管柱在油气开采过程中的受力环境很复杂，而管柱联结均靠螺纹实现，因而螺纹的密封性能在一定程度上决定着油田生产的安全性。随着油田开采进入中后期，注采工艺逐步发展为超深井、高压气井及热采井等[1]，普通API螺纹接头已无法满足密封要求，需使用密封性能和连接强度都更好的特殊螺纹接头[2]。研究特殊螺纹密封性能主要是分析它在上扣、拉伸、内压及其他载荷作用下的受力和变形情况。针对特殊螺纹的研究方法主要有解析法、试验法和数值分析法，解析法与试验法是特殊螺纹接头开发初期使用较多的方法，国内外众多学者应用上述两种方法进行了不同假设下的理论分析，也进行了一些试验研究工作。文献[3]中在考虑螺母径向膨胀的基础上计算了螺纹连接载荷，这一计算方法经Stoechy和Macke修正后扩展至锥螺纹。许红林等对特殊螺纹上扣扭矩组成进行探讨，并基于厚壁圆筒模型描述了油管与接箍的径向过盈情况[4]。Blose T L和Weiner P D忽略了螺纹与圆柱体结构上的差异，使用收缩配合方法计算了螺纹配合后的接触压力，基于此结果对螺纹接头的抗泄漏能力进行评定[5]。史交齐等对螺纹密封性能影响因素进行了讨论，并提出确定螺纹抗泄漏能力和螺纹选择的方法[6]。上述工作多基于某一理论，应用解析法进行数学分析，分析中均采用弹性力学本构关系，假设所有变形都处于弹性范围内，而事实上螺纹啮合时属于空间接触，接头的某一局部很可能发生塑性形变，这导致解析方法求取结果的准确性受到一定影响，需要通过试验方法加以验证。相应的工作主要有Yoshihiro N等进行的接头全尺寸实验分析[7，8]、Tsuru E等对不同结构特殊螺纹在轴力与内压下密封性能的试验测量[9]以及光弹性试验法、云纹试验法在螺纹连接内部应变测量中的应用，但试验法的代价较高，一般用作验证性工作。鉴于解析法与试验法的不足，目前国内外学者对螺纹密封性能的研究多采用数值分析结合试验验证的方式，并取得了一定的成果[10～12]，但多为API螺纹接头，针对特殊螺纹接头的密封性能的分析较少。有学者提出，螺纹密封性能优劣主要取决于内外螺纹接触应力的大小，而内外螺纹接触应力产生于上扣过程[13，14]。为探究特殊螺纹上扣后接触应力的分布特点，笔者针对某特殊螺纹开展了管柱载荷计算，基于管柱载荷分析结果模拟了上扣过程和不同管柱载荷对接头接触应力分布的影响，并应用理论分析和试验方法验证了模拟方法的可行性。

1.3 统计学分析 计量资料以 （）表示，采用SPSS 19.0统计分析软件进行单因素方差分析和Dunnett检验。P＜0.05为差异具有统计学意义。

1 管柱载荷计算

管柱在工作时会承受各种工作载荷，这些工作载荷会传递到螺纹接头处，对螺纹接头的密封性能和强度造成一定影响。为分析工作载荷对螺纹接头密封性能的影响，需进行管柱载荷计算以确定螺纹接头上扣后的受力边界。

568 酮康唑促进环维黄杨星 D 羟丙基-β-环糊精包合物大鼠在体肠吸收 鲁文娟，陈 静，张景勍，蒋心惠

1.1 管柱与受载

针对徐深6-平2井的生产完井管柱部分进行管柱载荷分析，该生产完井管柱为直井，底部采用丝堵加防砂筛管结构，上接2-7/8″油管、生产封隔器、2-7/8″坐落装置等结构，所有螺纹接头均采用13Cr-110材料的特殊螺纹接头，管柱结构如图1所示。

  

图1 生产完井管柱结构

该生产完井管柱可分为下钻完、坐封、开井和关井4种工况，4种工况下管柱承受的载荷类型和大小见表1。

式中 EG——管体材料的弹性模量；

 

MPa

  

工况井口内压井口外压封隔器内压封隔器外压下钻完0.000.0035.0035.00坐封25.000.0060.0035.00开井30.810.0030.9035.00关井35.000.0032.1035.00

1.2 数值分析

根据图1所示结构，使用梁单元建立生产完井管柱数值分析模型进行管柱载荷分析。由于管柱载荷分析的目的是提供螺纹接头处的受力边界，故将筛管等部件简化为等径油管，计算可得出各工况下管柱的应力与变形情况(表2)，其中轴力是通过轴向应力与截面面积折算得到的，数据正值代表受拉，负值代表受压。由于此生产完井管柱为直井，故工作过程中螺纹接头仅承受轴向力、内外压差等外载荷，综合表1、2数据可以对螺纹接头的受力边界进行定义。

 

表2 管柱载荷计算结果

  

工况管柱最大轴力/kN封隔器处轴力/kN轴力变形m鼓胀变形m下钻完283.0-39.61.60.2坐封358.535.82.6-0.5开井337.314.72.6-0.2关井339.516.82.6-0.2

2 特殊螺纹上扣扭矩理论分析

2.1 螺纹类型

r——圆筒任意点半径；

2.2 过盈量与接触应力计算方法

上扣后管体与接头分别会在密封面、反扭矩台肩等位置产生不同程度的过盈，其接触情况如图2所示。管体与接头在副密封面与反扭矩台肩位置均为锥面接触，而在主密封面位置则为圆弧面接触，但圆弧面可近似视为多条锥度不同的折线连接而成，故可将上述过盈接触均视为锥面过盈接触(图3)，若假定θ为接触面锥角，D1、D2分别为变形前截面A-A位置处接箍内壁直径、管体外壁直径，设发生接触后D1和D2分别变为和则根据弹性力学知识，可将锥面过盈接触视为无数个空心圆筒的过盈配合，通过厚壁圆筒理论[16]解算接触应力结果。

  

图2 密封面接触情况

  

图3 锥面过盈接触

依据拉梅公式可知，内半径为Rn、外半径为Rw的厚壁圆筒在内压pn和外压pw作用下任意点的径向位移ur[4]为：

ur=

(1)

式中 Fz3——主密封面的轴向力；

应用于高温高压井[15]的特殊螺纹接头主要依靠径向过盈来确保接头处的密封性能，其中螺纹过盈方式主要有齿顶-齿根过盈和齿侧过盈两类[4]，前者在管体的齿根面与接箍的齿顶面间发生径向的过盈接触，具有较强的抗粘扣能力，但抗压缩能力较差；后者在管体与接箍的螺纹承载面发生轴向过盈接触，抗粘扣能力差，而抗压缩能力较强。本次分析中所用的特殊螺纹为齿侧过盈类，径向过盈发生于螺纹的主副密封面位置。

由文献[1]表7.1可知，满足Ax.1则对于数学模型(3)有h=0,X∈{S,R,T,T-1};满足Ax.5,对于模型(3)有k=2;满足Ax.6,对于模型(3)有X∈{N,P,S,T},且指标T与S等价.于是仅须考虑模型

μ——材料泊松比。

对于管体而言，其变形后的外半径RwG为：

这一过程可视为一种特别的电镀：在精铜上再镀铜。在粗铜中的杂质有三种去向：①比Cu活泼的Fe、Zn、Ni等失电子后变为Zn2+、Ni2+、Fe2+进入溶液，由于氧化性比Cu2+弱，故不会在阴极上析出；②比Cu2+不活泼的金属Ag、Au、Pt还来不及失去电子就以单质形式下沉；③泥沙等物理杂质与上述不活泼金属一同沉入槽底成为阳极泥，因此阳极的杂质对电解铜产品的纯度无影响。

HCl、HNO3、HF、HClO4、H2SO4均为优级纯；高纯液Ar(质量分数大于99.999%)；实验用水均为超纯水(电阻率不小于18MΩ·cm)。

 

(2)

若管体变形后的内半径为RnG，外表面点径向收缩量为δrG，作用在管体外表面上的径向接触应力为pr，则：pn=0，pw= pr。将上述参数代入式(1)可得δrG[4]：

 

(3)

表1 4种工况下管柱外载荷

μG——管体材料的泊松比。

对于接箍而言，其变形后的内半径RnJ为：

笔者认为课例打磨类教研论文的撰写一定要清晰的呈现前后三次不同的教学设计，可以按照教学环节呈现，也可以整体呈现.如果按照教学环节呈现(以“分式的基本性质(1)”的磨课为例，详见文[2])，笔者认为可以对每一个教学环节以“首次试教、再次试教、最后试教”的形式呈现三次设计，在此基础上从设计意图、打磨思路、打磨细节进行具体的介绍，详细记录磨课的整个过程.

 

(4)

作用在接箍内表面的接触应力即为作用在管体外表面的径向接触应力值pr，即对于接箍而言有pw=0，pn=pr，故同理可求得接箍内表面的径向扩张量δrJ：

 

(5)

式中 EJ——接箍材料的弹性模量；

RwJ——接箍材料的外壁半径；

μJ——接箍材料的泊松比。

设径向过盈量为δr，则根据几何关系有：

 

(6)

 

(7)

 

(8)

 

(9)

整理后可得：

 

(10)

2.3 上扣扭矩与接触应力换算方法

设螺纹接头上扣扭矩为Ts，取管体为研究对象(图4)，用B-B截面将管体从副密封面与直管段连接处沿轴向分为密封段与螺纹段两部分，则上扣后截面B-B上应满足轴向受力平衡条件。

  

图4 管体分段方式

假设管体的一段锥面如图5所示。锥角为θ，设任意点的横坐标为x，锥面起始点和终止点分别为C、D，且C点纵坐标为R0，则直线CD的方程可写为：

 

(11)

  

图5 锥面几何关系

dS=πx2dy=kπx2dx

(12)

据此可计算得出圆柱面微元上作用的径向力微元为：

 

(13)

将dFr沿x轴积分可得到接触面上的总径向力Fr：

 

(14)

进而得接触面上的径向接触力Fy和轴向接触力Fx。

根据静力平衡原理，设图4中B-B截面左右两侧轴力大小均为Fz，则上扣结束后，截面左侧的轴力由管体上螺纹的承载面所受轴向力平衡，而截面右侧的轴力则由密封面与反扭矩台肩上产生的轴力相平衡，令截面左右两侧轴力大小分别为Fz1和Fz2，取Fr2为密封面与反扭矩台肩上产生的径向接触力合力，可知Fz1= Fz2，且有：

 

(15)

根据法尔公式可分别计算出密封面与台肩上产生的合螺纹力矩Tm：

 

(16)

式中 P——螺距；

Rt——螺纹摩擦力矩当量力臂；

立雇身文字人立[朵]……/钞用,今为身闲，别无[营]……/人阿兀丁家内作杂用……/每月工钱中统钞……/不令拖欠。如有雇身……/独身，乃连死伤，一……/当罪。并不干雇主之事……/本人一面承当。一写……/悔者罚钞一面无词……/用。/至正十一年九月初……/同雇身……/知见人……/知见人……

α——支撑面角；

其中，TA为螺纹上扣时引扣扭矩，可参照螺纹接头使用手册查得。将Tm、Tms、Tls的方程展开计算即可求得上扣扭矩Ts、径向接触应力pr与径向过盈量δr之间的数值关系。

μt——螺纹承载面摩擦系数。

密封段摩擦力矩Tms可依据接触力求取方式，沿路径积分求得，螺纹段摩擦力矩Tls则可根据轴向力平衡原理近似求得：

Tls=μtRtFz1

(17)

螺纹总上扣扭矩Ts由4部分组成，即：

Ts=TA+Tm+Tms+Tls

(18)

李光北得的是早期股骨头坏死，虽然治好，但再不能干重活，只好辞了职。青瓷想了几天，决定开个水果店，进货什么的她负责，李光北只要看店就好。

3 特殊螺纹上扣过程数值模拟

3.1 模型建立

使用三坐标测量仪对螺纹接头关键参数进行测量，结合相应文献资料[17]建立螺纹接头几何模型。考虑螺旋升角的三维模型可真实反映螺纹的结构特点，但计算代价较大，有学者提出[18]，当螺旋升角小于4°时，沿螺纹牙的载荷分布几乎不受螺旋升角的影响，此特殊螺纹满足这一要求，故使用二维轴对称模型进行上扣过程模拟。根据螺纹接头使用手册可知，当上扣完成后，主密封面位置的过盈量约为0.115mm，副密封面位置处过盈量为0.090mm，反扭矩台肩位置处过盈量约为0.020mm，故使用在密封面和台肩面上施加过盈量的方式对上扣过程进行拟合，模型螺纹部分网格划分情况如图6所示。

  

图6 网格划分

3.2 数值分析结果

基于上述数值分析模型可得到上扣后模型的等效应力和等效塑性应变云图如图7所示，密封面与各螺纹承载面上的平均接触应力如图8所示，其中齿号按照图7方向由上至下升序排列。

作为一个工程设计人员，绝大多数的工作时间都是在和图纸与规范打交道，在和同事的沟通中也是以交流技术问题为主。而对于技术问题，绝大多数都是有一个绝对正确的答案的。在沟通中，决定说服与被说服的，其实很简单，就是看你掌握的相关知识是否丰富。加之自己比较内向的性格，可想而知，我的沟通能力是比较差的，单纯的动之以情、晓之以理的技巧性说服，在平时的工作和生活中并不多。

  

图7 上扣后模型的等效应力和等效塑性应变云图

  

图8 平均接触应力

整理式(11)可得圆柱面微元体的面积为：

基于近等基因系(Near isogenic line，NIL)构建的群体只在目标QTL区间分离、遗传背景基本一致，才可以有效地消除背景的影响，同时统计分析所用模型也比较简单，应用其构建的群体，目前已有14个水稻产量性状QTL得到验证(表1)，其中，控制穗粒数(Grain number，GN)的4个，控制粒形(Grain size，GS)的1个，控制千粒重(TGW)的4个，对TGW和GN具多效性的有5个。

从图7所示结果可知，上扣后密封面位置产生了较大的等效应力，且发生了少量塑性变形，由图8结果可知，螺纹上扣后只有少数齿能具备较好的密封能力，主副密封面的接触应力水平明显高于螺纹承载面，接头的密封能力主要通过密封面的过盈接触体现，这一结果也与特殊螺纹设计理念相符合。

3.3 结果验证

Santus C等开展了螺纹接头上扣过程的试验研究[10]，获得了上扣后各螺纹牙接触应力的分布情况，结果表明该接头上扣后在反扭矩台肩和螺纹承载面位置均发生了过盈接触，接触应力分布特点与笔者所述特殊螺纹相似。为了验证笔者所述分析方法的可靠性，利用此方法模拟了文献[10]中所述螺纹接头的上扣过程，获得了上扣后各螺纹牙接触应力的分布情况，并将模拟结果与文献[10]获得的试验结果进行对比。从图9所示，模拟结果与试验结果符合程度较好。

在我国社会主义市场经济飞速发展的背景下，一个安全有效的电力系统不仅能够保证社会居民的正常生活，还能够为我国社会主义经济的发展提供充足的电力资源。因此电力系统的安全生产尤为重要，想要做好电力系统的安全生产，就必须拥有一个科学的安全生产过程监督管理体制。本文主要阐述了电力系统安全生产的过程中存在的问题，并且根据其存在的问题进行针对性的探索和解决，以便为加强我国电力系统的安全生产，保障电力的正常供应提出以下意见。

  

图9 模拟与试验结果对比

为进一步验证模拟手段的可行性，将3.2节模拟结果中密封面、反扭矩台肩和各螺纹齿承载面的接触力提取出来，依据轴向力平衡原理代入式(15)进行对比计算，各齿承载面的总轴向接触力Fzc约为230kN，基于截面静力平衡原理，可知Fz1=Fzc=230kN。根据截面右侧轴力平衡有：

Fz2=Fz3+Fz4+Fz5

(19)

式中 E——材料弹性模量；

Fz4——副密封面的轴向力；

Fz5——反扭矩台肩上的轴向力。

根据几何关系，Fz3可由主密封面上平均接触应力pz3、接触面积Az3、主密封面中垂线与竖直方向夹角θ3求得：

 

(20)

同理可求得上扣后，副密封面、反扭矩台肩产生的轴向力，最终得到Fz2=Fz3+Fz4+Fz5=92.14+2.35+110.39≈205kN。轴向力计算结果误差为11%，处于误差许可范围内，综合试验验证结果可判定，通过定义过盈量来拟合特殊螺纹上扣过程的方式是可行的，故可基于此分析结果，进行管柱载荷对密封性能的影响分析。

水土流失造成土地退化，降低土地生产力，制约地区经济发展；加剧洪涝、干旱、风沙等自然灾害，制约生态文明建设；造成河道和水库淤积。威胁下游的防洪安全；带来面源污染，造成水质污染，威胁下游饮水安全。

4 管柱载荷对密封性能的影响分析

依据1.2节中的管柱载荷分析可知，管柱的最大轴力为358.5kN，最大内压为60MPa，为探究管柱载荷对接头密封性能的影响，分析了轴力与内压对各齿承载面、密封面、反扭矩台肩上接触应力的影响规律。

4.1 轴力作用对接触应力的影响

螺纹上扣后对管体下端面施加轴向拉力作用，拉力大小为358.5kN。提取各齿承载面、密封面和反扭矩台肩上的接触应力如图10所示。

对比图10与图8结果可知，轴力作用下各齿承载面上接触应力均有所增长，其中第15、16号齿平均接触应力显著超过其余各齿，分析其接触力和接触面积可知，15、16号两齿接触力与其余发生接触的齿相差不大，而其接触面积却远小于正常值，故在分析密封能力时不应考虑上述两齿；轴力作用下密封面和反扭矩台肩的接触应力均有所下降，最大接触应力值下降了约200MPa，较未拉伸之前下降近1/5，故轴向拉伸作用下接头整体密封性能显著下降。

  

图10 轴力作用下接触应力结果

4.2 内压作用对密封性能影响

螺纹上扣后对管体内表面施加60MPa静压力，提取各齿承载面、密封面、反扭矩台肩上的接触应力如图11所示，对比图11与图8结果可知，在内压作用下，发生接触的各齿接触应力均有所提升，但提升较为显著的齿1、2，其接触面积则下降较为严重，故分析密封性能时不应考虑上述两齿；而内压作用下，副密封面和反扭矩台肩上的接触应力均略有提升，而主密封面上的接触应力则下降了约130MPa，整个接头接触应力峰值下降约90MPa，根据特殊螺纹设计理念评价，内压作用会使接头整体密封性能有所下降。

  

图11 内压作用下接触应力结果

5 结论

5.1 进行了管柱载荷分析，获得了生产完井管柱在4种工况下最大轴向力为358.5kN，最大内压为60MPa。

5.2 进行了特殊螺纹上扣后过盈量与接触应力之间以及扭矩与接触应力之间的理论分析，建立了上扣扭矩、过盈量、接触应力3个参量之间的数值对应关系。

5.3 通过定义接触面之间过盈量的方式模拟了特殊螺纹上扣过程，并与试验结果、理论分析结果分别对比，验证了此方法在模拟特殊螺纹上扣过程时的可行性。

5.4 进行了管柱载荷对接触应力的影响规律分析，发现轴向拉伸作用与管柱内压均能不同程度上降低接触面上的接触应力峰值，从而影响管柱的密封性能，而密封面与螺纹承载面在相同外载荷作用下，接触应力的变化趋势相反。

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参 考 文 献

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