WO2017034438A2 - Резьбовое трубное соединение - Google Patents

Резьбовое трубное соединение Download PDF

Info

Publication number
WO2017034438A2
WO2017034438A2 PCT/RU2016/000492 RU2016000492W WO2017034438A2 WO 2017034438 A2 WO2017034438 A2 WO 2017034438A2 RU 2016000492 W RU2016000492 W RU 2016000492W WO 2017034438 A2 WO2017034438 A2 WO 2017034438A2
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
threaded
seal
thread
contact
metal
Prior art date
Application number
PCT/RU2016/000492
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
WO2017034438A3 (ru
Inventor
Никита Евгеньевич ГЛУХИХ
Сергей Николаевич БАРАБАНОВ
Артем Владимирович Забояркин
Сергей Игоревич НАКОНЕЧНИКОВ
Сергей Владимирович АЛЕКСАНДРОВ
Владислав Владимирович ГОЛОВИН
Василий Александрович МОРГУНОВ
Андрей Геннадьевич ФИЛИППОВ
Василий Иванович КИРШИН
Владимир Иванович ЧЕРНУХИН
Original Assignee
Открытое акционерное общество "Первоуральский новотрубный завод"
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Открытое акционерное общество "Первоуральский новотрубный завод" filed Critical Открытое акционерное общество "Первоуральский новотрубный завод"
Priority to US15/753,954 priority Critical patent/US20180266593A1/en
Priority to EP19190601.5A priority patent/EP3584484B1/en
Priority to EP16839689.3A priority patent/EP3339705A4/en
Priority to CA2996133A priority patent/CA2996133C/en
Priority to EA201800092A priority patent/EA038800B1/ru
Publication of WO2017034438A2 publication Critical patent/WO2017034438A2/ru
Publication of WO2017034438A3 publication Critical patent/WO2017034438A3/ru

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L—PIPES; JOINTS OR FITTINGS FOR PIPES; SUPPORTS FOR PIPES, CABLES OR PROTECTIVE TUBING; MEANS FOR THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L15/00—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L—PIPES; JOINTS OR FITTINGS FOR PIPES; SUPPORTS FOR PIPES, CABLES OR PROTECTIVE TUBING; MEANS FOR THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L15/00—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints
    • F16L15/001—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints with conical threads
    • F16L15/003—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints with conical threads with sealing rings
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E21—EARTH OR ROCK DRILLING; MINING
    • E21B—EARTH OR ROCK DRILLING; OBTAINING OIL, GAS, WATER, SOLUBLE OR MELTABLE MATERIALS OR A SLURRY OF MINERALS FROM WELLS
    • E21B17/00—Drilling rods or pipes; Flexible drill strings; Kellies; Drill collars; Sucker rods; Cables; Casings; Tubings
    • E21B17/02—Couplings; joints
    • E21B17/04—Couplings; joints between rod or the like and bit or between rod and rod or the like
    • E21B17/042—Threaded
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L—PIPES; JOINTS OR FITTINGS FOR PIPES; SUPPORTS FOR PIPES, CABLES OR PROTECTIVE TUBING; MEANS FOR THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L15/00—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints
    • F16L15/06—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints characterised by the shape of the screw-thread

Definitions

  • the invention relates to oil and gas production pipes, namely to casing with highly tight threaded connections, intended for fastening the borehole wall of a drilled well for oil, gas, gas condensate or injection of any liquids into underground formations, as well as to tubing with highly tight threaded compounds intended for the extraction of oil, gas, gas condensate or injection into the underground formations of any liquids.
  • the invention primarily relates to pipes used in the development of oil and gas fields, which are technologically difficult to pump and operate, namely, when pipes and threaded joints are subject to increased requirements for strength, reliability and tightness:
  • casing and tubing with threaded connections with trapezoidal conical thread and sealing elements on the inner and outer mating element are used for the construction of wells with vertically directed (inclined) geometry of the bore or with horizontal sections of the bore. - both radial and end sealing surfaces.
  • the end surfaces additionally serve to create preliminary axial stresses at the stage ,
  • a common drawback of these designs is the need to reduce the thickness of the end of the nipple, in order to accommodate all elements of the threaded connection, which limits the ability to achieve high efficiency of the connection in compression and external pressure.
  • compression work is achieved by increasing the thickness of the nipple nose and correspondingly increasing the size of the interaction zone between the pipe and the coupling in the thrust end, the contact area is not less than 60% of the cross-sectional area of the pipe body.
  • the patent EA005612B1 discusses the design of a threaded connection, which includes a short inclined seal of complex shape, containing a conical section and a toroidal section of a large radius located on the thread side (> 20 mm).
  • the shape of the seal and the combination of the elements of the connection are selected based on the requirements of tightness of the seal under the action of a tensile load, namely, that the ratio of the integral pressure to the pipe yield pressure in the entire range of permissible tensile loads exceeds 7 mm.
  • the fulfillment of this condition is achieved by choosing a special design . _ -,
  • the radius of the toroidal seal should be greater than the minimum value providing a contact length of more than or equal to 0.5 mm. Too small a radius of the seal leads to a small axial length of the contact, which worsens the tightness of the connection, as well as to a high value of the maximum contact pressure, which increases the risk of jamming and damage to the sealing surface during repeated screwing-unscrewing of the threaded connection;
  • the radius of the toroidal compaction should not exceed the maximum value at which the average contact pressure is a certain number of times greater than the body yield pressure tp>. Too large a seal radius leads to a large contact length and a corresponding decrease in average contact pressures, and, consequently, the tightness of the connection. Such a long seal with a reduced average contact pressure can lose its tightness under the influence of external pressure and also under the action of bending loads.
  • the contact length and maximum contact pressure can be calculated by Hertz formulas and average contact pressure in the seal.
  • the patent EA007076 does not discuss the effect on the tightness of the phenomenon of rolling of a seal under combined loads. From the existing level of technology it is known that the action of loads on the threaded connection leads to a change in the angle of bend of the nipple nose to the pipe axis. As a result, for seals of the “sphere-cone” or “sphere-sphere” type, the displacement of the contact area is possible. If such an offset causes the contact pads to be different:. combined loads do not intersect, then such a seal loses its tightness, regardless of the level of existing contact pressures.
  • the main objective of the proposed inventors is to eliminate these drawbacks of existing technical solutions by combining technical solutions applicable to casing pipes and technical solutions applicable to tubing.
  • the proposed technical solution should have high tightness and long-term performance for the most . P ,
  • the anti-seize properties that allow the reuse of the joint are determined by the level of contact stress during assembly and the length of the friction path - the higher these characteristics, the greater the risk of scoring when making up the pipe joint.
  • the gas tightness of the joint is determined by the contact length of the metal-metal seal and the magnitude of the effective contact pressures — the more these characteristics are, the higher the gas tightness of the joint.
  • the stability of the seal at combined operating loads is determined by the change in contact pressures when external loads are applied - with a decrease in the contact pressure, the risk of leakage of the working medium through the metal-metal seal increases when bending or tensile loads on the threaded connection are applied during operation.
  • the ability of the joint to work under cyclic loads is determined by a change in the level of acting stresses in the pipe and coupling elements when exposed to operational loads - the larger the area in which the acting stresses exceed the yield strength and the higher the level of this excess, the greater the risk of leakage when a load of a different sign is applied.
  • Figure 1-14 shows a threaded connection of casing pipes, individual structural elements of a threaded connection, and various embodiments.
  • the tightness of the connection does not depend on the shape of the seal, but is determined by the value of the integral pressure in the contact zone (force F 0 , Fig. 9 and force F 0 + aF Fig. 7 acting per unit circumference at the location of the contact).
  • the magnitude of this force is determined by the radial interference in the seal.
  • the value of the integral pressure and, accordingly, the tightness margin will be the greater, the higher the radial stiffness at the location of the contact. If for different forms of sealing the location of the point of application of the resultant contact pressure coincides (distance L k , Fig. 9) and _ _,.
  • sealing surfaces determines the type of distribution of contact pressures in the contact area, including the length of the contact area (L sea i, Fig. 10), maximum and average pressures. Also, the shape of the seal affects the behavior of the contact area when changing the angle of the bend of the nipple nose to the pipe axis, which occurs due to deviations in the magnitude of the radial interference and under the action of multidirectional combined loads.
  • the tightness of the joint is determined by the shape of the nozzle of the nipple and the location of the seal on the outer surface of the nozzle and does not depend on the particular type of seal, while the extreme pressure properties and stability of the tightness under the action of loads on the threaded joint are determined by the geometry of the sealing surfaces.
  • the technical result provided by the claimed invention is to ensure high tightness of the joint when it is exposed to significant multidirectional loads (tension, compression, bending, internal and external pressure of the fluid), wear resistance of the joint, its improved make-up characteristics in the absence or minimization of metal scuffing on the sealing _
  • the highly tight threaded pipe connection (Fig. 1a) includes internal (1) and external (2) mating elements with conical surfaces on which threaded sections (3) are made, having a common surface contour in the form of a truncated cone, while on the smaller side the diameter of the truncated cone (5) on the inner and outer mating element (Fig.
  • radial sealing surfaces (7, 10) forming a radial seal
  • end sealing surfaces (8, 12) forming an end sealing surface ty
  • the radial sealing unit (figv) is made in the form of a combination of radial sealing surfaces of the type "sphere (W) -cone” and “cone-sphere (R2)" on the outer (2) and inner (1) mating element, respectively
  • the contact surface of the radial sealing surfaces in the longitudinal section is a complex polyline of three consecutive sections: arc + straight line + arc (14), which is primarily intended to ensure guaranteed g The leakage of this unit under the action of combined loads - compressive, tensile and bending.
  • nipple Lsci- High average contact pressure in the central region ensures tightness of the seal, and the simultaneous operation of the peripheral sections “sphere-cone”, where the distribution of contact pressures is described by the Hertz function, guarantees stability of tightness under combined multidirectional loads.
  • the contact pressures (01 and 03) change in different directions, and the average contact pressure in the central region (02) remains stable, ensuring tightness.
  • a thread without run is used with a taper from 1: 10 to 1: 20 (Fig. 26), with a negative angle a of the support face (21), with gaps (23, Fig. 4-5) between the vertices internal thread (9) and the hollows of the external thread (6), with a limited gap (24, Fig. 4 and Fig. 5) of not more than 0.5 mm between the guide faces (26) of the thread (Fig. 4 conventionally shows the angle of the guide face ⁇ ) It is also preferable that the end sealing surfaces (8, 12) are made with a negative angle from minus 3 ° to minus 25 °.
  • the inner diameter of the coupling be less than the corresponding inner diameter of the nipple nose by the value of the diametrical interference in the radial seal.
  • Persistent trapezoidal tapered threads (3) on male (2) and female (1) elements can be made with a taper from 1: 10 to 1: 20 (Fig. 26).
  • the determining factor is the consumer’s desire to have a threaded connection that will be screwed (Fig. 2a) at a sufficiently high speed to reduce, as a result, the total time of construction of the well or the descent of the tubing.
  • the execution of the thread (3, figa) with a taper of less than 1: 20 provides a quicker screwing of the pair of nipple-coupling, but at the same time, it is necessary to put the nipple deeper inside the coupling (16, Fig. 2d), which increases the risk of thread damage.
  • nipples and couplings to prevent damage to the sealing assemblies and threads on the mutual sections of the nipple and clutch, which is often difficult in the field due to winds, improper or inaccurate alignment of the mast or drill.
  • An additional advantage of the claimed invention in a particular case is a structural feature of the trapezoidal conical thread (3) on the element covered by (2) - the absence of the so-called thread run (Fig. Za, 36), i.e. the height of the thread profile gradually decreases to zero (17) when the thread troughs exit onto the outer surface of the pipe, which differs from forced run-off when the thread troughs are “brought out” when threading the pipe surface (18) with a large angle of inclination (lower taper), than for the rest of the thread.
  • the end sealing surfaces (8, 12) forming the end sealing assembly are made with a negative angle.
  • the negative angle of the thrust end creates an additional reference point, which prevents the radial seal from opening due to the displacement of the nipple nose to the pipe axis under the action of bending loads and external pressure.
  • the combination of the negative angle of the support faces of the thread and the negative angle of the thrust end creates a wedge effect that prevents the occurrence of gaps in the seal.
  • Limiting the amount of plastic deformation of the thrust belt (12) of the coupling (2) allows us to ensure the operability of the thrust end under cyclic combined loads.
  • the wedge effect is not strong enough, as a result, the thrust end does not provide sufficient support to protect the radial seal from depressurization under the action of bending loads and external pressure.
  • the use of an angle less than minus 25 ° leads to a decrease in the strength of the thrust face of the coupling, as a result, when a compression load is applied to the threaded connection or if the connection is overwound, the wedge effect is reduced due to the occurrence of plastic deformations, which affects the threaded performance of the threaded connection under cyclic combined loads.
  • FIG. 7 shows the distribution of contact pressures in the seal at the moment of contact of the thrust ends (31) and after axial attachment (32).
  • a compressive load Fx arises in the nose of the nipple, which is created by the resultant contact pressure (33) in the end sealing unit F K0 HT.To u and perceived by the resistant faces of the thread.
  • the claimed geometry of the radial a complex polyline of three consecutive sections: an arc + a straight line + an arc (14) can be changed to increase wear resistance when the joints are used for tubing, the screwing-unscrewing of which occurs many times (compared to a single screwing of the casing during well construction) .
  • the main point that can lead to a quick exit of a threaded joint from a working state is the wear of extended contacting sealing surfaces (14).
  • the contact surface of the arc + straight line + arc (14) has a sufficiently large extent along the “straight line” section, which 1 can lead to delamination of microscopic metal particles during make-up with high contact pressures, which can lead to repeated screw-unscrewing cycles mechanical damage to the sealing elements.
  • the inventors propose in a particular case, the rectilinear contact area to divide into two separate parts by a groove (Fig.6, 27) with a depth of at least 1, 0 mm and a width of at least X L the length of this straight line.
  • two separate sealing radial nodes I and II are formed in the form of a sphere-cone-sphere contact, which eliminates the rapid wear of the contacting surfaces of the sealing assembly of the tubing and does not deviate from the main declared variant.
  • the angles of the tooth profile of the thread (9) of the internal mating element (pipe) to be beveled at an angle of 25-45 ° to the axis of the pipe at a height of not less than the height of the tooth profile (25) and along the guiding faces of the thread, provide gaps (24) of no more than 0.5 mm in size, which are selected for a specific assortment of threaded joints so that when compressive loads are applied, gaps are closed at contact stresses on the mechanical seal of not more than 60% of yield strength.
  • Structural clearances (24) along the guide faces of the thread allow not only minimizing the effect of excess lubricant on the operation of the threaded joint, but also play - when compressive loads are applied to the threaded joint due to structural gaps in the thread, first loading (elastic deformation) of the end sealing assembly occurs (8, 12; Fig. 16). In this case, it is necessary that the applied compressive loads do not exceed such contact stresses when irreversible plastic deformations begin in the end sealing unit. An increase in applied compressive loads is possible if, in addition to the elastic deformation of the end sealing assembly, lateral surfaces of the thread tooth will be included in the work at a certain stage (26, Fig.
  • the resistant trapezoidal tapered threads (3) on the male (2) and female (1) elements are made conical, and the number of turns with a full profile on the internal mating element meshed with mating turns , -.
  • the surfaces forming the radial sealing assembly and the end sealing surfaces forming the end sealing assembly are such that the inner mating element has at least one threadless portion on which the radial sealing surface is located (28, Fig. 8), when this at least part of this surface is located above the line of the hollows of the thread (29) by a value of 6> 0.60-Yu, 90 mm.
  • This embodiment of the invention allows, in addition to methods known from the prior art, to increase the radial stiffness of the nipple nose in the seal area, improve the performance of the mechanical seal on compressive loads, and increase the maximum allowable moment of screwing the threaded joint.
  • These effects are achieved by increasing the thickness and width of the pin nose pad face seal (H "ika 0C and swim echika H 5 FIG. 9).
  • the thickness of the nozzle has a much greater effect on the radial stiffness of the nipple than the size of the contactless zones L 0 i and L 02 (Fig. 10), the increase of which also increases the radial stiffness of the nozzle at the location of the seal.
  • the size of the nozzle is determined, first of all, by the need to place the thread on the pipe element (in Fig. 1 1, item 34 - forming the outer surface of the pipe wall), which reduces the thickness of the nozzle t by At pe3b 6 b i (Fig. 11). Therefore, it is desirable to use a minimum number of turns of a thread with a full profile - in the proposed embodiment, 6-8 turns. A decrease in the number of turns below six leads to a deterioration in the work of the threaded connection to tensile loads.
  • An additional increase in the thickness of the spout by 5 0.60-U, 90 mm, proposed by the inventors, allows even more to increase the radial stiffness of the spout in the seal area, as well as in the non-interacting section L 0 i, which improves the tightness of the connection.
  • An additional advantage of the considered option of seals is the possibility of reducing the interference in the seal while ensuring the tightness of the threaded connection, which allows to reduce the peripheral stresses in the nose and increase the extreme pressure properties of the seal.
  • the proposed variant of the invention also allows to increase the width of the pad face seal swim echika H, which improves compound operability for cyclic tensile load-compression.
  • FIG. 11 shows that the width of the thrust shoulder is determined by the need to accommodate the thread (A- thread would) 5 of the seal (At ynj] ) and the transition section between the seal and the end sealing surface
  • the tops of the inner threads of the coupling thread are cut to a length L ce (Fig. 10), in order to provide a technological gap W between the minimum internal *. ' the diameter of the coupling thread (line 35 of Fig. 8) and the maximum outer diameter of the nipple nose (point 30 of Fig. 8), which guarantees high-quality assembly of the connection with possible technological deviations of dimensions during manufacture.
  • the following sections are located on the tubular member characterizing the length of the nipple nose (FIG.
  • the radial seal is a substantially flat surface with low taper.
  • the seal taper be BLiine thread taper.
  • the persistent end faces ensured the tightness of the joint, with the possibility of assembling the joint without the risk of seizing, leading to damage to the sealing surfaces and the inability to reuse the threaded joint.
  • each of the sealing surfaces located on the pipe and coupling element consists of a conical and toroidal sections, while on the nipple the toroidal section is located closer to the threaded part, and further on the coupling.
  • a metal-metal seal 2-mm long is formed (Fig. 9), consisting of a central section cone-cone length -.
  • - contact pressure corresponds to the sphere-cone interaction and is described by the Hertz function.
  • the value of the maximum pressure included in the Hertz function turns out to be significantly lower than for a single seal, the sphere cone.
  • This pressure distribution provides the required level of tightness with high anti-seize properties of the metal-metal seal of the threaded pipe joint.
  • FIG. 12 shows the distribution curves of contact pressure for sealing "cone-cone", "sphere-cone” and the present invention.
  • a shallow seal while providing extreme pressure properties, is more preferable when creating a gas-tight connection with increased efficiency on the action of external pressure, compression, torsion and high combined loads in the presence of bending of the pipe string.
  • a shallow seal provides good tightness under tensile conditions, since the ductility of the thread has little effect on the reserve of tightness in a shallow seal.
  • the technical solution proposed by the inventors allows to increase the maximum allowable value of axial attachment, which in turn increases the efficiency of the threaded connection for compression, bending and external pressure.
  • the tightness margin due to axial attachment can be increased by 1.5 - 2 times. Such an increase occurs with a corresponding increase in contact stresses, but since this growth is actually abrupt, at the final stage of power assembly of the compound, an increase in contact stresses above the yield strength does not lead to problems with jamming in the metal-metal seal.
  • the claimed third embodiment of the invention can be formulated as follows:
  • the choice of the length and location of the contact surface should be carried out in such a way that the radial stiffness of the nipple nose at the contact position allows the required level of tightness with a radial interference in the seal to be 50-80% of the value of the beginning of the plastic compression of the nipple nose. If the radial tightness is less than 50% of this value, the seal may be depressurized under external pressure. If the tightness in the seal will exceed 80%, plastic compression of the nipple nose under external pressure is possible, or partial plastic of the nipple nose on the side stretched by the bend under combined loads. Additionally, a reduction in tensile stresses below 80% improves the extreme pressure properties of the seal.
  • EA007076B1 This value should be 5-10 mm. If ⁇ ⁇ 5 mm, the penetration of the gas medium into the contact interaction region and the occurrence of leakage are possible. If ⁇ > 10 mm, the extreme pressure properties of the seal may deteriorate. It is preferable that effective FDA? providing tightness at combined loads and increased values of internal and external pressures.
  • the tightness of the seal should be evaluated without taking into account the effect of the tightened seal during axial fastening, namely at the moment of contact of the thrust ends, when the circumferential compressive stresses have reached their maximum value, and there is no axial compressive stress. Ensuring the tightness of the seal under these conditions guarantees the operation of the joint under cyclic tensile - compression loads.
  • the radii of the circles forming the arcs of the radial sealing elements “sphere-cone” and “cone-sphere” on the outer and inner mating element, as well as the length of the section “cone-cone” should be selected so as to limit pressure peaks along the edges and ensure maximum close to rectangular contact pressure distribution.
  • the maximum contact pressure does not exceed 80% of the yield strength of the pipe body. If the maximum contact pressures exceed this value, the extreme pressure properties of the seal deteriorate. An excessive decrease in the level of contact pressures is associated with the use of too large radii restricting the seal and complicating the manufacture and control of the metal-metal seal. It should be noted that when using too large fillet radii, the structure under consideration actually turns into a single sphere-cone seal with a sphere of large radius> 100 mm.
  • the length of the cone-cone interaction region is selected so that the average contact pressures are higher than the yield strength of the pipe body.
  • the distribution of contact pressures in the proposed seal is a two-hump curve (Fig. 12), with a sufficiently high level of minimum contact stresses in the central region and approximately corresponds to a rectangular distribution of contact pressures.
  • seals and the possibility of reuse of the threaded joint, as well as the level of contact pressures, the adopted form of sealing and the magnitude of the acting stresses in the pipe and coupling elements correspond to the solution of the stated technical problem, namely, they guarantee high stability of the tightness properties of the joint under the action of variable combined loads of high equivalent by von Mises.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • Geology (AREA)
  • Mining & Mineral Resources (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Environmental & Geological Engineering (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • General Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • Geochemistry & Mineralogy (AREA)
  • Non-Disconnectible Joints And Screw-Threaded Joints (AREA)

Abstract

Изобретение относится к высокогерметичным резьбовым соединениям труб, содержащим узел уплотнения «металл-металл». Резьбовое соединение для стальных труб, состоящее из трубного (ниппель) и муфтового элементов, на которых расположены участки с внешней и внутренней коническими резьбами, при этом ниппель заканчивается носиком осесимметричной формы, часть наружной поверхности которого является уплотняющей поверхностью, которая при сборке соединения взаимодействует с ответной уплотняющей поверхностью муфты. Каждая из уплотняющих поверхностей состоит из конического и тороидального участков, при этом на ниппеле тороидальный участок расположен ближе к резьбовой части, а на муфте - дальше от резьбовой части. Дополнительно к этому, уплотнительная поверхность ниппеля, а также часть прилегающих к ней неконтактирующих областей носика, расположены выше линии впадин наружной резьбы. В результате при сборке соединения образуется уплотнение «металл-металл», состоящее из трех участков, расположенных таким образом, что контактное давление в центральной области, в среднем превышает утроенное давление текучести трубы, а на периферийных областях изменение контактного давления описывается функцией Герца. Описанное распределение давлений обеспечивает требуемый уровень герметичности при сохранении высоких противозадирных свойств в зоне уплотнения металл- металл резьбового соединения труб. Изобретение повышает надежность резьбового соединения труб при действии статических и переменных эксплуатационных нагрузок, включая внешнее давление, сжатие, кручение и комбинированные нагрузки при изгибе и вращении колонны труб.

Description

.
Изобретение относится к нефтегазодобывающим трубам, а именно к обсадным с высокогерметичными резьбовыми соединениями, предназначенным для крепления стенки ствола пробуренной скважины для добычи нефти, газа, газового конденсата или закачки в подземные пласты каких-либо жидкостей, а также к насосно-компрессорным трубам с высокогерметичными резьбовыми соединениями, предназначенным для добычи нефти, газа, газового конденсата или закачки в подземные пласты каких-либо жидкостей.
В первую очередь изобретение относится к трубам, используемым при освоении месторождений нефти и газа, являющихся технологически сложными при закачивании и эксплуатации, а именно, когда к трубам и резьбовым соединениям предъявляются повышенные требования по прочности, надёжности и герметичности:
• возможность эксплуатации при повышенных изгибных нагрузках, составляющих 40% в эквиваленте осевых нагрузок по телу трубы;
• сохранение герметичности резьбового соединения при действии внешнего давления, соответствующего предельному по API 5СЗ для тела трубы, а также при комбинированных нагрузках соответствующих 100% в эквиваленте по фон Мизесу прочности тела трубы;
• возможность эксплуатации при последовательных циклах растяжения и сжатия, а также последовательном действии внутреннего и наружного давления, когда абсолютная величина действующих нагрузок составляет не менее 80% от предельных нагрузок по телу трубы, т.е. при циклических работах скважины; например, при добыче методом паровой стимуляции и т.д.;
• возможность использования труб при повышенном моменте кручения трубной колонны, в случае, когда одновременно с кручением действуют растягивающие или сжимающие нагрузки (спуск колонны труб в горизонтальную скважину, спуск обсадных труб с вращением);
• возможность эксплуатации труб в коррозионноактивных средах при применении специального материального исполнения тела трубы;
•возможность многократного использования труб, когда резьбовые соединения подвергаются последовательным циклам сборки-разборки после эксплуатации в скважине (насосно-компрессорные трубы).
Высокогерметичные резьбовые соединения обсадных и насосно-компрессорных труб предназначены для использования в условиях, когда трубы эксплуатируются в присутствии агрессивных рабочих сред и/или при значительных разнонаправленных нагрузках на трубу и резьбовое соединение. Наибольшему риску повреждения ,
приводить к аварийным ситуациям в скважине с большими экономическими потерями и экологическими проблемами. В связи с этим требуется высокая износостойкость резьбового соединения, сохранение геометрических параметров резьбы насосно- компрессорных и обсадных труб при многократном свинчивании-развинчивании. Кроме того, требуется сохранить герметичность резьбового соединения в ходе всего срока эксплуатации резьбового соединения при действии знакопеременных изгибных нагрузок, а также при многократном свинчивании-развинчивании резьбового соединения. Для этого необходимо обеспечить отсутствие проникновения газа и жидкости через уплотнение «металл-металл».
Необходимо учитывать, что условия использования нефтяных и газовых скважинных труб, применяемых при изысканиях и добыче нефти и природного газа, становятся все более жесткими, по мере того, как технологическая сложность, осваиваемых месторождений повышается. Соответственно, к резьбовым соединениям используемых труб предъявляются все более высокие требования по рабочим характеристикам в отношении прочности и газогерметичности. В настоящее время большинство изобретений в рассматриваемой области направлено на то, чтобы резьбовое соединение обеспечивало структурную прочность и необходимый запас герметичности при статических и последовательных знакопеременных нагрузках, соответствующих 80- 100% предельной нагрузки по телу трубы в эквиваленте по фон Мизесу, а также допускало разборку колонны, с возможностью повторного использования.
Кроме того, в последние годы скважины становятся глубже и количество наклонных или горизонтальных скважин, которые имеют резкие или плавные изгибы под землей, растет. же увеличивается количество нефтяных скважин в неблагоприятных условиях, таких как работа в море (на шельфе) или в полярных областях. Соответственно, существует устойчивый спрос на резьбовые соединения для стальных труб с повышенным запасом герметичности при действии внутреннего и внешнего давления и увеличенным сроком эксплуатации.
В настоящий момент для строительства скважин с вертикально-направленной (наклонной) геометрией ствола или с горизонтальными участками ствола применяются обсадные и насосно-компрессорные трубы с резьбовыми соединениями с трапецеидальной конической резьбой и уплотнительными элементами на внутреннем и наружном сопрягаемом элементе (труба и муфта, соответственно) - как радиальными, так и торцевыми герметизирующими поверхностями. При этом торцевые поверхности дополнительно служат для создания предварительных осевых напряжений на стадии ,
сжимающие напряжения, а для ответной части муфты растягивающие.
Например, известны несколько изобретений, направленных на решение задач обеспечения высокой герметичности резьбового соединения труб для скважин при эксплуатации в условиях высоких внутренних давлений жидкостей и воздействия растягивающих и сжимающих напряжений. Отличия одного изобретения от другого заключаются в выборе формы, размеров и расположения уплотнительных поверхностей на ниппельной и муфтовой части резьбового соединения. При этом выбор той или иной конструкции обосновывается необходимостью одновременно обеспечить оптимальное распределение контактного давления в уплотнении металл-металл, гарантирующее требуемый уровень герметичности и отсутствие задиров в уплотнении при сборке труб; и оптимальный уровень напряжений в резьбовой части и узле герметизации, обеспечивающий либо работу соединения полностью в упругой области, либо сохранение необходимой прочности и герметичности после приложения сверхвысоких комбинации нагрузок, близких к 100% по телу трубы в эквиваленте по фон Мизесу.
Например, в патенте на полезную модель RU 52968, опубл. 27.04.2006, описано резьбовое соединение с уплотнением «конус-конус» такое, что протяжённость конического уплотнительного пояска с конусностью 1 : 12 или 1 :16 на ниппельной стороне уплотнения составляет 9- 12мм.
В патенте на полезную модель RU 116952, опубл. 10.06.2012, описано резьбовое соединение с уплотнением «конус-конус», с увеличенной конусностью 1 :10, при этом уплотнительные поверхности через скругление переходят в торцевые упорные поверхности, в результате уплотнение оказывается расположенным у торца трубного элемента.
В патенте на изобретение RU2310058, опубл. 10.1 1.2007, описано резьбовое соединение с уплотнением «сфера-конус», при этом конусный участок с конусностью 1 : 10 расположен на муфтовом элементе, а на ниппельном элементе соединения - сферический участок радиального уплотнения плавно переходящий в упорную торцевую поверхность.
Общим недостатком указанных конструкций является необходимость уменьшать толщину торца ниппеля, с целью размещения всех элементов резьбового соединения, что ограничивает возможность достижения высокой эффективности работы соединения на сжатие и внешнее давление.
В настоящее время для преодоления указанного недостатка известны следующие решения: удлинения носика ниппеля (безрезьбового участка между резьбой и упорным торцом трубного элемента), что позволяет при воздействии сжимающих нагрузок обеспечить сжатие ниппеля на величину соответствующую закрытию зазоров между направляющими гранями резьбы;
-в патенте RU176099 обеспечение работы на сжатие достигается за счёт увеличения толщины носика ниппеля и соответственного увеличения величины зоны взаимодействия между трубой и муфтой в упорном торце, площадь контакта не менее 60% от площади поперечного сечения тела трубы.
Однако данные решения направлены на решение частной задачи, по повышению эффективности работы резьбового соединения на сжатия и не рассматривают вопросы герметичности уплотнения при действии комбинированных нагрузок.
Другим недостатком указанных выше патентов является отсутствие данных по расположению взаимодействующих уплотнительных поверхностей, включая величину радиального натяга, область действия и распределение контактных давлений после силовой сборки соединения и при действии эксплуатационных нагрузок.
Исходя из текущего уровня техники известно, что данные величины могут оказать существенное влияния на запас герметичности после силовой сборки соединения и в ходе эксплуатации. В результате при некорректном выборе расположения уплотняющей поверхности, натягов в резьбе и уплотнении, величины осевого докрепления, резьбовые соединения с геометрическими параметрами, соответствующими патентам RU52968; RU116952; RU2310058, могут не обеспечить требуемого уровня герметичности в заявленном диапазоне рабочих нагрузок.
то же время существуют технические решения, в которые конструкция резьбового соединения выбирается исходя из уровня контактных напряжений в ходе сборки, величины запаса герметичности и действующих напряжений при эксплуатации соединения.
В частности, в патенте ЕА005612В1 рассматривается конструкция резьбового соединения, в которую входит короткое наклонное уплотнение сложной формы, содержащее конический участок и расположенный со стороны резьбы тороидальный участок большого радиуса (>20мм). Форма уплотнения и комбинация элементов соединения, выбрана исходя из требования герметичности уплотнения при действии растягивающей нагрузки, а именно, что отношение интегрального давления к давлению текучести трубы во всём диапазоне допустимых растягивающих нагрузок превышает 7мм. Выполнение данного условия достигается за счет выбора специальной конструкции . _ - ,
радиальной жёсткости носика ниппеля. При этом дополнительно решается задача по увеличению площади торцевого уплотнения, что улучшает работу на сжатие, а повышение радиальной жесткости носика ниппеля одновременно с повышением свойств герметичности улучшает работу соединения на внешнее давление. Наличие тороидального участка большого радиуса со стороны резьбы позволяет сохранить преимущества конической уплотнительной поверхности, в случае, если воздействие нагрузок и погрешности изготовления приводят к загибу носика ниппеля к оси трубы. Анализ, проведённый авторами настоящего изобретения, показал, что наличие тороидального участка ограничивающего уплотнение «конус-конус» позволяет обеспечить равномерное распределение контактных давлений, существенно уменьшив пик давления, возникающий при сборке соединения с уплотнением «конус-конус» и увеличить размер области взаимодействия, в которой контактные напряжения превышают предельное давление текучести трубы. Данные особенности работы комбинированного уплотнения из двух участков «сфера-конус» и «конус-конус» не раскрыты в патенте ЕА005612В1. Исследования, проведенные авторами изобретения, показали, что эти особенности могут быть использованы при разработке уплотнения, стойкого к заеданию. В патенте ЕА005612В1 проблема заедания решается за счёт использования уплотнения с большой конусностью (>10°), что ограничивает путь трения и снижает риск заедания. Такое техническое решение приводит к уменьшению толщины носика трубы и соответствующему ухудшению характеристик работы соединения на сжатие и внешнее давление, а также к уменьшению интегрального контактного давления при действии растягивающей нагрузки из-за податливости резьбы и сильного наклона конической части уплотнения «металл-металл». Предложенное в рассматриваемом патенте комбинированное уплотнение обеспечивает стабильность свойств герметичности при увеличении загиба носика к оси трубы, однако действие комбинированных нагрузок может приводить также к уменьшению величины загиба носика, соответственно, необходимо обеспечить стабильность работы комбинированного уплотнения и на ближнем к торцу трубы крае участка «конус-конус». Данный вопрос в патенте ЕА005612В1 не рассматривается.
Необходимо заметить, что в патенте ЕА005612В1 приведён вариант исполнения уплотнения с диаметром большим, чем диаметр впадин на начале резьбы трубы. Такое исполнение позволяет увеличить толщину и радиальную жёсткость носика трубы. Авторы патента ЕА005612В1 указывают на то, что такое решение позволяет улучшить свойства герметичности уплотнения при действии внутреннего давления. Исследования, , , .
на носике в области выше линии впадин резьбы трубы позволяет дополнительно получить следующие технические результаты:
-уменьшить радиальный натяг в уплотнении, что улучшает работу соединения на внешнее давление;
-увеличить предельный момент свинчивания резьбового соединения, что улучшает работу соединения на циклические нагрузки растяжение - сжатие;
-обеспечить сохранения контакта по упорному торцу, при действии растягивающих нагрузок более 60% от предельных по телу трубы, что улучшает свойства герметичности уплотнения при комбинированных нагрузках совместно с изгибом.
Данные возможности не были раскрыты авторами патента ЕА 005612В1.
Авторы другого патента ЕА007076, F16L15/06, опубл. 30.06.2006, предлагают трубное резьбовое соединение с резьбой и тороидальной уплотнительной поверхностью на трубе и соответствующей ему конической поверхности на муфте, при этом радиус тороидальной уплотнительной поверхности равен 30-70мм при диаметре трубы 140мм и менее и 30- 100мм при диаметре трубы более 140мм. При этом выбор радиуса уплотнения обосновывается требованиями герметичности соединения, а именно:
-радиус тороидального уплотнения должен быть больше минимального значения обеспечивающего длину контакта более или равную 0,5мм. Слишком малый радиус уплотнения приводит к малой осевой протяжённости контакта, что ухудшает герметичность соединения, а также к высокому значению максимального контактного давления, что повышает риск возникновения заеданий и повреждения уплотнительной поверхности при многократном свинчивании-развинчивании резьбового соединения;
-радиус тороидального уплотнения не должен превышать максимальное значение, при котором среднее контактное давление в определённое число раз превышает давление текучести тела тр>бы. Слишком большой радиус уплотнения приводит к большой протяженности контакха и соответствующему уменьшению средних контактных давлений, а соответственно, и герметичности соединения. Такое длинное уплотнение с пониженным средним контактным давлением может потерять герметичность при действии наружного давления а также в условиях действия изгибных нагрузок.
Таким образом, выбор радиуса уплотнения в патенте ЕА007076 осуществляется между коротким уплотнением с высоким контактным давлением, и протяжённым уплотнением с низким контактным давлением. При этом для короткого уплотнения необходимо обеспечить минимальную длину контакта, а для протяжённого минимальный уровень среднего контактного давления. соединения, представленная в патенте ЕА007076, связана с тем, что в случае заданного значения интегрального давления в контакте, определяющего уровень герметичности соединения, распределение контактных давлений в уплотнении «сфера-конус» однозначно описывается решением контактной задачи Герца. Для тороидального уплотнения заданного радиуса, при известном интегральном давлении, которое для рассматриваемых конических резьбовых соединений с уплотнением «металл-металл» представляет собой значение перерезывающей силы на единицу окружной длины в месте действия контактных давлений, по формулам Герца можно вычислить длину контакта, максимальное контактное давление и среднее контактное давление в уплотнении.
Авторы патента ЕА007076 частично решили проблему, связанную с обеспечением стабильности герметичности при действии изгиба, т.к. в случае уплотнения вида «сфера- конус», или, как авторы его называют - тороидального уплотнения, имеется большая вероятность того, что при изгибе резьбового соединения хотя бы по одной точке в сечении будет сохраняться герметичность по данному уплотнению. Вместе с тем в такой конструкции резьбового соединения также возможна ситуация, когда сохраняющаяся герметичность в уплотнительном элементе теряется при наложении на соединение еще и растягивающих напряжений.
В частности, в патенте ЕА007076 не рассмотрено влияние на герметичность явления перекатывания уплотнения при действии комбинированных нагрузок. Из существующего уровня техники известно, что действие нагрузок на резьбовое соединение приводит к изменению угла загиба носика ниппеля к оси трубы. В результате - для уплотнений типа «сфера-конус» или «сфера-сфера» возможно смещение площадки контакта. Если тако смещение приводит к тому, что площадки контакта для различны: . комбинированных нагрузок не пересекаются, то такое уплотнение теряет герметичность независимо от уровня действующих контактных давлений.
Другим недостатком патента ЕА007076 является то, что при выборе радиуса уплотнения не учитываются максимальные контактные давления, возникающие в уплотнении в процессе свинчивания. Значение данной величины определяет противозадирные свойства уплотнения.
Основная задача предлагаемого авторами изобретения состоит в устранении указанных недостатков существующих технических решений посредством объединения технических решений, применимых для обсадных труб и технических решений, применимых для насосно-компрессорных труб. Предлагаемое техническое решение должно обладать высокой герметичностью и длительной работоспособностью для самого . п ,
и циклические нагрузки, и сохраняющего свои рабочие характеристики после многократных операций сборки-разборки.
Из текущего уровня техники известны основные факторы определяющие работоспособность высокогерметичного резьбового соединения. Противозадирные свойства, обеспечивающие возможность многократного использования соединения, определяются уровнем контактных напряжений при сборке и длиной пути трения - чем выше данные характеристики, тем больше риск возникновения задиров при свинчивании соединения труб. Газогерметичность соединения определяется длиной контакта уплотнения «металл-металл» и величиной действующих контактных давлений - чем больше данные характеристики, тем выше газогерметичность соединения. Стабильность работы уплотнения при комбинированных эксплуатационных нагрузках определяется изменением контактных давлений при приложении внешних нагрузок - с уменьшением величины контактных давлений повышается риск возникновения утечки рабочей среды через уплотнение «металл-металл» при приложении изгибающих или растягивающих нагрузок на резьбовое соединение при эксплуатации. Возможность работы соединения при циклических нагрузках определяется изменением уровня действующих напряжений в трубном и муфтовом элементах при воздействии эксплуатационных нагрузок - чем больше область, в которой действующие напряжения превышают предел текучести и чем выше уровень данного превышения, тем больше риск возникновения утечки при приложении нагрузки другого знака.
Все перечисленные характеристики могут быть получены с использованием известных аналитических решений из теории упругости, а также путём моделирования работы конструкции методом конечных элементов.
На фиг.1-14 показаны резьбовое соединение обсадных труб, отдельные конструктивные элементы резьбового соединения, и различные варианты исполнения.
В ходе исследований, проведенных авторами изобретения, было установлено, что герметичность соединения не зависит от формы уплотнения, а определяется величиной интегрального давления в зоне контакта (сила F0, фиг. 9 и сила F0+aF фиг. 7 действующая на единицу длины окружности в месте расположения контакта). Величина данной силы определяется радиальным натягом в уплотнении. При этом, для заданного значения радиального натяга - величина интегрального давления и, соответственно, запас герметичности, будет тем больше, чем выше радиальная жесткость в месте расположения контакта. Если для различных форм уплотнения совпадают расположение точки приложения равнодействующей контактных давлений (расстояние Lk, фиг. 9) и _ _ , .
уплотнительных поверхностей определяет вид распределения контактных давлений в области контакта, включая протяженность площадки контакта (Lseai, фиг. 10), максимальные и средние давления. Также, форма уплотнения влияет на поведение площадки контакта при изменении величины угла загиба носика ниппеля к оси трубы, происходящего из-за отклонений величины радиального натяга и при действии разнонаправленных комбинированных нагрузок.
Таким образом, герметичность соединения определяется формой носика ниппеля и месторасположением уплотнения на внешней поверхности носика и не зависит от конкретного вида уплотнения, в то время как противозадирные свойства и стабильность сохранения герметичности при действии нагрузок на резьбовое соединения определяются геометрией уплотнительных поверхностей. Сделанные выводы были использованы авторами изобретения для решения поставленной технической задачи путём оптимизации формы носика ниппеля и геометрии уплотнительных поверхностей.
Наиболее близкими по сущности изобретениями являются следующие технические решения:
• герметичное резьбовое соединение нефтепромысловых труб с коническими резьбами в виде неравномерной трапеции в сечении с конусностью 1 :16 и профилем резьбы с отрицательным углом по опорной грани и увеличенным углом по закладной грани и высотой профиля резьбы трубы меньше высоты профиля резьбы муфты и уплотнительным элементом со сферообразным участком контакта поверхности трубы (ниппеля) с конической поверхностью муфты (патент RU2310058, опубл. 10.1 1.2007);
• трубное резьбовое соединение с резьбой и тороидальной уплотнительной поверхнс гтью на трубе и соответствующей ему конической поверхности на луфте, при этом радиус тороидальной уплотнительной поверхности равен 30-70мм при диаметре трубы 140мм и менее и 30-100мм при диаметре трубы более 140мм (патент ЕА007076, опубл. 30.06.2006);
• Герметичное резьбовое соединение нефтегазопромысловых труб с уплотнением «конус-конус» повышенной конусности 1 :10 у которого уплотнительные поверхности через скругление переходят в торцевые упорные поверхности, а на охватывающем элементе на участке схода резьбы выполнена окружная канавка, диаметр которой превышает внутренний диаметр резьбы на охватывающем элементе (патент RU 116952, опубл. 10.06.2012);
• Высокогерметичное резьбовое соединение насосно-компрессорных труб с уплотнением конус-конус у которого угол наклона уплотнительной поверхности уплотнительной поверхности охватывающего элемента - 8-12°, на охватывающем элементе соединения на участках схода резьбы и схождения уплотнительной поверхности с упорной торцевой поверхностью выполнены окружная проточки, при этом участок схождения уплотнительной поверхности и поверхности окружной проточки охватывающего элемента, а также участок схождения уплотнительной поверхности и поверхности схода резьбы охватываемого элемента выполнены скругленными (патент RU 2500875, опубл. 10.12.2013);
• Сверхгерметичное трубное резьбовое соединение с коротким наклонным уплотнением, которое включает в себя участок «конус-конус» и участок «конус- сфера» большого радиуса (>20мм), расположенный со стороны резьбы, при этом между уплотнением и упорным заплечиком присутствует область с зазором между трубным и муфтовым элементами (патент ЕА005612В1 опубл. 07.12.2001).
Последнее из упомянутых технических решений - сверхгерметичное трубное резьбовое соединение по патенту ЕА005612В1, принято в качестве прототипа заявленного изобретения.
Авторами предлагаемого технического изобретения были поставлены следующие задачи:
-сведение к минимуму опасности заедания при завинчивании трубного резьбового соединения;
-обеспечение высокой эффективности работы на сжатие, наружное давление и комбинированные нагрузки, включая изгиб;
-обеспечение возможности его применения для резьбового соединения, содержащего по меньшей мере дка осевых упора, из которых один упор является наружным и один упор - внутренним;
-обеспечение возможности легкого завинчивания непосредственно на месте применения труб - т.е. в полевых условиях, на скважине.
Кроме того, необходимо предусмотреть, чтобы теоретические характеристики герметичности резьбового соединения не могли существенно снижаться в сложных условиях применения в полевых условиях.
Технический результат, обеспечиваемый заявленным изобретением, заключается в обеспечении высокой герметичности соединения при действии на него значительных разнонаправленных нагрузок (растяжение, сжатие, изгиб, внутреннее и наружное давление жидкости), износостойкости соединения, его улучшенных характеристиках свинчиваемости при отсутствии или минимизации задиров металла на уплотнительных _
для насосно-компрессорных труб), что обеспечит безаварийную и экономическую эффективность применения труб с предлагаемым резьбовым соединением при строительстве нефтегазодобывающих скважин (обсадные трубы) и для добычи нефти, газа и газового конденсата или закачки в пласт жидкостей, в т.ч. подтоварной воды.
Для достижения указанных целей и устранения вышеупомянутых недостатков существующих технических решений авторами изобретения предлагается:
1) Использовать уплотнение специальной формы (фиг. 1в, фиг. 9), включающее тороидально-коническую поверхность на носике ниппеля и ответную коническо- тороидальную поверхность на внутренней поверхности муфты, что позволяет обеспечить равномерное распределение контактного давления в уплотнении и стабильность запаса герметичности при действии комбинированных нагрузок; предлагаемая форма уплотнения позволяет улучшить надежность соединения при действии комбинированных нагрузок в сравнении с техническим решением патента ЕА005612В1 и улучшить противозадирные свойства и стабильность работы уплотнения в сравнении с техническим решением патента ЕА007076;
2) Повысить радиальную жесткость ниппеля в области радиального уплотнения за счет расположения поверхности уплотнения и примыкающих к ней областей выше линии впадин резьбы трубы (фиг.8; фиг.П), что позволяет достичь результатов, не рассматриваемых в патенте ЕА005612В1: снизить уровень окружных напряжений в носике без снижения запаса герметичности; повысить предельный момент свинчивания; обеспечить повышенную возможность осевого докрепления, которое позволяет сохранить контакт по упорным торцам при действии циклических нагрузок растяжения- сжатия;
3) Выбрать расположение и форму уплотнительной поверхности (фиг. 9), включая радиусы окружностей (поз. Rl, R2, фиг.1в), образующих участки радиальных уплотнительных элементов «сфера-конус» и «конус-сфера» (поз. Lsci,Lsc2, фиг.9 ), а также величины радиального натяга в уплотнении (фиг. 10), чтобы возникающие контактные давления (σΚ0Ητ) в момент соприкосновения упорных торцев обеспечивали герметичность соединения, при отсутствии риска заедания в уплотнении. Обеспечение одновременной работы периферийных участков «сфера-конус» с центральным участком «конус-конус» (поз. Lcc, фиг. 9) позволяет улучшить противозадирные свойства и исключить явление перемещения зоны уплотнения при действии комбинированных нагрузок, что свойственно уплотнениям вида «сфера-сфера» и «сфера-конус», в частности - техническому решению из патента ЕА007076. ,
исполнения и частные случаи более подробно описаны ниже. В общем случае, каждый из вариантов может быть использован как по отдельности, так и в произвольной комбинации с двумя другими.
Первый вариант.
Высокогерметичное резьбовое трубное соединение (фиг. 1а) включает в себя внутренний (1) и наружный (2) сопрягаемые элементы с коническими поверхностями, на которых выполнены резьбовые участки (3), имеющие общий контур поверхности в виде усеченного конуса, при этом со стороны меньшего диаметра усеченного конуса (5) на внутреннем и наружном сопрягаемом элементе (фиг.16) выполнены радиальные уплотнительные поверхности (7, 10), образующие радиальное уплотнение, и торцевые уплотнительные поверхности (8, 12), образующее торцевые уплотнительные поверхности, при этом радиальный уплотнительный узел (фиг.1в) выполнен в виде сочетания радиальных уплотнительных поверхностей типа «сфера (Ш)-конус» и «конус- сфера (R2)» на наружном (2) и внутреннем (1) сопрягаемом элементе соответственно, таким образом, что при полной сборке резьбового соединения поверхность контакта радиальных уплотнительных поверхностей в продольном сечении представляет собой сложную полилинию из трех последовательных участков: дуга+прямая линия+дуга (14), которая предназначена в первую очередь для гарантированного обеспечения герметичности данного узла при действии комбинированных нагрузок - сжимающих, растягивающих и изгибающих.
Обеспечение контакта по такой схеме дает хорошую работу соединения на изгиб, когда при смещении элементов относительно друг друга из-за наличия контакта уплотнительных элеме. гов по сферической поверхности их контакт сохраняется при любых вариантах изгиба:
-при изгибе в одну сторону контакт сохраняется по сферической поверхности на муфте и конусу на ниппеле;
-при изменении изгиба на противоположный, контакт сохраняется по конусу на муфте и сферической поверхности на ниппеле.
Создание контактных давлений в уплотнении обеспечивается за счет радиального натяга, показанного на фиг. 10 как область перекрытия между материалом трубы и муфты. При сборке соединения происходит упругое обжатие носика ниппеля, в результате формируется участок уплотнения «металл-металл» Lseai, показанный на фиг. 9 и фиг. 10, который меньше исходной длины перекрытия Ьперекрытия- При этом формируются области контакта (см. фиг. 9) между сферой на ниппеле и конусом на ,
ниппеле Lsci- Высокое среднее контактное давление в центральной области обеспечивает герметичность уплотнения, а одновременная работа периферийных участков «сфера- конус», где распределение контактных давлений описывается функцией Герца, гарантирует стабильность сохранения герметичность при действии комбинированных разнонаправленных нагрузок. В зависимости от характера действующих нагрузок (см. фиг. 9) контактные давления (01 и 03) разнонаправлено меняются, а среднее контактное давление в центральной области (02) сохраняется стабильное значение, обеспечивающее герметичность.
Предпочтительно, чтобы в заявленном варианте изобретения использовалась резьба без сбега с конусностью от 1 :10 до 1 :20 (фиг. 26), с отрицательным углом а опорной грани (21), с зазорами (23, фиг. 4-5) между вершинами внутренней резьбы (9) и впадинами наружной резьбы (6), с ограниченным зазором (24, фиг. 4 и фиг. 5) не более 0,5мм между направляющими гранями (26) резьбы (на фиг. 4 условно показан угол направляющей грани β). Также предпочтительно, чтобы торцевые герметизирующие поверхности (8, 12), были выполнены с отрицательным углом от минус 3° до минус 25°. Для повышения радиальной жесткости носика ниппеля и формирования «карманов» (4, 1 1 фиг. 16 и 1в) под избыток смазки предпочтительно иметь свободные от взаимодействия участки (L0i и L02 фиг. 10), расположенные соответственно, между упорным торцем и началом взаимодействия в уплотнении, между концом взаимодействия в уплотнении и началом взаимодействия по впадинам внутренней резьбы. Для обеспечения равнопроходности по внутреннему диаметру предпочтительно, чтобы внутренний диаметр муфты был меньше ответного внутреннего диаметра носика ниппеля на величину диаметрального натяга в радиальном уплотнении.
Причины данного выбора характеристик технического решения пояснены ниже. Упорные трапецеидальные конические резьбы (3) на охватываемом (2) и охватывающем (1) элементах могут быть выполнены с конусностью от 1 :10 до 1 :20 (фиг. 26).
При выборе величины конусности резьбы определяющим является желание потребителя иметь резьбовое соединение, которое будет свинчиваться (фиг. 2а) с достаточно большой скоростью для уменьшения в итоге общего времени строительства скважины или спуска в скважину насосно-компрессорной трубы. Выполнение резьбы (3, фиг.1а) с конусностью меньше 1 :20 обеспечивает более быстрое свинчивание пары ниппель-муфта, но при этом, необходимо более глубоко посадить ниппель внутрь муфты (16, фиг. 2г), что повышает риск повреждения резьбы. При глубоком положении точки > - , _
ниппеля и муфты для исключения повреждения герметизирующих узлов и резьбы на взаимных участках ниппеля и муфты, что зачастую в условиях промысла бывает затруднительно из-за ветров, неправильной или неточной центровки мачты или буровой.
Выполнение резьбы (3, фиг. 1а) с конусностью более 1 : 10 (фиг. 2в), приводит к тому, что количество витков с полным профилем будет недостаточным для обеспечения работы соединения на растягивающие нагрузки. Таким образом, наиболее рационально обеспечить сочетание конусности резьбы в пределах от 1 :10 до 1 :20 и количество витков с полным профилем зуба на уровне 6-10, чтобы получить в заявленном изобретении оптимальное соотношение скорости свинчивания резьбового соединения на скважине (от положения между позициями 15 и 16 на фиг. 2в и 2г) и способности резьбы воспринимать разнонаправленные нагрузки.
В частном варианте изобретения предлагается принять конусность 1 : 12, что обеспечит необходимое количество витков с полным профилем зуба (6-10 витков), а также служит гарантией быстрого свинчивания и снижения вероятности повреждения резьбы при посадке в условиях промысла.
Дополнительным преимуществом заявленного изобретения в частном случае является конструктивная особенность трапецеидальной конической резьбы (3) на охватываемом (2) элементе - отсутствие так называемого сбега резьбы (фиг. За, 36), т.е. высота профиля резьбы постепенно уменьшается до нуля (17) при выходе впадин резьбы на наружную поверхность трубы, что отличается от принудительного сбега, когда впадины резьбы «выводятся» при нарезке резьбы на поверхность трубы (18) с большим углом наклона (меньшей величиной конусности), чем для остальной части резьбы. Отсутствие сбега улучшает работу резьбового соединения на внешние растя: лвающие нагрузки из-за того, что опасное сечение (19) в этом случае имеет большую площадь (толщина стенки Т , что обеспечивает меньшие напряжения в таком сечении при одинаковых растягивающих нагрузках по сравнению с сечением (20) при наличии сбега (толщина стенки Т2).
При этом торцевые герметизирующие поверхности (8, 12), образующие торцевой герметизирующий узел, выполнены с отрицательным углом. Отрицательный угол упорного торца создаёт дополнительную опорную точку, которая препятствуют раскрытию радиального уплотнения вследствие смещения носика ниппеля к оси трубы при действии нагрузок изгиба и наружного давления. Действительно, сочетание отрицательного угла опорных граней резьбы и отрицательного угла упорного торца создаёт эффект клина, препятствующий возникновению зазоров в уплотнении. В частном прочность упорного уступа муфты в зоне контакта торцевых герметизирующих поверхностей (8) и (12) при действии на резьбовое соединение сжимающей нагрузки или. случая перевинчивания соединения. Ограничение величины пластических деформаций упорного пояска (12) муфты (2) позволяет обеспечить работоспособность упорного торца при циклических комбинированных нагрузках. В счучае угла больше минус 3°, клиновый эффект является недостаточно сильным, в результате упорный торец не обеспечивает достаточную опору для защиты радиального уплотнения от разгерметизации при действии нагрузок изгиба и наружного давления. Использование угла меньше минус 25° приводит к снижению прочности упорного торца муфты, в результате при действии на резьбовое соединение сжимающей нагрузки или случая перевинчивания соединения, клиновый эффект уменьшается из-за возникновения пластических деформаций, что ухудшает работоспособность резьбового соединения при циклических комбинированных нагрузках.
Дополнительным преимуществом использования величины угла от минус 3° до минус 25° является возможность увеличения запаса герметичности в соединении при осевом докреплении, а также возможность перевинчивания соединения без потери герметичности - расширение области допускаемых моментов свинчивания резьбового соединения. На фиг. 7 показано распределение контактных давлений в уплотнении в момент соприкосновенбия упорных торцов (31) и после осевого докрепления (32). При осевом докреплении (фиг. 7), в носике ниппеля возникает сжимающая нагрузка Fx, создаваемая равнодействующей контактного давления (33) в торцевом герметизирующем узле FK0HT.To u и воспринимаемая упорными гранями резьбы. В результате возникает радиальная сила Рприжим, часть которой ( ¥пр1ШИМ), передается на радиальное уплотнение. В результате запас герметичности, создаваемый при силовой сборке соединения, состоит из двух частей - части связанной с силой F0, возникающей из-за радиального натяга в уплотнении и части, обусловленной эффектом поджатая уплотнения силой аРпрИжим, возникающей при осевом докреплении.
Также, за счет наличия внутреннего герметизирующего узла и, соответственно, двух контактирующих между собой упорных торцевых поверхностей (8, 12), обеспечиваются точное фиксирование заданной величины радиального натяга и повышенный момент свинчивания соединения, в результате улучшаются характеристики сборки резьбового соединения и возможности контроля правильности свинчивания, в том числе визуально по графикам момента свинчивания.
В частном случае реализации изобретения заявленная геометрия радиальной сложной полилинии из трех последовательных участков: дуга+прямая линия+дуга (14) может быть изменена для повышения износостойкости, когда соединения используется для насосно-компрессорных труб, свинчивание-развинчивание которых происходит многократно (по сравнению с однократным свинчиванием обсадной трубы при строительстве скважины). Основным моментом, который может привести к быстрому выходу резьбового соединения из работоспособного состояния, является износ протяженных контактирующих уплотнительных поверхностей (14). В заявленном изобретении поверхность контакта дуга+прямая линия+дуга (14) имеет достаточно большую протяженность по участку «прямая линия», что 1 может привести при свинчивании с большими контактными давлениями к отслоению микроскопических частиц металла, которые при многократных циклах свинчивания-развинчивания могут привести к механическому повреждению уплотнительных элементов. Авторы изобретения предлагают в частном случае прямолинейный участок контакта разделить на две отдельные части проточкой (фиг.6, 27) глубиной не менее 1 ,0мм и шириной не менее ХЛ длины данной прямой линии. В этом случае образуются два отдельных герметизирующих радиальных узла I и II в виде контакта «сфера-конус-сфера», что позволяет исключить быстрый износ контактирующих поверхностей герметизирующего узла насосно-компрессорных труб и при этом не отступить от основного заявленного варианта.
Кроме того, скашивание углов профиля резьбы позволяет при малых зазорах между направляющей гранью и вершинами/впадинами (22, Фиг. 4-5) зуба резьбы производить свинчивание без заедания, что также актуально при проведении свинчивания на скважине, когда из-за некорректной центровки (несоосности) труб' 1 и муфты возможно заедание в резьбе (повышение момента свинчивания) - измененная форма зуба резьбы позволяет снизить в данном случае моменты свинчивания. Для достижения указанного эффекта в частном случае авторы изобретения предлагают (фиг. 5) углы профиля зуба резьбы (9) внутреннего сопрягаемого элемента (трубы) сделать скошенными под углом 25-45° к оси трубы на высоте не менее А высоты профиля зуба (25), а по направляющим граням резьбы обеспечить зазоры (24) размером не более 0,5мм, которые выбираются для конкретного сортамента резьбового соединения таким образом, чтобы при наложении сжимающих нагрузок происходило закрытие зазоров при контактных напряжениях на торцевом уплотнении не более 60% от предела текучести.
Конструктивные зазоры (24) по направляющим граням резьбы позволяют не только минимизировать влияние излишков смазки на работу резьбового соединения, но играют - при наложении сжимающих нагрузок на резьбовое соединение из-за конструктивных зазоров в резьбе происходит сначала нагружение (упругая деформация) торцевого герметизирующего узла (8, 12; фиг. 16). В этом случае необходимо, чтобы прилагаемые сжимающие нагрузки не превысили такие контактные напряжения, когда в торцевом герметизирующем узле начнутся необратимые пластические деформации. Повышение прикладываемых сжимающих нагрузок возможно в том случае, если помимо упругой деформации торцевого герметизирующего узла в работу будут на определенном этапе включены боковые поверхности зуба резьбы (26, фиг. 5), чтобы нагрузка от сжимающих напряжений распределилась на упорный герметизирующий узел и боковые поверхности резьбы. Расчеты методом конечных элементов и последующие опытные образцы, свинчиваемые с различными моментами (которые соответственно обеспечивают определенные контактные напряжения по поверхности торцевого герметизирующего узла) показали, что при нагрузках до 65-70% от предела текучести металл поверхности торцевого герметизирующего узла находится в области упругой деформации, что обеспечивает отсутствие пластической деформации резьбового соединения в данном герметизирующем узле и, соответственно, обеспечивает сохранение работоспособности всей конструкции в целом. При повышении нагрузок происходит пластическая деформация торцевого узла уплотнения и эксплуатационная надежность труб с заявляемым резьбовым соединением снижается из-за возможной потери герметичности. При приложении дополнительно к резьбовому соединению еще изгибающих нагрузок, переход из упругой в пластическую зону деформации происходит при значительно меньших нагрузках - но не менее 60%. Таким образом, необходимо обеспечить конструктивный зазор по направляющим граням (24, фиг.5) резьбы такой величины, чтобы закрытие этих зазоров (т.е. соприкосновение граней ниппеля и муфты) происходило при нагрузках на соединение не более 60%, но не более 0,5мм, чтобы исключить снижение воспринимаемой нагрузки на виток резьбы при уменьшении ширины зуба более чем на 0,5мм. И данные величины будут различны для различных размеров труб и соответственно геометрических размеров элементов резьбы (т.е. имеет место при больших геометрических размерах и большая площадь контактных поверхностей).
Во втором варианте заявленного изобретателями технического решения упорные трапецеидальные конические резьбы (3) на охватываемом (2) и охватывающем (1) элементах (фиг. 1) выполнены конусными, а количество витков с полным профилем на внутреннем сопрягаемом элементе, находящихся в зацеплении с ответными витками , - .
поверхности, образующие радиальный уплотнительный узел, и торцевые герметизирующие поверхности, образующее торцевой герметизирующий узел, выполнены таким образом, что внутренний сопрягаемый элемент имеет, по меньшей мере, один безрезьбовой участок, на котором расположена радиальная уплотнительная поверхность (28, фиг. 8), при этом по крайней мере часть этой поверхности расположена выше линии впадин резьбы (29) на величину 6>0,60-Ю,90мм.
Данный вариант изобретения позволяет дополнительно к известным из уровня техники способам повысить радиальную жесткость носика ниппеля в области уплотнения, улучшить работу торцевого уплотнения на сжимающие нагрузки, повысить максимальный допускаемый момент свинчивания резьбового соединения. Указанные эффекты достигаются за счёт увеличения толщины носика ниппеля и ширины контактной площадки торцевого уплотнения (Н„0Сика и Нзаплечика5 фиг. 9). Толщина носика оказывает гораздо большее влияние на радиальную жёсткость ниппеля, чем размер бесконтактных зон L0i и L02 (фиг. 10), увеличение которых также повышает радиальную жёсткость носика в месте расположения уплотнения. Величина носика определяется, в первую очередь, необходимостью размещения на трубном элементе резьбы (на фиг. 1 1 поз. 34 - образующая наружной поверхности стенки трубы), что приводит к уменьшению толщины носика t на Atpe3b6bi (фиг. 11). Поэтому, желательно использовать минимальное число витков резьбы с полным профилем - в предлагаемом варианте изобретения 6-8 витков. Уменьшение числа витков ниже шести приводит к ухудшению работы -резьбового соединения на растягивающие нагрузки. Дополнительное увеличение толщины носика на величину 5=0,60-Ю,90мм, предлагаемое авторами изобретения, позволяет ещё сильнее повысить радиальную жёсткостг носика в области уплотнения, а также на невзаимодействующем участке L0i, что улучшает свойства герметичности соединения. Дополнительным преимуществом рассматриваемого варианта уплотнений является возможность уменьшения натяга в уплотнении при обеспечении герметичности резьбового соединения, что позволяет снизить окружные напряжения в носике и повысить противозадирные свойства уплотнения.
Предлагаемый вариант изобретения также позволяет увеличить ширину контактной площадки торцевого уплотнения НзапЛечика, что улучшает работоспособность соединения на циклические нагрузки растяжение-сжатие. На фиг. 11 показано, что ширина упорного заплечика определяется необходимостью размещения резьбы (А-резьбы)5 уплотнения (Atynj]) и переходного участка между уплотнением и торцевой уплотнительной поверхностью
НОСИКа (AtHOcHKa). l rиτeльныe варианты исполнения резь ы и Тнения предлагаемого варианта заявленного изобретения аналогичны первому варианту заявленного изобретения.
Предпочтительно, чтобы вершины внутренних витков резьбы муфты были срезаны на длине Lce (фиг. 10), с целью обеспечить технологический зазор W между минимальным внутренни*.' диаметром резьбы муфты (линия 35 фиг. 8) и максимальным наружным диаметром носика ниппеля (точка 30 фиг. 8), что гарантирует качественную сборку соединения при возможных технологических отклонениях размеров при изготовлении. Соответственно, на трубном элементе расположены следующие участки, характеризующие длину носика ниппеля (фиг. 10), от фиктивной точки ниппеля до начала наружной резьбы (Lth); от фиктивной точки ниппеля до начала области взаимодействия опорных граней (Lif); от фиктивной точки ниппеля до начала взаимодействия по впадинам наружной резьбы (Lce). Предлагается размер данных участков принять конструктивно, исходя из возможности изготовления резьбового соединения в соответствии с заявленным вариантом изобретения.
Частные случаи предлагаемого варианта заявленного изобретения аналогичны первому варианту заявленного изобретения:
- в частном варианте изобретения предлагается принять конусность 1 : 12, что обеспечит необходимое количество витков с полным профилем зуба (6-10 витков), а также служит гарантией быстрого свинчивания и снижения вероятности повреждения резьбы при посадке в условиях промысла. Предпочтительно, чтобы радиальное уплотнение представляло по существу пологую поверхность с малой конусностью. В то же время, предпочтительно, чтобы конусность уплотнения была BLiine конусности резьбы. В частном случае при выборе конусности резьбы 1 : 12 предлагается использовать радиальное уплотнение с конусностью 1 : 10.
- отсутствие так называемого сбега резьбы, т.е. высота профиля резьбы постепенно уменьшается до нуля (17, фиг. За) при выходе впадин резьбы на наружную поверхность трубы, что отличается от принудительного сбега, когда впадины резьбы «выводятся» при нарезке резьбы на поверхность трубы (18, фиг. 36) с большим углом наклона (меньшей величиной конусности), чем для остальной части резьбы. Отсутствие сбега улучшает работу резьбового соединения ка внешние растягивающие нагрузки из-за того, что опасное сечение (19, фиг. За) в этом случае имеет большую площадь, что обеспечивает меньшие напряжения в таком сечении при одинаковых растягивающих нагрузках по сравнению с сечением (20, фиг. 36) при наличии сбега. - Top eBbie герметизирующие поверхности , , зны с отрицательным углом от минус 3° до минус 25°, что обеспечивает оптимальное распределения контактных давлений в зоне взаимодействия торцевых герметизирующих поверхностей (8, фиг. 7) и (12, фиг.7 ) при действии сжимающей нагрузки на резьбовое соединение. Оптимальный угол упорного торца позволяет повысить эффективность работы резьбового соединения на изгиб и внешнее давление и обеспечить работу упорного торца муфты в упругой области при действии сжимающих нагрузок.
- углы профиля зуба резьбы (9, фиг. 5) внутреннего сопрягаемого элемента (трубы) сделаны скошенными под углом 25-45° к оси трубы на высоте не менее 1А высоты профиля зуба (25, фиг. 5), а по направляющим граням резьбы обеспечены зазоры
(24, фиг. 5) не более 0,5мм, которые выбираются для конкретного сортамента резьбового соединения таким образом, чтобы при наложении сжимающих нагрузок происходило закрытие зазоров при контактных напряжениях на торцевом уплотнении не более 60% от предела текучести.
Еще один - третий вариант исполнения предложенного авторами технического решения включающего в себя упорные трапецеидальные конические резьбы (3, фиг. 1) на охватываемом (2, фиг. 1) и охватывающем (1, фиг. 1) элементах и узел герметизации (5, фиг. 1) выполнены таким образом, чтобы радиусы окружностей (Rl, R2, фиг. 1в), образующих дуги радиальных уплотнительных элементов «сфера-конус» и «конус- сфера» на наружном и внутреннем сопрягаемом элементе соответственно, выбираются таким образом, чтобы возникающие контактные давления (σΚΟΗτ) в момент соприкосновения упорных торцов обеспечивали герметичность соединения, при возможности сборки соединения без риска заедания, приводящего к повреждению уплотнительных поверхностей и невозможности многократного использования резьбового соединения.
Из уровня техники известно, что пологое уплотнение обеспечивает наилучшую радиальную жёсткость ниппеля, а также позволяет увеличить площадь контакта по упорному торцу и ширину контакта в радиальном направлении (Нзаш1ечика фиг. 9). Данные характеристики обеспечивают сохранение герметичности соединения при действии наружного давления, а также повышают эффективность работы соединения на сжатие, и величину допустимого момента свинчивания. Дополнительные исследований, проведённые авторами, показали, что пологое уплотнение позволяет достичь требуемого уровня герметичности при уменьшенном натяге в уплотнении. Уменьшение радиального натяга и соответствующего ему уровня окружных напряжений в носике ниппеля оходамо для улучшения ра оты соединения на внешнее * ак при действии внешнего давление кроме риска разгерметизации уплотнения за счёт уменьшения контактных давлений в уплотнении, существует риск пластического обжатия носика ниппеля. Такое пластическое обжатие может привести к разгерметизации уплотнения при последовательных циклах действия внутреннего и внешнего давления. Также риск разгерметизации существует для условий знакопеременного изгиба, поскольку на растянутой изгибом стороне контактные давления в уплотнении увеличиваются, а на сжатой изгибом стороне уменьшаются.
В то же время пологое уплотнение склонно к задирам. Авторы патента ЕА005612В1 рассматривают в качестве причины возникновение задиров в пологом уплотнении большую величину пути трения, необходимую для создания радиального натяга, обеспечивающего герметичность соединения. Предлагаемое в патенте ЕА005612В1 техническое решение заключается в переходе к конструкции с крутым уплотнением, угол наклона к оси соединения больше 10°, с обеспечением высокой радиальной жёсткости и большой площадью контакта по упорному торцу за счёт дополнительной модификации конструкции.
Исследования авторов настоящего изобретения показали, что риск заедания можно уменьшить не только ограничивая путь свинчивания и обеспечивая быстрый рост контактного давления при сборке соединения, что свойственно уплотнениям «металл- металл» с большой конусностью, но и для случая пологого уплотнения. Для этого необходимо ограничить уровень контактных напряжений за счет более гладкого распределения контактного давления по взаимодействующим поверхностям при заданном значении величины интегрального давления, а также снизить общий уровень напряжений в носике ниппеля. Также за счёт высокой радиальной жёсткости пологого уплотнения можно уменьшить величину радиального натяга необходимую для герметичности уплотнения, что позволяет частично сократить путь трения при свинчивании соединения.
Обеспечить более равномерное («гладкое») распределение давления и снизить пики давления в уплотнении «металл-металл» позволяет использование сложного уплотнения содержащего различные участки взаимодействия. А именно, каждая из уплотняющих поверхностей, расположенных на трубном и муфтовом элементе, состоит из конического и тороидального участков, при этом на ниппеле тороидальный участок расположен ближе к резьбовой части, а на муфте дальше. В результате, при правильно выбранных размерах данных участков, после сборки соединения образуется уплотнение «металл- металл» длиною 2-Змм (фиг. 9), состоящее из центрального участка конус -конус длиною - . - контактного давления соответствует взаимодействию сфера-конус и описывается функцией Герца. При этом входящее в функцию Герца значение максимального давления оказывается существенно ниже, чем для одиночного уплотнения сфера конус. Такое распределение давлений обеспечивает требуемый уровень герметичности при высоких противозадирных свойствах уплотнения «металл-металл» резьбового соединения труб. На фиг. 12 приведены кривые распределения контактного давления для уплотнения «конус -конус», «сфера-конус» и предлагаемого изобретения.
В ходе дальнейших исследований авторами изобретения было установлено, что запас герметичности в уплотнении «металл-металл» определяемый интегральным контактным давлением, не зависит от формы уплотнения, а практически полностью определяется радиальной жёсткостью ниппеля в месте расположения взаимодействующих контактных поверхностей. Радиальная жёсткость в свою очередь зависит от толщины носика ниппеля (НН0Сика, фиг. 9), и размеров неконтактирующих областей между резьбой и уплотнением и уплотнением и торцом носика (L0i, L02, фиг. 10). Однако влияние длины не контактирующих областей, в отличие от толщины носика, обладает эффектом насыщения и после достижения некоторой величины, ее влияние на радиальную жесткость ниппеля уменьшается до нуля. В связи с этим размер данных областей для существующих технических решений, как правило, не превышает 10мм.
Таким образом, пологое уплотнение, при условии обеспечения противозадирных свойств, является более предпочтительным при создании газогерметичного соединения с повышенной эффективностью на действие внешнего давления, сжатия, кручения и высоких комбинированных нагрузок при наличии изгиба колонны скважинных труб. Кроме этого известно, что пологое уплотнение обеспечивает хорошую герметичность в условиях растяжения, так как податливость резьбы слабо влияет на запас герметичности в пологом уплотнении.
Другим важным фактором, который необходимо учитывать при оценке герметичности резьбового соединения, является пренебрежение эффектом поджатия уплотнения при осевом докреплении за счёт клинового эффекта который создаётся упорным торцом с отрицательным углом наклона (фиг. 7). Действительно, как выяснили авторы изобретения и как указано в ряде других технических решений, при действии экстремальных сжимающих нагрузок, превышающих 60% от предельной по телу трубы, возможна частичная пластическая деформация наиболее слабого элемента из пары: носик ниппеля, упорный торец муфты. В результате в условиях знакопеременных нагрузок при последующем растяжении становится возможным раскрытие упорного , _ _
дополнительного увеличения запаса герметичности. Если запас герметичности, созданный до начала осевого докрепления был слишком мал, то при исчезновении клинового эффекта возможно возникновение утечки в уплотнении.
В то же время, предлагаемое авторами изобретения техническое решение, позволяет увеличить максимально допустимую величину осевого докрепления, что в свою очередь повышает эффективность работы резьбового соединения на сжатие, изгиб и внешнее давление. Для заявленного технического решения запас герметичности за счёт осевого докрепления может быть повышен в 1,5 - 2 раза. Такое повышение происходит при соответствующем росте контактных напряжений, но поскольку данный рост происходит фактически скачкообразно, на заключительной стадии силовой сборки соединения повышение контактных напряжений выше предела текучести не приводит к проблемам с заеданием в уплотнении «металл-металл».
В соответствии с представленным анализом заявляемый третий вариант изобретения можно сформулировать следующим образом:
- выбор длины и расположения контактной поверхности должен осуществляться таким образом, чтобы радиальная жёсткость носика ниппеля в месте положения контакта позволяла обеспечить требуемый уровень герметичности при радиальном натяге в уплотнении равном 50-80% от величины начала пластического обжатия носика ниппеля. В случае, если величина радиального натяга будет меньше 50% данной величины, возможна разгерметизация уплотнения при действии наружного давления. В случае, если величина натяга в уплотнении будет превышать 80%, возможно пластическое обжатие носика ниппеля при действии наружного давления, или частичная пластика носика ниппеля на растянутой изгибом стороне при комбинированных нагрузках. Дополнительно уменьшение уровня растягивающих напряжений ниже 80% способствует улучшению противозадирных свойств уплотнения.
- оценка герметичности соединения производится по известному из уровня техники критерию отношения интегрального давления в уплотнении к давлению текучести тела трубы (эффективная длина уплотнения - Ω, например данный критерий используется авторами патента RU 2258171 а также представлен в патенте
ЕА007076В1). Данная величина должна составлять 5- 10мм. В случае, если Ω < 5мм, возможно проникновение газовой среды внутрь области контактного взаимодействия и возникновение утечки. Если Ω > 10 мм, то противозадирные свойства уплотнения могут ухудшиться. Предпочтительно, чтобы эффективная упл ? , обеспечивающему герметичность при комбинированных нагрузках и повышенных значениях внутреннего и внешнего давлений.
- оценку герметичности уплотнения следует производить без учёта эффекта поджатая уплотнения при осевом докреплении, а именно в момент соприкосновения упорных торцев, когда окружные напряжения сжатия достигли своего максимального Значения, а осевые напряжения сжатия отсутствует. Обеспечение герметичности уплотнения при данных условиях гарантирует работоспособность соединения при циклических нагрузках растяжение - сжатие.
- радиусы окружностей, образующих дуги радиальных уплотнительных элементов «сфера-конус» и «конус-сфера» на наружном и внутреннем сопрягаемом элементе, а также длина участка «конус-конус» должна выбираться таким образом, чтобы ограничить пики давления по краям и обеспечить максимально близкое к прямоугольному распределение контактного давления. Предпочтительно, чтобы уровень максимальных контактных давлений не превышал 80% от предела текучести тела трубы. В случае, если максимальные контактные давления превышают данную величину, ухудшаются противозадирные свойства уплотнения. Чрезмерное снижение уровня контактных давлений связано с использованием слишком больших радиусов ограничивающих уплотнение и усложнением изготовления и контроля уплотнения «металл- металл». Следует отметить, что при использовании слишком больших радиусов скруглений рассматриваемая конструкция фактически переходит в одиночное уплотнение «сфера-конус» со сферой большого радиуса >100мм.
- длина области взаимодействия «конус-конус» выбирается таким образом, чтобы средние контактные давления были бы выше давления текучести тела трубы. Данное условие совместно с условием по ограничению максимальных контактных давлений и ограничением отношения интегрального давления к давлению текучести трубы минимально необходимой величиной равной 7-8мм, позволяет получить распределение контактных давлений приближённое к прямоугольному и обеспечивающее газогерметичность уплотнения.
В результате выполнения перечисленных условий, распределение контактных давлений в предлагаемом уплотнении представляет собой двугорбую кривую (фиг. 12), с достаточно высоким уровнем минимальных контактных напряжений в центральной области и приближённо соответствующую прямоугольному распределению контактных давлений. уплотнения и возможность многократного использования резьбового соединения, а также уровень контактных давлений, принятая форма уплотнения и величины действующих напряжений в трубном и муфтовом элементах соответствуют решению поставленной технической задачи, а именно - гарантируют высокую стабильность свойств герметичности соединения при действии переменных комбинированных нагрузок высокого уровня в эквиваленте по фон Мизесу.
Предложенное авторами резьбовое трубное соединение с радиальными уплотнительными поверхностями (радиальный уплотнительный и торцевой герметизирующий узел) «металл-металл» изготовлен промышленным способом с использованием обычных технологий металлообработки, применяемых в производстве насосно-компрессорных и обсадных труб (фиг. 13).
Исследование профиля зоны контакта по уплотнительным поверхностям показали, что из-за упругой деформации металла в зоне контакта при силовом свинчивании резьбовой пары контакт данных уплотнительных поверхностей происходит по сложной полилинии в виде дуга+прямая линия+дуга (см. фиг. 14). Проведенные испытания с моделированием поведения резьбового соединения при изгибе позволяет оценить смещении элементов уплотнения относительно друг друга и увидеть сохранение контакта (герметичности) при любых вариантах изгиба:
- при изгибе в одну сторону контакт сохраняется по сферической поверхности на муфте и конусу на ниппеле;
- при изменении изгиба на противоположный, контакт сохраняется по конусу на муфте и сферической поверхности на ниппеле.
Проведенные при разработке предложенного авторами резьбового соединения расчеты методом конечных элементов поведения узла уплотнения при наложении сжимающих-растягивающих напряжений в условиях воздействия наружнего/внутреннего давления показали, что предложенный авторами настоящего изобретения утолщенный радиальный уплотнительный узел (линия образующей радиальной уплотнительной поверхности выше линии впадин резьбы на величину δ равной как минимум 0,60-Ю,90мм) позволяет обеспечить работоспособность резьбового соединения по параметру отсутствия пластической деформации торцевого герметизирующего элемента вплоть до нагрузок, эквивалентных 80% от предела текучести материала трубы, т.к. при отсутствии утолщения на 0,6-0,9 мм пластическая деформация носика трубы начинается при нагрузках менее 80%. лля совокупности всех существенных признаков п ед еского решения доказывает, что исключение хотя бы одного из них приводит к невозможности обеспечения достигаемого технического результата.
Анализ уровня техники показывает, что не известно такое резьбовое трубное соединение, которому присущи признаки, идентичные всем существенным признакам данного технического решения, что свидетельствует о его неизвестности и, следовательно, новизне.
Вышеперечисленное доказывает, что заявленное изобретение соответствует критерию изобретательского уровня, поскольку оно для специалиста явным образом не следует из уровня техники.
При осуществлении изобретения действительно реализуется наличие предложенного объекта, что свидетельствует о промышленной применимости.

Claims

WO 2017/034438 ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ PCT/RU2016/000492
1. Резьбовое трубное соединение, включающее в себя внутренний и наружный сопрягаемые элементы с коническими поверхностями, на которых выполнены резьбовые участки, имеющие общий контур поверхности в виде усеченного конуса, при этом со стороны меньшего диаметра усеченного конуса на внутреннем и наружном сопрягаемом элементе выполнены радиальные уплотнительные поверхности, образующие радиальный уплотнительный узел, и торцевые герметизирующие поверхности, образующее торцевой герметизирующий узел, отличающееся тем, что радиальный уплотнительный узел является по существу пологой поверхностью контакта «металл-металл» и выполнен в виде сочетания радиальных уплотнительных поверхностей типа «сфера-конус» и «конус-сфера» на наружном и внутреннем сопрягаемом элементе соответственно, таким образом, что при полной сборке резьбового соединения поверхность контакта радиальных уплотнительных поверхностей в продольном сечении представляет собой сложную полилинию из трех последовательных участков: дуга+прямая линия+дуга.
2. Резьбовое трубное соединение по п. 1 , отличающееся тем, что конусность резьбовых участков составляет 1 :12.
3. Резьбовое трубное соединение по п. 1, отличающееся тем, что у резьбовых участков отсутствует сбег резьбы.
4. Резьбовое трубное соединение по п. 1, отличающееся тем, что торцевая герметизирующая поверхность расположена под углом от минус 25° до минус 3° относительно поперечного сечения соединения.
5. Резьбовое трубное соединение по п. 1, отличающееся тем, что прямой участок полилинии, состоящей . з трех последовательных участков дуга+прямая линия+дуга, поверхности контакта радиальных уплотнительных поверхностей разделен на две отдельные части проточкой глубиной не менее 1 ,0мм и шириной не менее 1А длины данного участка.
6. Резьбовое трубное соединение по п. 1, отличающееся тем, что углы профиля зуба резьбы скошены под углом 25-45° к оси трубы на высоте не менее 1Л высоты профиля зуба.
7. Резьбовое трубное соединение по п. 1, отличающееся тем, что зазоры по направляющим граням резьбы составляют не более 0,5мм и выбираются для конкретного сортамента резьбового соединения таким образом, чтобы при наложении сжимающих нагрузок происходило закрытие зазоров при контактных напряжениях на торцевом уплотнении не более 60% от предела текучести.
WO 2017/ з4438)е трубное соединение, включающее в себя в]РСТЯШ201б/000492)ужный сопрягаемые элементы с коническими поверхностями, на которых выполнены резьбовые участки, имеющие общий контур поверхности в виде усеченного конуса, при этом со стороны меньшего диаметра усеченного конуса на внутреннем и наружном сопрягаемом элементе выполнены радиальные уплотнительные поверхности, образующие радиальный уплотнительный узел, и торцевые герметизирующие поверхности, образующее торцевой герметизирующий узел, при этом внутренний сопрягаемый элемент имеет, по меньшей мере, один безрезьбовой участок, на котором расположена радиальная уплотнительная поверхность, отличающееся тем, что безрезьбовой участок внутреннего сопрягаемого элемента, на котором расположена радиальная уплотнительная поверхность, выполнен увеличенной толщины, таким образом, что линия образующей радиальной уплотнительной поверхности выше линии впадин резьбы на величину δ равной как минимум 0,6(Н0,90мм, а количество витков с полным профилем на внутреннем сопрягаемом элементе, находящихся в зацеплении с ответными витками наружного элемента, составляет 6-10 витков.
9. Резьбовое трубное соединение по п. 8, отличающееся тем, что конусность резьбовых участков составляет 1 : 12.
10. Резьбовое трубное соединение по п. 8, отличающееся тем, что у резьбовых участков отсутствует сбег резьбы.
1 1. Резьбовое трубное соединение по п. 8, отличающееся тем, что образующая торцевого герметизирующее узла наклонена под углом от минус 25° до минус 3° относительно диаметрального сечения соединения.
12. Резьбовое трубное соединение по п. 8, отличающееся ICM, что углы профиля зуба резьбы скошены под углом 25-45° к оси трубы на высоте не менее УА ВЫСОТЫ профиля зуба.
13. Резьбовое трубное соединение по п. 8, отличающееся тем, что зазоры по направляющим граням резьбы составляют не более 0,5мм и выбираются для конкретного сортамента резьбового соединения таким образом, чтобы при наложении сжимающих нагрузке происходило закрытие зазоров при контактных напряжениях на торцевом уплотнении не более 60% от предела текучести.
14. Высокогерметичное соединение обсадных и насосно-компрессорных труб, содержащее охватываемый и охватывающий элемент с конической резьбой с профилем неравнобедренной трапеции и уплотнительными элементами «металл- металл», отличающееся тем, что радиусы окружностей, образующих дуги 17/034438 ίΚΚ уплотнительных элементов <<сфера-конус>рСТ/ки2 б/000492ра>> на наружном и внутреннем сопрягаемом элементе соответственно, а также длина и расположение области контактного взаимодействия в уплотнении «металл-металл», выбираются таким образом, чтобы в момент соприкосновения упорных торцев, для радиального натяга в уплотнении равного 50-80% от величины начала пластической деформация уплотнительного элемента ниппеля, контактные давления σΚΟΗτ не превышали 80% от предела текучести, среднее контактное давление было бы выше давления текучести тела трубы, а отношение интегрального давления к давлению текучести тела трубы составляло 7-8 мм или более.
PCT/RU2016/000492 2015-08-21 2016-07-27 Резьбовое трубное соединение WO2017034438A2 (ru)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US15/753,954 US20180266593A1 (en) 2015-08-21 2016-07-27 Threaded pipe joint
EP19190601.5A EP3584484B1 (en) 2015-08-21 2016-07-27 Threaded pipe joint
EP16839689.3A EP3339705A4 (en) 2015-08-21 2016-07-27 THREAD PIPE CONNECTION
CA2996133A CA2996133C (en) 2015-08-21 2016-07-27 Threaded pipe joint
EA201800092A EA038800B1 (ru) 2015-08-21 2016-07-27 Резьбовое трубное соединение

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2015135481/06A RU2604461C1 (ru) 2015-08-21 2015-08-21 Резьбовое трубное соединение
RU2015135481 2015-08-21

Publications (2)

Publication Number Publication Date
WO2017034438A2 true WO2017034438A2 (ru) 2017-03-02
WO2017034438A3 WO2017034438A3 (ru) 2017-04-27

Family

ID=57776686

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/RU2016/000492 WO2017034438A2 (ru) 2015-08-21 2016-07-27 Резьбовое трубное соединение

Country Status (6)

Country Link
US (1) US20180266593A1 (ru)
EP (2) EP3339705A4 (ru)
CA (1) CA2996133C (ru)
EA (1) EA038800B1 (ru)
RU (1) RU2604461C1 (ru)
WO (1) WO2017034438A2 (ru)

Families Citing this family (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3128119A1 (en) 2015-08-05 2017-02-08 Hydril Company Threaded tubular connection
NL2018298B1 (en) * 2017-02-03 2018-08-28 Hydril Co Threaded tubular connection
MX2020002337A (es) * 2017-10-25 2020-07-20 Nippon Steel Corp Conexion roscada para tubo de acero.
RU2678785C1 (ru) * 2017-11-14 2019-02-01 Акционерное общество "Первоуральский новотрубный завод" Резьбовое соединение нефтепромысловых труб с высоким сопротивлением сжатию и комбинированным нагрузкам (варианты)
WO2019210021A1 (en) 2018-04-25 2019-10-31 Hydril Company Wedge thread connection for tubular goods
CN110608322B (zh) * 2019-09-11 2024-04-12 江苏璞腾油气装备有限公司 一种四线海洋隔水管接头
CN112824642A (zh) * 2019-11-20 2021-05-21 宝山钢铁股份有限公司 一种高抗粘扣性能的偏梯形螺纹接头
GB2606951A (en) * 2020-01-20 2022-11-23 United Drilling Tools Ltd Metal seal weld-on connector for conductor casing
RU200381U1 (ru) * 2020-07-11 2020-10-21 Общество с ограниченной ответственностью "ТЕХНОМАШ" Резьбовое соединение бурильных труб
RU202611U1 (ru) * 2020-07-11 2021-02-26 Общество с ограниченной ответственностью "ТЕХНОМАШ" Резьбовое соединение бурильных труб
CN114301646B (zh) * 2021-12-20 2024-04-05 众安在线财产保险股份有限公司 一种可逆向拆解的帐号合并方法、装置和存储介质
CN117868701B (zh) * 2024-03-13 2024-07-19 大庆市瑞斯德石油机械制造有限公司 一种基于特制螺纹的气密封油管

Family Cites Families (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS58157087U (ja) 1982-04-16 1983-10-20 日本鋼管株式会社 油井管用ネジ継手
EP0229861B1 (de) 1986-01-23 1988-08-10 MANNESMANN Aktiengesellschaft Rohrverbindung für Öl- und Gasfeldrohre
US5338074A (en) 1989-03-02 1994-08-16 The Hydril Company Threaded pipe connection
US5066052A (en) * 1989-03-08 1991-11-19 Baroid Technology, Inc. Threaded pipe joint having improved seal ring entrapment
US5137310A (en) * 1990-11-27 1992-08-11 Vallourec Industries Assembly arrangement using frustoconical screwthreads for tubes
DE4446806C1 (de) * 1994-12-09 1996-05-30 Mannesmann Ag Gasdichte Rohrverbindung
JP3876656B2 (ja) 2001-07-13 2007-02-07 住友金属工業株式会社 管用ねじ継手
FR2833335B1 (fr) 2001-12-07 2007-05-18 Vallourec Mannesmann Oil & Gas Joint filete tubulaire superieur contenant au moins un element filete avec levre d'extremite
FR2844331B1 (fr) * 2002-01-03 2004-11-26 Vallourec Mannesmann Oil & Gas Procede de realisation d'un joint tubulaire etanche avec expansion plastique
ITRM20020445A1 (it) 2002-09-06 2004-03-07 Tenaris Connections Bv Giunzione filettata per tubi.
RU52968U1 (ru) 2005-07-15 2006-04-27 ОАО "Синарский трубный завод" Обсадная труба равнопроходная с соединением тмк cs
US8177262B2 (en) * 2005-07-28 2012-05-15 Hydril Company Lp Mid-seal for expandable connections
RU2310058C2 (ru) * 2005-09-15 2007-11-10 ОАО "Таганрогский металлургический завод" Герметичное резьбовое соединение нефтепромысловых труб
FR2925946B1 (fr) * 2007-12-28 2009-12-11 Vallourec Mannesmann Oil & Gas Joint filete tubulaire etanche et resistant a des sollicitations successives de pressions
FR2939490B1 (fr) * 2008-12-10 2013-01-18 Vallourec Mannesmann Oil & Gas Joint tubulaire etanche utilise dans l'industrie du petrole et procede de realisation d'un tel joint
GB201005247D0 (en) * 2010-03-29 2010-05-12 Hsc Fzco An improved seal between pipes
GB201019413D0 (en) * 2010-11-17 2010-12-29 Hsc Fzco An improved seal between pipes
RU116952U1 (ru) * 2012-01-31 2012-06-10 Общество С Ограниченной Ответственностью "Тмк-Премиум Сервис" Высокогерметичное резьбовое соединение нефтегазопромысловых труб
RU2500875C1 (ru) 2012-07-20 2013-12-10 Общество С Ограниченной Ответственностью "Тмк-Премиум Сервис" Высокогерметичное резьбовое соединение насосно-компрессорных труб (варианты)
CA2885233C (en) * 2012-09-21 2017-10-31 Vallourec Oil And Gas France Screw joint for steel pipe
RU2504710C1 (ru) * 2012-12-13 2014-01-20 Общество С Ограниченной Ответственностью "Тмк-Премиум Сервис" Высокогерметичное резьбовое соединение обсадных труб (варианты)
RU176099U1 (ru) 2017-03-29 2017-12-28 Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования "Вологодский государственный университет" (ВоГУ) Видеотренажер

Also Published As

Publication number Publication date
CA2996133C (en) 2023-08-15
WO2017034438A3 (ru) 2017-04-27
EA201800092A1 (ru) 2018-07-31
RU2604461C1 (ru) 2016-12-10
CA2996133A1 (en) 2017-03-02
EP3584484B1 (en) 2023-12-13
EP3339705A4 (en) 2019-07-17
EP3339705A2 (en) 2018-06-27
US20180266593A1 (en) 2018-09-20
EP3584484C0 (en) 2023-12-13
EP3584484A1 (en) 2019-12-25
EA038800B1 (ru) 2021-10-21

Similar Documents

Publication Publication Date Title
RU2604461C1 (ru) Резьбовое трубное соединение
RU2297512C2 (ru) Герметичное резьбовое соединение нефтепромысловых труб
RU2277665C2 (ru) Трубное резьбовое соединение с трапециевидной резьбой и с выпуклой поверхностью витка
CA2781271C (en) Threaded connection
US4988127A (en) Threaded tubing and casing joint
JP5246265B2 (ja) 鋼管用ねじ継手
AU2002364980B2 (en) Premium tubular threaded joint comprising at least a threaded element with end lip
CA2931087C (en) Threaded joint for heavy-walled oil country tubular goods
US8678448B2 (en) Threaded connection
CA3001670C (en) Threaded connection for steel pipe
EA008078B1 (ru) Резьбовое соединение для стальных труб
US10053922B2 (en) Sealed threaded joint for tubing pipes
US9970576B2 (en) Tubular coupling
CA2678604C (en) A tight threaded joint of oil field pipes
US8973953B2 (en) Seal between pipe sections
CA3017114A1 (en) Threaded connection for steel pipe
JP2020514633A (ja) 管状部材用のねじ接続部
US11466800B2 (en) Tubular coupling
US12018777B2 (en) Threaded connection for steel pipe
RU161428U1 (ru) Труба для скважин
EP4170124A1 (en) Threaded joint for production tubing
RU116952U1 (ru) Высокогерметичное резьбовое соединение нефтегазопромысловых труб
RU210572U1 (ru) Трубное изделие нефтепромыслового сортамента
EA044250B1 (ru) Резьбовое соединение для обсадной колонны нефтяной скважины
OA18648A (en) Threaded fitting for steel pipes.

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 16839689

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A2

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201800092

Country of ref document: EA

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2996133

Country of ref document: CA

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2016839689

Country of ref document: EP