油管螺纹应力应变场的有限元分析与检测

1、计 量 学 报ACTA METROLOGICA SINICA第26卷第3期2005年7月Vol. 26,3July, 2005油管螺纹应力应变场的有限元分析与检测赵启成1'2,王振清1,杜永军2,周 博1,韩玉来（1哈尔滨工程大学 建筑工程学院，黑龙江 哈尔滨150001;2大庆石油学院机械科学与工程学院，黑龙江大庆163318）摘要：利用ANSYS大型分析软件，建立了属于表面非线性和材料非线性相偶合问题的 油管接头的弹塑性轴对 称接触有限元模型，对油管接头在不同载荷工况和不同配 合下的应力应变场进行了数 值计算。又用 电测法对油 管 接头的油管内壁进行了实际测量。对比两种不同方法得到

2、的结果 ，验证了轴对称模型 有限元法的 适用范围。可 靠 地给岀了工程中最危险截面应力应变场的各种变化规律 ，为研究油管的疲劳断裂问题提供 了重要的理论分析依 据和数据。关键词：计量学；油管接头；扭矩；有限元法；应力；应变中图分类号：TB931 文献标识码：A 文 章编号：10001158（2005） 03 0253 06Finite Element Analysis and Inspection of Stress and Strain Fieldin Tubular Joints Screw Thread1,2 1 2 1 1ZHAO Qi cheng , WANG Zhen qing ,

3、 DU Yong jun , ZHOU Bo , HAN Yu lai(1. Collegeof Civil Engineering,Harbin EngineeringUniversty, Harbin, Heilongjiang150001, China;2. Departments MechanicalScienceandEngineering, Daqing PetroleumInstitute, Daqing, Heilongjiang163318, China)Abstract: By meansof large finite elementanalysissoftwareANSY

4、S,afinite elemeti modelof elastic plastic axessymmetry contactproblem is built up remainedwith nonlinearsurfaceand nonlinearmaterial. The stressand strain field supporteddifferent loadsand different links is calculated. The stress and strain field of inner surface of the tubular joints is inspected

5、with electromotivemethod. Via the contrastbetweenfinite elementand electromotivaresults, the applying boundsof the finite element resultsis verified. The reliable changerules of stressand strain field of mostdangeroussectionin engineeringare presented. The resultsofferthe theoretical basis and dataf

6、or investgating fatiguefracture oftubular joints.Key words: Metrology； Tubularjoints； Torque； Finite elementmethod； Stress； Strain计 量 学 报ACTA METROLOGICA SINICA第26卷第3期2005年7月Vol. 26,3July, 2005计 量 学 报ACTA METROLOGICA SINICA第26卷第3期2005年7月Vol. 26,3July, 2005收稿日期：2004 05 31；修回日期：2004 0804作者简介：赵启成（1963-

7、）,男，内蒙古兴安盟人，大庆石油学院副教授，哈尔滨工程大学博士生 ，主要从事石油机械的研究。1994-2A10 China Academic Journal Kkctronic Publishing Houses All rights reserved,1引言近年来油田油管断裂现象日趋增多，大量的现场调查表明，油管破断位置主要在油管柱的上部，且 绝大多数在油管与接箍连接的第一啮合齿处，经过断口分析确认大庆油田所使用的油管属非金属腐蚀性机械疲劳断裂，且有些断口存在多裂纹源。作者 认为必须从分析油管力学入手，深入研究作用于油 管上的载荷及螺纹联接处的应力应变状态，才能正确认识油管疲劳断裂的机理并提

8、出预防措施。由于各油田工况不尽相同，本文针对大庆油田抽油机井中的油管在循环载荷作用下的工况和油田 常用的材质为J55的两半油管作为研究对象，作 第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测257者认为，其它工况下油管问题的研究方法与结果均 可以此为基础推广。本文利用ANSYS大型分析软件，建立了油管接 头的弹塑性轴对称接触有限元模型，对油管接头在不同载荷工况下的应力应变场进行了数值计算。该 法能较好地给出油管接头在过轴心线平面内的应力 应变场，但是,却忽略了油管接头上扣扭矩和螺纹升 角的影响。为此，本文又用电测法对油管接头的油 管内壁进行了实际测量。以求得两种方法在一定程 度

9、上的互补和验证。2有限元模型以抽油机的井深为1 000 m左右，油管柱中把为12 2 J55API 10R圆螺纹油管接头作为研究对象 ，不 计螺纹升角引起的结构非线性1,可把油管接头与接箍组成的结构看成是轴对称的（一个接箍两个管 子）。由于结构和载荷均对称于接箍的中间截面，因此只取对称面一侧作为研究对象即可，接箍中间截1,2。T1: J ;1 !叫1Lli' . . L ! >图1有限元计算模型全局有限元网格图图2油管接头螺纹尾部局部放大网格从API（美国石油学会）规范中查得J55材料的Q 1994-201 J （'hiria Academic Journal l-

10、9;lectronic 面的轴向位移为零，径向和环向自由。采用轴对称 四结点单元划分网格，在螺纹啮合处采用点对面的 接触单元，共划分为约2 000个结点,1 600个4结点 单元,2 100个接触单元。有限元网格图示于图 管体螺纹尾部的局部网格放大图示于图 屈服极限是 在372 550 MPa之间，变化范围 比较 宽；另外从J55材料的简 单拉伸实 验得到的F L 曲线计算可得知，其屈服极限在430 470 MPa之 间,综合考虑其变化范围 ，取s= 450 MPa, E= 206 GPa, = 0 30, ! seq= 2 800 !。在应变不超过 7 000 !的条件下，采用理想弹塑性物理

11、模型。油管接头在上卸扣和实际工作中所受的载荷主 要有3种类型，即上扣圈数、内压和拉伸载荷。可用 上扣某一圈数所产生的过盈量来加载2。内压载荷主要是油管内压力和油管外压力所形 成的压差，对抽油机井一般较小，取内压为5 MPa计 算。拉伸载荷主要是由油管自重和液柱循环作用于 油管上的压力引起的，根据对大庆油田几口典型直 径？= 70 mm整筒泵的油管载荷测试统计表明，该种油井工作时的油管载荷波动范围在60 120 kN 之间。取最大也是最危险的载荷波动范围进行研究。电测实验实验设计为得到实际的应力应变状态，建立了模拟油管 工况的试验台，依据实测油管管体载荷，模拟油管上 扣和工作全过程，测量油管螺纹

12、处内壁的应变变化 规律3。为了实时、动态测量油管螺纹内壁应力、应变变化规律，设计了一套动态测试系统，如图3所 示。由加载装置加载，应变片的电信号通过桥盒进 入动态应变仪放大和滤波，并输出到A D卡，最后进入计算机，对实验数据进行动态采集。该系统能 实时动态地采集应变的变化情况。图3动态信号测试系统油管螺纹长度很短，仅为53 mm，而有效螺纹啮 合长度应在40 mm左右；同时由于油管内径又很小， di= 62 mm，而每个应变片花的片基为 5 mm! 5 mm， 在这有限的空间内，贴许多应变片是很困难的。所 以尽量选择最佳贴片点，即能捕捉到关键点的应变 变化，同时又减少了应变片的个数。由于实验的

13、结1 -. .果要和有限元计算结果相比较，所以在贴片时要同 时参考有限元的计算结果，为此选用箔式直角应变 片花。这种应变片具有绝缘性好、蠕变和机械滞后 小等特点。在布片的起点和终点间等距布7点，布点位置见图4。3 2实验步骤为了模拟现场油管的受力情况，分别用上扣实验台和拉伸实验台对油管加载：（1）先在上扣实验台上对油管上扣；（2）再用拉伸实验台对油管进行循环载荷的拉伸，拉伸载荷变化为：OkN 60kN120kN 60kN 120kN60kN OkN; （3）重 复步骤（1）、（2），扭矩由小到大，根据API的扭矩推 荐值，每组上扣时选择的扭距分别为1. 0、1.4、1. 6、1.8、2.1 k

14、N?m。图4油管内壁 布片位置示意图4结果分析4 1油管螺纹段内壁应力应变场4 1 1不同上扣扭矩时轴向应变的对比图5是有限元计算的结果，通过与图6的实测 结果的对比发现：实验测量与有限元的计算结果趋 势大致相同，且随着油管上扣扭矩的增大（对应于有 限元计算结果中上扣圈数的增加），轴向应变都有所增加。两种方法都在油管螺纹中部附近有较小值。 实验测量在接近油管螺纹端部和距油管端部约32mm左右两处，有正的峰值。有 限元计算结果 在接 近油管螺纹端部和距油管端部约35 mm左右两处，有正的峰值。有限元计算的是按油管与接箍间的标 准配合。而实验用的油管锥度是API（单位为英制）公差氾围内I - 0

15、0312in偏大些的情况。这会使实测油 管旋进的深度比计算的要小些。因此，实测油管各峰值相对管端的位置会小些，两个应变峰值中的最0大值,实际测量的与有限元计算的也不同。1細)160060()400200 0釉向i/L-14：菅端部用屉呂IT1 m404<5图 - - - - /1.6启2 I 卩它3熙=二叵.宗对油管不同上扣圈数时的螺纹内壁轴向应变的有限元计算结果01224364£第向葩汨百站沛旳也图6对油管不同上扣扭矩时的螺纹内壁轴向应变的实测结果412 不同上扣扭矩时环向应变的对比图7是有限元计算的结果，通过与图8的实测百二m闰屈一土图7对油管不同上扣圈数时的螺纹内壁环向应

16、变的有限元计算结果是在油管端部附近有负的最大值,且随着距油管端 部距离的加大，环向应变负值减小，在油管螺纹尾部 附近有负的最小值。二者都随着上扣扭矩的增加环 向应变负值增大。也正是由于二者锥度的差异，造成螺纹轴向应变变化的梯度不同。如同实验测量结it 1 CiU<e. All FighW re-iiirvec. h1ip!.'A"vw.nki ne果中那样，油管锥度稍大时会使工程中最易断裂的 螺纹尾部啮合区的环向应变值变大。二扣.OkN*m上扣 1.4kN*ni上扣 l.&kN-m孑I I I I I I I I I0122436耻向川泊住端哺旳垃査“m- _

17、_ 0 12 亏5软空巨匮图8对油管不同上扣扭矩时的螺纹内壁环向应变的实测结果413不同上扣扭矩时剪应变的对比在有限元计算的结果中由于采用的是轴对称模 型，给出的剪应力是油管螺纹段内外表面的错动而 引起的，在内表面为零，离开内表面沿壁厚方向的分 布数值也很小，无工程意义。上扣扭矩和螺纹升角 带来的影响无法体现。而实测的油管螺纹段内表面 剪应力则完全是上扣扭矩带来的影响，如图9所示。 由于静摩擦力的影响，在相对轴向应变两个峰值间 的螺纹段中间，有相对较高的剪应力，因此，轴对称 模型的有限元法在该区间给出的结果会有较大的误 差。而在管端区域剪应力接近于零；曲线最右端的 实验点的数值，对应于油管螺纹

18、尾部，当把上扣液压 油管钳松开时，该点的剪应力会变为零，而其它点数 值基本不变。这样，在剪应力小的区域，其有限元结 果不会产生多大的误差。值得注意的是工程中最易 断裂的螺纹尾部啮合处的这种剪应变值都为零。可2以充分利用前述有限元法研究计算。414 不同上扣扭矩时等效应变的对比图10是按照弹塑性理论综合考虑各应变值影响效果的等效应变值的有限元计算结果，通过与图11实验测量结果的对比发现，实验测量与有限元的 计算结果趋势大致相同，处于油管端部和尾部的等 效应变值较小，随着上扣扭矩的增加，油管螺纹内壁 的等效应变随之增大。在实验测量中，当油管上扣扭矩达到1 8 kN?m时，油管螺纹内壁的等效应变超

19、过油管的等效屈服应 变2805!。为此，有理由将1 8 kN?m规定为所研究油管的上扣扭矩上限。图10对油管不同上扣圈数时的螺纹内壁 等效应变的有限元计算结果4I) IIIIIIIIIIl_0122436训lq韭油管城部的位至EE第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测#第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测#G.厂. .g4 l-r I.OkN<ill 1=o- ±=L 1.4 kN*Til±?L 1.6 kb-jji I.兀 lUin * 上|,2.l kN*rnI I I I II?.?.4舶轴l；i盹油甘端部的垃黃

20、畑巾图11对油管不同上扣扭矩时的螺纹内壁等效应变的实测结果415 拉伸循环载荷下应变的对比拉伸循环载荷按照 由OkN 60kN 120kN 60kN120kN 60kN 0kN的顺序进行。实验测量和有限元计 算的结果都表明，循环载荷的变化对环向应变的影 响很小，突出地反映在轴向应变的变化上（见图12,第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测#图9对油管不同上扣扭矩时的螺纹13）。实验测量得到的剪应变不但数值小，而且也几第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测#内壁剪应变的实测结果乎不变（见图14），因此，等效应变的变化也只主要第26卷第3期赵启成等：

21、油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测#194-2-)1血 tnii? JizTi 口 "也FiihliG】'T£仙 2 All rilir teiirvec.ne:第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测2591-.9.7 L dfl. 晝二取自直还反映了轴向应变的变化。最后拉伸载荷降到零时 也没有完全回到装配时的应变状态，说明已经出现了残余应变。轴向应变对比的结果与前相同。值得 注意的是轴向应变变化幅值最大的位置，刚好与工程中油管断裂频频发生的位置相接近。4 2实验测量和有限元计算对比结论通过以上几种情况的对比，可以得到以下结论 (1)油管

22、实验测量结果与有限元计算结果所反 映的轴向应变和环向应变变化趋势和量值上接近 可以互相验证。但因没有建立扭矩与上扣圈数的定 量关系(影响因素太多)，无法进行具体数值的比较。 同时，因实验测量用的油管锥度相对计算用的标准 值大些也带来了一些差异。锥度偏大时会使经常发 生断裂的油管螺纹尾部区域的应力应变场加重。小的。特别是在油管螺纹尾部和接箍啮合的第一扣 的危险位置，剪应变、剪应力的影响是完全可以忽略 不计的。因此，可以应用轴对称模型的有限元方法 来计算油管螺纹在螺纹尾部危险部位在各种工况下 应力应变的变化规律。4 3油管危险部位的应力应变场变化规律在工程中多次发生的油管断裂事故表明，油管最危险部

23、位是在油管螺纹尾部和接箍啮合的第一扣 的横截面上。通过有限元计算，可以得到该截面上 各种工况下的应力应变变化规律，图15即为相当于 ?70mm、井深1000m、油管循环载荷 60 120 kN工 况下内壁典型轴向变化规律。由图 15可知，在该截 面的径向最大尺寸处(即螺纹牙的根部)有明显的应 力集中。而且受到拉伸循环载荷的影响也最大。上扣2圈时轴向最大应力幅 即max= = 77 MPa， 发生在螺纹尾部第一个啮合齿的齿根处 ；简单加载60 kN与卸载到60 kN相比，在螺纹尾部第一个啮合 齿根处相差较大，约67 MPa,表明加卸载对油管接 头螺纹尾部第一个啮合齿根处的影响较大。第26卷第3期

24、赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测#(J.5-中严囱IITIIITD 51015 2D 25 加 3540 斗行轴向距油管諾魯也症比_¥二上乩I卫做装址0 I扌口瞧&6-12 V ±Jn 1-? 6-12-6 6-12-6-12+ 二扣 I .S |S| ft-12-12-66-12-12-6-0上上上匚匚ij- 4-_.7|L .?!图14不同拉伸载荷作用下的油管12对油管螺纹内壁在拉伸第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测#螺纹内壁剪应变实测结果循环载荷下的轴向应变计算第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析

25、与检测#第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测#0122+36竿IB跖油诗端部的惶田.0.0.().<J.CI.2&O一 住万#上扣2.0囲6上扣沐I圈6-12上4H2.O 圈 6-12-6 上扣 圈 6-l2-rt-£2 上扣 20 圈 6-12-&-12-(；f'.JnS.O |ti| 6-12-6-L2-6-0<j.o径向图15上扣2圈油管接头第一个啮合齿根处 沿横截面上的轴向应力循环规律从图16看出，环向应力在螺纹牙根部也有明显图13不同拉伸载荷作用下的油管螺纹内壁轴向应变实测结果(2)虽轴对称有限元计

26、算模型无法计算，但实验测量 证实因上扣扭矩和螺纹升角带来的剪应变的数值是的应力集中。该处最大环向应力幅az maxz max228 3 MPa,属压应力。简单加载 60 kN与卸载到60 hi ng House, AIL ri all ts reserved. http ：nlc i. ti 亡 t第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测261第26卷第3期赵启成等：油管螺纹应 力应变场的有限元分析与检测#kN相比,也只是在该处的较小区内差别较大。图17径向 Trim图16上扣2圈油管接头第一个啮合齿根处起O.74 隹N一it60 kN相比，最大差值为110 MPa。说明在该处已经 出现明显的残余应力和残余变形，等效应变已达到沿横截面上的环向应力循环规律4.41.D3.23.0?.S3A0I . Jr 2.0 圈 6圈 6-12 上忙2.0圈6-12-6 上外工0圈6-126-12上扎 2.0 圏 tj-146-12-6 kjl 2.0 H 6-12-6-12-6-03I图17上扣2圈油管接头第一个啮合齿根处沿横截面上的等效应力循环规律处横截面上等效应力幅在油管内壁较小，