0 引言
随着油气资源的进一步开发，日趋恶劣的开采环境对钻杆接头的密封性能提出了更高的要求。现阶段我国使用的API标准钻杆普遍存在承受扭矩能力不足和气密封性差等问题。以NC38钻杆接头为例，虽然其单台肩结构具有易加工和操作简单的优势，但也存在密封性能差及疲劳寿命短等缺陷。目前，国内油气井因接头密封失效而引起的事故时有发生，开发高性能的气密封钻杆接头迫在眉睫。
笔者提出了一种新型气密封钻杆接头--NCS38气密封接头。这种接头在NC38的基础上，设置了专门的径向金属密封结构以及辅助扭矩台肩[1]，实现了API接头无法实现的气密封性能。径向金属密封结构的设置，克服了现有接头依靠直台肩和螺纹进行密封的缺陷，径向过盈几乎不受轴向拉力的影响，接头的密封效果显著增强。目前这种接头已通过了气密封试验的考核，并进行了小批量生产。笔者采用有限元方法，对NCS38气密封钻杆接头进行模拟仿真，对密封参数(密封面锥度和过盈量) 进行结构优化，并进行了试验验证。
1 NCS38钻杆接头的结构NCS38钻杆接头的基本结构见图 1。与普通NC38接头相比，其改进主要体现在以下3个方面。
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| 图 1 NCS38接头的结构示意图 Fig.1 Structural schematic of the NCS38 joint |
1.1 设置了金属/金属密封结构
密封的本质在于控制密封空间与周围环境之间的质量交换，因此决定流体(气体) 密封度的基本要素是流体流动的推动力和连接件接合面的间隙。显然密封的关键在于降低推动力和阻断流动间隙(增大流动阻力)。考虑到钻杆接头管体厚度及内部空间有限，NC38气密封钻杆接头的密封结构采用圆锥面过盈接触式密封，锥面密封的接触面积大，在有限的空间内能产生较大的接触应力。这也是NCS38气密封接头与同规格NC38接头的根本区别，具体作法是在接头外螺纹鼻端和内螺纹内镗孔部位增设了一圆锥面接触密封结构，其中密封面的锥度及过盈量是影响NC38气密封接头密封性能的关键。
1.2 改进了螺纹设计并增加了应力减轻槽NCS38气密封接头螺纹采用三角形螺纹，这种螺纹加工工艺成熟，具有较好的上扣稳定性，更重要的是可以实现与API接头的互换。螺纹牙型半角为30°，螺距6.35 mm。为降低螺纹处的应力集中，减小了螺纹过盈量，并增加了应力减轻槽。
1.3 设置了副扭矩台肩NCS38气密封接头采用双台肩结构，在主台肩上加工有半圆形的应力减轻槽，对螺纹的应力集中有一定缓和作用。与API接头相比，NCS38气密封接头在靠近管体螺纹消失处增加了一个副台肩，起到了良好的抗过扭矩和辅助密封效果。
NCS38气密封接头采用锥面接触式密封。相比于点、线密封，锥面密封具有更大的接触面积；同时，与橡胶圈密封相比，锥面密封受地层温度的影响小，且装配更方便。锥面密封的原理在于外螺纹与内螺纹密封锥面存在过盈量，通过金属面的相互挤压产生接触压力，阻塞泄漏通道实现密封。NCS38气密封接头设置了专门的金属密封机构，同时主、副台肩和螺纹也起到一定的密封作用，因此其密封性能大大提高。
2 计算模型建立气密接头的接触计算是一个高度非线性的问题，再加上材料非线性和几何非线性问题，要建立一个完善而精确的数学模型，并求得解析解非常困难。通常采用有限元方法求解。对于二维接头模型，通常以增加主台肩过盈量的方式来模拟上扣扭矩的作用。根据该规格钻杆接头API推荐扭矩值18 070 N·m，通过换算可得主台肩过盈量为0.27 mm。
2.1 基本假设对气密封钻杆接头进行有限元分析时，分析过程中为了便于处理，在不影响问题实质的前提下，引入以下假设[2]：
(1) 接头材料为低合金钢，可视为各向同性材料；模型采用理想弹塑性模型，在弹性区采用Hook定理，在塑性区采用Von Mises屈服准则以及Prandtl-Reuss塑性流动增量理论[3]。
(2) 由于螺纹的螺旋升角很小(通常小于2°)，所以可以忽略接头螺纹螺旋升角的影响，将模型简化为轴对称结构。
(3) 由于使用了锌粉末质量分数占40%~60%的螺纹脂，认为此时配合面(包括螺纹之间与台肩面之间) 间的摩擦因数为0.08。
根据以上假设，将接头按轴对称问题处理，采用Marc软件的前后置处理器Mentat进行建模和网格的划分。由于三角形网格可以根据需要对接触区生成质量较高的网格，并易收敛，所以选用轴对称三节点三角形实体单元进行分析。采用直接约束法来处理边界问题，这也是接触问题中最常用的方法。根据材料特性，计算参数取值为：弹性模量206 GPa，泊松比0.29，屈服强度827.5 MPa (根据API标准，所有工具接头的最小屈服强度都是827.5 MPa)，材料的应力-应变曲线采用理想弹塑性模型。
2.2 几何建模增加锥形密封面后的钻杆接头如图 1所示(该密封锥面的角度设计参考了Grant Prideco公司开发的XT-M接头，取15°角)，接头外径D=127.00 mm，内径d=61.90 mm。密封面位于外螺纹鼻端，外螺纹内镗孔部位，距离外螺纹鼻端1.71 mm，距离内螺纹副台肩3.38 mm。根据前文的假设，采用轴对称三节点三角形实体单元建立的离散模型如图 2所示。
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| 图 2 有限元模型及网格划分 Fig.2 Finite element model and meshing |
2.3 密封判据
接头的金属/金属密封结构在满足以下3个条件时具有较好的密封性能。一是接触应力要达到一定量级，使泄漏面积减小；二是接触面积尽可能大，使泄漏路径较长；三是VME (Von Mises Equivalent) 应力要低于材料的屈服应力。因此密封性能除了考虑密封面的接触应力外，还应考虑接触面长度的大小。
对于任何一个特殊螺纹接头的金属/金属密封结构来说，既要满足对接头内部流体压力的阻隔，又要满足上扣和使用过程中金属/金属密封结构不至于损坏。为此，要保证金属/金属密封结构能够有效地密封，则必须同时满足式(1) 和式(2) 的要求，否则密封就会失效[4]。
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(1) |
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(2) |
式中：σc为接触应力，MPa；p为接头内部流体压力，MPa；s1为最小耐压安全系数，取1.5~2.0；σmax密封接触面最大应力，MPa；σs密封结构屈服强度，MPa；s2为密封结构破坏安全系数，取1.1~1.2。
式(1) 和式(2) 可以看作是金属/金属密封结构的密封判据。由于上述判据实际操作起来比较困难，目前通常采用密封面上的接触应力沿着密封长度的积分，作为考量接头密封性能的依据，该面积定义为密封指数或者积分强度(Sealindex)。积分强度(密封指数) 定义为密封面上接触应力对接触长度的积分，接触应力反映了接触面上对应节点的应力大小；积分强度则综合体现了接触应力和接触长度的效果。计算公式为：
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(3) |
式中：S为密封指数，MPa·mm；L为接触长度，mm。
3 计算结果分析选取锥面的锥度配合为15°-15°、15°-16°和16°-16°，建立3组有限元模型，分别按照API推荐上扣扭矩进行上扣。
3.1 等效应力分析从计算结果中可以发现，应力集中出现在主密封面及2台肩处。对于螺纹而言，最大应力出现在距外螺纹自由端最远螺纹牙牙底[5]。这与实际情况相符合。
3.2 接触应力分析图 3为3组模型在不同过盈量下的锥形密封面的接触应力分布图。
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| 图 3 不同锥度配合情况下的接触应力分布 Fig.3 Contact stress distribution under different taper fit |
从图 3可见，2组模型的接触应力都随过盈量I的增加而增加，过盈量并不改变接触应力的分布趋势。其中15°-15°螺纹接头与16°-16°螺纹接头密封面处的接触应力分布出现两头大中间小的趋势，符合锥面密封要求。从图 3b可以看出，15°-16°螺纹接头模型密封面的接触线长度比其他2类模型要短(当过盈量为0.075 mm时仅为其他2类模型的1/2)。对于金属对金属锥面密封，密封锥度不匹配往往会使接触面积减小，增加泄漏风险。如图 3b所示，接触长度减小由锥度不匹配引起。然而15°-15°和16°-16°接头模型在左侧出现接触应力峰值，并未呈现理想的双峰值应力分布。这一现象说明这2组模型同样存在锥面角度不匹配的问题。分析其原因可能是因为主台肩面存在较大的过盈量(0.270 mm)，使得原本匹配的锥面产生一定翘曲，相互不再完全匹配。从以上接头模型的接触应力分布特点可以看出，比较理想的锥面配合应使内螺纹锥面角度在15°~16°之间。
3.3 锥面角度优化根据初步计算结果，保持外螺纹锥面角为15°不变，内螺纹从15°开始，每增加0.1°便取1组模型，共取11组模型，绘制各模型在I=0.113 mm时密封面上的应力分布图，见图 4。由图可见，保持外螺纹密封锥面角度为15°不变，当内螺纹密封锥面角度在15.1°~15.9°之间变化时，密封面能获得比较均衡的双峰值应力分布，特别当内螺纹密封锥面角度取15.6°时，密封面能获得近乎平衡的双峰应力分布，接触应力分布更均匀。
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| 图 4 优化模型密封面接触应力分布图 Fig.4 Contact stress distribution of the sealing surfaceof the optimized model |
图 5为各组模型最大VME应力分布图。由图可知，外螺纹与内螺纹的最大VME应力分布趋势大体相同，当内螺纹锥面角度超出15.8°后，密封面上的VME应力已达到或超出材料的屈服极限，密封面可能出现粘结等损伤。其他模型应力在450~800 MPa之间，材料仍处于弹性变形阶段。
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| 图 5 VME应力分布 Fig.5 VME stress distribution |
图 6所示为11组模型的接触应力积分强度图。由图可见, 除去3组VME应力高于材料屈服应力的模型，当内螺纹锥面角度大于15.3°时，密封强度(即接触应力的积分值) 达到了2 500 MPa·mm左右，具有良好的密封性能[6]。通过以上分析，推荐该接头的锥面优化角度为外螺纹15.0°不变，内螺纹由15.0°上升到15.6°，此时接触面上VME应力水平最低，且应力分布最为均匀。以积分强度作为密封性能的评价标准，锥面优化后的接头密封性能比原设计提高了57.7%。
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| 图 6 锥面优化模型的积分强度 Fig.6 Integral intensity of the optimized cone model |
3.4 密封过盈量优化
密封过盈量的大小直接影响接头的密封性能[7]。如前文所述，判断钻杆接头密封性能时除要求密封面接触应力的积分强度要尽可能高之外，还要保证其VME应力要低于材料的屈服应力，以防止密封面出现大范围屈服，影响接头的使用寿命。
为了确定合理的接头密封面过盈量，笔者对15.0°-15.6°模型选取I为0.075、0.090、0.105、0.113、0.120、0.135、0.150、0.200、0.250和0.300 mm共10组模型做对比分析。图 7为10组模型外螺纹密封面上最大VME应力分布图。从图可以看出，当I=0.200 mm时，密封面上的VME应力值最低为628.96 MPa；当I=0.300 mm时，最大VME应力值已超出了材料的屈服极限，密封锥面易出现粘结和材料剥落等损伤[8-10]，甚至出现密封失效。
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| 图 7 过盈量优化模型VME应力分布 Fig.7 VME stress distribution of the interferenceoptimized model |
图 8为10组模型的积分强度图。由图可看出，随着过盈量的增加积分强度大体呈先上升后下降的趋势。在I=0.200 mm时，积分强度取最大值3 064.62 MPa·mm。当过盈量超过0.250 mm时，积分强度迅速下降，这可能是因为所选过盈量偏大，接头密封面出现损伤导致接触应力的迅速下降。
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| 图 8 过盈量优化模型的积分强度 Fig.8 Integral intensity of the interference optimized model |
综合图 7和图 8的计算结果，优化接头的过盈量为0.200 mm，密封性能比原设计提高了17.0%。
4 试验验证利用专用螺纹车床，加工出了NCS38气密封钻杆接头，并进行了上卸扣试验和气密封性能验证试验。图 9为15.0°-15.6°配合接头在I=0.200 mm时卸扣后的密封面接触情况。从图可以看出，密封面接触均匀，有明显的接触痕迹，但没有损伤。图 10是锥度不匹配的情况(15°-16°配合)，在I=0.300 mm时卸扣后的密封面接触情况，外螺纹发生金属脱丝，内螺纹有积瘤生成，产生了比较明显的粘结现象，说明所选过盈量偏大。图 10密封面出现接触损伤的同时可以看出其接触面积明显小于图 9，说明所选密封面锥度不匹配。试验结果和有限元分析结果相符。
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| 图 9 锥度匹配最优(15.0°-15.6°) 时密封面接触情况 Fig.9 The sealing surface contact when the taper matchingthe best (15.0°-15.6°) |
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| 图 10 锥度匹配不理想(15.0°-16.0°) 时密封面接触情况 Fig.10 The sealing surface contact when the taper matchingun ideal (15.0°-16.0°) |
5 结论
(1) 密封接头上扣后因主台肩存在较大过盈量，导致密封面原本匹配的锥面密封不再完全匹配。推荐该接头的锥面优化角度为外螺纹15.0°不变，内螺纹由15.0°调整为15.6°。此时，密封面能获得近乎等值的双峰值应力分布，接触应力分布更均匀，密封性能大幅提高。
(2) 试验结果表明：对于15.0°-15.6°(即外螺纹15.0°内螺纹15.6°) 模型，当过盈量选择0.300 mm时，接头上、卸扣后产生了明显的粘结现象，说明所选过盈量偏大。
(3) 在15.0°-15.6°配合的基础上推荐过盈量为0.200 mm。此时，密封面间的VME应力低于材料的屈服强度，材料仍处于弹性变形阶段，接头在获得良好密封性能的前提下，不会出现接触损伤。
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