2. 上海海隆石油管材研究所
2. Shanghai Hilong Engineering Research Center for Petroleum Tubular Goods
0 引言
传统的密封方式是橡胶密封,即在接头端部密封槽内放置橡胶密封圈,上扣完成时橡胶密封圈在径向压力作用下发生变形,进而实现密封。由于套管输送的流体中含有较多的H2S和CO2,对橡胶具有一定的腐蚀作用,石油套管工作环境复杂,容易发生高温降解、疲劳失效和压缩载荷突变等失效问题,对橡胶密封的密封性能产生较大影响。同时,井下工具回收时,密封橡胶容易被碎屑刺破而造成破坏和泄漏[1]。据统计,全球18%的海上油气井密封性能不足[2]。油气井的密封失效不易维修、成本较高,造成油气产量降低的同时,还会引发巨大的安全和环境问题。
为了保证石油套管接头在高温、高压和强腐蚀工作环境下的密封完整性,采用金属对金属的密封方式代替橡胶密封。金属对金属密封适用性更广,具有更好的高温稳定性、更高的工作压力、更好的化学兼容性以及更高的抗冲击能力,因而更加适合高温、高压、以及具有冲击载荷、高腐蚀的工作环境。
在21世纪初期,金属对金属密封技术开始逐渐应用于油气井管柱,相继研制出了一系列采用金属对金属密封方式的石油管接头[3-5]。金属对金属具有多种密封结构形式,通常有柱面对柱面、圆弧对圆弧、锥面对锥面以及圆弧对锥面,通过分析和验证,锥面对锥面的密封方式具有更高的密封强度和可靠性。
1 金属对金属密封原理金属表面具有微小的间隙和峰谷不平度,为流体提供了泄漏通道。接箍和管体在径向压力的作用下密封面开始贴合进而发生变形,随着径向压力以及变形的增加,密封面间的间隙被逐渐填充,从而阻断流体的密封通道形成密封[6-8]。金属对金属的密封性能主要取决于金属表面的粗糙度、接触应力、接触长度以及表面硬度差等因素。
2 锥面密封结构石油套管接头石油套管接头由接箍和管体2部分组成,通过锥螺纹连接,其几何模型如图 1所示。笔者采用梯形特殊螺纹,螺纹牙的承载角为-3°,螺纹锥度采用1 : 16,上扣完成时螺纹牙径向过盈量为0.14 mm。在接头端部设有金属对金属的密封结构,密封面装配图如图 2所示。图中:r0为密封结构大端接触面半径,r1为密封结构小端接触面半径,密封面与轴向的夹角为α,定义为密封锥面夹角;扭矩台肩采用逆向结构,与径向的夹角为β,定义为台肩面承载角。密封面起到主要密封作用,扭矩台肩面起到辅助密封和过载保护的作用。
图 3为密封面受力分析图。通过受力分析,要求该石油套管接头的密封性能达到68 MPa。
平衡方程为:
(1) |
式中:FN为密封面上的接触力,N;Fτ为密封面上的摩擦力,N。
接头密封结构采用金属对金属的锥面配合,上扣时,在扭矩的作用下接箍内部与管子外壁接触,随着扭矩的增加,密封面发生变形进而紧密贴合,直到密封面产生足够大的接触压力达到密封效果。一般情况下,在弹性变形的范围内,密封面的径向过盈量越大越好。
2.1 密封锥面过盈量外接头的密封锥面位于端部,容易产生应力集中,事实上在过盈量很小的情况下就会出现局部屈服。锥面径向过盈量较小,将导致密封面密封性能不足,过盈量过大,会产生较大面积的屈服,容易发生粘扣,因此要合理控制过盈量。
上扣完成后,密封面之间的接触应力类似于厚壁圆筒,将接箍和管体简化成一块块小的厚壁圆筒,密封面处的管体为内筒,密封面处的接箍为外筒,根据厚壁圆筒理论可以计算出密封面上的最大径向过盈量。
内筒和外筒的过盈配合模型如图 4所示。内筒的内径为r1,配合后外径收缩变成r2,接触面的径向压力为p;外筒的外径为r3,配合后的内径膨胀变成r2。由于上扣时接头不受内压和外压作用,所以pa=pb=0。内筒和外筒配合后的径向过盈量为δ,其中内筒的径向过盈量为δ1,外筒的径向过盈量为δ2,则有:
(2) |
接触面的过盈量取决于径向压力p,由于过盈量δ较小,在计算时认为内筒的外径和外筒的内径都为r2。
单独对厚壁圆筒进行讨论,采用极坐标分析圆筒任意一点的应力状态。厚壁圆筒示意图如图 5所示。内径为a,外径为b,内压p1,外压p2,圆筒应力分布为轴对称。
边界条件为(τρφ)ρ=D=0,(τρφ)ρ=D=0,(σρ)ρ=d=-q1,(σρ)ρ=D=-q2。
厚壁圆筒理论如下[9]:
(3) |
(4) |
(5) |
式中:σρ为圆筒中任意一点的径向应力;ρφ为圆筒中任意一点的周向应力;μρ为圆筒中任意一点的径向位移。
2.1.1 内筒受力分析对于内筒,内径为a,外径为b,内径接触力为0,外径接触力p为外压p2,即有a=d,b=D,σa=σd=p1=0,σb=σD=p=p2。
(6) |
(7) |
(8) |
式中:δ1为内筒外径处的径向位移,mm。
圆筒在径向压力的作用下不应发生屈服,根据第三强度理论:
(9) |
将内筒的数值代入公式(6) 和公式(7),当p足够大时内筒于外径处最先发生屈服,内筒外径处ρ=b,于是有:
(10) |
式中:
对于外筒,内径为b,外径为c,外径接触力为0,内径接触力p为内压p1,即有b=d,c=D,σb=σD=p1=p,σc=σD=p2=0。
(11) |
(12) |
(13) |
根据第三强度理论公式(9),将外筒的参数代入公式(12) 和公式(13),当p足够大时外筒于内径处最先发生屈服,外筒内径处ρ=b,则有:
(14) |
式中:ξ1=c2/b2。
2.1.3 密封面径向过盈量将公式(8) 和公式(11) 代入公式(2),则有:
(15) |
根据公式(10) 和公式(14),计算出管体密封结构小端面外径处首先发生屈服;再由公式(10) 和公式(15) 可得:
(16) |
在小端面的厚壁圆筒过盈配合中,a=80.624 mm,b=84.238 mm,c=100.252 mm,E=2.06×105 MPa,[σ]=758 MPa,将参数代入公式(16),计算得δ≤0.365 mm。
通过有限元软件Marc对密封结构进行单独分析,当密封面轴向过盈量达到0.35 mm时,在密封结构的小端面处出现屈服,这与计算情况相符。
2.2 密封面参数密封面的锥度较小时允许较大的径向过盈量,密封面锥度较大时有较大的密封长度。密封面对流体形成的阻力与密封长度和接触应力有关,由文献[10]可知:
(17) |
式中:ΔR为流体局部阻力;σc为接触应力;l为密封面长度。
从公式中(17) 可以看出,密封强度与接触应力以及密封长度正相关,因此引入密封强度的概念[11]。密封强度的计算式为:
(18) |
式中:Pz表示密封强度,MPa·mm;L表示接触长度,mm。
通过有限元分析软件Marc对石油套管接头的密封性能进行分析,由于套管接头螺纹的螺旋升角较小,忽略螺旋升角的影响,将其简化成轴对称模型。石油套管接头的相关参数见表 1。
石油套管接头在一定过盈量下的应力分布云图如图 6所示。
图 7为密封面径向过盈量为0.35 mm,台肩轴向过盈量为0.05 mm时,密封锥面不同夹角下的密封强度和等效Von Mises应力。
从图 7可以看出,密封锥面夹角对等效Von Mises应力影响较小,这是因为密封端面局部应力集中产生屈服。当密封锥面与轴向夹角达到20°时, 密封强度最大,同时应力集中发生在非接触部分,因此密封锥面夹角宜选用20°。
2.3 扭矩台肩参数副台肩具有辅助密封和过载保护的作用。辅助密封体现在2个方面:① 副台肩和端面之间形成密封面;② 在轴向拉伸应力作用下,密封面仍能保证良好的密封性能。
图 8为台肩面轴向过盈量为0.05 mm,密封面径向过盈量为0.35 mm时,扭矩台肩在不同承载角下密封面和台肩面的密封强度。从图可以看出,承载角度数增大时,密封面和台肩面的密封强度都在增加。承载角度数越大,越容易产生应力集中,因此要控制承载角的度数。从图还可以看出,当承载角达到15°时,密封面和台肩面的密封强度增长速度下降。
接头在工作状态下承受轴向拉力,套管的抗拉强度计算公式为:
(19) |
式中:F为抗拉强度,N;σs为屈服应力,MPa;D0为外径,mm;d0为内径,mm。
用有限元方法模拟机紧+拉伸状态下石油套管接头的密封性能,控制接头一端的轴向位移,在一端施加4 129 kN的轴向拉伸载荷。机紧+拉伸状态下密封面和台肩面的密封强度以及总密封强度如图 9所示。
由图 9可以看出,台肩面承载角为0°和5°时,在轴向拉力的作用下,台肩面的密封强度为0。随着台肩面承载度数的增加,密封面、台肩面和总密封强度都在增加,但达到15°时,密封强度增加趋于平缓,结合图 8,取台肩面承载角为15°。
由于加工和安装误差,上扣时可能造成密封面承受较大的上扣扭矩,产生粘扣,为了避免上述情况,增添了扭矩台肩。当上扣扭矩过大时,主要扭矩由扭矩台肩承担,起到保护密封面的作用。
设置螺纹牙径向过盈量为0.14 mm时,密封面径向过盈量为0.35 mm,扭矩台肩轴向过盈量为0.05 mm。图 10为在不同上扣圈数下台肩面承担的扭矩与密封面承担的扭矩的比值。在开始阶段,随着上扣圈数的增加,扭矩之比迅速增大,随着上扣圈数的进一步增加,当上扣圈数达到0.925圈时,比值开始趋于平缓,说明台肩面有屈服风险,此时台肩面的轴向过盈为0.11 mm,台肩面与密封面扭矩之比为1.9 : 1.0,因此,如果上扣扭矩过大,大部分扭矩将由台肩面承担,从而起到保护密封面的作用。综上分析,台肩面的轴向过盈不宜大于0.11 mm。
当扭矩台肩面轴向过盈量增加0.06 mm时,螺纹牙径向过盈量以及密封面轴向过盈量变化比较小。综合分析,上扣完成后螺纹牙径向过盈量为0.14 mm,密封面的径向过盈量为0.35 mm,扭矩台肩轴向过盈量为0.11 mm。石油套管接头要达到的密封强度为68 MPa。表 2为套管接头在不同工作状态下的密封性能。
工况 | 密封强度/(MPa·mm) | 密封面平均接触应力/MPa | 安全系数 |
机紧 | 1 671 | 495 | 8.73 |
机紧+拉伸 | 893 | 182 | 2.67 |
机紧+拉伸+内压 | 1 164 | 251 | 3.70 |
从表 2可以看出,在3种工况下石油套管接头都具有良好的密封性能,满足使用要求,在机紧+拉伸状态下接头的密封性能最差,因此在设计时应主要考虑机紧+拉伸状态下的性能。
3 密封试验有限元法是设计的重要工具,全尺寸试验法则是对设计结构的重要验证。在西安石油管材研究院对该石油套管接头进行了拉伸加密封试验。拉伸载荷为4 129 kN,预设内压试验压力100 MPa,加压介质为干燥氮气,采用气泡法和液位法进行泄漏检测,泄漏收集装置采用外压缸。内压加载曲线如图 11所示。
试验中,该石油套管接头的抗拉强度为4 130.33 kN,大于管体本身的抗拉强度,同时能够承受77.34 MPa的内压,因此该套管接头满足现场使用要求。
4 结论(1) 采用解析法进行计算,并经过有限元法验证,密封面的径向过盈不宜超过0.365 mm;密封锥面与轴向夹角为20°时,密封面具有较好的密封性能。
(2) 台肩面能够起到辅助密封和过载保护的作用,扭矩台肩承载角取为15°,轴向过盈量不宜超过0.11 mm。
(3) 对石油套管接头在机紧、机紧+拉伸和机紧+拉伸+内压3种工况下的密封性能进行分析,机紧状态下接头的密封性能最好,机紧+拉伸状态下的密封性能最差,因此在设计时应保证机紧+拉伸状态下的密封性能。
(4) 密封面起到了主要密封的作用,加工时应首先保证密封面的加工精度和表面粗糙度,扭矩台肩轴向过盈量较小,加工时应考虑其加工精度。
[1] | DORT R V. Metal-to-metal seals meet downhole hazard demands[J]. Journal of Petroleum Technology, 2009, 61(1): 24–26. DOI: 10.2118/0109-0024-JPT |
[2] | 崔晓杰, 张瑞, 韩峰, 等. 金属对金属密封组件的有限元分析与试验研究[J]. 石油机械, 2014, 42(8): 107–110. |
[3] | ADAM M, MALCOLM K, MACKENZIE G, et al.Development and installation of a high-pressure-rated bridge plug with metal-to-metal sealing system[R].SPE 99770, 2006. |
[4] | CHAPMAN I C, NOR N M, NG K S, et al.Wireline deployed metal sealing bridge plug system:Operational learning curve and subsequent redevelopment[R].SPE 113891, 2008. |
[5] | MILBERGER L J, RADI A.Evolution of metal seal principles and their application in subsea drilling and production[R].OTC 6994, 1992. |
[6] | 刘毅, 徐学中. 机械结构渗漏的机理分析及解决措施[J]. 润滑与密封, 2005(2): 176–178. |
[7] | 袁磊. 金属波纹管静密封技术研究[D]. 南京: 南京理工大学, 2008. |
[8] | 崔晓杰. 金属密封技术的研究进展及密封机理分析[J]. 石油机械, 2011, 39(增刊1): 102–105. |
[9] | 徐芝纶. 弹性力学[M]. 北京: 高等教育出版社, 2004. |
[10] | 万秀琦, 周鲲, 张英敏. 胶心的研制及室内试验[J]. 胜利油田职工大学学报, 2009, 23(6): 55–57. |
[11] | 吴稀勇, 闫龙, 陈涛, 等. 弯曲载荷下特殊螺纹接头密封性能的有限元分析[J]. 钢管, 2010, 39(6): 71–73. |