CN114491844A - 一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法 - Google Patents

一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法 Download PDF

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Abstract

本发明公开了一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法，包括如下步骤：1)确定管件关键参数，包括管件的几何参数、材料参数以及工况参数；2)确定金属扣压管件常见的失效模式，包括内芯和外套筒之间的剪切破坏以及内齿与塑料层的层间剥落；3)根据步骤2)中的失效模式和步骤1)中的管件参数，结合力学理论失效公式，分别提出理论计算与校核的数值模型；本发明针对内芯和外套筒之间的剪切破坏和内齿与塑料层的层间剥落这两种失效模式，分别提出了理论计算与校核的数值模型，不仅仅对新管件的开发，对现有管件的安全校验也极具价值。

Description

一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法
技术领域
本发明涉及油田管道连接结构设计领域，具体涉及一种油田管扣压管件结构设计及校验方法。
背景技术
目前在油田管领域，复合管的连接形式主要为金属扣压连接，目前针对于该管件的设计以经验结合实际试验为主要支撑，需要做大量的爆破试验，扣压管件为一次性管件，每次试验所需的人力和物力成本都不低。目前该领域缺少一套成熟可靠的理论设计依据和齿形承载力的校验方法。
在油田管领域，由于管道都是高压运行，加之高温和腐蚀性介质的输送，对于管道系统的长期服役寿命提出了更高的要求。而油田管道领域接头失效导致的事故占绝大多数，而油田管道的泄漏问题伴随着爆炸性或有毒的气体和流体，因此接头的设计是整个管道系统的关键，目前在该领域扣压接头的设计主要存在以下问题：
1)管件结构设计以经验为导向，缺乏足够的理论支撑，新管件开发流程需要做大量的接头验证试验，现有管件也缺少安全校验的手段。
2)管件的失效模式主要为金属管件内芯和外套筒之间的剪切破坏和内齿与塑料层的层间剥离，缺少针对这两种失效模式校验公式。
发明内容
针对现有技术中存在的问题，本发明提供了设计合理的一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法，解决油田金属管件扣压管件领域存在的诸多痛点。
本发明的技术方案如下：
一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法，包括如下步骤：
1)确定管件关键参数，包括管件的几何参数、材料参数以及工况参数；
2)确定金属扣压管件常见的失效模式，包括内芯和外套筒之间的剪切破坏以及内齿与塑料层的层间剥落；
3)根据步骤2)中的失效模式和步骤1)中的管件参数，结合力学理论失效公式，分别提出理论计算与校核的数值模型。
进一步的，针对失效模式为内芯和外套筒之间的剪切破坏，提出如下理论计算与校核的数值模型：
3.1)计算三向应力分量：
根据三维应力状态分析，管件中一个单元体的受力主要分为：轴向应力σx、环向应力σθ、径向应力σr，对于受均匀内压的金属管件而言，在距中心轴长度为r处的环向应力和径向应力如下式(1)-(2)所示：
Figure BDA0003475185480000021
Figure BDA0003475185480000022
其中：r1为内芯齿距中心距离，r2为外套筒齿距中心距离，r3为内芯和外套筒结合界面距中心距离，r4为内芯内半径，Pn管件公称压力；代入r＝r3即可得到在内芯和外套筒结合界面处的环向应力和径向应力；
同时可得到内压作用下的轴向应力分量如式(3)所示：
Figure BDA0003475185480000023
3.2)计算等效Mises应力：
根据第三强度理论，将步骤3.1)得到的三个应力分量统筹为等效Mises应力σe作为判别指标，如式(4)所示：
Figure BDA0003475185480000024
3.3)失效判别与校核：
将步骤3.2)计算所得等效应力与管件内外套筒界面连接强度σL进行比较，如式(5)所示：
Figure BDA0003475185480000025
其中：μ为安全系数，安全系数为在位工况和连接的复合管形式两个系数相乘所得；在位工况分为循环工况和稳定工况两种；复合管形式分为粘接型和非粘接型两种。
进一步的，针对失效模式为内齿与塑料层的层间剥落，提出理论计算与校核的数值模型；
3.4)：计算单齿所能提供的轴向力：
齿形所能提供的轴向力分为摩擦力F1和反作用力F2两类，具体计算公式如式(6)-(7)所示：
Figure BDA0003475185480000031
F2＝2πr1H1σy (7)
其中：f为管件与管材的摩擦系数，H1为内芯齿深，L1为内芯齿下宽，L2为内芯齿上宽，σy为材料屈服强度；
同理可得外套筒齿对应的摩擦力F3和反作用力F4，如式(8)-(9)所示：
Figure BDA0003475185480000032
F4＝2πr2H2σy (9)
其中：L3为外套筒齿下宽，L4为外套筒齿上宽；
3.5)计算在极限条件下所需的最大轴向力：
管材与管件连接的极限工况一般是爆破试验，要求达到3倍公称压力以上，那么在此条件下管件齿形所需提供的最大轴向力F5可由式(10)所得：
Figure BDA0003475185480000033
3.6)齿形承载力校核：
结合步骤3.4)和3.5)所得，进行齿形结构承载力校核，如式(11)所示：
Figure BDA0003475185480000034
其中n1为内芯所需最小齿数，n2为外套筒所需最小齿数，μ安全系数，安全系数为在位工况和连接的复合管形式两个系数相乘所得；在位工况分为循环工况和稳定工况两种；复合管形式分为粘接型和非粘接型两种。
本发明的有益效果如下：
1)结合金属扣压管件常见的失效模式，结合力学理论失效公式，为金属管件的关键设计(如齿形、齿数、管件有效长度、内外套筒尺寸、材料选型)提供理论参考依据。
2)针对内芯和外套筒之间的剪切破坏和内齿与塑料层的层间剥落这两种失效模式，分别提出了理论计算与校核的数值模型，不仅仅对新管件的开发，对现有管件的安全校验也极具价值。
3)管件关键参数确定之后只需做一组压力验证试验即可，对于新管件的开发而言省去了大量的爆破试验，节省了人力物力。
附图说明
图1为本发明的管件截面图；
图2位本发明的齿形截面图；
图中：1-内芯，2-外套筒。
具体实施方式
以下结合说明书附图及实施例，对本发明作进一步描述。
如图1-2所示，一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法，具体步骤如下：
1.一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法，其特征在于，包括如下步骤：
1)确定管件关键参数，包括管件的几何参数、材料参数以及工况参数，如表1所示；
表1
Figure BDA0003475185480000051
2)确定金属扣压管件常见的失效模式，包括内芯和外套筒之间的剪切破坏以及内齿与塑料层的层间剥落；
2.1)管件内芯和外套筒的脱落：目前在油田领域扣压式的金属接头主要由内芯和外套筒两部分组成，主要结构图如图1所示，其中1为内芯，2为外套筒，内芯和外套筒均为带齿结构，一开始两者之间有足够的空隙让管材能放置于其中，通过扣压的方式夹持住管材，实现管材和管件的过盈配合。由于金属材料本身强度足够，容易发生失效的就是内芯和外套筒的连接处，一般采用螺纹连接、焊接或者高压管件采用两者共用的模式，对该连接部位的强度校核首当其冲。
2.2)内齿与塑料层的层间剥离：管件和管材连接主要依靠的就是中间齿形和管材的过盈配合，上下齿紧固地嵌入复合管中给管材提供足够的轴向力，因此齿形的设计与承载力校核对于一个扣压管件而言至关重要。
3)根据步骤2)中的失效模式和步骤1)中的管件参数，结合力学理论失效公式，分别提出理论计算与校核的数值模型；
针对失效模式为内芯和外套筒之间的剪切破坏，提出如下理论计算与校核的数值模型：
3.1)计算三向应力分量：
根据三维应力状态分析，管件中一个单元体的受力主要分为：轴向应力σx、环向应力σθ、径向应力σr，对于受均匀内压的金属管件而言，在距中心轴长度为r处的环向应力和径向应力如下式(1)-(2)所示：
Figure BDA0003475185480000061
Figure BDA0003475185480000062
其中：r1为内芯齿距中心距离，r2为外套筒齿距中心距离，r3为内芯和外套筒结合界面距中心距离，r4为内芯内半径，Pn管件公称压力；代入r＝r3即可得到在内芯和外套筒结合界面处的环向应力和径向应力；
同时可得到内压作用下的轴向应力分量如式(3)所示：
Figure BDA0003475185480000063
3.2)计算等效Mises应力：
根据第三强度理论，将步骤3.1)得到的三个应力分量统筹为等效Mises应力σe作为判别指标，如式(4)所示：
Figure BDA0003475185480000064
3.3)失效判别与校核：
将步骤3.2)计算所得等效应力与管件内外套筒界面连接强度σL进行比较，如式(5)所示：
Figure BDA0003475185480000065
其中：μ为安全系数，其中安全系数μ与设计在位工况和连接的复合管形式有关，为两个系数相乘所得。在位工况分为循环工况和稳定工况两种，循环工况安全系数取值较小；复合管形式有粘接型和非粘接型两种，非粘接型在油田领域一般为注水管线，压力较高所以安全系数取值较小，具体可由表2所得：
针对失效模式为内齿与塑料层的层间剥落，提出理论计算与校核的数值模型；
3.4)：计算单齿所能提供的轴向力：
齿形所能提供的轴向力分为摩擦力F1和反作用力F2两类，具体计算公式如式(6)-(7)所示：
Figure BDA0003475185480000071
F2＝2πr1H1σy (7)
其中：f为管件与管材的摩擦系数，H1为内芯齿深，L1为内芯齿下宽，L2为内芯齿上宽，σy为材料屈服强度；
同理可得外套筒齿对应的摩擦力F3和反作用力F4，如式(8)-(9)所示：
Figure BDA0003475185480000072
F4＝2πr2H2σy (9)
其中：L3为外套筒齿下宽，L4为外套筒齿上宽；
3.5)计算在极限条件下所需的最大轴向力：
管材与管件连接的极限工况一般是爆破试验，要求达到3倍公称压力以上，那么在此条件下管件齿形所需提供的最大轴向力F5可由式(10)所得：
Figure BDA0003475185480000073
3.6)齿形承载力校核：
结合步骤3.4)和3.5)所得，进行齿形结构承载力校核，如式(11)所示：
Figure BDA0003475185480000074
其中n1为内芯所需最小齿数，n2为外套筒所需最小齿数，μ安全系数，其中安全系数μ与设计在位工况和连接的复合管形式有关，为两个系数相乘所得。在位工况分为循环工况和稳定工况两种，循环工况安全系数取值较小；复合管形式有粘接型和非粘接型两种，非粘接型在油田领域一般为注水管线，压力较高所以安全系数取值较小，具体可由表2所得：
表2
Figure BDA0003475185480000081

Claims (3)

1.一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法，其特征在于，包括如下步骤：
1)确定管件关键参数，包括管件的几何参数、材料参数以及工况参数；
2)确定金属扣压管件常见的失效模式，包括内芯和外套筒之间的剪切破坏以及内齿与塑料层的层间剥落；
3)根据步骤2)中的失效模式和步骤1)中的管件参数，结合力学理论失效公式，分别提出理论计算与校核的数值模型。
2.根据权利要求1所述的一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法，其特征在于，针对失效模式为内芯和外套筒之间的剪切破坏，提出如下理论计算与校核的数值模型：
3.1)计算三向应力分量：
根据三维应力状态分析，管件中一个单元体的受力主要分为：轴向应力σx、环向应力σθ、径向应力σr，对于受均匀内压的金属管件而言，在距中心轴长度为r处的环向应力和径向应力如下式(1)-(2)所示：
Figure FDA0003475185470000011
Figure FDA0003475185470000012
其中：r1为内芯齿距中心距离,r2为外套筒齿距中心距离,r3为内芯和外套筒结合界面距中心距离,r4为内芯内半径,Pn管件公称压力；代入r＝r3即可得到在内芯和外套筒结合界面处的环向应力和径向应力；
同时可得到内压作用下的轴向应力如式(3)所示：
Figure FDA0003475185470000013
3.2)计算等效Mises应力：
根据第三强度理论，将步骤3.1)得到的三个应力统筹为等效Mises应力σe作为判别指标，如式(4)所示：
Figure FDA0003475185470000021
3.3)失效判别与校核：
将步骤3.2)计算所得等效应力与管件内外套筒界面连接强度σL进行比较，如式(5)所示：
Figure FDA0003475185470000022
其中：μ为安全系数，安全系数为在位工况和连接的复合管形式两个系数相乘所得；在位工况分为循环工况和稳定工况两种；复合管形式分为粘接型和非粘接型两种。
3.根据权利要求1所述的一种油田管金属扣压管件结构设计及校验方法，其特征在于，针对失效模式为内齿与塑料层的层间剥落，提出理论计算与校核的数值模型；
3.4)：计算单齿所能提供的轴向力：
齿形所能提供的轴向力分为摩擦力F1和反作用力F2两类，具体计算公式如式(6)-(7)所示：
Figure FDA0003475185470000023
F2＝2πr1H1σy (7)
其中：f为管件与管材的摩擦系数，H1为内芯齿深，L1为内芯齿下宽，L2为内芯齿上宽，σy为材料屈服强度；
同理可得外套筒齿对应的摩擦力F3和反作用力F4，如式(8)-(9)所示:
Figure FDA0003475185470000024
F4＝2πr2H2σy (9)
其中：L3为外套筒齿下宽，L4为外套筒齿上宽；
3.5)计算在极限条件下所需的最大轴向力：
管材与管件连接的极限工况一般是爆破试验，要求达到3倍公称压力以上，那么在此条件下管件齿形所需提供的最大轴向力F5可由式(10)所得：
Figure FDA0003475185470000031
3.6)齿形承载力校核：
结合步骤3.4)和3.5)所得，进行齿形结构承载力校核，如式(11)所示：
Figure FDA0003475185470000032
其中n1为内芯所需最小齿数，n2为外套筒所需最小齿数，μ安全系数，安全系数为在位工况和连接的复合管形式两个系数相乘所得；在位工况分为循环工况和稳定工况两种；复合管形式分为粘接型和非粘接型两种。
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