油管螺紋基礎參數與粘扣相關性分析

馮娜，白小亮，吳健，衛尊義，艾裕豐，付彧

（中國石油集團石油管工程技術研究院，西安 710065）①

粘扣指的是發生在相互接觸金屬表面間的冷焊［1］，是圓螺紋油管在使用過程中經常發生的失效形式。當相互擰接的油管公、母扣螺紋出現粘扣時，螺紋的結構性、密封性就會遭到破壞，從而出現滑脫、泄漏等事故。現有的資料認為，引起粘扣的主要原因有摩擦磨損、接觸應力、扭矩3個方面。摩擦磨損包括粘著磨損、磨料磨損和腐蝕磨損［2］。接觸應力是指油管螺紋局部點的接觸應力過大，造成螺紋接觸界面的摩擦力增大，從而產生粘扣［3］。扭矩原因指上扣扭矩及過盈量引起螺紋干涉，導致粘扣［4］。

除了上述原因外，圓螺紋油管基礎參數與粘扣的產生也是緊密相關的，因為該參數不僅影響到螺紋連接的接觸應力，同時也影響到螺紋連接的應力分布。本文分析螺紋錐度、螺距在公差范圍內變化時對粘扣的影響規律，為優化螺紋基礎參數提供參考。

1 油管螺紋接觸應力數學模型

提高油管螺紋的連接質量是防止油管粘扣的關鍵。油管螺紋連接如圖1所示。在擰接狀態下，油管螺紋的各部分所承受的接觸應力不同，如果油管螺紋局部的接觸應力超過油管自身鋼基體屈服點的應力，導致在螺紋接觸部位產生塑性變形［5］，使其發生局部再結晶或熔化等現象，最終導致螺紋粘扣［6－7］。所以，有必要建立油管螺紋接觸應力分布數學模型，從而找出油管螺紋接觸應力分布的規律，降低局部接觸應力過大的現象。

圖1 油管螺紋連接剖面

假設：通過油管螺紋機緊，管體上所受軸向拉力為F，則接箍兩端承受應力分別為F／2，而管體上所受軸向拉力與接箍兩端承受應力方向相反，如圖2所示。

圖2 油管螺紋連接處接觸應力

以坐標原點O為油管管體表面中心點，則F 是坐標z 軸的函數。由于油管螺紋連接處每一截面應力沿z軸方向變化時，是由所對應的截面處螺紋接觸應力所組成，所以存在關系式：

式中：q（z）為沿z 方向的載荷密度；F（z）為油管螺紋連接處z截面上承受的應力。

油管螺紋軸向力分布強度變形協調方程如式（3），相應的邊界條件如式（4）～（5）。

當x＝0時，

當x＝L 時，

式中：Eb為內螺紋的彈性模量；Ab為內螺紋的橫截面面積；Ep為外螺紋的彈性模量；Ap為外螺紋的橫截面面積。

由式（3）～（5）得出油管螺紋各牙的接觸應力分布，即

x＝0處的接觸應力：

x＝L 時處的接觸應力：

由式（6）～（8）可以看出，油管螺紋各牙的接觸應力分布與螺紋牙數是雙曲余弦函數關系（hyperbolic cosine function），接觸應力呈U 形分布趨勢，各牙的接觸應力分布呈不均衡性。

2 油管基礎螺紋參數對粘扣的影響

根據建立的油管螺紋接觸應力分布數學模型，以?73.03mm×7.82mm 圓螺紋油管作為研究對象，在相同工作條件下通過數值模擬計算，從油管螺紋牙型的承載面和導向面的接觸應力變化入手，進而得出錐度、螺距等油管基礎螺紋參數對粘扣的影響規律。

2.1 基于承載面和導向面的接觸應力分析

油管螺紋的主要接觸應力面是螺紋承載面和導向面，齒頂面和齒根所受的接觸應力可以忽略，如圖3所示。因此，主要以這2個面的接觸應力來考察整個油管螺紋的接觸應力情況。在相同工作條件下，機緊兩扣，計算得出各牙的承載面和導向面的最大接觸應力，如圖4所示。

圖3 螺紋承載面和導向面接觸應力

圖4 各牙的最大接觸應力曲線

由圖4可以看出：在機緊后，各牙的螺紋承載面和導向面產生分布不均勻的接觸應力，最大接觸應力出現在螺紋擰接兩端，而且接觸應力的偏大值都出現在擰接螺紋兩端的第1、2、3、14、15牙上，中間螺紋接觸應力相對均衡。所以螺紋旋合兩端的數牙螺紋承擔了主要接觸應力，而中間處螺紋所分擔的接觸應力卻并不多。承受主要接觸應力的螺紋兩端是最先產生塑性變形進入屈服，疲勞裂紋也最先發生在該部位，因此最容易發生粘扣。這與油田現場油管多數螺紋粘扣的區域是一致的。螺紋接觸應力分布的不均衡性對螺紋的承載能力及上、卸扣操作性能均有不利影響，所以減少擰接螺紋兩端接觸應力過大的情況，對避免粘扣的產生將起到重要作用。

2.2 螺紋錐度對粘扣的影響

油管螺紋錐度的定義是螺紋中徑的增加量，研究對象錐度為1∶16mm／m。

2.2.1 第1種方式

在公差范圍內增大或減小油管和接箍全尺寸錐度，各牙的最大接觸應力曲線如圖5所示。

由圖5可以看出：增大或減小油管和接箍全尺寸錐度，隨著牙數的變化，螺紋牙型承載面和導向面的最大接觸應力出現U 形分布。增大油管和接箍全尺寸錐度基本沒有改變螺紋接觸應力分布的量值。其中減小全尺寸錐度，螺紋承載面最大接觸應力值達到900 MPa，導向面最大量接觸應力值達到800 MPa，接觸應力分布的不均衡性有加速變大的趨勢。所以，這種方式并不適用于改善螺紋接觸應力兩端分布較大的現象，不會有效避免粘扣的產生。尤其減小全尺寸錐度，這種現象更為顯著，會加速粘扣。

通過以上分析可以看出：油管螺紋扣第1、2、15牙處接觸應力最大，達到峰值。從螺紋加工便捷的角度出發，可以通過加大油管螺紋第1、2牙處的錐度，使第1、2牙處的錐度與中間螺紋的錐度形成過渡帶，減小第1、2牙處螺紋連接的過盈量，從而減少幾何約束，以降低接觸應力。

圖5 各牙的最大接觸應力曲線（改變全尺寸錐度）

2.2.2 第2種方式

在公差范圍內增大油管螺紋初始扣第1、2牙處的錐度，各牙的最大接觸應力曲線如圖6所示。

圖6 各牙的最大接觸應力曲線（增大局部錐度）

圖6接觸應力值與圖4比較出現明顯下降趨勢，最大降低幅度超過了29%，螺紋兩端出現峰值的第1、2、3、14、15牙最大接觸應力回落明顯，接觸應力分布的不平衡性顯著下降，如表1所示。基于油管螺紋各牙接觸應力變小，螺紋連接時，粘扣的概率就會減弱。可以看出，采用第2種方式對降低粘扣的發生是可行的。

表1 局部錐度改變前后最大接觸應力比較

2.3 螺距對粘扣的影響

螺距的定義是螺紋上某一點至相鄰螺紋上對應點之間的距離，研究對象螺距為2.54mm。

2.3.1 第1種方式

在公差范圍內增大或減小油管和接箍全尺寸螺距，各牙的最大接觸應力曲線如圖7所示。

圖7 各牙的最大接觸應力曲線（全尺寸螺距變）

由圖7可以看出：增大或減小油管和接箍全尺寸螺距，隨著牙數的變化，最大接觸應力不平衡性依然沒有大的變化，而且減小油管和接箍全尺寸螺距接觸應力分布的均衡度差值有加速變大的趨勢。所以，這種方式也不適用于改善螺紋接觸應力的分布。

2.3.2 第2種方式

參考改變錐度的第2種方式，在公差范圍內增大油管螺紋初始扣第1、2牙處的螺距，使第1、2牙處的間隙有一定變大，在螺紋擰接時，處于其他牙螺紋的承載面和導向面首先承受應力載荷，在軸向力的作用下，1、2牙處的間隙慢慢減少，緩慢承受應力載荷。使其在承受應力載荷過程中，與其他螺紋承受應力形成一個時間差，從而有效降低最大接觸應力的量值，最終降低接觸應力的不均衡性。改變后，各牙的的最大接觸應力分布如圖8、表2所示。

圖8 各牙的最大接觸應力曲線（局部螺距變）

表2 局部螺距改變前后最大接觸應力比較

如圖8知，接觸應力的量值出現了下降趨勢，最大降低幅度超過了15%，接觸應力的不均衡性有所改善，所以這種螺距變化的模式也是可取的。

3 結論

1）建立油管螺紋接觸應力分布數學模型，分析表明：擰接螺紋各牙的接觸應力出現U 形分布，接觸應力有顯著地不均衡性。最大接觸應力峰值出現在螺紋旋合兩端數牙上，導致這一區域容易出現粘扣。

2）在公差范圍內增大或減小油管和接箍全尺寸錐度、螺距，隨著牙數的變化，最大接觸應力數值和不均衡性沒有大的變化，接觸應力分布的量值和不均衡性有加速變大的趨勢，在油管螺紋加工中應盡量避免。

3）在公差范圍內增大油管螺紋初始扣第1、2牙處的錐度、螺距，可以有效降低最大接觸應力的數值和不均衡性，從而降低粘扣的發生幾率。

［1］ISO 13679—2002，石油和天然氣工業套管和管道連接的檢驗規程［S］.

［2］杜傳軍.接箍鍍銅對油管抗粘扣性能的影響［M］.寶鋼技術，2001（3）：28－301.

［3］張毅，李欣，陳建初.石油管粘扣機理、分類要點及影響因素研究［J］.焊管，2002（2）：13－22，25.

［4］Sbill W T A.API 8牙螺紋套管接頭性能研究［J］.石油專用管，1991（3）：230－277.

［5］Schwind B E，Chappell J F，Katsounas A T.Threaded Connection Limit State Epuations for Use in LERD Tubular Design［C］.OTC Paper 7973，Presented at the 27th Annual OTC，Houston，Texas，May 1995.

［6］Franco is Kessler，Jack Smith.Torsional Strength.June Double－shouldered Tool Joints Increase［R］.JPT.1996：514－517.

［7］袁鵬斌，呂拴錄，姜濤，等.進口油管脫扣和粘扣原因分析［J］.石油礦場機械，2008，37（3）：74－78.