基于ISO 13679的特殊螺紋接頭上扣性能仿真分析

竇益華，郭稚薇，于　洋

(西安石油大學機械工程學院，陜西 西安　710065)

ISO 13679《石油天然氣工業套管及油管螺紋接頭試驗程序》[1]為國內外廣泛采用的油、套管接頭性能評價標準，但其實物全尺寸試驗周期長、花銷大，對試驗設備及條件要求很高[2]。近年來國內外學者及技術人員采用不同方法依據ISO 13679對螺紋接頭進行了分析。劉文紅等[3]建立了某型特殊螺紋接頭的二維有限元模型，依據標準中載荷包絡線試驗設計載荷邊界，模擬分析了接頭的密封可靠性，證明了克里金模型可用于特殊螺紋接頭的密封可靠性分析。依據特殊螺紋接頭的設計數據，張永強等[4]用二維有限元方法模擬極限載荷試驗，分析了接頭的失效載荷及密封圈處接觸壓力，依據標準進行B系、C系實物試驗，證明所設計結構符合標準要求。辛紀元等[5]采用有限元方法對比研究了不同密封結構特殊螺紋接頭在極限載荷作用下的密封效果以及應力分布。XIE等[6-7]依據標準進行載荷包絡線A系試驗有限元分析，提出了特殊螺紋接頭可靠性評價方法。竇益華等[8]使用三維有限元方法，分析了不同上扣扭矩對特殊螺紋接頭扭矩曲線及接觸壓力分布的影響。張瑞萍等[9]通過建立三維有限元模型分析了溫度對復合載荷作用下的特殊螺紋接頭應力分布的影響。上述文獻在有限元建模過程中大多對模型做軸對稱假設，在二維建模時忽略螺紋升角，且未涉及ISO 13679標準中的上扣試驗。故本文在考慮螺紋升角的前提下，建立三維有限元模型，依據ISO 13679上扣試驗流程，分析幾何參數對特殊螺紋接頭密封面和臺肩處的Mises應力與接觸壓力的分布情況及其對密封性能的影響。

1　特殊螺紋接頭三維有限元建模

本文以φ88.9mm×6.45mm P110型某特殊螺紋油管接頭為例進行分析，該接頭名義設計尺寸中承載面角度為-3°，導向面角度為10°，臺肩角度為-15°，螺紋錐度為1∶16，密封面形式為錐面/錐面。材料的彈性模量為206GPa，泊松比為0.3，屈服強度為758MPa。根據ISO 13679 IV級試驗要求，帶扭矩臺肩和金屬對金屬密封的特殊螺紋接頭試樣共需8組，根據標準中試樣加工原則，合并相似試樣，將模型簡化為4組[10]，設計接頭尺寸偏差值見表1。

應用SolidWorks，依據所選特殊螺紋油管接頭名義設計尺寸及表1所示參數，進行三維幾何建模。如圖1所示，在前處理中，采用C3D8R六面體縮減積分單元進行網格劃分，對接觸的螺紋段、密封面及臺肩進行局部網格細化。在設置邊界條件后，提交ABAQUS求解器模擬接頭上扣過程。

表1　某特殊螺紋接頭幾何模型參數

圖1　特殊螺紋接頭有限元網格模型

2　上扣仿真結果及分析

根據ISO 13679試驗標準中的試驗程序對4組模型用最大扭矩進行上扣仿真。上扣后4組模型的Mises應力云圖如圖2所示，可以看出，密封面及臺肩處產生了較明顯的應力集中，4組模型的最大Mises應力均超過材料的屈服強度758MPa，說明在最大上扣扭矩下接頭已發生局部塑性變形。

圖2　最大扭矩上扣后特殊螺紋接頭Mises應力云圖

2.1　沿錐度方向Mises應力及接觸壓力分析

在密封面上沿錐度方向及臺肩長度方向等距離取10個節點，提取 Mises應力及接觸壓力繪制曲線。如圖3所示，1點為密封面起始點，6點為接頭鼻尖處，10點為臺肩端點。從圖3(a)中可以看出，密封面上Mises應力分布不均，并在節點5附近出現不同程度的應力集中。具有高密封過盈量的3號、4號模型密封面上Mises應力大于密封過盈量較低的1號、2號模型，在密封面起始1點處，3號、4號模型的Mises應力高出1號、2號模型約20%。臺肩處的Mises應力分布較為均勻，除1號模型外，其余3個模型臺肩處的Mises應力均大于材料屈服強度，材料發生塑性變形。由于此處為壓應力，并不會損傷臺肩[11]。

圖3　密封面-臺肩Mises應力及接觸壓力曲線

從圖3(b)中可以看出，4個模型在密封面及臺肩處的接觸壓力分布規律相似，密封面起始點接觸壓力最大然后沿錐度方向減小，至密封面中段接觸壓力減小到零，到接頭鼻尖處接觸壓力增大，后沿臺肩長度方向再次減小。4個模型最大接觸壓力均在1 750MPa以上，密封面接觸良好。具有較低密封過盈的1號、2號模型在節點3處仍有接觸壓力，而高密封過盈的3號、4號模型在節點3處接觸壓力已為零，說明在最大上扣扭矩作用下，隨著密封過盈量的增加，密封面的接觸位置沿錐度方向后移，有效接觸長度變短。

2.2　沿環向路徑Mises應力及接觸壓力分析

圖4為4個模型在密封面上節點2處沿環向路徑的Mises應力及接觸壓力曲線。從圖4(a)中可以看出，具有高密封過盈的3號、4號模型環向路徑上的Mises應力分布相比于低密封過盈的1號、2號模型更為均勻，且應力值更大。4號模型環向路徑上的Mises應力最大值為712MPa，小于材料的屈服強度，由此可見在節點2的環向路徑上4個模型均未發生塑性變形。

圖4　密封面環向路徑上的Mises應力及接觸壓力曲線

從圖4(b)中可以看出，4號模型的接觸壓力最小，密封狀態最差，節點2處環向路徑上的平均接觸壓力為437MPa，這表明僅在上扣扭矩作用下密封面上的接觸壓力和內外螺紋錐度有關，且在外螺紋錐度大、內螺紋錐度小時密封狀態最差，螺紋配套時應避免出現這種情況。

3　重復上卸扣仿真結果及分析

ISO 13679 IV級上扣試驗要求對油管試樣4B、5B和8B端進行9次上卸扣，對照本文所建模型，即對4號模型在最大扭矩下進行9次上卸扣仿真。為對比分析，同時對3號模型進行9次上卸扣仿真。取每次上扣后密封面上最大等效塑性應變繪制等效塑性應變歷程，如圖5所示，可以看出，對密封過盈量相同的接頭，等效塑性應變隨著螺紋過盈量的增加而減小，且隨著上扣次數的增加，最大等效塑性應變呈增大趨勢。第二次上扣后接頭密封面上的最大等效塑性應變變化規律接近一次函數。

圖5　等效塑性應變歷程

4　結束語

依據ISO 13679上扣試驗要求對特殊螺紋接頭進行仿真分析可知，為獲得良好密封性能，密封面過盈量不應過大，且實際使用時應避免大錐度外螺紋和小錐度內螺紋配套。三維有限元分析方法可有效模擬上扣試驗過程，得出實物試驗無法得出的應力分布規律，在一定程度上具有代替實物試驗的可行性。在后續研究中，筆者將對ISO 13679 IV級有彎曲載荷作用的B系試驗進行有限元仿真，研究特殊螺紋接頭在該工況下的應力分布狀態，并通過密封功能函數分析其密封可靠性。

參考文獻：

[1]Petroleum and Natural Gas Industries——Procedures for testing casing and tubing connection: ISO 13679: 2002[S]. Geneva: International Organization for Standardization,2002.

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[3]劉文紅,林凱,馮耀榮,等. 基于Kriging模型的特殊螺紋油管和套管接頭密封可靠性分析[J]. 中國石油大學學報(自然科學版),2016,40(3):163-169.

[4]張永強,劉立,陸金福,等. 基于API圓螺紋的氣密封螺紋開發及評價[J]. 天然氣工業,2017,37(5):68-75.

[5]辛紀元,吳廣瀚,鄒天下,等. 特殊螺紋接頭密封性能與結構分析[J]. 石油礦場機械,2015(6):29-33.

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[7]XIE J,MATTHEWS C,HAMILTON A. A study of sealability evaluation criteria for casing connections in thermal wells[J]. Spe Drilling & Completion,2016,24(2):46-53.

[8]竇益華,王軻,于洋,等. 特殊螺紋油管接頭上扣性能三維有限元分析[J]. 石油機械,2015,43(4) :99-104.

[9]張瑞萍,魏曉冬,竇益華.溫度載荷對特殊螺紋油管接頭密封性能的影響[J].機械設計與制造工程,2016,45(12):78-81.

[10] 孫建安,王琍. 特殊螺紋接頭上扣過程仿真分析[J]. 寶鋼技術,2015,33(4):41-45.

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