特殊螺纹气密封性能评价研究

马艳琳，李天雷，张　智，许红林

(1.中国石油工程设计有限责任公司西南分公司　四川　成都　610041；2.中国石油集团石油管工程重点实验室酸性油气田管材腐蚀与防护研究室　四川　成都　610041；3. 西南石油大学油气藏地质及开发工程国家重点实验室　四川　成都　610500；4.重庆科技学院石油与天然气工程学院　重庆　401331)



·试验研究·

特殊螺纹气密封性能评价研究

马艳琳1，2，李天雷1，2，张智3，许红林4

(1.中国石油工程设计有限责任公司西南分公司四川成都610041；2.中国石油集团石油管工程重点实验室酸性油气田管材腐蚀与防护研究室四川成都610041；3. 西南石油大学油气藏地质及开发工程国家重点实验室四川成都610500；4.重庆科技学院石油与天然气工程学院重庆401331)

针对特殊螺纹实现高气密封能力的问题，基于密封接触应力分布及其变化规律建立了锥面对锥面主密封过盈接触应力以及井下载荷工况下扭矩台肩面实际接触应力计算模型，并且基于密封接触能机理和密封面极限屈服条件建立了特殊螺纹气密封性能定性评价方法。以锥面对锥面主密封为例，对比分析了7种井下载荷工况对密封面平均接触应力、密封接触长度以及主密封面和台肩面的密封性能影响规律，绘制了防泄漏安全系数为1.0、1.5和2.0时锥面对锥面密封结构的密封包络线。结果表明：轴向拉伸载荷和环空外压会降低主密封结构和台肩面密封性能，轴向压缩载荷和油管温度升高有利于提高主密封结构和台肩面密封性能，而气体内压对主密封面接触应力有自增强效应，但会降低台肩面接触应力；控制合理环空内压以及上扣时台肩面作用扭矩有利于减小井下载荷工况对油管特殊螺纹密封性能的影响；绘制的密封包络线可以方便地设计锥面对锥面密封结构参数。

特殊螺纹；气密封；锥面对锥面；接触应力；主密封参数；评价

0　引　言

油套管螺纹连接是完井管柱最薄弱部位，据统计有近80%的油套管失效事故均发生在螺纹连接处[1]。目前，油套管螺纹包括两大类[2]：一类是按照API(American Petroleum Institute)标准生产和检验的油套管螺纹；另一类是油套管特殊螺纹。API标准油套管螺纹具有技术成熟、标准化生产、互换性好以及成本低等优点，由于其是针对早期常规油气井而开发，难以适应超深、高温、高压、高腐蚀以及高压注蒸汽等极端恶劣工况，螺纹连接强度低(API圆螺纹仅为管体强度的60%～80%)、密封性能差(高温对螺纹脂影响大)、应力水平高、耐腐蚀性能差以及上扣控制难等方面。油套管特殊螺纹通过对API螺纹进行螺纹和密封结构的改进优化以满足各种复杂恶劣工况下的性能要求，普遍具有连接强度高(100%管体强度或更高)和密封性能好等优点[3-5]。1965年，Clinedinst通过解析法和全尺寸试验法较系统研究了圆螺纹连接滑脱失效以及断裂失效强度公式[6]。1977年，Clinedinst又研究了内压和弯曲载荷对API油套管弹性强度的影响，其建立的强度公式经修正后被API采纳[7]。1982年，Schneider通过理论建模得出了上扣和内压作用下API圆螺纹和偏梯形螺纹弯曲应力计算公式[8]。Grewal研究了螺纹连接各螺纹牙之间的受力分布，重点分析了螺距、牙形和牙数等因素对螺纹连接载荷分布的影响规律[9]。Nassar等通过对螺纹面的三维几何描述建立了考虑螺距、螺纹剖面角、静动态摩擦系数的新的上卸扣扭矩解析模型[10]。针对圆柱形管螺纹连接，Chen等基于弹性力学通过分析单个内外螺纹牙的变形，建立了计算螺纹上扣拧紧轴向载荷分布新模型[11]。2008年，Toshimichi等在对螺纹螺旋角进行精确描述基础上采用有限元分析了螺旋角对螺纹根部应力的影响[12]。2010年，Xie等研究了热采井循环载荷作用下API套管和特殊螺纹套管的结构完整性和密封能力，对比分析表明特殊螺纹最适合于热采井[13]。2010年，黄翠英等评价了储气库中的特殊螺纹密封性能，分析表明注气工况下泄漏概率较大[14]。刘贤玉等研究了弯曲载荷下隔水管特殊螺纹力学行为[15]。申昭熙等基于有限元概率分析功能研究了特殊螺纹密封性能[16,17]。2011年，吕拴录等通过检验发现了某偏梯形螺纹套管紧密距不合格以及外螺纹出现损伤[18]。2012年，曹银萍等分析了某特殊螺纹在内压和轴向力复合载荷作用下油管螺纹的应力分布[19,20]。Kane等对高含H2S或CO2气井服役环境中两种型号螺纹连接抗环境开裂进行了试验评价，基于试验结果还详细分析了螺纹的失效位置和产生的裂纹形式[21]。潘志勇等对某直井偏梯形特殊螺纹套管螺纹滑脱失效进行了理论分析并进行了相关试验研究[22]。2013年，王新虎等通过试验研究了两种特殊螺纹套管在不同压应力下的腐蚀行为[23]。2014年，许志倩等通过引入微观泄漏理论，建立了基于表面粗糙度和密封结构加工参数的特殊螺纹气体泄漏率理论模型并通过了试验验证[24]。

目前对特殊螺纹密封性能的研究主要通过有限元分析和试验方法，此类方法较难揭示螺纹连接密封失效机理，因此，本文通过引入接触力学理论系统研究特殊螺纹不同结构主密封和台肩面接触应力分布规律，提出了新的密封性能评价方法，从而为定性和定量评价特殊螺纹密封性能、优化密封结构参数提供理论指导。

1　理论模型

1.1特殊螺纹密封原理

特殊螺纹金属对金属主密封属于典型的接触式密封，一般认为防止管内流体泄漏的条件为：金属密封面上的平均接触应力大于拟密封管内流体压力。多年以来，大多学者将此作为油套管螺纹(包括API螺纹和特殊螺纹)连接密封设计的依据。然而，该密封判据是建立在密封面完全光滑的基础之上的。实际上，无论何种金属加工工艺都不可能使得密封面完全光滑，密封面均存在一定的粗糙度，因此上扣后过盈配合的密封面之间永远存在微小间隙，螺纹泄漏速度永远不为零。根据流体力学理论，流体通过微小间隙时的流动阻力可表示为：

ΔR∝ΔL/S

(1)

式中：ΔR为流体通过微小间隙流动阻力，N；ΔL为泄漏路径最小长度，mm；S为微小间隙的横截面积，mm2。

显然，要减小流体泄漏速度，就必须增大流体流动阻力，这一方面可增大流体泄漏路径ΔL，另一方面可减小微小间隙的横截面积S，而流通横截面积S的减小必须增大密封面平均接触应力。

1.2特殊螺纹主密封径向接触应力

油套管特殊螺纹金属对金属主密封结构主要包括协调式和非协调式接触密封两大类，它们均是通过密封面的径向过盈配合来产生密封接触应力的，对于前者可采用厚壁圆筒过盈配合理论计算密封面过盈接触应力，而对后者可借助接触力学相关理论计算密封面过盈接触应力。同时，大多数特殊螺纹还具有台肩辅助密封结构，而台肩面接触应力很大程度上由上扣扭矩决定。

1.2.1锥面对锥面主密封过盈接触应力

锥面对锥面密封结构属于协调式接触密封，它可以是单锥面密封、双锥面密封，甚至多锥面密封，锥面对锥面密封示意图如图1所示。其中，单锥面密封结构应用最为广泛，如图1(a)所示，双锥面密封结构是在常规单锥面密封结构前端增加一个更大锥度的锥面，从而使整个密封面上应力分布更均匀，以改善密封效果，如图1(b)所示。

图1　锥面对锥面密封示意图

锥面对锥面密封结构径向过盈接触应力为：

(2)

式中：psN为密封面法向接触应力，MPa；rc为管体内筒和接箍外筒接触面半径，mm；r0为管体内半径，mm；Ec为接箍弹性模量，GPa；Ep为管体弹性模量，GPa；νp为接箍泊松比，无量纲；νp为管体泊松比，无量纲；R0为接箍外半径，mm；γs为密封面半锥角，°；δsr为初始设计过盈量，mm。

1.2.2扭矩台肩面实际接触应力

油套管特殊螺纹预紧后台肩面即存在初始预紧应力psh，在轴向载荷以及内外压和温度作用下台肩面接触应力还会变化，各种载荷作用下台肩面实际接触应力为

(3)

1.3特殊螺纹气密封性能定性评价

1.3.1密封面极限屈服理论

针对非协调接触式金属对金属密封结构，本文提出设计或评价这类密封结构密封性能准则为：密封面最大接触应力等于(或趋近)密封面材料屈服强度σy、密封面平均接触应力大于拟密封气体压力的2倍，同时尽量增大有效密封接触长度。此外，由于密封面接触应力水平高，密封气体内压对密封面接触应力的自增强效应不可忽略。以球面对柱面密封结构为例，考虑密封面平均过盈接触应力等于最大接触应力的π/4倍，其密封准则为：

(4)

密封接触有效长度为：

(5)

式中：Rs为球面半径，mm；δdN为球面对柱面设计最大法向过盈量，mm；σy为密封面材料屈服强度，MPa。

1.3.2特殊螺纹气密封性能评价方法

对特殊螺纹密封性能评价的理论方法研究主要包括两大类：一类主要是针对锥面对锥面等协调接触密封形式，此类密封大多基于密封接触能机理或基于试验数据修正后的密封接触能机理的评价方法；另一类主要是针对球面对锥面等非协调接触式密封，由于这类密封结构密封面接触应力水平高，密封接触宽度相对较小，因此通过密封面局部屈服产生塑性流动充填实现密封。然而，密封面屈服对高强度钢和镍基合金管密封可靠，但对某些材料可能会导致应力松弛，产生泄漏，而对另一些材料可能会产生应力腐蚀穿孔或形成沟槽，丧失密封。为此，本文提出设计或评价这类密封结构密封性能准则为：保证密封面不屈服的情况下尽量增大密封接触宽度。

密封接触能机理认为，阻止气体通过金属对金属密封结构的流动阻力可由密封接触强度fs表征，它定义为密封接触应力在有效密封长度上的积分值。

(6)

式中：fs为密封接触强度，N/mm；Les为有效密封接触长度，mm；psN为密封面法向接触应力，MPa；ws为密封面接触半宽，mm。

对于高温高压井特殊螺纹连接，Murtagian等通过物理试验和数值模拟方法研究了静态金属对金属密封面密封性能与密封接触应力剖面的经验函数关系，提出了金属密封性能参数Wa和油套管特殊螺纹连接时密封性能参数的临界值Wac[25]。

(7)

(8)

式中：Wa为金属对金属密封性能评价指数，mm·MPa1.4；Wac为临界密封指数，mm·MPa1.4；patm为大气压力，MPa。

Xie等采用有限元模拟的方法，考虑高温高压气井油管实际密封失效经验和已有数据的回顾并结合ISO 13679中规定的极限泄漏速度又提出了高温高压油套管特殊螺纹连接时密封性能参数的临界值Wac[26]。

Wac=10×(pgas/patm)0.838

(9)

1.4主密封参数设计方法

考虑加工尺寸偏差、动载荷等其他条件对密封性能的影响，设计时给予一定的防泄漏安全余量，定义防泄漏安全系数为：

SFleak=Wa/Wac

(10)

式中：SFleak为金属对金属密封结构防泄漏安全系数，无量纲。

SFleak>1表明不发生泄漏，SFleak=1表明临界泄漏状态，SFleak<1表明发生泄漏。显然，SFleak可用于评估设计的金属对金属密封结构防泄漏能力。SFleak应是越大越好，一般控制在1.5～2.0。

2　现场应用

以锥面对锥面密封结构为例，对比分析轴向拉伸、压缩、气体内压、环空外压以及温度等不同井下载荷工况特殊螺纹密封接触应力以及基于密封接触能机理的密封性能评价方法，对不同载荷工况下两种密封结构进行密封性能评价，计算时采用P110钢级EU-B型油管特殊螺纹的基本参数：螺纹大端直径为95.25 mm，管体名义外径为88.90 mm，壁厚为9.52 mm，管体外螺纹本体内径为69.86 mm，接箍内螺纹本体外径为114.3 mm，偏梯形套管螺纹中径为93.68 mm，机紧后外螺纹端部接箍螺纹根部直径为92.20 mm，台肩面外径为88.24 mm，管体本体抗内压强度为142 MPa，抗拉载荷为1 800 kN，锥面对锥面密封结构设计接触长度为10 mm，锥面锥度1∶10，过盈量0.3 mm，台肩面预紧接触应力均取70%管体屈服强度。

2.1密封面接触应力对比分析

为分析不同井下载荷工况对密封面接触应力分布和螺纹密封性能影响程度，将七种井下载荷工况下(对应设置最大载荷)两种密封结构主密封面接触长度、主密封面和台肩面平均接触应力与上扣工况对应密封参数进行对比，各种工况编号如下：A-上扣工况，为基本对照工况；B-上扣+轴向拉力1 800 kN工况；C-上扣+内压120 MPa工况；D-上扣+内压80 MPa+轴向拉力1 200 kN工况；E-上扣+内压80 MPa+轴向压力600 kN工况；F-上扣+内压80 MPa+轴向拉力800 kN+外压120 MPa工况；G-上扣+内压40 MPa+轴向拉力1 200 kN+油管螺纹部位温度增加90℃工况。对比结果如图2所示，分析可知，除锥面对锥面密封接触长度基本不变外，球面对柱面密封接触长度和两种密封结构主密封面、台肩面平均接触应力受井下工况载荷影响明显，且它们的变化趋势基本相同。对于锥面对锥面密封结构，除B、F工况外，密封面平均接触应力均增大；对于球面对柱面密封结构，除E、G工况外，密封面接触长度均降低，除C、E、G工况外，密封面平均接触应力也均降低；对于扭矩台肩，除E、G工况外，台肩面平均接触应力均降低，综合分析表明：总体上轴向拉伸载荷和环空外压会降低主密封结构和台肩面密封性能，轴向压缩载荷和油管温度升高有利于提高主密封结构和台肩面密封性能，而气体内压对主密封面接触应力有自增强效应，但会降低台肩面接触应力。

图2　不同井下载荷工况下密封接触长度和平均接触应力对比

2.2特殊螺纹气密封性能评价

采用基于密封接触能机理的密封性能评价方法对以下A～G七种工况下两种密封结构进行密封性能评价，且假设拟需要密封的最大气体内压均为120 MPa，则其临界密封指数为38 985.68 mm·MPa1.4。进一步根据七种工况下密封面平均接触应力和密封接触长度可计算各自密封指数，并与临界密封指数进行对比，从而判断其密封性能，如图3所示。A为上扣工况，是基本对照工况；B为上扣+轴向拉力1 800 kN工况；C为上扣+内压120 MPa工况；D为上扣+内压80 MPa+轴向拉力1 200 kN工况；E为上扣+内压80 MPa+轴向压力600 kN工况；F为上扣+内压80 MPa+轴向拉力800 kN+外压120 MPa工况；G为上扣+内压40 MPa+轴向拉力1 200 kN+油管螺纹部位温度增加90℃工况。

图3　七种井下载荷工况下特殊螺纹密封指数及密封性能评价图

分析图3可知，当拟密封气体内压为120 MPa时，七种井下载荷工况下锥面对锥面主密封均不能满足气密封要求；球面对柱面主密封在B、F工况下不能满足气密封要求；台肩面在B、D、F工况下不能满足气密封要求，这可能是由于计算密封面临界密封指数过于保守所致。如果采用式(8)计算临界密封指数，则七种井下载荷工况下锥面对锥面、球面对柱面主密封以及台肩面均能满足120 MPa的气密封要求。同时，对各种工况下密封指数对比分析可知，轴向拉伸载荷(B)和环空外压(F)会降低主密封结构和台肩面密封性能，轴向压缩载荷(E)和油管温度升高(G)有利于提高主密封结构和台肩面密封性能，而气体内压(C)有利于提高主密封面密封性能，但同时会降低台肩面密封性能。因此，为减小井下载荷工况对油管特殊螺纹密封性能的影响，一方面应该避免过高的环空内压；另一方面必须合理控制上扣时台肩面作用扭矩，既要避免台肩面扭矩不足导致台肩面初始应力较低而在拉伸和内压作用下密封性能下降，也要避免台肩面作用扭矩太大，从而降低台肩面因应力松弛和缝隙腐蚀而导致的泄漏风险。

2.3主密封参数设计

根据金属对金属密封面接触应力理论和密封性能评价方法，以密封面有效接触长度Les和密封径向过盈量δsr为目标设计参数，假设密封气体内压力为70 MPa，计算了防泄漏安全系数分别为1.0、1.5和2.0时锥面对锥面密封结构的密封包络线，如图4所示。分析图4可知，随着防泄漏安全系数增大，密封包络线逐渐向右上方偏移，为满足气密封要求，密封参数组合(Les，δsr)必须位于各密封包络线右上方区域。利用图4可方便地设计锥面对锥面密封结构参数，例如，当设计密封面接触长度为5 mm时，要使得防泄漏安全系数大于1.5，径向过盈量至少为0.20 mm，此时能保证该密封结构至少能密封住70 MPa的气体内压力。

图4　不同防泄漏安全系数下锥面对锥面密封包络线

3　结　论

1)建立了锥面对锥面主密封过盈接触应力以及井下载荷工况下扭矩台肩面实际接触应力计算模型，基于密封接触能机理和密封面极限屈服条件建立了特殊螺纹气密封性能定性评价方法。

2)轴向拉伸载荷和环空外压会降低主密封结构和台肩面密封性能，轴向压缩载荷和油管温度升高有利于提高主密封结构和台肩面密封性能，而气体内压对主密封面接触应力有自增强效应，但会降低台肩面接触应力。

3)为减小井下载荷工况对特殊螺纹密封性能的影响，一方面应该避免过高的环空内压；另一方面必须合理控制上扣时台肩面作用扭矩。

4)绘制了防泄漏安全系数分别为1.0、1.5和2.0时锥面对锥面密封结构的密封包络线，利用该密封包络线可方便地设计锥面对锥面密封结构参数。

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Research on Gas Seal Performance of Premium Thread

MA Yanlin1,2, LI Tianlei1,2, ZHANG Zhi3, XU Honglin4

(1.ChinaPetroleumEngineeringCo.Ltd.,SouthwestCompany,Chengdu，Sichuan610041,China;2.DepartmentforTubularGoodsCorrosionandProtectioninSourOilandGasFieldsofKeyLaboratoryofPetroleumTubularGoodsEngineering,CNPC，Chengdu，Sichuan610041,China;3.StateKeyLaboratoryofOil&GasReservoirGeologyandExploitation,SouthwestPetroleumUniversity,Chengdu,Sichuan610500,China;4.SchoolofPetroleumandNaturalGasEngineering,ChongqingUniversityofScienceandTechnology,Chongqing401331,China)

With view to high pressure gas sealing performance of premium thread, a calculation model of interference constant stress of primary sealing structure for conical surface to conical surface and the actual constant stress of torque shoulder surface under downhole loads was established based on the distribution of sealing constant stress and its variation law. A qualitative evaluation method of gas sealing performance of premium thread on the basis of sealing contact mechanism and the sealing surface ultimate yield condition was proposed. One case study was conducted on conical surface to conical surface of primary sealing. The influences of 7 kinds of downhole loads on the average constant stress of sealing structure, sealing contact length and primary sealing surface and shoulder surface were comparatively analyzed. And the performance of the sealing envelope curves of the conical surface to conical surface while the leakage prevention safety factor is 1.0, 1.5 and 2.0 were drawn. It is shown that both the axial tensile load and annulus pressure would reduce the sealing performance of primary sealing structure and shoulder surface; the axial compression load and tubing rising temperature are beneficial to improve the sealing performance of primary sealing structure and shoulder surface, however, the internal pressure of gas have self-enhancement effects on contact stress of primary sealing surface will reduce the shoulder surface contact stress. The reasonable annulus pressure and torque of shoulder surface during screwing can improve the sealing performance of premium thread of tubing. The sealing envelop curve is convenient to design the parameters of conical surface to conical surface.

premium thread; gas seal; conical surface to conical surface; contact stress; primary sealing parameters; evaluation

四川省杰出青年基金项目“页岩气水平井套管完整性研究”(项目编号：2016JQ0010)。

马艳琳，女， 1975年生，工程师，1996年毕业于西南石油学院油气储运专业，现从事油气田开发地面建设内部集输项目的设计和科研工作。E-mail：mayanlin_sw@cnpc.com.cn

TE931

A

2096-0077(2016)04-0025-05

2016-03-09编辑：屈忆欣)