于 浩 成旭堂 練章華 丁亮亮 王 昊 陳宇航

（西南石油大學(xué)油氣藏地質(zhì)及開(kāi)發(fā)工程國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 四川成都 610500）

隨著石油開(kāi)采技術(shù)的發(fā)展， 油管服役環(huán)境也越來(lái)越苛刻， 而油管柱連接部位是最薄弱環(huán)節(jié)， 連接處螺紋結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與密封性能直接決定了油氣井的開(kāi)采壽命[1-3］。 特殊螺紋采用金屬密封， 其密封性能直接取決于密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 具有代表性的金屬密封結(jié)構(gòu)有國(guó)外的VAM 系列、 BLUE 系列、 FOX 系列， 國(guó)內(nèi)寶鋼的BGT 系列、 天鋼的TP-CQ 系列等， 這些金屬密封結(jié)構(gòu)都可以滿足復(fù)雜環(huán)境下密封性能要求， 已得到行業(yè)認(rèn)可并廣泛使用在各大油氣田[4］。

目前， 關(guān)于油管特殊螺紋接頭的研究相對(duì)較多。2015 年， 孫建安和王琍[5］通過(guò)試驗(yàn)和有限元手段分析了特殊螺紋接頭上扣扭矩過(guò)程。 2016 年， 張瑞萍等[6］在考慮螺紋升角情況下建立三維有限元模型， 分析了不同溫度對(duì)接頭密封面和臺(tái)肩完整性的影響。2017 年， 莫麗等人[2］針對(duì)常規(guī)特殊螺紋接頭連接性能較差的問(wèn)題， 提出了一種新型特殊螺紋接頭結(jié)構(gòu)并用有限元進(jìn)行了強(qiáng)度分析。 2019 年劉奔等人[7］采用理論設(shè)計(jì)方法對(duì)偏梯形螺紋進(jìn)行設(shè)計(jì)分析， 并通過(guò)有限元驗(yàn)證了其合理性。 2020 年， 曹銀萍等[8］考慮材料和幾何接觸的雙重非線性影響， 仿真分析了熱循環(huán)載荷下螺紋接頭的完整性。 2020 年， 張穎等人[9］建立了特殊螺紋接頭密封面在動(dòng)載荷作用下接觸應(yīng)力的力學(xué)模型， 分析了振蕩載荷對(duì)油管柱接頭的影響。2021 年， 何石磊等[10］開(kāi)發(fā)了一種高性能油管特殊螺紋接頭， 并利用有限元方法分析了其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。 現(xiàn)階段針對(duì)油管特殊螺紋接頭的研究， 主要通過(guò)有限元與實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的方法分析其全螺紋段結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及密封性能， 而針對(duì)全螺紋密封和臺(tái)肩局部密封的對(duì)比分析研究較少。

本文作者首先建立特殊螺紋接頭理論分析模型，提出螺紋整體密封和局部臺(tái)肩密封指數(shù)， 并通過(guò)有限元手段研究復(fù)雜工況條件下密封性能的差異性， 最后通過(guò)綜合結(jié)構(gòu)完整性安全系數(shù)和密封性能安全系數(shù)給出特殊螺紋綜合安全性能評(píng)價(jià)方法。

1 理論模型

油管特殊螺紋接頭安全性評(píng)價(jià)應(yīng)綜合螺紋結(jié)構(gòu)完整性和密封完整性兩方面來(lái)評(píng)價(jià)， 單一評(píng)價(jià)對(duì)整個(gè)螺紋分析過(guò)于片面， 與實(shí)際偏差較大。

1.1 結(jié)構(gòu)完整性理論

在高溫高壓井中， 油管特殊螺紋接頭將承受內(nèi)外壓、 軸向載荷以及不同溫變載荷的影響， 油管溫度的變化， 將使得螺紋接頭受熱脹冷縮作用產(chǎn)生一定變形， 而油管在井下熱變形受到井壁等空間位移約束產(chǎn)生一定熱應(yīng)力[11］。 根據(jù)線性熱彈性原理， 應(yīng)變包括溫度變化和應(yīng)力引起兩部分應(yīng)變， 由胡克定律分析得溫載作用下油管應(yīng)力應(yīng)變[12］為

油管特殊螺紋接頭在上扣后螺紋牙、 密封面及扭矩臺(tái)肩面之間相互接觸時(shí)， 利用Mises 屈服準(zhǔn)則判定， 則有：

式中：E為油管材料彈性模量， MPa；μ為油管材料泊松比， 無(wú)量綱；G為油管材料剪切模量，MPa；αt為油管材料線膨脹系數(shù)， 1／℃； ΔT為溫度變化量，℃；εx、εy、εz分別為X、Y、Z方向的主應(yīng)變， 無(wú)量綱；σx、σy、σz分別為X、Y、Z方向的主應(yīng)力， MPa；τxy、τyz、τzx分別為XY、YZ、ZX面的切應(yīng)力， MPa；γxy、γyz、γzx分別為XY、YZ、ZX面的剪應(yīng)變， 無(wú)量綱；σs為油管材料的屈服強(qiáng)度， MPa。

螺紋區(qū)域Mises 應(yīng)力水平的大小及分布能反映螺紋結(jié)構(gòu)整體的完整性， 若螺紋某一處高應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)大面積塑性貫穿區(qū)域， 則表示螺紋發(fā)生結(jié)構(gòu)性破壞； 同時(shí)， 為分析實(shí)際工況環(huán)境下油管接頭的安全性能， 以實(shí)際螺紋負(fù)載狀態(tài)下螺紋平均應(yīng)力和所選用材料屈服強(qiáng)度σs的比值， 引入特殊螺紋結(jié)構(gòu)完整性評(píng)價(jià)系數(shù)κ1：

分析式（6） 發(fā)現(xiàn)， 特殊螺紋結(jié)構(gòu)完整性評(píng)價(jià)系數(shù)κ1與整體平均應(yīng)力成正比， 平均應(yīng)力越大螺紋整體應(yīng)力水平越大， 越容易發(fā)生失效破壞， 所以結(jié)構(gòu)完整性評(píng)價(jià)系數(shù)越小代表螺紋結(jié)構(gòu)越安全。

1.2 密封完整性理論

油管特殊螺紋最突出的優(yōu)勢(shì)為金屬密封性能， 螺紋密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是整個(gè)螺紋設(shè)計(jì)研究的關(guān)鍵， 直接決定螺紋密封性的好壞。 以前許多API 螺紋[13］和特殊螺紋的研究者普遍認(rèn)為， 金屬對(duì)金屬密封時(shí)只要接觸面上有足夠大的接觸壓力， 就可以保證其密封性。 然而特殊螺紋由于其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的特殊性， 不同上扣扭矩或載荷作用都會(huì)導(dǎo)致接觸面發(fā)生變化， 進(jìn)而導(dǎo)致接觸面上的接觸壓力發(fā)生變化， 因此， 單靠接觸壓力評(píng)價(jià)螺紋密封性是不可取的。 此外， 由于加工的原因， 密封面的光潔度只能維持在一定水平， 不可能完全光滑， 表面粗糙度使得密封面配合后仍存在微小的間隙。 根據(jù)流體力學(xué)， 流體通過(guò)間隙時(shí)產(chǎn)生的局部阻力ΔF取決于間隙的截面積和泄漏路徑的長(zhǎng)度[14］， 可表示為

接觸面上的接觸應(yīng)力越大， 間隙的截面積就越小， 若二者成比例變化， 則有

泄漏阻力相當(dāng)于沿泄漏路徑累積的接觸應(yīng)力， 當(dāng)氣體或液體通過(guò)間隙時(shí)， 產(chǎn)生的阻力為

因此， 針對(duì)特殊螺紋密封能力可通過(guò)螺紋路徑上有效密封長(zhǎng)度Les上接觸壓力積分得到， 用W表示為

MURTAGIAN[15］通過(guò)物理試驗(yàn)和數(shù)值模擬方法研究了靜態(tài)金屬對(duì)金屬密封面密封性能與密封接觸應(yīng)力剖面的經(jīng)驗(yàn)函數(shù)關(guān)系， 提出的評(píng)價(jià)金屬對(duì)金屬密封性能參數(shù)Wa定義為

當(dāng)極限泄漏率每15 min 為0.025 cm3， 提出特殊螺紋接頭臨界密封指數(shù)[16］為

式中： Δl為泄漏路徑長(zhǎng)度， mm；S為間隙截面積， mm2；pt為接觸壓力， MPa；pg為密封壓力，MPa；pa為大氣壓力， MPa。

顯然， 要使螺紋接頭密封可靠， 需使W≥Wac，圖1 所示為特殊螺紋臨界密封曲線， 螺紋密封性能指數(shù)隨壓力比值的增大逐漸增大， 處于動(dòng)態(tài)變化狀態(tài)；曲線以上區(qū)域?yàn)榘踩珶o(wú)泄漏區(qū)域， 曲線以下區(qū)域?yàn)槁菁y發(fā)生泄漏失效區(qū)域； 有螺紋脂時(shí)臨界密封指數(shù)隨壓力比增加而增長(zhǎng)緩慢， 無(wú)螺紋脂時(shí)臨界密封性能隨壓力比增加而增長(zhǎng)迅速。

圖1 特殊螺紋臨界密封曲線Fig.1 Critical sealing curves of special thread： （a） with thread grease； （b） without thread grease

進(jìn)一步研究發(fā)現(xiàn)， 通常人們認(rèn)為的螺紋密封性能指數(shù)指的是全螺紋段上。 事實(shí)上在復(fù)雜工況條件下，雖然計(jì)算全螺紋所得的螺紋密封性能指數(shù)在安全范圍內(nèi)， 但當(dāng)螺紋在臺(tái)肩或密封面發(fā)生泄漏也會(huì)直接導(dǎo)致整個(gè)螺紋段失效。 因此， 在分析全螺紋密封性能指數(shù)W基礎(chǔ)上， 應(yīng)針對(duì)臺(tái)肩及密封面重要部位單獨(dú)進(jìn)行分析， 提出更高的密封要求， 臺(tái)肩及密封面局部密封性能指數(shù)Waj為

式中：Lt為臺(tái)肩有效密封長(zhǎng)度， mm；Lm為密封面上有效密封長(zhǎng)度， mm。

當(dāng)考慮油管特殊螺紋生產(chǎn)制造過(guò)程中加工尺寸偏差、 動(dòng)載荷等其他條件對(duì)密封性能的影響， 給予一定的防泄漏安全余量， 引入特殊螺紋密封性能評(píng)價(jià)系數(shù)κ2：

密封性能評(píng)價(jià)系數(shù)κ2可用于評(píng)估所設(shè)計(jì)的油管特殊螺紋接頭的金屬對(duì)金屬密封結(jié)構(gòu)的防泄漏能力，κ2越大代表密封性能越好。κ2≥1 時(shí)表明螺紋不發(fā)生泄漏，κ2＜1 時(shí)， 表示螺紋出現(xiàn)泄漏失效。

最后， 通過(guò)綜合油管特殊螺紋結(jié)構(gòu)完整性和密封性能， 定義特殊螺紋綜合安全系數(shù)Q為

結(jié)合式（6）、 （14） 和（15）， 綜合安全系數(shù)Q受結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和密封性共同影響， 特殊螺紋結(jié)構(gòu)完整性評(píng)價(jià)系數(shù)κ1越小， 綜合安全系數(shù)Q越大， 代表螺紋結(jié)構(gòu)整體越安全； 同樣， 螺紋密封性能評(píng)價(jià)系數(shù)κ2與安全系數(shù)Q成正比， 密封性能評(píng)價(jià)系數(shù)越大， 螺紋綜合安全系數(shù)也越大， 整體密封性能越好。

2 有限元模型建立

針對(duì)某?88.9 mm 油管特殊螺紋， 在其結(jié)構(gòu)尺寸基礎(chǔ)上， 忽略螺旋升角影響， 考慮螺紋結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性， 即變形往往超出彈性范圍， 屬于幾何非線性、 材料非線性以及接觸非線性的多重耦合， 建立二維軸對(duì)稱有限元模型。 由于接頭兩端的對(duì)稱性， 取1／2 特殊螺紋接頭分析。 考慮到圣維南邊界效應(yīng)對(duì)分析結(jié)果準(zhǔn)確性的影響， 所建立管體長(zhǎng)度大于管端至螺紋消失處長(zhǎng)度的2 倍。 在接箍的右端施加Y向約束， 在管體左端施加軸向載荷F， 并在內(nèi)壁施加內(nèi)力p； 同時(shí)定義管體外螺紋路徑由點(diǎn)A到點(diǎn)B全螺紋段為數(shù)據(jù)路徑，方便后續(xù)分析螺紋路徑上應(yīng)力應(yīng)變數(shù)值在不同工況條件下的變化情況。 圖2 所示為有限元模型。

圖2 有限元模型Fig.2 Finite element model

圖3 所示為網(wǎng)格模型， 螺紋段采用非線性變形的軸對(duì)稱四邊形單元， 為節(jié)省計(jì)算成本， 螺紋連接部分、 尾端以及臺(tái)肩處進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理， 網(wǎng)格密度為0.02， 其他地方的網(wǎng)格相對(duì)粗糙； 采用過(guò)渡單元對(duì)螺紋與管道結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格之間的網(wǎng)格進(jìn)行建模， 保證計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。

表1 給出了材料力學(xué)性能參數(shù)。 油管特殊螺紋接頭均采用P110 鋼級(jí)材料， 通過(guò)拉伸實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)輸入真實(shí)應(yīng)力應(yīng)變數(shù)值， 密封面接觸采用庫(kù)侖摩擦準(zhǔn)則， 摩擦因數(shù)與螺紋脂有關(guān)， 一般取0.02[14］。 圖4 所示為P110 材料應(yīng)力應(yīng)變曲線。

圖4 P110 材料應(yīng)力應(yīng)變曲線Fig.4 Stress-strain curve of P110 material

3 仿真結(jié)果及分析

3.1 上扣扭矩影響分析

通過(guò)對(duì)特殊螺紋施加軸向0.1 mm 和徑向0.16 mm 過(guò)盈， 模擬油管螺紋上扣狀態(tài)， 上扣扭矩為4 410 N·m， 通過(guò)改變螺紋整體前后溫度， 分析了溫差作用下對(duì)螺紋結(jié)構(gòu)的影響。 圖5 示出了不同溫差下最佳上扣扭矩狀態(tài)Mises 應(yīng)力分布。 可以看出， 上扣后螺紋段應(yīng)力水平相對(duì)較低， 最后一扣靠近退刀槽位置和臺(tái)肩密封面上應(yīng)力水平相對(duì)較高； 隨著溫差增大， 整體螺紋段受材料和結(jié)構(gòu)熱脹冷縮變形影響， 應(yīng)力水平有明顯提高， 最大高達(dá)1 372 MPa， 但未出現(xiàn)明顯大面積應(yīng)力高強(qiáng)度區(qū)域。

圖5 不同溫差下上扣狀態(tài)Mises 應(yīng)力分布Fig.5 Mises stress distribution in the make-up state under different temperature difference

圖6 所示為不同溫差下管體外螺紋路徑上Mises應(yīng)力分布及大小。 可見(jiàn)， 沿管體外螺紋路徑上兩側(cè)受接頭結(jié)構(gòu)變形擠壓應(yīng)力水平相對(duì)較高， 中間螺紋齒部分應(yīng)力分布相對(duì)均勻， 略有波動(dòng)； 隨著溫差的增大接頭整體應(yīng)力水平均有明顯提升， 但最大應(yīng)力依舊分布在管體接頭兩側(cè)， 受螺紋結(jié)構(gòu)影響波動(dòng)分布。

圖6 不同溫差下沿管體外螺紋路徑Mises 應(yīng)力分布Fig.6 Mises stress distribution along the external thread path of the pipe body under different temperature difference

圖7 所示為螺紋接頭接觸壓力分布。 可以看出，螺紋處于上扣狀態(tài)時(shí)， 臺(tái)肩和密封面受到結(jié)構(gòu)擠壓產(chǎn)生較大接觸應(yīng)力， 為770 MPa； 最大接觸壓力位于螺紋尾端和退刀槽最后一扣位置， 為1 037 MPa； 受結(jié)構(gòu)影響上扣后螺紋承載面接觸壓力相對(duì)較大。

圖7 螺紋接頭接觸壓力分布Fig.7 Contact pressure distribution of threaded joints

圖8 所示為不同溫差下沿管體外螺紋路徑接觸壓力分布。 上扣后， 受溫差變化影響， 管體外螺紋上接觸壓力也發(fā)生明顯變化， 接觸壓力呈現(xiàn)凹型分布， 兩側(cè)較大， 中間波動(dòng)均勻分布； 隨著溫差的增大整體接觸壓力均有明顯提升； 由于螺紋段相互嚙合處存在空隙， 接觸壓力存在為0 區(qū)域， 呈現(xiàn)獨(dú)立分段分布。

圖8 不同溫差下沿管體外螺紋路徑接觸壓力分布Fig.8 Contact pressure distribution along the external thread path of the pipe body under different temperature difference

3.2 內(nèi)壓變化影響分析

通過(guò)對(duì)接頭施加不同內(nèi)壓， 分析了接頭處Mises應(yīng)力隨內(nèi)壓的變化， 結(jié)果如圖9 所示。 隨著內(nèi)壓的增大， 螺紋接頭Mises 應(yīng)力逐漸增大， 管體外螺紋受內(nèi)壓變化影響應(yīng)力變化迅速； 臺(tái)肩及密封面隨內(nèi)壓的增大應(yīng)力水平達(dá)370 MPa， 但遠(yuǎn)低于材料屈服強(qiáng)度， 未發(fā)生結(jié)構(gòu)失效破壞。

圖9 螺紋接頭處Mises 應(yīng)力隨內(nèi)壓變化Fig.9 Mises stress changes of threaded joints with internal pressure

圖10 所示為不同內(nèi)壓下沿管體外螺紋路徑Mises應(yīng)力分布。 管體外螺紋路徑上Mises 應(yīng)力隨著內(nèi)壓的增大逐漸增大， 最大應(yīng)力出現(xiàn)在第一二扣和最后一扣退刀槽處， 出現(xiàn)部分高應(yīng)力塑性變形， 整體呈現(xiàn)凹型分布；螺紋齒嚙合部位應(yīng)力分布相對(duì)均勻， 總體相對(duì)較低。

圖10 不同內(nèi)壓下沿管體外螺紋路徑Mises 應(yīng)力分布Fig.10 Mises stress distribution along the external thread path of the pipe body under different internal pressure

圖11 所示為不同內(nèi)壓下沿管體外螺紋路徑接觸壓力分布。 隨著內(nèi)壓的增大， 沿管體外螺紋接頭接觸壓力逐漸增大， 最大應(yīng)力出現(xiàn)在最后一扣退刀槽位置； 螺紋嚙合處承載面和徑向接觸部位接觸壓力分布相對(duì)均勻， 整體接觸壓力沿軸向呈現(xiàn)凹型分布趨勢(shì)。

圖11 不同內(nèi)壓下沿管體外螺紋路徑接觸壓力分布Fig.11 Contact pressure distribution along the external thread path of the pipe body under different internal pressure

圖12 示出了螺紋密封指數(shù)隨內(nèi)壓變化曲線。 隨著內(nèi)壓的增加整體密封指數(shù)Wa逐漸增大， 而臺(tái)肩密封指數(shù)Waj隨著內(nèi)壓的增加先逐漸增大后趨于平緩，內(nèi)壓越大增加幅度越小。 無(wú)論有無(wú)螺紋脂， 整體密封指數(shù)Wa均大于臨界密封指數(shù)， 表明螺紋整體密封性能完好， 無(wú)泄漏發(fā)生。 有螺紋脂時(shí)當(dāng)內(nèi)壓超過(guò)62 MPa 時(shí)臺(tái)肩密封指數(shù)Waj小于臨界密封指數(shù)Wac， 密封失效（見(jiàn)圖13 （a） ）； 無(wú)螺紋脂時(shí)當(dāng)內(nèi)壓超過(guò)23 MPa 時(shí)就已經(jīng)發(fā)生泄漏（見(jiàn)圖13 （b） ）。 可見(jiàn)有螺紋脂時(shí)螺紋接頭臺(tái)肩抗密封性能更好， 不易發(fā)生泄漏， 更安全。

圖12 螺紋密封指數(shù)隨內(nèi)壓的變化Fig.12 Thread sealing index changes with internal pressure： （a） with thread grease； （b） without thread grease

3.3 軸向載荷變化影響分析

對(duì)特殊螺紋接頭施加軸向拉伸載荷， Mises 應(yīng)力隨軸向拉伸載荷的變化如圖13 （a） 所示。 隨著載荷的增加， 螺紋整體應(yīng)力水平有明顯提高， 當(dāng)載荷F＝1 200 kN 時(shí)管體以及接頭最后一扣退刀槽位置出現(xiàn)明顯應(yīng)力集中， 最大高達(dá)922 MPa。 臺(tái)肩及密封面隨著軸向拉伸載荷的增加逐漸發(fā)生分離， 應(yīng)力水平相對(duì)較低。

改變載荷施加方向， 對(duì)特殊螺紋接頭施加軸向壓縮載荷， 分析了Mises 應(yīng)力隨軸向壓縮載荷的變化，結(jié)果圖13 （b） 所示。 伴隨載荷的不斷增大， 管體及接頭第一二扣出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象； 臺(tái)肩及密封面受擠壓也出現(xiàn)較高應(yīng)力區(qū)域， 最大應(yīng)力為924 MPa。

圖13 Mises 應(yīng)力隨軸向拉伸載荷和軸向壓縮載荷的變化Fig.13 Mises stress changes with axial tensile load and axial compression load： （a） effect of axial tensile load； （b） effect of axial compression load

圖14 所示為軸向載荷作用下沿管體外螺紋Mises應(yīng)力的變化。 在軸向載荷作用下管體外螺紋路徑上Mises 應(yīng)力分布相對(duì)均勻， 受螺紋幾何結(jié)構(gòu)限制臺(tái)肩及最后一扣位置應(yīng)力水平相對(duì)較高。 其中在軸向拉伸載荷作用下， 螺紋承載面受力較大， 應(yīng)力水平也較高， 而在壓縮載荷作用下， 除臺(tái)肩外導(dǎo)向面也承受一部分軸向壓縮載荷， 應(yīng)力分布呈現(xiàn)波動(dòng)周期分布。螺紋嚙合部分在拉伸工況下的應(yīng)力水平高于壓縮工況； 臺(tái)肩部位在壓縮工況下的應(yīng)力水平高于拉伸工況； 整體上軸向拉伸下應(yīng)力水平波動(dòng)幅度遠(yuǎn)高于壓縮工況。

圖14 軸向載荷作用下沿管體外螺紋Mises 應(yīng)力的變化Fig.14 Mises stress changes along the external thread of the pipe under axial load

圖15 （a） 所示為在拉伸工況下臺(tái)肩處接觸壓力分布云圖。 可見(jiàn)， 拉伸工況下下臺(tái)肩部位發(fā)生分離，致使接觸壓力為0； 密封面受拉伸載荷作用， 接觸壓力由下及上呈現(xiàn)逐漸增大趨勢(shì)， 最大接觸壓力為925 MPa。 圖15 （b） 所示為在壓縮載荷工況下臺(tái)肩處接觸壓力分布云圖。 可見(jiàn)， 受軸向壓縮載荷影響， 臺(tái)肩接觸壓力較大， 最大為852 MPa； 密封面接觸壓力受結(jié)構(gòu)影響呈現(xiàn)凹型分布， 最大為994 MPa。

圖15 拉伸和壓縮工況下臺(tái)肩處接觸壓力分布Fig.15 Contact pressure distribution of threaded joints under tensile and compression conditions： （a） tensile condition； （b） compression condition

圖16 所示為軸向載荷作用下沿管體外螺紋接觸壓力的變化。 可見(jiàn)， 沿管體外螺紋路徑接觸壓力呈現(xiàn)凹型分布， 兩側(cè)接觸壓力相對(duì)集中； 軸向拉伸狀態(tài)下臺(tái)肩處接觸壓力為0， 最大接觸壓力出現(xiàn)在第一二扣及退刀槽位置， 承載面為主要接觸壓力分布位置； 軸向壓縮工況下類似拉伸工況， 但由于導(dǎo)向面也受到一定擠壓， 接觸區(qū)域較多， 曲線分布也相對(duì)較為密集。

圖16 軸向載荷作用下沿管體外螺紋接觸壓力變化Fig.16 Contact pressure changes along the external thread of the pipe body under axial load

圖17 示出了不同軸向拉伸載荷下的螺紋密封指數(shù)。 有無(wú)螺紋脂時(shí)螺紋整體密封指數(shù)Wa均遠(yuǎn)大于臨界密封指數(shù)Wac， 并隨軸向拉伸載荷的增加逐漸增大， 表明螺紋接頭安全可靠， 無(wú)泄漏發(fā)生。 但臺(tái)肩及密封面由于受到拉伸載荷的影響， 臺(tái)肩局部密封指數(shù)Waj均小于臨界密封指數(shù)Wac， 并隨拉伸載荷的增加逐漸減小， 表明臺(tái)肩部位已經(jīng)發(fā)生密封失效， 相對(duì)于螺紋接頭整體也處于不安全狀態(tài)。

圖17 螺紋密封指數(shù)隨軸向拉伸載荷的變化Fig.17 Thread sealing index changes with axial tensile load：（a） with thread grease； （b） without thread grease

圖18 示出了不同軸向壓縮載荷下的螺紋密封指數(shù)。 如圖18 （a） 所示， 有螺紋脂時(shí)整體密封指數(shù)Wa隨軸向壓縮載荷的增加逐漸增大， 并遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于臨界密封指數(shù)Wac； 而臺(tái)肩部位受壓縮載荷影響， 存在臨界安全載荷430 kN， 當(dāng)壓縮載荷小于430 kN 時(shí)臺(tái)肩局部密封指數(shù)Waj小于臨界密封指數(shù)Wac， 存在泄漏風(fēng)險(xiǎn)。 如圖18 （b） 所示， 無(wú)螺紋脂時(shí)整體密封指數(shù)Wa均遠(yuǎn)大于臨界密封指數(shù)Wac， 而在軸向壓縮載荷1 200 kN 以下， 臺(tái)肩局部密封指數(shù)Waj隨壓縮載荷的增加逐漸增大， 但均小于臨界密封指數(shù)Wac， 處于泄漏狀態(tài)。 因此， 油管接頭涂抹螺紋脂將大大增強(qiáng)螺紋接頭的防泄漏能力。

圖18 螺紋密封指數(shù)隨軸向壓縮載荷的變化Fig.18 Thread sealing index changes with axial compression load：（a） with thread grease； （b） without thread grease

4 綜合安全系數(shù)評(píng)價(jià)

通過(guò)綜合分析油管特殊螺紋接頭結(jié)構(gòu)完整性能和密封性能， 得到綜合安全系數(shù)Q隨不同載荷工況條件下的變化情況。 圖19 所示為綜合安全系數(shù)隨內(nèi)壓變化。 可見(jiàn)， 隨著內(nèi)壓的增加綜合安全系數(shù)將逐漸降低， 螺紋接頭的可靠性也逐漸降低， 螺紋接頭有泄漏風(fēng)險(xiǎn)； 有螺紋脂時(shí)整體安全系數(shù)Qa1和臺(tái)肩局部安全系數(shù)Qj1相對(duì)于無(wú)螺紋脂時(shí)Qa2和Qj2， 變化趨勢(shì)相同，但有螺紋脂時(shí)的安全系數(shù)要高于無(wú)螺紋脂時(shí)， 表明螺紋脂對(duì)綜合安全系數(shù)影響顯著。

圖19 綜合安全系數(shù)隨內(nèi)壓的變化Fig.19 The comprehensive safety factor changes with internal pressure

圖20 所示為綜合安全系數(shù)隨軸向載荷變化。 在軸向載荷作用下， 有螺紋脂的整體安全系數(shù)Qa1和無(wú)螺紋脂的整體安全系數(shù)Qa2， 均隨載荷的增加而逐漸增大。 在拉伸載荷工況下， 有螺紋脂的局部臺(tái)肩安全系數(shù)Qj1和無(wú)螺紋脂的局部臺(tái)肩安全系數(shù)Qj2， 隨載荷增大而逐漸減小； 在壓縮載荷工況下， 局部臺(tái)肩安全系數(shù)均隨載荷的增大先增大后趨于平緩， 這是由于在過(guò)大軸向載荷下管體已經(jīng)發(fā)生結(jié)構(gòu)變形破壞。 螺紋整體安全系數(shù)Qa遠(yuǎn)高于臺(tái)肩局部安全系數(shù)Qj， 因此，針對(duì)不同載荷工況應(yīng)對(duì)整體和局部進(jìn)行綜合評(píng)價(jià)。

圖20 綜合安全系數(shù)隨軸向載荷的變化Fig.20 The comprehensive safety factor changes with the axial load： （a） axial tensile condition；（b） axial compression condition

5 結(jié)論

（1） 綜合特殊螺紋接頭結(jié)構(gòu)完整性和密封完整性， 建立了特殊螺紋接頭綜合安全評(píng)價(jià)方法。

（2） 在不同工況條件下特殊螺紋接頭Mises 應(yīng)力和接觸壓力呈現(xiàn)凹型分布趨勢(shì)， 首尾以及最后一扣退刀槽位置是應(yīng)力相對(duì)集中的薄弱部位。

（3） 隨溫差增大， 特殊螺紋接頭整體受材料和結(jié)構(gòu)熱脹冷縮變形的影響， 應(yīng)力水平有明顯提高； 同時(shí)， 受內(nèi)壓影響整體結(jié)構(gòu)應(yīng)力水平和密封性變化明顯； 軸向拉伸載荷導(dǎo)致臺(tái)肩部位逐漸分離， 影響了螺紋接頭的密封性能。

（4） 螺紋脂的添加提高了螺紋接頭整體和局部的密封和安全性能； 內(nèi)壓的增大將導(dǎo)致螺紋接頭安全性降低； 拉伸工況下螺紋整體安全性上升， 而局部臺(tái)肩處發(fā)生分離， 導(dǎo)致安全性反而逐漸降低； 壓縮狀態(tài)下安全性逐漸上升， 但由于管體抗壓性能影響， 過(guò)大載荷下螺紋接頭安全性能也會(huì)下降。