的氣體密封能力，采用Murtagia等學者提出的金屬對金屬密封結構密封性能評價方法進行評價。密封性能指數Wa定義[11]為

(6)

式(6)中：Wa為密封性能指數，mm·MPa1.4；Les為有效密封接觸總長度，mm;P為接觸應力，MPa。

特殊螺紋接頭臨界密封指數Wac[12]為

Wac=103.6(Pg/Pa)0.838

(7)

式(7)中：Wac為臨界密封指數，mm·MPa1.4；Pg為密封氣體壓力，MPa；Pa為大氣壓強，MPa。

逆推得螺紋氣體密封能力計算公式為

(8)

螺紋密封區域劃分如圖2所示，A點為臺肩處起始點，B點為密封面，C點為螺紋中部，D點為接箍頂端。Lt為全螺紋(AD段)有效密封接觸總長度；Lth為半螺紋(AC段)有效密封接觸長度；Ltj為臺肩和密封面處(AB段)有效密封接觸長度。計算出螺紋各個區域密封能力即全螺紋氣體密封能力Pt、半螺紋氣體密封能力Pth以及臺肩處氣體密封能力Ptj。

圖2 螺紋氣體密封區域劃分圖Fig.2 Thread gas seal area division diagram

為保證螺紋安全使用，考慮加工誤差、變載荷等其他條件對螺紋密封性能的影響[13-14]，定義復雜因素下防泄漏安全系數Qse(Qse>1時，代表滿足密封要求)為

(9)

結合安全系數Qse，更加全面對比分析兩種特殊螺紋接頭氣體密封性能，為實際生產中油管特殊螺紋的選用提供參考依據。

2 有限元模型建立

利用ABAQUS建立A型和B型兩個P110特殊螺紋接頭二維軸對稱有限元模型，模型由管體外螺紋和接箍內螺紋兩部分組成，如圖3所示。模型材料參數如表2所示。

圖3 油管特殊螺紋接頭有限元模型Fig.3 Finite element model of special threaded joint of oil pipe

表2 材料參數Table 2 Material parameters

考慮到邊界效應的影響，適當延長管體長度，并對臺肩處的接觸面以及牙扣嚙合面的網格進行加密處理，保證計算結果更加準確。接觸面屬性為面與面接觸，摩擦因子為0.1。根據管柱力學中，油管實際受力情況，對接箍下端面施加軸向位移約束，管體上端面施加軸向載荷，管體內部施加內壓。

3 有限元計算結果分析

3.1 油管螺紋接頭連接強度對比分析

3.1.1 上扣扭矩作用下

通過在螺紋臺肩及牙扣處設置一定過盈量，使油管特殊螺紋接頭扭矩達到抗扭強度的60%，此時上扣扭矩為5 000 N·m。螺紋接頭應力分布云圖如圖4所示，對兩種螺紋接頭的連接強度進行對比分析。

圖4 最佳上扣時接頭等效應力分布云圖Fig.4 Cloud diagram of Mises stress distribution of joint during optimal fastening

A型螺紋接頭最大應力為871 MPa，位于外螺紋第17扣承載面處；B型螺紋接頭最大應力為813 MPa，位于外螺紋第17扣承載面處。B型螺紋接頭最大應力比A型螺紋接頭最大應力降低約6.7%。上扣后，B型螺紋接頭更能滿足使用要求。

3.1.2 拉伸載荷作用下

在井下套管作業時，套管受自重或者上提作業的拉伸載荷，取拉伸載荷F=1 200 kN，對螺紋接頭進行有限元計算，對比分析兩種螺紋接頭在相同拉伸載荷下的連接強度。

螺紋接頭應力分布云圖如圖5所示。可以看出，兩種螺紋接頭應力變化趨勢相近，分布較為均勻，螺紋整體結構未發生失效，在部分螺紋接觸面發生應力集中現象，是螺紋最早發生失效的部位。在拉伸載荷1 200 kN作用下，A型螺紋接頭最大應力為909 MPa，位于外螺紋第3扣承載面處；B型螺紋接頭最大應力為925 MPa，位于外螺紋前三扣處，兩種螺紋接頭最大應力均超過材料屈服強度，發生塑性變形。

圖5 拉伸載荷下接頭等效應力分布云圖Fig.5 Cloud diagram of Mises stress distribution of joint under tensile load

通過式(3)、式(4)計算得到螺紋接頭抗拉強度為1 340 kN，拉伸載荷為1 200 kN時，螺紋沒達到抗拉強度，不會發生失效，這與有限元結果一致。

3.1.3 壓縮載荷作用下

油管在進行作業時，會受到擠壓作用，對螺紋接頭施加壓縮載荷F=1 200 kN，對比分析兩種螺紋接頭在相同壓縮載荷下的連接強度。

螺紋接頭應力分布云圖如圖6所示?？梢钥闯觯瑑煞N螺紋接頭應力變化趨勢相近，整體結構未發生失效，但應力分布不均勻，螺紋前3～4扣的應力較大，中間部分應力較小，扭矩臺肩與密封面過渡區域應力較大，并且出現明顯的應力集中現象，最可能發生失效。在相同的壓縮載荷1 200 kN作用下，A型螺紋接頭最大應力為921 MPa，位于外螺紋第2扣導向面處；B型螺紋接頭最大應力為919 MPa，位于外螺紋第2扣導向面處，兩種螺紋接頭最大應力均超過材料屈服強度，發生塑性變形。

圖6 壓縮載荷下接頭等效應力分布云圖Fig.6 Cloud diagram of Mises stress distribution of joint under compressive load

通過式(5)計算得到螺紋接頭抗壓強度為1 057 kN，壓縮載荷為1 200 kN時，螺紋會發生屈服，并且由于臺肩處有預緊力的存在降低了該處的抗壓強度，使得臺肩面更易發生塑性貫通失效，分析結果與有限元結果一致。

為進—步了解油管螺紋接頭臺肩處在壓縮載荷作用下的塑性變形情況，取兩種油管螺紋接頭的應變分布云圖，如圖7所示。可以看出，由于壓縮載荷主要由臺肩承受，二者臺肩與密封面過渡處均發生塑性變形，A型螺紋接頭臺肩處塑性變形更大，更易發生塑性貫通，導致螺紋失效。適當塑性變形保證了臺肩處有良好的密封性，但過大的塑性變形可能使臺肩處密封性能下降。

圖7 壓縮載荷下接頭臺肩處應變分布云圖Fig.7 Cloud diagram of strain distribution at joint shoulder under compressive load

3.2 油管螺紋接頭密封性能對比分析

螺紋完成上扣后，具有—定的密封能力，但井下各種載荷和工作環境會影響螺紋密封面接觸應力分布，導致螺紋密封性能發生改變。為對比兩種特殊螺紋接頭在不同工況下的密封性能，分別對模型施加內壓和軸向載荷。

兩種油管特殊螺紋接頭全螺紋氣密封能力曲線如圖8和圖9所示?？梢钥闯?，隨著內壓與軸向載荷的增加，螺紋接頭密封能力增強，兩種螺紋接頭全螺紋氣體密封能力均大于臨界密封壓力，滿足使用要求。計算結果表明，在內壓小于25 MPa時，A型螺紋接頭的密封能力大于B型螺紋接頭，如內壓25 MPa+壓縮載荷1 200 kN時，A型螺紋接頭密封能力為525 MPa，B型螺紋接頭密封能力為403 MPa，較A型螺紋接頭密封能力低約23%。在內壓高于50 MPa時，B型螺紋接頭的密封能力大于A型螺紋接頭，如內壓75 MPa+壓縮載荷900 kN時，A型螺紋接頭密封能力為450 MPa，B型螺紋接頭密封能力530 MPa，較A型螺紋接頭密封能力高約15%。內壓較小時，A型螺紋接頭密封能力更強。內壓較大的工況下，隨著軸向載荷增加，B型螺紋接頭密封能力比A型螺紋接頭增加得更快，B型螺紋接頭在實際生產過程中更安全可靠。

圖8 拉伸載荷下接頭全螺紋氣密封能力曲線Fig.8 Full thread gas sealing capacity curve of joint under tensile load

圖9 壓縮載荷下接頭全螺紋氣密封能力曲線Fig.9 Full thread gas sealing capacity curve of joint under compression load

進—步分析不同工況下，兩種油管特殊螺紋接頭密封性能。

3.2.1 單內壓作用下

單內壓作用下，兩種螺紋接頭各部分當量密封能力曲線如圖10所示。由圖10(a)全螺紋密封能力曲線圖可知，隨著內壓增加，B型螺紋接頭全螺紋密封能力大于A型螺紋接頭。內壓為100 MPa時，B型螺紋接頭全螺紋密封能力為226 MPa，A型螺紋接頭全螺紋密封能力為141 MPa，B型螺紋接頭較A型螺紋接頭密封能力高約60%。由圖10(b)半螺紋密封能力曲線圖可知，B型螺紋接頭未發生泄漏，A型螺紋接頭在內壓為100 MPa時，發生泄漏。由圖10(c)臺肩處螺紋密封能力曲線圖可知，內壓大于25 MPa時，臺肩與密封面處二者都發生泄漏。這表明盡管螺紋整體密封能力滿足使用要求，但螺紋仍可能會發生泄漏，為保證使用安全，應全面考慮螺紋各部分密封性能，防止螺紋發生密封失效。

圖10 單內壓作用下螺紋各部分密封能力曲線Fig.10 Sealing capacity curve of each part of thread under single internal pressure

3.2.2 內壓+軸向拉伸載荷600 kN作用下

軸向拉伸載荷600 kN作用下，兩種螺紋接頭各部分當量密封能力曲線如圖11所示。由圖11(a)全螺紋密封能力曲線圖可知， B型螺紋接頭全螺紋密封能力大于A型螺紋接頭，隨著內壓增加，差距越來越大。內壓為100 MPa時，B型螺紋接頭全螺紋密封能力為293 MPa，A型螺紋接頭全螺紋密封能力為197 MPa，B型螺紋接頭較A型螺紋接頭密封能力高約49%。由圖11(b)半螺紋密封能力曲線圖可知，B型螺紋接頭未發生泄漏，內壓大于75 MPa后，A型螺紋接頭開始發生泄漏。由圖11(c)臺肩處螺紋密封能力曲線圖可知，二者的臺肩與密封面處全部發生泄漏，這是由于軸向拉伸會導致密封面和臺肩處最大接觸應力大大降低。

圖11 軸向拉伸作用下螺紋各部分當量密封能力曲線Fig.11 Equivalent sealing capacity curve of each part of thread under axial tension

3.2.3 內壓+軸向壓縮載荷600 kN作用下

軸向壓縮載荷600 kN作用下，兩種螺紋接頭各部分當量密封能力曲線如圖12所示。由圖12(a)全螺紋密封能力曲線圖可知，上扣后B型螺紋接頭密封能力大于A型螺紋接頭，但隨著內壓增加，B型螺紋接頭密封能力比A型螺紋接頭增加得更快，內壓為25 MPa時，A型螺紋接頭密封能力大于B型。內壓為100 MPa時，B型螺紋接頭全螺紋密封能力為460 MPa，A型螺紋接頭全螺紋密封能力為346 MPa，B型螺紋接頭較A型螺紋接頭密封能力高約33%。由圖12(b)半螺紋密封能力曲線圖可知，半螺紋處都未發生泄漏。由圖12(c)臺肩處螺紋密封能力曲線圖可知，壓縮載荷下二者臺肩處密封能力基本相同，內壓大于50 MPa后，臺肩與密封面處開始發生泄漏。

圖12 軸向壓縮作用下螺紋各部分當量密封能力曲線Fig.12 Equivalent sealing capacity curve of each part of thread under axial compression

單內壓作用下螺紋接頭全螺紋防漏安全系數曲線如圖13所示?？梢钥闯?，兩種接頭全螺紋防漏安全系數均大于1，隨著內壓增加，兩種接頭安全系數逐漸減小，B型接頭全螺紋安全系數大于A型接頭，密封性能更好。

圖13 單內壓作用下全螺紋防漏安全系數曲線Fig.13 Safety factor curve of full thread leakage prevention under single internal pressure

綜合分析結果可以看出，A型螺紋接頭密封面錐度過大，導致壓縮載荷下出現明顯的應力集中現象，降低了臺肩和密封面處的密封性能。通過優化螺紋參數以及臺肩處和密封面的結構能提高螺紋的使用性能，同時合適的上扣扭矩保證了螺紋接頭具有足夠大的連接強度和最好的密封能力。

4 結 論

(1)對螺紋接頭的連接強度和不同部位的密封性能進行了全面的分析和評價，形成了特殊螺紋接頭優選技術。選擇符合作業技術需求的螺紋接頭，有利于安全高效生產。

(2)壓縮載荷下，螺紋接頭臺肩部位容易出現明顯的應力集中現象，最可能發生失效。螺紋接頭整體滿足密封要求，但密封面與臺肩部位易發生泄漏。

(3)結果表明，螺紋結構參數影響了接頭性能，B型螺紋接頭連接性能和密封能力更好，在實際生產中更加安全可靠。