过扭与欠扭工况下特殊螺纹油管接头三维有限元分析

窦益华，马　亮，李明飞，于　洋

(西安石油大学 机械工程学院，西安 710065)*



过扭与欠扭工况下特殊螺纹油管接头三维有限元分析

窦益华，马亮，李明飞，于洋

(西安石油大学 机械工程学院，西安 710065)*

摘要：考虑螺旋升角，采用弹塑性接触有限元法，应用ABAQUS有限元分析软件建立某特殊螺纹油管接头三维有限元模型；考虑欠扭矩、最小扭矩、最佳扭矩、最大扭矩、过扭矩5种不同上扣扭矩，分析了特殊螺纹油管接头的接触应力及Von Mises应力。结果表明：欠扭矩上扣后，密封面接触应力大于管体抗内压强度，能够实现密封，但台肩的辅助密封丧失；过扭矩上扣后，台肩和密封面处的接触应力均大于管体抗内压强度，能够实现密封；过、欠扭矩上扣后，分别承受轴向拉伸、压缩载荷与内压作用时，密封面接触应力都大于管体抗内压强度，但台肩的辅助密封都已经丧失；当扭矩从最小扭矩逐渐增大时，密封面接触应力随着台肩接触应力的增大而逐渐减小。

关键词：特殊螺纹油管接头；上扣扭矩；有限元分析；密封；接触应力

油井管通过螺纹连接形成数千米的一套密封管柱。据API失效调查显示，套管柱失效86%、油管柱失效55%都发生在螺纹连接处。由此可见，螺纹连接部位是整套管柱最薄弱的环节。油管下井过程中最重要的工序就是螺纹上扣连接。规范的上扣连接才能保证接头良好的密封性和连接强度。API标准螺纹用扭矩-位置法来保障螺纹的正确连接，即用合适的扭矩将油管上到接箍规定位置才符合螺纹连接要求[1-3]。但是，此方法对于特殊螺纹油管接头并不适用。特殊螺纹油管接头上扣扭矩由螺纹扭矩、台肩扭矩、密封面扭矩三部分共同组成。过大的扭矩可能导致螺纹、台肩或者密封面处发生严重塑性变形、粘扣等情况，进而影响接头密封性能；过小的扭矩会导致密封面金属与金属之间的过盈量不足，接触压力过小达不到密封效果。以往研究中大多采用的是二维轴对称接头模型，忽略了螺纹升角，无法准确模拟上扣过程[4-5]。本文应用ABAQUS有限元分析软件建立某特殊螺纹油管接头三维有限元模型；考虑欠扭矩、最小扭矩、最佳扭矩、最大扭矩、过扭矩5种不同上扣扭矩，分析了特殊螺纹油管接头的接触应力及Von Mises应力。

1特殊螺纹油管接头有限元模型建立

特殊螺纹油管接头下井时正确的上扣扭矩拧紧时，接头能够在井下长期承受拉伸、压缩、弯曲、内外压、高温等复杂工况。运用三维设计软件 Solidworks建立88.9 mm×6.45 mm P110钢级某特殊螺纹油管接头模型如图1。特殊螺纹的牙型为偏梯形螺纹牙型，承载面角度3°，导向面角度10°，螺纹锥度1∶16，每英寸为5牙。密封面锥度为1∶2，台肩为15°。台肩起辅助密封作用，而且增加了接头抗过扭矩能力、对螺纹和密封面的过盈量也起到重要作用。

图1　接头三维模型

接头模型采用Hypermesh软件划分网格，网格类型为八节点、六面体单元。节点数为71 188，单元数为47 806，如图2所示。将画好的模型导入软件ABAQUSRU软件中进行有限元分析。接头的连接强度为1 268 kN，材料屈服强度为758 MPa，泊松比为0.3，弹性模量为2.06×105MPa，摩擦因数为0.05。

图2　接头网格划分

本文采用弹塑性接触有限元法，对特殊螺纹油管接头在5种上扣扭矩作用下的密封性做详细分析。为保证接头有足够的连接强度，当某一处发生塑性变形时，必须满足一定的屈服准则[6]。当在外载作用下，最大等效应力大于油管接头材料的屈服强度时，将发生塑性变形。继续加大载荷，塑性变形部位将增大。油管钢材弹塑性屈服依据为Von Mises屈服准则，即第四强度理论：

式中：σi为VonMises等效应力，σ1、σ2、σ3、分别为第1、2、3主应力。

2特殊螺纹油管接头常规扭矩分析

常规上扣扭矩即为推荐的最大、最佳、最小三种扭矩。本文所采用的特殊螺纹油管接头最大扭矩4 864N·m，最佳扭矩3 891N·m，最小扭矩2 918N·m。 图3为特殊螺纹油管接头三种不同上扣扭矩下接头等效应力云图。从图3可得，接头拧紧后，随着上扣扭矩增大，油管与接箍的等效应力平缓递增。油管台肩和密封面处应力值较大，可以保证良好的密封性。

图3　常规上扣扭矩下接头等效应力云图

如图4所示，最小上扣扭矩下接头螺纹处最小等效应力为29.75MPa，最大的等效应力为283.3MPa，最大等效应力小于材料屈服强度758MPa，未发生塑性变形；密封面处的最大接触压力为456.1MPa，台肩处最小接触压力为111.1MPa，均大于API标准得出的管体抗内压强度[7]。最小扭矩上扣后，接头具有良好的密封性。同理，可得最佳扭矩和最大扭矩上扣后都有良好的密封性。

图4　最小上扣扭矩下螺纹、密封面和台肩处应力云图

3欠、过扭矩分析

在油田现场上扣时，由于环境、工人操作等不稳定因素的影响，可能发生上扣扭矩过大或者过小的偏差情况。本文则把小于最小上扣扭矩20%的扭矩定义为欠扭矩(2 335N·m)；把大于最大上扣扭矩20%的扭矩定义为过扭矩(5 837N·m)。所以分析过、欠扭矩上扣作用下特殊螺纹油管接头密封性能，对现场上扣操作具有一定的参考价值。

3.1欠扭矩上扣

如图5所示，欠扭矩上扣后，接头最大的等效应力为698.1MPa，小于材料的屈服强度758MPa，油管和接箍均未发生塑性变形。台肩处最大接触应力为151.3MPa，最小接触应力已经为零，则台肩辅助密封丧失。密封面处大接触应力为245.0MPa，最小接触应力为146.9MPa，大于管体抗内压强度，可以实现密封。

图5　欠扭矩下台肩、密封面应力云图

3.2过扭矩上扣

如图6所示，过扭矩下接头的最大等效应力为768MPa，大于材料的屈服强度758MPa，发生轻微塑性变形。此时，螺纹最大等效应力出现在第一牙位置，相比常规上扣扭矩时螺纹的等效应力有一定增大。台肩和密封面处的最大接触应力为372.4MPa，最小接触应力为298.1MPa，都大于管体抗内压强度，能够实现密封。

图6　过扭矩下螺纹、台肩、密封面应力云图

4五种上扣扭矩数据分析

图7为5种扭矩上扣后接头密封面、台肩和螺纹处应力变化曲线。从曲线变化可以看出：台肩处的接触应力随着扭矩的增大而平缓增大，当扭矩达到最小上扣扭矩时，密封面接触应力随着扭矩台肩接触应力的增大而呈现出逐渐减小的趋势。这是因为台肩结构具有抗过扭的作用，能够承受较大的轴向压力，对主密封面有保护作用。螺纹处的等效应力也在达到最小扭矩后也呈现出线性增长趋势。说明上扣扭矩到达最小上扣扭矩后，接头的密封性能随着扭矩增大而平稳变化，且扭矩越大，密封面和台肩处的接触应力越接近。

图7　5种上扣扭矩下密封面、台肩和螺纹应力变化曲线

5轴向力+内压+过、欠扭矩分析

由管柱力学分析得出，油管接头在井下受力复杂，井口处接头受轴向拉伸载荷，井底处接头受轴向压缩载荷的特点[7]。井口处接头受轴向拉伸载荷增大时，油管和接箍会产生相对位移，台肩和密封面的接触应力会降低可能导致泄露；井底处的油管接头受到轴向压缩载荷增大时，台肩和密封面处过盈量变大，可能发生塑性变形导致密封失效[8-9]。

5.1轴向拉力+过扭矩+内压

过扭矩拧紧状态下，对井口处接头施加1 000kN的轴向拉伸载荷和90MPa的内压。特殊螺纹油管接头应力如图8所示，接头最大等效应力为807.9MPa，出现在接箍的表面靠近螺纹第二牙的位置，已经超过材料屈服强度758MPa，发生了塑性变形。

图8　接头轴向拉伸载荷+90 MPa内压等效应力云图

在轴向拉伸载荷作用下，台肩和密封面处的接触压力的变化决定着接头的密封性能，如图9所示，可以看出台肩处的最小接触应力已经为零，台肩辅助密封效果已经失效。但是，密封面处最小的接触应力为107.6MPa，大于管体抗内压强度，能够保证密封。

图9　台肩和密封面接触应力

5.2轴向压力+欠扭矩+内压

欠扭矩拧紧状态下，对井底处接头施加600kN的轴向压缩载荷和90MPa的内压。特殊螺纹油管接头的受力如图10所示，接头最大应力为818.1MPa，出现在油管的螺纹大端第一牙处，已经超过材料屈服强度758MPa，此处螺纹发生了塑性变形，可能导致螺纹断裂。

图10　接头轴向压缩载荷+90 MPa内压等效应力云图

在轴向压缩载荷作用下，台肩和密封面处的接触压力如图11所示，台肩处的最大接触应力为559.0MPa，最小接触应力为28.9MPa；密封面处最大的接触应力为523.7MPa，最小接触应力为147.3MPa。密封面处最小接触应力大于管体抗内压强度，能保证密封，但台肩处已经发生泄漏。

图11　台肩和密封面的接触应力

6结论

1)应用ABAQUS有限元分析软件建立了某特殊螺纹油管接头三维有限元模型，考虑欠扭矩、最小扭矩、最佳扭矩、最大扭矩、过扭矩5种不同上扣扭矩，分析了特殊螺纹油管接头的接触应力及VonMises应力。

2)特殊螺纹油管接头在常规上扣扭矩拧紧后，螺纹处最大等效应力都小于材料屈服强度，台肩和密封面处最小接触应力均大于管体抗内压强度，则3种扭矩都能实现密封。

3)欠扭矩上扣后，密封面接触应力大于管体抗内压强度，能够实现密封，但台肩的辅助密封丧失；过扭矩上扣后，台阶和密封面处的接触应力均大于管体抗内压强度，能够实现密封，此时接头最大等效应力略大于材料屈服强度，会发生轻微塑性变形。

4)过、欠扭矩上扣后，分别承受轴向拉伸、压缩载荷与内压作用时，密封面接触应力都大于管体抗内压强度，但台肩的辅助密封都已经丧失。可以得出，轴向力对特殊螺纹油管接头台肩的辅助密封影响较大。

5)当扭矩从最小逐渐增大时，密封面接触应力随着台肩接触应力的增大而逐渐减小，且扭矩越大，密封面和台肩处的接触应力越接近。

参考文献：

[1]刘巨保，丁宇奇，韩礼红.基于三维有限元模型的钻具连接螺纹上扣扭矩影响分析[J].石油矿场机械，2009，38(3)：28-32.

[2]于洋，王轲，曹银萍，等.弯曲载荷下特殊螺纹油管接头应力有限元分析[J].石油矿场机械，2015，44(7)：53-56.

[3]龚伟安.略论套管螺纹密封性能与紧扣扭矩和圈数的关系[J].石油机械，l995，23(1)：17-24.

[4]窦益华，于洋，曹银萍，等.动载作用下特殊螺纹油管接头密封性对比分析[J].石油机械，2014，42(2)：63-72.

Finite Element Analysis of Premium Connection with Less or Over Make-up Torque

DOU Yihua，MA Liang，LI Mingfei，YU Yang

(CollegeofMechanicalEngineering，Xi’anShiyouUniversity，Xi’an710065，China)

Abstract：Considering the helix angle，the elasto-plastic contact FEM was used，and ABAQUS FEM was used to establish three-dimensional model for the premium connection.The five making-up torques，that is under-torque，minimum torque，optimal torque，maximum torque，and over torque，were considered and the contact stress of premium connection and Von Mises stress were analyzed.The results show that sealing surface contact stress is greater than the tube body internal pressure strength，under the action of less torques，and the connection can realize seal，but the auxiliary seal of the shoulder is lost.Under the action of over torque，the contact stress at the shoulder and the sealing surface is greater than the tube internal pressure strength，and the connection can realize sealing.Under the action of less or over torque，respectively bearing axial tensile，compression load and internal pressure，the sealing surface contact stress is greater than the tube body internal pressure strength，but the auxiliary seal of the shoulder have been lost.The contact stress of the sealing surface gradually decreases with the increase of the contact stress of the shoulder，when the torque is increased from the minimum torque.

Keywords：premium connection；make-up torque；finite element analysis；sealing；contact stress

中图分类号：TE931.2

文献标识码：A

doi：10.3969/j.issn.1001-3482.2016.04.013

作者简介：窦益华(1964-)，男，江苏仪征人，教授，主要从事完井试油系统安全评价与控制技术研究，E-mail：yhdou@vip.sina.com。

基金项目：国家自然科学基金项目( 51404198)

收稿日期：2015-11-20

文章编号：1001-3482(2016)04-0052-05