WO2019098882A1 - Резьбовое соединение нефтепромысловых труб - Google Patents

Резьбовое соединение нефтепромысловых труб Download PDF

Info

Publication number
WO2019098882A1
WO2019098882A1 PCT/RU2018/000726 RU2018000726W WO2019098882A1 WO 2019098882 A1 WO2019098882 A1 WO 2019098882A1 RU 2018000726 W RU2018000726 W RU 2018000726W WO 2019098882 A1 WO2019098882 A1 WO 2019098882A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
seal
sealing surface
radial
shoulder
threaded connection
Prior art date
Application number
PCT/RU2018/000726
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Никита Евгеньевич ГЛУХИХ
Сергей Николаевич БАРАБАНОВ
Артем Владимирович Забояркин
Сергей Владимирович АЛЕКСАНДРОВ
Владислав Владимирович ГОЛОВИН
Василий Александрович МОРГУНОВ
Каталин Теодориу
БЕРДАСКО Хавьер ХОЛЬЦМАН
Роберт ВАНН ХЕЛВОИРТ
Original Assignee
Акционерное общество "Первоуральский новотрубный завод" (АО "ПНТЗ")
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 Акционерное общество "Первоуральский новотрубный завод" (АО "ПНТЗ") filed Critical Акционерное общество "Первоуральский новотрубный завод" (АО "ПНТЗ")
Priority to CA3082776A priority Critical patent/CA3082776A1/en
Priority to EA202091206A priority patent/EA039596B1/ru
Priority to US16/764,259 priority patent/US11614185B2/en
Priority to EP18878144.7A priority patent/EP3712483A4/en
Publication of WO2019098882A1 publication Critical patent/WO2019098882A1/ru
Priority to CONC2020/0006952A priority patent/CO2020006952A2/es

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
    • F16L15/06—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints characterised by the shape of the screw-thread
    • 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
    • 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
    • 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
    • F16L15/002—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints with conical threads with more then one threaded section
    • 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
    • F16L15/004—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints with conical threads with axial sealings having at least one plastically deformable sealing surface

Definitions

  • threaded connections have received from consumers (oil and gas companies) and manufacturers (pipe companies) the name - Premium class connections. These threaded connections have high tightness and increased reliability with repeated effects of combined loads arising from the operation of pipes in wells. At the same time, high requirements for operational reliability are imposed on pipes and threaded connections, for example:
  • WO 2004/109173 also published as ⁇ 008078.
  • the seal is located near the threaded portion, and between the seal and the thrust end there is a spout. Having such a shape that there is a gap between its outer surface and the coupling, formed by boring the coupling. To estimate the radial stiffness, it can be assumed that it is proportional to the cross-sectional area of the pipe resting on the contact surface.
  • the contact pressure in the protective seal for a number of loads is not enough to ensure tightness.
  • a large tension in the additional protective seal can lead to its “shutdown” when the combination of a large compressive load with external pressure is consistently applied and the combination of stretching together with internal pressure is due to plastic deformations directly at the nipple face, ie this additional protective seal ceases to fulfill the role assigned to it.
  • the protective seal will not play a centering and stabilizing role for this load combination.
  • patent document DE4446806 recommends installing large distances from the shoulder to the protective section, from the protective section to the sealing surface and from the sealing surface to the thread, while the end section is quite long, so that achieving high compression performance of the joint due to small the radial size of the butt becomes impossible.
  • the protective function is performed by an additional radial-axial shoulder (angle of inclination of 5-30 ° to the axis of the joint, from +60 to + 85 ° relative to the plane perpendicular to the axis of the joint) performed adjacent to surface of the main shoulder with reverse angle of
  • the diagonal tension for the surfaces of the additional shoulders is at most 1.1 times the tension of the main seal and is preferably equal to the tension of the main seal. The choice of such a tightness leads to the fact that in the state of the power assembly there is no contact in the additional shoulder.
  • DE4446806 deals with a combination of two seals of the "sphere-cone" type, while the seal closest to the end can lose tightness due to plastic deformations under the cyclic action of opposite combinations of loads.
  • WO 2009/060729 a combination of a seal and an additional shoulder is considered, however, as optional, additional and substitute signs, the possibility of using a sphere or other curvilinear surface as one of the contact surfaces of the seal, as well as a sphere or other curvilinear surface as one of the contact surfaces is indicated.
  • threaded connections may have insufficient leak tightness characteristics during cycles (high pressure and high external pressure) - (high tension and high internal pressure).
  • “Large” means close to the limit: no more than 5% less than the declared performance characteristics for this type of load: at present, leak testing under alternating exposure to the limit of internal and external pressure in combination with 100% tensile-compression loads is included in the qualification testing procedure ISO 13679 (or API 5 ⁇ 5) series “A” threaded connection, and is called “Q1-Q3 cycles”, that is, alternating application of ultimate loads from the first and third quadrants of the VME circle for the threaded connection tions.
  • the maximum possible characteristics of tightness means that the connection is the best way to use the resource of radial stiffness created by the nose of the nipple. Indeed, there is a certain level of compression of the nose, after which the deformations cease to be elastic. Accordingly, there is a maximum level of tightness that can be achieved for a given design spout. However, the physically maximum level is unattainable due to the uneven compression of the nozzle. The highest characteristics correspond to extremely close to the maximum allowable level in the elastic region of nipple nose deformations.
  • connection provides tightness already in the lower area of permissible elastic radial tightness in the sealing assembly, that is, the compound that is not tight enough to seal retains tightness for high repetitive combined loads. Further increase of the radial tension with preservation of the work of the pipe material and the coupling in the elastic region increases the margin of tightness and increases the reliability of the connection.
  • the proposed group of inventions - variants of the Premium threaded connection for steel pipes solves the technical problem of ensuring the highest possible tightness characteristics and increased reliability when exposed to the widest range of operating loads, including bending, compressive, combined and cyclic loads, and leads to the achievement of the technical result, which consists in maintaining their performance after repeated assembly and disassembly operations.
  • the threaded joint of the oilfield pipe contains a male element with a conical external thread and a female element with a conical internal threaded, while the male element has an end section containing a radial sealing surface and an end section with a shoulder surface, and the female element has a radial sealing surface and a shoulder surface, and during force screwing of the threaded connection, the sealing surfaces come into tight contact with radial tension and at least part of the shoulder surface of the male member is in axial contact with the shoulder of the female member.
  • the radial sealing surface of the male element is made with two successively located toroidal surfaces, which upon axial contact of the shoulders form with the counter sealing surface of the female element two seals with radial tension dl and d2, respectively, such that
  • R1 and R2 are the radii of arcs of circles of toroidal surfaces in section along the pipe axis, having a numerical value of at least 10 mm, and the shoulders are not inclined more than 20 ° to the normal to the axis of the pipe, and the sealing surface of the female element contains a section with a taper from 1: 6 to a cylindrical surface.
  • the thickness of the end portion of the male element containing the sealing surface is 60-80% of the wall thickness of the male tubular element
  • the distance from the plane of the mechanical seal to the center of the first circle is 2-5 mm, and the distance from the plane of the mechanical seal to the center of the second circle is 7-12 mm;
  • - mating sealing surface of the surrounding element is made of several mating sections of toroidal and conical shape, thus that the toroidal areas located on the male element correspond to different conical sections of the female element with different or coincident taper from less than 1: 6 to a cylindrical surface;
  • the moment of screwing the threaded joint is selected from the condition that after the assembly of the joint, the axial stresses in the end portion of the male element containing the sealing surface are 50-80% of the material yield strength of the male element.
  • the threaded joint of the oilfield pipe contains a male element with a conical external thread and a female element with a conical internal thread, wherein the male element has an end section containing a radial sealing surface and an end section with a shoulder surface, and the female element has a radial sealing surface and a shoulder surface during power screwing of the threaded joint, the sealing surfaces come into tight contact with radial tension and, at least part of the surface of the shoulder of the male member is in axial contact with the shoulder of the female member.
  • the radial sealing surface of the male element consists of two successively located toroidal surfaces with a profile in cross section along the pipe axis in the form of a circular arc, which, with the return conical sealing surface of the female element, form two spherical-cone seals, the distance from the plane of the mechanical seal to the center of the first circle is 2-10 mm, and the radii of the arcs of the circles and the distance between the centers of these circles are chosen so that with a full pig AANII threaded joint compound and bending at an angle of not less than 13 ° / 10 m, and the presence of internal fluid pressure to 100% of the yield stress of the material of the article is retained and the contact of the first and second seal portions of the "sphere-cone".
  • the relationship between the parameters of seals is determined based on the fact that after assembling the threaded connection, the circumferential stresses in the nose of the male element have a well-defined value, and the level of contact stresses in the seals can ensure tightness (operability) of the threaded connection in the most extreme operating conditions.
  • FIGS 1-10 shows the threaded connection of casing and tubing, the individual structural elements of the threaded connection, and various special cases of execution.
  • the figure 1 is a schematic representation of a threaded connection in isometric with a local incision.
  • the figure 2 schematically presents the main view of the threaded connection in the section.
  • Figure 3 shows a schematic representation of a part of a male member (nipple) in longitudinal section.
  • FIG. 4 shows a schematic representation of a part of a female coupling element (clutch) in longitudinal section.
  • the figure 8 presents a picture of equivalent stresses for all elements of the threaded connection after the power assembly of the threaded connection with the optimal moment of screwing.
  • the figure 10 schematically shows the shape of the spout nipple, for which you must enter the operation of the crimp.
  • FIG. 1 and 2 The design of the oil-field threaded connection (FIGS. 1 and 2) contains male element 1 and female element with a tapered thread with a profile of an non-equilibrium trapezium, and FIG. 1, 2, 3, 4 position 2 marked the site of sealing. So, these elements 1 and 3 form seals:
  • the geometrical dimensions of one or another structural element, maintained by the authors in the present invention, and the crimping conditions serve to further improve the tightness and reliability, as well as to achieve high efficiency of the threaded joint in compression, bending and torque.
  • the sealing unit 2 (Fig. 1, 2, 3, 4) on the male element 1 contains two toroidal sections 4 and 5 axially separated from each other in the axial direction (Fig. 3) and at least one response conic Section 6 (Fig. 4) on the female element 3 (coupling), which, when assembled, form two mutually influencing seals 8 and 9 "sphere-cone" (Fig. 5).
  • the authors propose to use an empirically derived ratio for calculating the relationship between the radii of sealing "spheres" and tension in the corresponding contacting surfaces when assembling the connection:
  • Rl and R2 are the radii of the toroidal sections of the sealing surface (FIG. 3), dl and d2 are the actual values of the tension in the first and second seals 9 and 8, respectively (FIG. 5) in the state of the power assembly of the threaded connection (at the moment of contact of the surfaces of the end seal ).
  • the authors propose to consider the first seal, located on the side of the thrust end (closer to the end of the pipe), and the second to consider the seal, located on the side of the thread.
  • the creation of a second reference point providing additional contact between the nipple surface and the coupling mating surface (the “first” seal of the present invention) allows a more complete use of the radial stiffness resource of the long nipple.
  • the reference point works only for a number of load combinations from the full circle VME of the threaded connection. For a certain type of load at the second reference point, a gap may occur, either due to irreversible plastic deformations leading to a decrease in the level of contact pressure, or due to a reduced radial tension at the reference point.
  • threaded connections both in accordance with DE4446806 and in accordance with the publication WO 2009/060729, may have insufficient tightness characteristics during the Q1-Q3 cycles: (high pressure + high external pressure) - (high tension + high internal pressure).
  • high pressure + high external pressure high external pressure
  • high tension + high internal pressure high internal pressure
  • Increased reliability is the ability to significantly increase the margin of tightness in the sealing assembly by assembling the joint with increased radial tension, which is 3-4 times greater than the minimum tension that ensures tightness in the joint when subjected to periodic combined loads.
  • Geometric radial tension - can be defined as half the difference between the outer diameter of the nipple and the inner diameter of the coupling measured in the bearing plane of the seal;
  • the actual radial tension of the pipe and coupling elements - coincides with the amount of movement, respectively, of the outer surface of the nipple and the inner surface of the coupling under the influence of the power assembly and external loads and determines the magnitude of circumferential stresses in the coupling and nipple.
  • the effective radial tension of the nipple and the coupling corresponds to the movement of the nipple or coupling, respectively, under the influence of contact forces in the seal and can be used as a quantitative characteristic of the tightness margin in the seal.
  • the effective radial tension can be defined as the difference between the actual radial tension, i.e. full movement of the contact point and the general movement of this point under the influence of all the force factors acting on the nipple or coupling except for the contact pressure in the seal.
  • one of the contact surfaces is a conical radial component of the integral pressure is directly proportional to the total value of the integral pressure, and, as is known from the prior art, this value characterizes the tightness margin in the seal.
  • the radial displacements of the contact point and the radial compliance of the nipple at the location of the seal can be approximately determined by the methods of applied theory of elasticity or, more precisely, by simulating the work of a threaded joint using the finite element method.
  • the first seal is “overloaded”, and the second seal is “underloaded” - the contact pressure level in the second seal is insufficient to ensure tightness in the entire range of operating loads.
  • both seals are uniformly loaded, the values of contact pressures in the first and second seals are approximately the same.
  • An additional advantage of the design with two seals is the creation of an additional support, considered in patents DE4446806, WO 2009/060729, limiting the bending of a long spout under the action of combined loads, due to the restriction of the nipple end movements towards the outer surface, as well as in EA008078, WO 2009 / 060729 increase in efficiency on the effect of compressive load due to the use of the spout nipple of high radial rigidity and low axial stiffness in which the displacement of the nose of the spout ivayutsya in both the inner surface and towards the outer surface.
  • the described mechanism works only if the contact in each of the seals is maintained for all possible combinations of loads.
  • the stocks of tightness in the first and second seals are the same, which corresponds to the simultaneous achievement of both seals maximum efficiency for tightness during assembly of the connection.
  • the outer and inner sealing surface the radii of the toroidal sections, the location of the toroidal sections relative to the nipple end, the location of the mating coupling sealing surface when assembling the joint
  • Tightness is guaranteed when the following conditions are met:
  • the average pressure on the contact surface is greater than the magnitude of the pressure retained, preferably the ratio of the average contact pressure to the magnitude of the medium pressure held is 4-10;
  • the maximum contact pressure does not exceed the yield strength more than twice, preferably the maximum contact pressure is equal to 80-160% of the yield strength.
  • the first is the provision of anti-seize properties, which allows multiple assembly and disassembly of the threaded connection.
  • the anti-seize properties of the seal, as well as the provision of the two sphere-cone type seals in the invention, are influenced (as explained above) by the radii and tension in the seals.
  • the radius of the seal is less than 10 mm, the likelihood of scoring in the seal is high.
  • the conical sections of the radial seal can be located both on the female element (coupling / socket end of the pipe) and on the male (nipple) element. In other words, if there is a conical sealing surface at the coupling end, then on the nipple sealing surface there are two toroidal sections and vice versa. It should be noted, from the point of view of the manufacturability of the threaded connection (threading) and simplifying its measurement and control, it is advisable to give preference to the execution of toroidal sections on the nipple part of the pipe.
  • the most optimal taper of the sealing element should be no more than 1: 6 (i.e., from a simple cylinder to a taper with a taper of 1: 6).
  • the implementation of conical sections with a taper of more than 1: 6 leads to a reduction in the end surface (a very thin nose is obtained), which is undesirable from the point of view of ensuring high reliability under compressive loads, bending and excessive torque.
  • the wedge effect also makes it possible to further reduce the fluctuations of the effective tension in the seals under the action of repeated combined loads. Performing a shoulder with an angle of more than minus 20 ° reduces the strength of the coupling shoulder due to a decrease in its thickness, which as a result cannot fulfill its role as a limiter of the radial displacements of the pipe element to the pipe axis.
  • the location of seals such as sphere-cone in the sealing assembly is sufficiently important to maintain integrity: distance from the pipe end to the first toroidal section L1, the distance between the toroidal sections L2 and the distance from the thread of the pipe end L3.
  • the distance from the thread to the stop end on the tubular element should be no more than half of the zone of influence of the edge effect.
  • the size of the zone of influence is determined in the theory of thin-walled shells and is equal to the distance at which the deflections caused by movement at a given point decrease by 23.4 times.
  • Such a spout is shorter than that provided in DE4446806, which ensures a more uniform radial compression of the spout with a system of two seals.
  • it is preferable that the spout length increases with increasing diameter and wall thickness in accordance with the increase in the size of the edge effect zone. This effect is interrelated with the previously described descriptions and is an interconnected single concept with the group of inventions obtained in this case, since aims to achieve the same technical result.
  • the preferred distance from the point of the first seal to the end of the nipple tip is 2-10 mm. This distance is significantly less than the invention of DE4446806 and is slightly longer than for the invention of patent document W02009 / 060729. In the event that this distance is less than 2 mm, the effect is predominantly preloaded with axial fastening, which can lead to scoring, either in the first seal or in the shoulder. In case this distance is more than 10 mm, the preloaded effect is significantly reduced, as a result, the tightness in the first seal is reduced and the characteristics of the centering of the second seal with the help of the first seal system - the stop shoulder are reduced.
  • the size of the contact pad is 2-3 mm.
  • its size in the axial direction should lie in the range from 4 to 8 mm.
  • the distance from the point of the first seal to the end of the spout of the pin is 2-5 mm.
  • the condition of placing on the nipple nose two interacting seals of the “sphere-cone” type of the required length leads to the location of the second seal point at a distance of 7-12 mm from the plane of the mechanical seal.
  • the proposed design of the sealing assembly unit with two spherical-cone seals should preferably be cut into the tube billet after crimping the pipe end with additional machining of the nipple spout inside surface, figure 10 with reference numeral 10 pressing area and additional machining. Moreover, crimping should ensure the possibility of nipple nose design with an inner diameter D2 under the first and second seal 0-3 mm less than the nominal internal diameter of the pipe D1 (Fig. 10). Ensuring the internal diameter of the corresponding or somewhat larger nominal diameter of the pipe eliminates the influence of geometric deviations of the workpiece on the performance characteristics of the connection.
  • crimping increases the radial stiffness of the nipple, which improves the tightness and reliability of the threaded connection.
  • the use of crimping in conjunction with machining allows you to ensure the smoothness of the threaded connection in internal diameter, which improves the conditions for the movement of fluid inside the pipe.
  • An additional advantage of crimping is the possibility of increasing the radial size of the shoulder to 60% of the pipe wall thickness or higher. Such an increase is not possible for threaded connections in accordance with the patent DE4446806.
  • crimping is carried out with a taper of equal or more taper of the thread. Crimping with this conicity improves the use of the material of the workpiece, reduces the load on the threaded tool when cutting the tubular element. However, the compression can also be performed to obtain a cylindrical section.
  • the thread profile can be designed in such a way that the cavities and tops of the tooth of the thread are parallel to the pipe axis, and the gaps along the embedded faces are minimal for the condition when the joint is designed to work in compression with a force of at least 100% of the nominal yield strength of the material pipes, or hollows and tops of the turns are parallel to the thread axis for the condition, and the gaps along the embedded faces are increased when the joint is designed to work in compression with a force of 60-100% of the nominal yield strength of the pipe material.
  • the efficiency of the threaded connection in compression can be 60-100% of the nominal yield strength of the pipe material, depending on the design of the connection.
  • the radial tension in the first and second seal is chosen so that the circumferential stresses in the end portion of the male element containing the sealing surface are 60-100% of the material yield strength of the male element. This increases the reliability of the threaded connection. Namely, it provides maximum tightness when assembling the joint, without violating the working conditions of the seal in the elastic region. Under the action of the combined load tightness may be reduced.
  • all the most important geometrical parameters of the elements of the connection are calculated in such a way as to ensure a certain level of circumferential stresses in the male and female elements, as well as such contact pressures in the seals, so that the threaded connection remains operable in the most extreme operating conditions:
  • the radii of the circles corresponding to the toroidal sections and their location relative to the nipple end are interconnected according to the following principle: the distance from the face of the face seal to the center of the first circle is 2-10 mm, and the radii of the arcs of the circle and the distance between the centers of these circles are calculated from the condition that contact remains in the first and second seal of the “sphere-cone” type under the following operating conditions — bend connection at an angle of at least 13 ° / 10 m and the internal pressure of the medium up to 100% of the yield strength of the material.

Landscapes

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

Abstract

Резьбовое соединение обсадных и насосно-компрессорных труб имеет резьбовую часть, а также конструкцию герметезирующего узла типа «металл-металл», которая представляет собой комбинацию уплотнительных элементов, обеспечивающих 100% эффективность работы соединения на сжатие и растяжение, в том числе при воздействии внутреннего и внешнего давления среды, что обеспечивается выполнением требований по соотношению размеров уплотнения типа «сфера-конус», в котором радиальная уплотнительная поверхность выполнена с двумя последовательно расположенными тороидальными поверхностями, которые при осевом контакте заплечиков образуют с ответной уплотнительной поверхностью охватывающего элемента два уплотнения, сохраняющие герметичность при любом сочетании нагрузок. Техническим результатом группы изобретений является повышение надёжности резьбового соединения труб при действии статических и переменных эксплуатационных нагрузок, включая внешнее давление, сжатие, кручение и комбинированные нагрузки при изгибе и вращении колонны труб, при этом трубы могут использоваться при обустройстве скважин с интенсивностью искривления до 13°/10 м.

Description

РЕЗЬБОВОЕ СОЕДИНЕНИЕ НЕФТЕПРОМЫСЛОВЫХ ТРУБ
Группа изобретений относится к резьбовым соединениям обсадных и насосно- компрессорных стальных труб с уплотнением «металл-металл», предназначенным для крепления стенки ствола пробуренной скважины для добычи нефти, газа, газового конденсата или закачки в подземные пласты технологических жидкостей.
Такие резьбовые соединения получили у потребителей (нефтегазодобывающие компании) и изготовителей (трубные компании) название - соединения класса «Премиум» (Premium). Указанные резьбовые соединения обладают высокой герметичностью и повышенной надёжностью при многократных воздействиях комбинированных нагрузок, возникающих при эксплуатации труб в скважинах. При этом к трубам и резьбовым соединениям предъявляются высокие требования по эксплуатационной надёжности, например:
- в наклонно-направленных (изгибающихся по радиусу) скважинах или скважинах с горизонтальным участком трубы имеют постоянный изгиб, что приводит к образованию повышенных изгибающих напряжений по телу и резьбовому соединению;
- восприятие трубой близких к предельному для материала трубы внешнего или внутреннего давления жидких сред (подземные водяные и нефтяные пласты с высоким давлением) или подвижных геологических структур, осевых сжимающих нагрузок на тело трубы и резьбовое соединение при спуске труб в скважину, а также комбинации этих и других нагрузок;
- эксплуатация трубы при многочисленных циклах растяжения и сжатия, например, при добыче методом паровой стимуляции.
Технологическая сложность осваиваемых месторождений постоянно повышается и в результате этого условия строительства и эксплуатации труб в скважинах становятся все более жесткими. Поэтому требования, предъявляемые к резьбовым соединениям класса «Премиум» становятся все более разнообразными и более жёсткими, при этом в условиях постепенного увеличения потребления таких труб необходимо обращать внимание на обеспечение стабильного качества и надёжности данной продукции, снижение её себестоимости и обеспечение возможности массового изготовления.
Большинство изобретений в рассматриваемой области направлено на то, чтобы резьбовое соединение обеспечивало структурную прочность колонны труб 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, чтобы резьбовое соединение допускало разборку колонны с возможностью повторного использования.
Наиболее распространенные в 80-90-х годах прошлого века резьбовые соединения обеспечивали 100% эффективность на растяжение и внутреннее давление, однако обладали низкими эксплуатационными характеристиками на сжатие и внешнее давление. Причинами низкого сопротивления сжатию являются определенные конструктивные ограничения, а именно: толщина концевого участка, так называемого носика, где располагается уплотнение «металл-металл», составляет не более 50-60% от толщины стенки трубы. В этом случае при действии на резьбовое соединение сжимающей нагрузки она практически полностью передаётся на торцевую поверхность указанного выше носика («заплечика», от англ, shoulder), что приводит к возникновению пластических деформаций, смещению носика ниппеля к оси трубы и раскрытию уплотнения «металл- металл» (т.е. потере герметичности).
Причиной низкого сопротивления наружному (внешнему) давлению является низкая радиальная жёсткость ниппеля в месте расположения уплотнения, т.к. это приводит к плохому сопротивлению носика ниппеля обжатию при действии внешнего давления. Когда внешняя среда проникает сквозь зазоры между витками резьбы в область между резьбой и уплотнением, величина контактного давления уменьшается из-за обжатия ниппеля и при дальнейшем росте внешнего давления уплотнение не может препятствовать проникновению внешней текучей среды.
Анализ данных научно-технической литературы и проведенные авторами собственные исследования показывают, что повышение герметичности резьбового соединения в отношении внешнего давления и сопротивления сжатию может быть достигнуто при увеличении жесткости ниппеля за счет его утолщения. С этой целью часто перед нарезкой трубы предварительно осуществляется обжатие (обкатку) небольшого по длине концевого участка трубы, - т.е. уменьшение диаметра конца трубы. Даже небольшого уменьшения внутреннего диаметра трубы достаточно для увеличения толщины носика. Кроме того, такое уменьшение не приводит к сложностям при последующей эксплуатации трубы (не препятствует проведению необходимых технологических операций внутри трубы при освоении скважин), а также для насосно- компрессорных труб не приводит к значительному уменьшению внутреннего канала, которое может изменить гидродинамические параметры процесса движения прокачиваемой жидкости. В настоящем описании применяются термины, характерные для данной области техники как при проектировании, так и при производстве резьбовых соединений с уплотнением «металл-металл». Например, при изготовлении уплотнения, имеющего в сечении дугу (любого радиуса) - на теле вращения (охватывающий или охватываемый элементы), данный элемент будет иметь тороидальный вид. Тем не менее, для такого элемента применяется термин - «сфера». Авторы предлагают в дальнейшем раскрытии собственного изобретения использовать:
- термин «тороидальная поверхность» там, где необходимо объяснить геометрические характеристики, свойства и поведение данного элемента;
- термин «сфера» там, где необходимо привести описание работы (действия) данного элемента.
Такое двойное использование термина аналогично тому, что в отдельных патентах и в технической литературе по рассматриваемым резьбовым соединениям «торцевое уплотнение» называют «заплечик» (от английского «shoulder»), что позволяет специалистам в данной области техники понимать, о чем идет речь даже при использовании и того и другого термина одновременно.
Проведенный авторами анализ существующих проблем позволил выявить отдельные и наиболее значительные среди них, которые должны, по мнению авторов, работать в комплексе для обеспечения технического результата:
- обеспечение работоспособности носика резьбового соединения при различных комбинированных нагрузках без потери важной способности - герметичности;
- обеспечение достаточной несущей способности резьбового соединения (т.е. способности резьбы выдерживать проектные нагрузки при растяжения и сжатии) без потери своих свойств при многократных операциях свинчивания и развинчивания;
- обеспечение работоспособности носика резьбового соединения при циклических сжимающе-растягивающих нагрузках без критического изменения геометрии контактирующих поверхностей.
Так, способ увеличения сопротивляемости внешнему давлению и сопротивления сжатию соединения типа «Премиум» за счёт увеличения радиальной жёсткости ниппеля в месте расположения уплотнения и сопутствующего увеличения радиального размера упорного торца описан в публикации WO 2004/109173 (опубликован также как ЕА008078). В соответствии с данным изобретением уплотнение размещается вблизи резьбовой части, а между уплотнением и упорным торцем находится носик. Имеющий такую форму, что между его наружной поверхностью и муфтой существует зазор, образованный за счёт расточки муфты. Для оценки радиальной жёсткости можно принять, что она пропорциональна площади поперечного сечения трубы, опирающегося на контактную поверхность. Утолщение носика позволяет увеличить эту площадь, а расточка муфты позволяет сконструировать носик с формой, обеспечивающей максимальную контактную поверхность упорного торца. В то же время, авторы указанного технического решения по патентному документу WO 2004/109173 (ЕА008078), показывают, что даже при большой толщине носика при одновременном приложении сильной силы сжатия и внешнего давления возможна разгерметизация.
Авторы технических решений, описанных в DE4446806 и WO 2009/060729 (опубликован также как ЕА017155) или, например, US8882157 и WO 2012/003645, в качестве причины разгерметизации резьбового соединения типа «Премиум» (в частности, по изобретению WO 2004/109173) указывают неравномерную деформацию длинного носика при воздействии чрезмерного момента свинчивания резьбового соединения или большого сжимающего усилия. Из общедоступных источников по данной проблеме известно, что если резьбовое соединение содержит осевой упор (торцевое уплотнение - заплечик), плоскость которого расположена под отрицательным (обратным) углом к плоскости перпендикулярной к оси соединения, то при сборке соединения возникает радиальное усилие, действующее на носик ниппеля. Данное усилие может приводить к дополнительному поджатию уплотнительной поверхности ниппеля к ответной уплотнительной поверхности муфты, что улучшает герметизацию. Однако в случае большого расстояния между уплотнением и осевым упором (заплечиком) необходимо учитывать возможность упругого изгиба носика ниппеля в бесконтактной зоне между уплотнением и заплечиком. При этом сложная деформация носика может привести к тому, что контактное давление в уплотнении может, как повыситься, так и уменьшиться, в зависимости от конкретной конструкции носика.
Для преодоления этого явления в технических решениях по патентным документам DE4446806 и WO 2009/060729 между основным уплотнением и упорным торцом введена дополнительная посадка с натягом, образованная благодаря тому, что охватываемый элемент выполнен с дополнительной криволинейной поверхностью. При этом дополнительное уплотнение (образовано в контакте криволинейной и конической поверхности) ограничивает перемещения носика ниппеля наружу, также обеспечивает центрирование и стабилизацию работы основного уплотнения под комбинированными нагрузками. Однако в обеих рассматриваемых конструкциях дополнительное уплотнение несет в себе только функции центрирования и стабилизации соединения, так как существуют такие комбинации нагрузок, когда в данном уплотнении между внешней и внутренней посадочной поверхностью может возникнуть зазор и анализируемая посадка с натягом перестанет выполнять роль уплотнения.
Для сохранения герметичности резьбового соединения при любых вариантах нагружения в техническом решении по патенту DE4446806 предпринята попытка решить проблему сохранения герметичности и работоспособности резьбового соединения за счет увеличения натяга, - т.е. геометрического перекрытия поверхностей внутреннего охватываемого элемента (например, трубы) и внешнего охватывающего элемента (например, муфты). Авторы DE4446806 предложили расположить дополнительное уплотнение в месте, близком к торцу ниппеля, а величину радиального натяга данного уплотнения выполнить по меньшей мере в 1,15 раза, а максимально в 1,3 раза, превосходящим натяг основного уплотнения. Это сделано для обеспечения достаточного контактного давления в дополнительном уплотнении при умеренном контактном давлении на основном уплотнении. Однако, поскольку радиальная жесткость вблизи торца существенно меньше радиальной жёсткости под основным уплотнением, контактное давление в защитном уплотнении для ряда нагрузок недостаточно для обеспечения герметичности. Кроме этого, большой натяг в дополнительном защитном уплотнении может приводить к его «выключению» при последовательном действии комбинации большой сжимающей нагрузки с внешним давлением и комбинации растяжения совместно с внутренним давлением из-за возникновения пластических деформаций непосредственно у торца ниппеля, - т.е. это дополнительное защитное уплотнение перестает исполнять возложенную на него роль. При этом если из-за пластического обжатия ниппеля под данным защитным уплотнением произойдёт возникновение зазора хотя бы для одной из комбинаций нагрузок, для этой комбинации нагрузок защитное уплотнение не будет выполнять центрирующую и стабилизирующую роль. Кроме того, патентный документ DE4446806 рекомендует устанавливать большие расстояния от заплечика до защитного участка, от защитного участка до уплотнительной поверхности и от уплотнительной поверхности до резьбы, при этом концевой участок получается достаточно длинным, так что достижение высоких характеристик работы соединения на сжатие из-за малого радиального размера торца становится невозможным.
В публикации WO 2009/060729 (опубликован также как ЕА017155) защитную функцию выполняет дополнительный радиально-осевой заплечик (угол наклона 5-30° к оси соединения, от +60 до +85° по отношению к плоскости перпендикулярной к оси соединения) выполненный смежным к поверхности основного заплечика с обратным углом. Диаметральный натяг для поверхностей дополнительных заплечиков составляет максимально 1,1 от натяга основного уплотнения и предпочтительно, равен натягу основного уплотнения. Выбор такой величины натяга приводит к тому, что в состоянии силовой сборки контакт в дополнительном заплечике отсутствует. При сборке соединения, вследствие взаимодействия ниппеля и муфты в основном уплотнении весь концевой участок ниппеля, включая поверхность дополнительных заплечиков ниппеля будет смещаться внутрь (уменьшаться в диаметре) на величину больше или равную натягу в основном уплотнении, так что между поверхностями дополнительных заплечиков ниппеля и муфты контакта происходить не будет. Однако при действии комбинированных нагрузок такой контакт становится возможным, благодаря особому расположению поверхности дополнительных заплечиков ниппеля и муфты. Возникновение контакта обеспечивает ограничение радиальной деформации конца носика ниппеля наружу. В результате исчезает отрицательный эффект загиба носика при действии сжимающей нагрузки или избыточного момента свинчивания, приводящий к уменьшению контактного давления в основном уплотнении. Система из основного и дополнительного заплечиков работает как соединение шип-паз, жестко фиксируя радиальное положение ниппеля относительно муфты. Однако в данном случае к резьбовому соединению предъявляются дополнительные требования точности, характеризующие соотношение натягов в основном уплотнении и дополнительном заплечике, что удорожает стоимость производства соединения и увеличивает необходимый объём и точность контроля. Также при действии на такое соединение наружного давления, при котором происходит совместное обжатие ниппеля и муфты, из- за слишком жёсткого закрепления носика ниппеля в муфте возможно возникновение пластического обжатия носика ниппеля, что в свою очередь может привести к потере герметичности соединения при одновременном приложении сильной силы сжатия и внешнего давления в ходе последующего совместного приложения усилия растяжения и внутреннего давления. Аналогичная ситуация может иметь место при последовательном действии изгиба и комбинации из растяжения и внутреннего давления, а именно соединение остаётся герметичным при действии изгиба, однако теряет герметичность после снятия изгиба и приложения совместного большого растяжения с чрезмерным внутренним давлением.
Рассмотренные выше технические решения по патентным описаниям DE4446806 и WO 2009/060729 (опубликован также как ЕА017155) являются наиболее близкими аналогами предлагаемого технического решения. В патенте DE4446806 рассматривается комбинация из двух уплотнений типа «сфера-конус», при этом ближнее к торцу уплотнение может терять герметичность из-за пластических деформаций при циклическом действии противоположных комбинаций нагрузок. В решении WO 2009/060729 рассматривается комбинация из уплотнения и дополнительного заплечика, однако в качестве необязательных, дополнительных и заместительных признаков указана возможность использования сферы или другой криволинейной поверхности как одной из контактных поверхностей уплотнения, а также сферы или другой криволинейной поверхности как одной из контактных поверхностей дополнительного заплечика.
В обоих приведённых технических решениях улучшение свойств герметичности для уплотнения расположенного со стороны резьбы на носике с высокой радиальной жёсткостью достигается введением дополнительной силовой посадки между основным уплотнением и заплечиком, который ограничивает радиальные перемещения носика ниппеля наружу, в сторону увеличения диаметра. В случае изобретения DE4446806 данный элемент в состоянии силовой сборки соединения перетянут, в случае изобретения WO 2009/060729 данный элемент в состоянии силовой сборки соединения недотянут. Здесь «перетянут» означает, что контактное давление в защитном элементе приводит к увеличению радиального обжатия носика ниппеля и сильной разгрузки основного уплотнения, «недотянут» означает, что натяг в основном уплотнении в состоянии силовой сборки приводит к резкому падению контактного давления в дополнительной силовой посадке, вплоть до возникновения зазора.
В результате резьбовые соединения как в соответствии с патентом DE4446806, так и в соответствии с публикацией WO 2009/060729 могут иметь недостаточные характеристики герметичности при циклах (большое сжатие и большое наружное давление) - (большое растяжение и большое внутреннее давление). «Большое» означает близкое к предельному: не более чем на 5% меньше заявленной эксплуатационной характеристики на данный вид нагрузки: в настоящее время проверка герметичности при попеременном воздействии предельного внутреннего и внешнего давления в сочетании со 100% нагрузками растяжения-сжатия включена в процедуру квалификационных испытания резьбового соединения серии «А» ISO 13679 (или API 5С5), и носит название «циклы Q1-Q3», то есть попеременное приложение предельных нагрузок из первого и третьего квадрантов круга VME для резьбового соединения.
На основании вышесказанного следует вывод о том, что различными исследователями предпринимались попытки создать узел герметизации резьбового соединения класса «Премиум», включающий два уплотнения «металл-металл». Но в известных технических решениях второе - дополнительное - уплотнение играет вспомогательную роль и не обеспечивает герметичность во всем диапазоне эксплуатационных нагрузок.
Разработка конструкции герметизирующего узла с двумя уплотнениями «металл- металл», в котором оба уплотнения сохраняют герметичность при всех возможных комбинациях нагрузок, позволяет улучшить свойства герметичности и повысить надежность резьбового соединения класса «Премиум».
Максимально возможные характеристики герметичности означают, что соединение наилучшим способом использует ресурс радиальной жёсткости, создаваемый носиком ниппеля. Действительно существует определенный уровень обжатия носика, после превышения которого деформации перестают быть упругими. Соответственно существует максимальный уровень герметичности, который можно достичь для заданной конструкции носика. Однако физически максимальный уровень недостижим из-за неравномерного обжатия носика. Высочайшие характеристики соответствуют предельно близким к максимально допустимому уровню в упругой области деформаций носика ниппеля.
Повышенная надежность означает, что соединение обеспечивает герметичность уже в нижней области допустимых упругих радиальных натягов в узле герметизации, то есть недотянутое по уплотнению соединение сохраняет герметичность для высоких повторяющихся комбинированных нагрузок. Дальнейшее повышение радиального натяга с сохранением работы материала трубы и муфты в упругой области повышает запас герметичности и увеличивает надёжность соединения.
Таким образом, предлагаемая группа изобретений - вариантов резьбового соединения типа «Премиум» для стальных труб, - решает техническую проблему по обеспечению максимально возможных характеристик герметичности и повышенной надёжности при воздействии самого широкого диапазона эксплуатационных нагрузок, включая изгибные, сжимающие, комбинированные и циклические нагрузки, и приводит к достижению технического результата, заключающегося в сохранении своих рабочих характеристик после многократных операций сборки-разборки.
В качестве прототипа к двум изобретениям из группы выбрано техническое решение по патенту DE4446806.
Сущность первого варианта изобретения состоит в следующем.
Резьбовое соединение нефтепромысловых труб содержит охватываемый элемент с конической наружной резьбой и охватывающий элемент с конической внутренней резьбой, при этом охватываемый элемент имеет концевой участок, содержащий радиальную уплотнительную поверхность и торцевой участок с поверхностью заплечика, а охватывающий элемент имеет радиальную уплотнительную поверхность и поверхность заплечика, причем при силовом свинчивании резьбового соединения уплотнительные поверхности входят в герметичный контакт с радиальным натягом и, по крайней мере, часть поверхности заплечика охватываемого элемента находится в осевом контакте с заплечиком охватывающего элемента. Согласно изобретению радиальная уплотнительная поверхность охватываемого элемента выполнена с двумя последовательно расположенными тороидальными поверхностями, которые при осевом контакте заплечиков образуют с ответной уплотнительной поверхностью охватывающего элемента два уплотнения с радиальными натягами dl и d2 соответственно, такими что, выполняется
К1цЗ
эмпирическая зависимость 1,0 < К2 и ,2„·3° < 2,0, где R1 и R2 - радиусы дуг окружностей тороидальных поверхностей в сечении вдоль оси трубы, имеющие численное значение не менее 10 мм, причем заплечики выполнены с углом наклона не более 20° к нормали к оси трубы, а уплотнительная поверхность охватывающего элемента содержит участок с конусностью от 1 :6 до цилиндрической поверхности.
Некоторые предпочтительные аспекты данного изобретения:
- радиусы R1 и R2 тороидальных уплотнительных поверхностей лежат в интервале не от 20 до 80 мм; при этом размер в осевом направлении участков тороидальных уплотнительных поверхностей составляет не менее 3 мм и предпочтительно лежит в интервале от 4 до 8 мм;
- используют предварительно обжатую по диаметру трубу на длине не более 50 мм от торца данной трубы с образованием участка с конусностью, равной или более конусности резьбы, при этом уменьшение внутреннего диаметра трубы не превышает величину 3 мм;
- толщина концевого участка охватываемого элемента, содержащего уплотнительную поверхность, составляет 60-80% от толщины стенки охватываемого трубчатого элемента;
- радиус дуги окружности уплотнения, расположенного ближе к торцу трубы, меньше радиуса дуги окружности уплотнения, расположенного дальше от торца охватываемого элемента;
- расстояние от плоскости торцевого уплотнения до центра первой окружности составляет 2-5 мм, а расстояние от плоскости торцевого уплотнения до центра второй окружности составляет 7-12 мм;
- ответная уплотнительная поверхность охватывающего элемента выполнена из нескольких сопряженных участков тороидальной и конической формы, таким образом, что расположенным на охватываемом элементе тороидальным участкам соответствуют различные конусные участки охватывающего элемента с различающейся или совпадающей конусностью от менее 1 :6 до цилиндрической поверхности;
Rldl3
- радиальные натяги dl и d2, удовлетворяющие соотношению 1,0 < — · < 2,0,
Figure imgf000012_0001
выбираются из условия, согласно которому окружные напряжения в концевом участке охватываемого элемента, содержащем уплотнительную поверхность, составляют 60-100% от предела текучести материала охватываемого элемента;
- момент свинчивания резьбового соединения выбирается из условия, согласно которому после сборки соединения осевые напряжения в концевом участке охватываемого элемента, содержащем уплотнительную поверхность, составляли 50-80% от предела текучести материала охватываемого элемента.
Сущность второго варианта изобретения состоит в следующем.
Резьбовое соединение нефтепромысловых труб содержит охватываемый элемент с конической наружной резьбой и охватывающий элемент с конической внутренней резьбой, при этом охватываемый элемент имеет концевой участок, содержащий радиальную уплотнительную поверхность и торцевой участок с поверхностью заплечика, а охватывающий элемент имеет радиальную уплотнительную поверхность и поверхность заплечика, причем при силовом свинчивании резьбового соединения уплотнительные поверхности входят в герметичный контакт с радиальным натягом и, по крайней мере, часть поверхности заплечика охватываемого элемента находится в осевом контакте с заплечиком охватывающего элемента. При этом радиальная уплотнительная поверхность охватываемого элемента состоит из двух последовательно расположенных тороидальных поверхностей с профилем в сечении вдоль оси трубы в виде дуги окружности, которые образуют с ответной конической уплотнительной поверхностью охватывающего элемента два уплотнения типа «сфера-конус», расстояние от плоскости торцевого уплотнения до центра первой окружности составляет 2-10 мм, а радиусы дуг окружностей и расстояние между центрами этих окружностей выбирают таким образом, что при полном свинчивании резьбового соединения и изгибе соединения на угол не менее 13 °/ 10 м, а также при наличии внутреннего давления среды до 100% от предела текучести материала изделия, сохраняется контакт и по первому и по второму участкам уплотнения типа «сфера-конус».
Указанный технический результат достигается за счет того, что трубы для обустройства скважины или добычи углеводородов изготавливаются с коническим резьбовым соединением, содержащем резьбу определенного профиля, внутренний упор, который после сборки соединения образует торцевое уплотнение, а также внутренюю и внешнюю уплотнительные поверхности при взаимодействии которых после сборки образуются два уплотнения типа «сфера-конус», при этом параметры уплотнений (радиусы тороидальных участков, величины натягов, расположение относительно торцевого уплотнения) взаимосвязаны с друг другом.
Взаимосвязь между параметрами уплотнений определяется исходя из того, что после сборки резьбового соединения, окружные напряжения в носике охватываемого элемента имеют вполне определенное значение, а уровень контактных напряжений в уплотнениях способен обеспечить герметичность (работоспособность) резьбового соединения в самых экстремальных условиях эксплуатации.
Требуемый технический результат достигается в двух различных вариантах обеспечения взаимосвязи между параметрами уплотнений типа «сфера-конус», это или наложение ограничений на соотношение между характеристиками уплотнений (радиусы тороидальных участков, величины натягов, расположение относительно торцевого уплотнения), или сочетание характеристик расположения уплотнений типа «сфера-конус» в конструкции после сборки с параметрами определяющими работоспособность резьбового соединения при различных вариантах нагрузок.
Предложенная к патентованию группа изобретений поясняется чертежами.
На фигурах 1-10 показано резьбовое соединение обсадных и насосно-компрессорных труб, отдельные конструктивные элементы резьбового соединения, и различные частные случаи исполнения.
На фигуре 1 схематично представлено резьбовое соединение в изометрии с местным разрезом.
На фигуре 2 схематично представлен главный вид резьбового соединения в разрезе.
На фигуре 3 схематично представлена часть охватываемого элемента (ниппеля) в продольном сечении.
На фигуре 4 схематично представлена часть охватывающего муфтового элемента (муфты) в продольном сечении.
На фигуре 5 схематично показано условное наложение наружной уплотнительной поверхности ниппеля и внутренней уплотнительной поверхности муфтового элемента после силового свинчивания, а также условно показаны радиальные натяги в первом и втором уплотнении.
На фигуре 6 представлена картина эквивалентных напряжений в ходе сборки резьбового соединения с наличием контакта только по второму уплотнению. На фигуре 7 представлена картина эквивалентных напряжений после силовой сборки резьбового соединения с наличием контакта в первом и втором уплотнении, а также в торцевом уплотнении.
На фигуре 8 представлена картина эквивалентных напряжений по всем элементам резьбового соединения после силовой сборки резьбового соединения с оптимальным моментом свинчивания.
На фигуре 9 схематично представлена часть трубного элемента резьбы (ниппеля) в продольном сечении с радиусами тороидальных участков уплотнительных поверхностей и с размерами, определяющими положение первого и второго уплотнения.
На фигуре 10 схематично показана форма носика ниппеля, для получения которой необходимо введение операции обжима.
Конструкция резьбового соединения нефтепромысловых (фиг. 1 и 2) содержит охватываемый элемент 1 и охватывающий элемент 3 с конической резьбой с профилем неравнобедренной трапеции, при этом на фиг. 1, 2, 3, 4 позицией 2 обозначен узел герметизации. Итак, указанные элементы 1 и 3 образуют уплотнения:
- два радиальных уплотнения при взаимодействии двух участков 4 и 5 (фиг. 3), наружной поверхности носика ниппеля с ответной поверхностью муфты 6 (фиг. 4);
- торцевое уплотнение при взаимодействии поверхности торца ниппеля с ответной поверхностью муфты 7 (фиг. 4).
Следует отметить, что, несмотря на то, что в качестве примера авторы иллюстрируют описание муфтовым резьбовым соединением, все технические решения эквивалентны для безмуфтового соединения, когда в конструкции трубы предусмотрено, что один конец трубы выполнен в виде традиционного ниппеля с наружной резьбой, а противоположный конец трубы - в виде раструба, т.е. муфтовый конец трубы.
Таким образом, можно резюмировать, что 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 и их комбинация), улучшенных характеристиках свинчиваемости при отсутствии или минимизации задиров металла на уплотнительных поверхностях и резьбе при многократных циклах свинчивания-развинчивания. Такое техническое решение обеспечивает эксплуатационную эффективность применения труб с предлагаемым резьбовым соединением.
Предложенное авторами изобретение включает в себя некоторые известные технические приемы и собственные новшества для привнесение абсолютно новых эксплуатационных характеристик, предназначенных для дальнейшего увеличения свойств герметичности и надёжности, тем самым приводящим к изменению технических характеристик резьбового соединения в целом. Такими известными техническими приемами, в первую очередь, являются:
- использование обжима;
- особый профиль резьбы;
- особая конструкция торцевой ниппельной части трубы (торцевая герметизирующая поверхность), в т.ч. специфический угол наклона плоскости упорного торца;
- особое устройство радиального герметизирующего узла;
- особая форма носика ниппеля и выточки в муфте.
При этом веденные авторами в настоящем изобретении геометрические размеры того или иного конструктивного элемента и условия обжима служат для дальнейшего улучшения герметичности и надёжности, а также для достижения высокой эффективности резьбового соединения на сжатие, изгиб и крутящий момент.
В резьбовом соединении класса «Премиум» узел герметизации 2 (фиг. 1, 2, 3, 4) содержит на охватываемом элементе 1 два отстоящих друг от друга в осевом направлении тороидальных участка 4 и 5 (фиг. 3) и как минимум один ответный конический участок 6 (фиг. 4) на охватывающем 3 элементе (муфте), которые при сборке соединения образуют два взаимно влияющих друг на друга уплотнения 8 и 9 «сфера-конус» (фиг. 5). При этом авторы предлагают использовать эмпирически выведенное соотношение для расчета взаимосвязи радиусов уплотнительных «сфер» и натягов в соответствующих контактирующих поверхностях при сборке соединения:
R1 · dl3
1.0 < < 2.0
R2 · d23
где Rl и R2 - радиусы тороидальных участков уплотнительной поверхности (фиг.З), dl и d2 - фактические величины натягов в первом и втором уплотнении 9 и 8 соответственно (фиг. 5) в состоянии силовой сборки резьбового соединения (в момент соприкосновения поверхностей торцевого уплотнения).
При этом авторы предлагают первым считать уплотнение, расположенное со стороны упорного торца (ближе к торцу трубы), а вторым считать уплотнение, расположенное со стороны резьбы.
В результате проводимых авторами проверочных прочностных расчетов методами конечных элементов и натурными испытаниями образцов резьбовых соединений на испытательных стендах установлено, что выполнение данного соотношения ограничивает негативное влияние «разжатия» уплотнительных поверхностей при воздействии неблагоприятных комбинаций нагрузок, что позволяет создать резьбовое соединении класса «Премиум» с повышенными характеристиками герметичности и надёжности.
Ниже подробно описаны причины выбора приведенных зависимостей.
Как показано в патентах DE4446806 и WO 2009/060729, создание второй опорной точки, обеспечивающей дополнительный контакт между поверхностью ниппеля и ответной поверхностью муфты («первое» уплотнение настоящего изобретения) позволяет более полно использовать ресурс радиальной жёсткости длинного ниппеля. Однако в случае и первого и второго из указанных изобретений опорная точка работает только для ряда комбинаций нагрузок из полного круга VME резьбового соединения. Для определенного вида нагрузок во второй опорной точке может возникать зазор, либо из-за необратимых пластических деформаций приводящего к снижению уровня контактных давлений, либо из-за уменьшенного радиального натяга в опорной точке. В результате резьбовые соединения как в соответствии с патентом DE4446806, так и в соответствии с публикацией WO 2009/060729 могут иметь недостаточные характеристики герметичности при Q1-Q3 циклах: (большое сжатие + большое наружное давление) - (большое растяжение + большое внутреннее давление). Кроме этого существует задача повышения эффективности работы соединения на сжатие, изгиб и крутящий момент.
Авторы настоящего изобретения в результате расчетов и опытных работ с образцами резьбового соединения показали возможность создания такого резьбового соединения с узлом герметизации, содержащим два разнесенных в осевом направлении уплотнения типа «сфера-конус», первое из которых расположено со стороны упорного торца, второе со стороны резьбовой части, в котором оба уплотнения сохраняют герметичность во всём круге VME повторяющихся комбинированных нагрузок. Дальнейшие исследования авторов настоящего изобретения выявили, что совместная работа двух взаимодействующих уплотнений позволяет обеспечить повышенную надёжность узла герметизации.
Повышенная надёжность заключается в возможности существенно увеличить запас герметичности в уплотнительном узле за счет сборки соединения с увеличенным радиальным натягом, который в 3-4 раза больше минимального натяга, обеспечивающего герметичность в соединении при воздействии периодических комбинированных нагрузок. Для дальнейших пояснений предлагается ввести в описание еще одну группу терминов, которые применяются проектировщиками резьбовых соединений класса «Премиум», что позволит более полно раскрыть техническую сущность изобретения.
Геометрический радиальный натяг - может быть определен как половина разности наружного диаметра ниппеля и внутреннего диаметра муфты измеренных в опорной плоскости уплотнения;
Фактический радиальный натяг трубного и муфтового элементов - совпадает с величиной перемещения соответственно наружной поверхности ниппеля и внутренней поверхности муфты под воздействием силовой сборки и внешних нагрузок и определяет величину окружных напряжений в муфте и ниппеле.
Эффективный радиальный натяг ниппеля и муфты - соответствует перемещению соответственно ниппеля или муфты под воздействием контактных сил в уплотнении и может использоваться как количественная характеристика запаса герметичности в уплотнении. Эффективный радиальный натяг может быть определен как разность между фактическим радиальным натягом, т.е. полным перемещением точки контакта и общим перемещением данной точки под воздействием всех силовых факторов действующих на ниппель или муфту за исключением контактного давления в уплотнении. Однако проще определить указанный вид натяга как произведение радиальной податливости на радиальную составляющую интегрального давления, соответствующую поперечной силе в теории тонкостенных цилиндрических оболочек. В случае если одна из контактных поверхностей является конической радиальная составляющая интегрального давления прямо пропорциональна общей величине интегрального давления, а, как известно из уровня техники, данная величина характеризует запас герметичности в уплотнении. Радиальные перемещения контактной точки и радиальная податливость ниппеля в месте расположения уплотнения могут быть приближённо определены методами прикладной теории упругости или более точно с помощью моделирования работы резьбового соединения методом конечных элементов.
Итак, авторы по результатам расчетов и опытных работ с образцами резьбового соединения установили, что возможность вышеуказанного увеличенного натяга (в 3-4 раза больше минимального натяга, обеспечивающего герметичность) обеспечивается за счёт уменьшения колебаний эффективного натяга и, соответственно, запаса герметичности в уплотнении, при последовательном воздействии комбинированных нагрузок соответствующих полному кругу предельных нагрузок для тела трубы. Уменьшение колебаний эффективного натяга достигается за счёт использования комбинации из двух взаимно влияющих уплотнений типа «сфера-конус», которая образуется в результате взаимодействия двух отстоящих друг от друга в осевом направлении тороидальных участков с двумя ответными коническими участками, отличающейся тем, что натяги уплотнений и радиусы тороидальных участков
Rl'dl3
удовлетворяют указанной выше зависимости 1,0 <—— <2,0. Данное соотношение обеспечивает то, что в момент окончания силовой сборки, оба уплотнения одновременно достигают необходимого уровня герметичности. В случае если приведённое отношение меньше 1,0 или больше 2,0, одно из уплотнений оказывается недогруженным по отношению к другому, в результате при действии комбинированной нагрузки в прослабленном уплотнение может возникнуть зазор - примеры таких случаев приведены на диаграммах напряжений:
- на фигуре 6 перегружено» второе уплотнение, при этом в первом уплотнении существует зазор
- на фигуре 7 «перегружено» первое уплотнение, а второе уплотнение «недогружено» - уровень контактных давлений во втором уплотнении недостаточен для обеспечения герметичности во всем диапазоне эксплуатационных нагрузок.
- на фигуре 8 оба уплотнения нагружены равномерно, величины контактных давлений в первом и втором уплотнении примерно совпадают.
Дополнительным преимуществом конструкции с двумя уплотнениями является рассмотренное в патентах DE4446806, WO 2009/060729 создание дополнительной опоры, ограничивающей изгиб длинного носика при действии комбинированных нагрузок, за счет ограничения перемещений торца ниппеля в сторону наружной поверхности, а также рассмотренное в патентах ЕА008078, WO 2009/060729 увеличение эффективности на действие сжимающей нагрузки за счёт использования носика ниппеля высокой радиальной жёсткости и низкой осевой жесткости у которого перемещения торца носика ограничиваются как в направлении внутренней поверхности так и в направлении наружной поверхности.
Однако в патентных документах WO 2004/109173, DE4446806, WO 2009/060729 не рассматривается влияние взаимодействия двух уплотнение на величину эффективного натяга в каждом из уплотнений под действием комбинированных нагрузок. Предложенный принцип ограничения колебаний эффективного натяга для увеличения общего достижимого запаса герметичности резьбового соединения является новым по отношению к предшествующему уровню техники. При расположении на носике ниппеля системы двух уплотнений в каждом из которых создается определенный геометрический натяг, достигается увеличение суммарного интегрального давления (силы обжатия носика ниппеля со стороны уплотнительных поверхностей) за счёт более равномерного радиального обжатия ниппеля. При создании радиального натяга в системе из двух уплотнений, уплотнения оказывают влияние друг на друга. Именно фактические перемещения контактной точки каждого из уплотнений складываются из перемещения данной точки под воздействием натяга в другом уплотнении и эффективного натяга, создаваемого контактной силой в самом уплотнении. Это приводит к перераспределению общей силы обжатия ниппеля между двумя уплотнениями. В случае, если какая-то комбинация нагрузок приводит к частичному отжатию носика ниппеля - внешние силы, действующие на резьбовое соединение, вызывают такое перемещение наружной поверхности носика ниппеля и ответной поверхности муфты, что эффективный натяг, определенный без учёта взаимодействия уплотнений, уменьшается, - то изменение эффективного натяга в каждом из уплотнений с учетом взаимодействия между уплотнениями уменьшается на величину соответствующую перемещению контактной точки из-за изменения натяга в другом уплотнении.
В результате в системе из двух взаимодействующих уплотнений колебания эффективного натяга уменьшаются, что позволяет обеспечить условие герметичности во всём диапазоне комбинированных нагрузок при меньшем геометрическом натяге. Разница между предельным натягом из условия работы в упругой области и минимальным натягом обеспечивающим герметичность увеличивается, в итоге соединение можно собирать с повышенным запасом герметичности. Соответственно такое соединение обладает лучшими характеристиками герметичности и надёжности по сравнению с соединениями класса «Премиум» известными из предыдущего уровня техники.
Однако описанный механизм работает, только если контакт в каждом из уплотнений сохраняется при всех возможных комбинациях нагрузок. Предпочтительно, чтобы запасы герметичности в первом и втором уплотнениях совпадали, что соответствует одновременному достижению обеими уплотнениями максимальной эффективности на герметичность при сборке соединения. Таким образом, обеспечивая определенные геометрические характеристики внешней и внутренней уплотнительной поверхности (радиусы тороидальных участков, расположение тороидальных участков относительно торца ниппеля, расположение ответной уплотнительной поверхности муфты при сборке соединения) можно обеспечить достижение запланированного технического результата. Из уровня техники известно, что запас герметичности в одиночном уплотнении типа «сфера-конус» определяется величиной интегрального давления, которая в свою очередь зависит от фактического радиального натяга в уплотнении.
Герметичность обеспечивается при выполнении следующих условий:
- длина контакта составляет не менее 1 мм, предпочтительно 1,5 - 3 мм;
- среднее давление на контактной поверхности больше величины удерживаемого давления, предпочтительно отношение среднего контактного давления к величине удерживаемого давления среды равняется 4-10;
- максимальное контактное давление не превышает предел текучести больше чем в два раза, предпочтительно величина максимального контактного давления равняется 80-160% от предела текучести.
Минимальный уровень герметичности (запас герметичности равен единице) соответствует длине контакта 1 мм и равенству среднего контактного давления величине давления среды. Увеличение длины контакта и отношения среднего контактного давления к величине удерживаемого давления среды приводит к увеличению запаса герметичности.
Достижение максимального запаса герметичности обеспечивается правильным подбором радиуса тороидального участка. Увеличение радиуса при фиксированной величине натяга увеличивает размер контактной площадки и уменьшает величину средних и максимальных контактных напряжений. Слишком малый радиус приводит к недостаточной герметичности контакта из-за малой длины контактной площадки. Слишком большой радиус приводит к недостаточной герметичности контакта из-за низкого уровня контактных давлений.
Другой особенностью уплотнения типа «сфера-конус», расположенного у торца охватываемого элемента, является смещение контактной поверхности при сборке соединения. Поэтому размер в осевом направлении тороидального участка должен быть больше требуемого размера контактной площадки из условия герметичности.
При реализации изобретения необходимо учитывать дополнительные факторы, обеспечивающие необходимую работоспособность резьбового соединения. В первую очередь это обеспечение противозадирных свойств, что позволяет многократно осуществлять сборку и разборку резьбового соединения. На противозадирные свойства уплотнения также, как на обеспечение представленного в изобретении взаимодействия двух уплотнений типа «сфера-конус», оказывают влияние (как пояснялось выше), радиусы и натяги в уплотнениях. При радиусе уплотнения менее 10 мм высока вероятность возникновения задиров в уплотнении. Кроме этого, необходимо обеспечить отсутствие задиров в резьбе, а также на поверхности заплечика при сборке соединения с высоким моментом свинчивания. Также следует использовать технические приемы, направленные на повышение надёжности соединения на действие наружного давления, сжимающую нагрузку, высокий момент свинчивания, изгиб.
Как установили авторы в проведенных исследованиях, конические участки радиального уплотнения могут располагаться как на охватывающем элементе (муфте/муфтовом конце трубы), так и на охватываемом (ниппельном) элементе. Иными словами, если на муфтовом конце расположена коническая уплотнительная поверхность, то на ниппельном уплотнительная поверхность содержит два тороидальных участка и наоборот. Следует отметить, с точки зрения технологичности изготовления резьбового соединения (нарезки резьбы) и упрощения его измерений и контроля целесообразно отдавать предпочтение исполнению тороидальных участков на ниппельной части трубы.
При этом в ряде проведенных опытных работ при разработке резьбового соединения авторы установили, что наиболее оптимальная конусность уплотнительного элемента должна составлять не более 1 :6 (т.е. от простого цилиндра до конуса с конусностью 1 :6). Выполнение конических участков с конусностью более 1:6 приводит к уменьшению торцевой поверхности (получается очень тонкий носик), что нежелательно с точки зрения обеспечения высокой надёжности при сжимающих нагрузках, изгибе и избыточном крутящем моменте.
При этом наиболее эффективным с точки зрения обеспечения оптимального натяга в уплотнении является предлагаемое решение по геометрии заплечика муфты (фиг. 4, поз.7) - его предпочтительно выполнять с обратным углом наклона от минус 10° до минус 20°. Выполнение упорного торца с углом менее минус 10° снижает эффект поджатая при осевом докреплении соединения, что уменьшает запас герметичности в первом уплотнении и снижает надёжность резьбового соединения. Также недостаточная величина обратного угла заплечика уменьшает величину клинового эффекта препятствующего раскрытию уплотнительных поверхностей при действии наружного давления за счёт ограничения возможности радиального перемещения носика ниппеля к оси трубы. Также клиновой эффект позволяет дополнительно уменьшить колебания эффективного натяга в уплотнениях при действии повторяющихся комбинированных нагрузок. Выполнение заплечика с углом более минус 20° снижает прочность заплечика муфты из-за снижения его толщины, который в результате не может выполнять свою роль ограничителя радиальных перемещений торца трубного элемента к оси трубы. Кроме того, в проведенных авторами предлагаемого технического решения исследованиях (проверочные расчеты и испытания натурных образцов резьбового соединения) установлено, что достаточно большое значение для сохранения герметичности имеет расположение уплотнений типа «сфера-конус» в узле герметизации (показано на фиг.9): расстояние от торца трубы до первого тороидального участка L1, расстояние между тороидальными участками L2 и расстояние от резьбы торца трубы L3.
В результате установлено, что расстояние от резьбы до упорного торца на трубном элементе должно составлять не более половины зоны влияния краевого эффекта. Размер зоны влияния определяется в теории тонкостенных оболочек и равняется расстоянию, на котором прогибы вызванные перемещением в заданной точке уменьшаются в 23,4 раза. Такой носик является более коротким, чем предусмотренный в патенте DE4446806, что обеспечивает более равномерное радиальное обжатие носика системой из двух уплотнений. Для достижения наилучших свойств герметичности предпочтительно, чтобы длина носика увеличивалась при увеличении диаметра и толщины стенки в соответствии с увеличением размера зоны краевого эффекта. Данный эффект является взаимосвязанным с ранее приведенными описаниями и является взаимосвязанным единым замыслом с получаемой в данном случае группой изобретений, т.к. направлен на достижение одного и того же технического результата.
Расчеты авторов предлагаемого технического решения показывают, что предпочтительное расстояние от точки первого уплотнения до торца носика ниппеля составляет 2-10 мм. Такое расстояние существенно меньше, чем изобретения по патенту DE4446806 и несколько больше, чем для изобретения по патентному документу W02009/060729. В случае, если данное расстояние меньше 2 мм, существенно увеличивается эффект поджатая при осевом докреплении, что может приводить к возникновению задиров, либо в первом уплотнении, либо в заплечике. В случае, если данное расстояние больше 10 мм, эффект поджатая существенно снижается, в результате уменьшается запас герметичности в первом уплотнении и снижаются характеристики центрирования второго уплотнения с помощью системы первое уплотнение - упорный заплечик. При этом радиусы дуг окружности (соответствующих тороидальным участкам при поперечном разрезе) и расстояние между центрами этих окружностей выбирают таким образом, чтобы при полном свинчивании резьбового соединения и изгибе соединения на угол не менее 13°/10 м и наличии внутреннего давления среды, сохранялся контакт и по первому и по второму уплотнению типа «сфера-конус» - т.е. чтобы, как и в описанном авторами выше случае первого из группы изобретений, резьбовое соединение сохраняло работоспособность при различных комбинациях нагрузок при эксплуатации. Проведенные расчеты показали, что радиусы дуг окружностей для различных типоразмеров резьбового соединения и групп прочности, предпочтительно выбирать в диапазоне от 20 до 80 мм. Такой выбор обеспечивает одновременное сохранение контакта по первому и второму уплотнению и необходимый из условия герметичности размер контактной площадки в каждом из уплотнений, а также ограничивает смещение контактной площадки при сборке соединения и действие на него различных комбинаций нагрузок
Для радиуса тороидального участка из диапазона от 20 до 80 мм размер контактной площадки составляет 2-3 мм. Предпочтительно, чтобы исключить выход контактной площадки за пределы тороидального участка, его размер в осевом направлении должен лежать в диапазоне от 4 до 8 мм.
Из конструктивных соображений предпочтительно чтобы расстояние от точки первого уплотнения до торца носика ниппеля составляло 2-5 мм. В этом случае условие размещения на носике ниппеля двух взаимодействующих уплотнений типа «сфера-конус» необходимой длины приводит к расположению точки второго уплотнения на расстоянии 7-12 мм от плоскости торцевого уплотнения.
Предложенная в настоящем изобретении конструкция узла герметизации с двумя уплотнениями типа «сфера-конус» предпочтительно должна нарезаться на трубной заготовке после обжима торца трубы с дополнительной механической обработкой внутренней поверхности носика ниппеля, на фигуре 10 позицией 10 обозначена зона обжима и дополнительной механической обработки. Причем обжим должен обеспечивать возможность исполнения носика ниппеля с внутренним диаметром D2 под первым и вторым уплотнением на 0-3 мм меньше номинального внутреннего диаметра трубы D1 (фиг. 10). Обеспечение внутреннего диаметра соответствующего или несколько большего номинального диаметра трубы позволяет исключить влияние геометрических отклонений заготовки на эксплуатационные характеристики соединение. В случае, если уменьшение внутреннего диаметра трубы за счет обжима превышает 3 мм это может препятствовать проведению необходимых технологических операций внутри трубы при освоении месторождения (скребкование, геофизические исследования и т.д.). Использование обжима повышает радиальную жесткость ниппеля, что улучшает герметичность и надёжность резьбового соединения. Использование обжима совместно с механической обработкой позволяет обеспечить гладкопроходность резьбового соединения по внутреннему диаметру, что улучшает условия движения текучей среды внутри трубы. Дополнительным преимуществом обжима является возможность увеличения радиального размера заплечика до величины 60% от толщины стенки трубы или выше. Такое увеличение невозможно для резьбового соединения в соответствии с патентом DE4446806. Выполнение носика ниппеля с толщиной более 60% от толщины стенки трубы улучшает герметичность соединения, а также повышает эффективность его работы на сжатие и крутящий момент. Выполнение узла герметизации в соответствии с настоящим изобретением совместно с предварительным обжимом торцевого конца заготовки позволяет достичь 100% эффективности резьбового соединения на сжатие.
Кроме того, предпочтительно, чтобы обжим осуществлялся с конусностью равной или более конусности резьбы. Выполнение обжима с данной конусностью улучшает использование материала заготовки, снижает нагрузки на резьбовой инструмент при нарезке трубного элемента. Тем не менее, обжатие можно также выполнить для получения цилиндрического участка.
В еще одном частном случае профиль резьбы может быть выполнен таким образом, что впадины и вершины зуба резьбы параллельны оси трубы, а зазоры по закладным граням минимальны для условия, когда соединение предназначено на работу на сжатие с усилием не менее 100% от номинального предела текучести материала трубы, или впадины и вершины витков параллельны оси резьбы для условия, а зазоры по закладным граням увеличены, когда соединение предназначено на работу на сжатие с усилием 60- 100% от номинального предела текучести материала трубы.
Причины данного выбора характеристик частного случая технического решения: при зазоре менее 0,15 мм между закладными гранями, сжатие резьбового соединения может приводить к частичному контакту по закладным граням и усилие сжатия начинает распределяться не только на торцевую поверхность уплотнения, но и на боковые поверхности зуба - направляющие грани. Иными словами, происходит разгружение носика - при наложении сжимающих нагрузок на резьбовое соединение из-за конструктивных зазоров в резьбе происходит сначала нагружение (упругая деформация) торцевого герметизирующего узла. 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, чтобы нагрузка от сжимающих напряжений распределилась на упорный герметизирующий узел и боковые поверхности резьбы. Чем меньше зазор между закладными гранями, тем раньше начинается взаимодействие по направляющим граням, и соответственно тем выше характеристики соединения на сжатие.
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 100% от предела текучести металл поверхности торцевого уплотнения находится в области упругой деформации, что обеспечивает отсутствие пластической деформации резьбового соединения в данном уплотнении и, соответственно, обеспечивает сохранение работоспособности всей конструкции в целом.
Однако в ряде случаев для упрощения процедуры изготовления резьбового соединения необходимо иметь увеличенный зазор по направляющим граням. В этом случае эффективность резьбового соединения на сжатие может составлять 60-100% от номинального предела текучести материала трубы в зависимости от конструкции соединения.
Из уровня техники известно, что работоспособность резьбового соединения зависит также и от правильности его сборки. Авторами изобретения предлагается при выборе условий сборки высоконадежного резьбового соединения обсадных и насосно- компрессорных труб руководствоваться следующими требованиями:
1.При сборке соединения радиальные натяги в первом и втором уплотнении выбираются таким образом, чтобы окружные напряжения в концевом участке охватываемого элемента, содержащем уплотнительную поверхность, составляли 60-100% от предела текучести материала охватываемого элемента. Это повышает надежность резьбового соединения. А именно обеспечивает максимальный запас герметичности при сборке соединения, без нарушения условия работы уплотнения в упругой области. При действии комбинированных нагрузок запас герметичности может уменьшаться. Использование системы двух взаимно влияющих уплотнений типа «сфера-конус», отличающейся тем, что натяги уплотнений и радиусы тороидальных участков
R1.di3
удовлетворяют зависимости 1,0 <— dz3 <2,0, позволяет ограничить данное уменьшение.
В результате при наихудшем сочетании нагрузок обеспечивается максимальный эффективный натяг в каждом из уплотнений и соответственно высокий запас герметичности уплотнения в целом.
2.Момент свинчивания, используемый для сборки резьбового соединения, выбирается таким образом, чтобы после сборки соединения осевые напряжения в концевом участке охватываемого элемента, содержащем уплотнительную поверхность, составляли 50-80% от предела текучести материала охватываемого элемента. Данная величина момента препятствует возникновению пластических деформаций при действии на резьбовое соединение сжимающей нагрузки и раскрытию торцевого уплотнения при растяжении. Дополнительно данная величина момента свинчивания ограничивает эффект отжатая уплотнения наружным давлением. В результате для системы двух взаимно влияющих уплотнений типа «сфера-конус», отличающейся тем, что натяги уплотнений и радиусы
Rl’dl3
сфер удовлетворяют зависимости 1,0 < R2.d23 ^2,0, обеспечивается минимальное падение эффективного натяга и связанного с ним запаса герметичности, что повышает надежность резьбового соединения.
Необходимо отметить, что высокая газогерметичность системы двух взаимно влияющих уплотнений типа «сфера-конус», отличающейся тем, что натяги уплотнений и
Rl’dl3
радиусы тороидальных участков удовлетворяют зависимости 1,0 < R2 ,d23 -2,0, позволяет использовать резьбовые соединения собранные как с пониженным, так и с повышенным моментом свинчивания. Отличие момента свинчивания от оптимального (его увеличение или снижение) приводит к уменьшению величины запаса герметичности в уплотнении, при наихудшем сочетании нагрузок. Однако даже уменьшенная величина запаса герметичности достаточна, чтобы обеспечить работоспособность и газогерметичность соединения во всем диапазоне комбинированных нагрузок, соответствующих 100% предельной нагрузки на тело трубы в эквиваленте по фон Мизесу.
Приведенное выше описание конкретной реализации изобретения, показывает что компетенции специалиста в данной области техники достаточно, чтобы разработать резьбовое соединение, содержащее уплотнение из системы двух взаимно влияющих уплотнений типа «сфера-конус», отличающейся тем, что натяги уплотнений и радиусы
Rldl3
тороидальных участков удовлетворяют зависимости 1,0 <— K2—·a—2° <2,0, обладающее 100% эффективностью и высокой надежностью.
Расчеты методом конечных элементов и последующие опытные образцы, свинчиваемые с различными моментами (которые соответственно обеспечивают определенные контактные напряжения по поверхности торцевого уплотнения) показали, что во всем диапазоне комбинированных нагрузок, соответствующих 100% предельной нагрузки на тело трубы в эквиваленте по фон Мизесу, предлагаемое уплотнение работает в области упругой деформации, и обеспечивает повышенную газогерметичность резьбового соединения. Предложенное авторами резьбовое трубное соединение, содержащее два радиальных уплотнения типа «сфера-конус» и торцевое уплотнение изготовлено промышленным способом с использованием известных технологий металлообработки, применяемых в производстве насосно-компрессорных и обсадных труб, как в условиях опытного производства при изготовлений большого количества образцов резьбового соединения для испытаний и исследований, так и в промышленных условиях при освоении производства.
Таким образом, резюмируя предложенные авторами два варианта технического решения, результатом которых является достижение заявленного технического результата (резьбовое соединение типа «Премиум» для обсадных и насосно-компрессорных труб с максимально возможными характеристиками герметичности и повышенной надёжностью для самого широкого диапазона эксплуатационных нагрузок, включая изгибные, сжимающие, комбинированные и циклические нагрузки, и сохраняет свои рабочие характеристики после многократных операций сборки-разборки), можно сформулировать кратко основные параметры этих двух предложенных вариантов, которые приводят к получению идентичных технических результатов.
Это коническое резьбовое соединение с определенными геометрическими характеристиками резьбы с уплотнениями типа «сфера-конус», образованными при взаимодействии двух уплотнительных поверхностей одна их которых содержит два тороидальных участка а на другой расположены ответные конические участки, которые имеют определенные взаимосвязанные геометрические параметры (радиусы тороидальных участков и величины геометрических натягов в уплотнениия, расстояния от торца ниппеля до центров окружностей, соответствующих тороидальным участкам). При этом, все наиболее важные геометрические параметры элементов соединения рассчитаны таким образом, чтобы обеспечить определенный уровень окружных напряжений в охватываемом и охватывающем элементах, а также таких контактных давлений в уплотнениях, чтобы резьбовое соединение сохраняло работоспособность в самых экстремальных условиях эксплуатации:
- заплечик находится под углом не более 20° к нормали к оси трубы, тороидальные участки должны иметь радиусы не менее 10 мм, а ответная коническая уплотнительная поверхность имеет определенную конусность (от менее 1 :6 до цилиндрической поверхности) при этом взаимоотношение радиусов тороидальных участков соответствует
Я1 цЗ
соотношению 1,0 < RZ'Q2J < 2,0 (dl и d2 - радиальные натяги в уплотнении).
- радиусы окружностей, соответствующих тороидальным участкам и их расположение относительно торца ниппеля, взаимосвязаны по следующему принципу: расстояние от плоскости торцевого уплотнения до центра первой окружности 2-10 мм, а радиусы дуг окружности и расстояние между центрами этих окружностей рассчитаны из условия сохранения контакта в первом и втором уплотнении типа «сфера-конус» при следующих эксплуатационных условиях - изгиб соединения на угол не менее 13 °/ 10 м и внутреннее давление среды до 100% от предела текучести материала.

Claims

Формула изобретения
1. Резьбовое соединение нефтепромысловых труб, содержащее охватываемый элемент с конической наружной резьбой и охватывающий элемент с конической внутренней резьбой, при этом охватываемый элемент имеет концевой участок, содержащий радиальную уплотнительную поверхность и торцевой участок с поверхностью заплечика, а охватывающий элемент имеет радиальную уплотнительную поверхность и поверхность заплечика, причем при силовом свинчивании резьбового соединения уплотнительные поверхности входят в герметичный контакт с радиальным натягом и, по крайней мере, часть поверхности заплечика охватываемого элемента находится в осевом контакте с заплечиком охватывающего элемента, отличающееся тем, что радиальная уплотнительная поверхность охватываемого элемента выполнена с двумя последовательно расположенными тороидальными поверхностями, которые при осевом контакте заплечиков образуют с ответной уплотнительной поверхностью охватывающего элемента два уплотнения с радиальными натягами dl и d2
Rl.dl3 соответственно, такими что, выполняется эмпирическая зависимость 1,0 < R 3 <
2,0, где R1 и R2 - радиусы дуг окружностей тороидальных поверхностей в сечении вдоль оси трубы, имеющие численное значение не менее 10 мм, причем заплечики выполнены с углом наклона не более 20° к нормали к оси трубы, а уплотнительная поверхность охватывающего элемента содержит участок с конусностью от 1 :6 до цилиндрической поверхности.
2. Резьбовое соединение по п. 1, отличающееся тем, что радиусы R1 и R2 тороидальных уплотнительных поверхностей лежат в интервале не от 20 до 80 мм.
3. Резьбовое соединение по п. 2, отличающееся тем, что размер в осевом направлении участков тороидальных уплотнительных поверхностей составляет не менее 3 мм и предпочтительно лежит в интервале от 4 до 8 мм.
4. Резьбовое соединение по п. 1, отличающееся тем, что используют предварительно обжатую по диаметру трубу на длине не более 50 мм от торца данной трубы с образованием участка с конусностью, равной или более конусности резьбы, при этом уменьшение внутреннего диаметра трубы не превышает величину 3 мм.
5. Резьбовое соединение по п. 1, отличающееся тем, что толщина концевого участка охватываемого элемента, содержащего уплотнительную поверхность, составляет 60- 80% от толщины стенки охватываемого трубчатого элемента.
6. Резьбовое соединение по п.1, отличающееся тем, что радиус дуги окружности уплотнения, расположенного ближе к торцу трубы, меньше радиуса дуги окружности уплотнения, расположенного дальше от торца охватываемого элемента.
7. Резьбовое соединение по п.1, отличающееся тем, что расстояние от плоскости торцевого уплотнения до центра первой окружности составляет 2-5 мм, а расстояние от плоскости торцевого уплотнения до центра второй окружности составляет 7-12 мм.
8. Резьбовое соединение по п.1, отличающееся тем, что ответная уплотнительная поверхность охватывающего элемента выполнена из нескольких сопряженных участков тороидальной и конической формы, таким образом, что расположенным на охватываемом элементе тороидальным участкам соответствуют различные конусные участки охватывающего элемента с различающейся или совпадающей конусностью от менее 1 :6 до цилиндрической поверхности.
9. Резьбовое соединение по п.1, отличающееся тем, что радиальные натяги dl и d2, удовлетворяющие соотношению 1,0
Figure imgf000030_0001
< 2,0, выбираются из условия, согласно которому окружные напряжения в концевом участке охватываемого элемента, содержащем уплотнительную поверхность, составляют 60-100% от предела текучести материала охватываемого элемента.
10. Резьбовое соединение по п.1, отличающееся тем, что момент свинчивания резьбового соединения выбирается из условия, согласно которому после сборки соединения осевые напряжения в концевом участке охватываемого элемента, содержащем уплотнительную поверхность, составляли 50-80% от предела текучести материала охватываемого элемента.
11. Резьбовое соединение нефтепромысловых труб, содержащее охватываемый элемент с конической наружной резьбой и охватывающий элемент с конической внутренней резьбой, при этом охватываемый элемент имеет концевой участок, содержащий радиальную уплотнительную поверхность и торцевой участок с поверхностью заплечика, а охватывающий элемент имеет радиальную уплотнительную поверхность и поверхность заплечика, причем при силовом свинчивании резьбового соединения уплотнительные поверхности входят в герметичный контакт с радиальным натягом и, по крайней мере, часть поверхности заплечика охватываемого элемента находится в осевом контакте с заплечиком охватывающего элемента, отличающееся тем, что радиальная уплотнительная поверхность охватываемого элемента состоит из двух последовательно расположенных тороидальных поверхностей с профилем в сечении вдоль оси трубы в виде дуги окружности, которые образуют с ответной конической уплотнительной поверхностью охватывающего элемента два уплотнения типа «сфера- конус», при этом расстояние от плоскости торцевого уплотнения до центра первой окружности составляет 2-10 мм, а радиусы дуг окружностей и расстояние между центрами этих окружностей выбирают таким образом, что при полном свинчивании резьбового соединения и изгибе соединения на угол не менее 13 °/ 10 м, а также при наличии внутреннего давления среды до 100% от предела текучести материала изделия, сохраняется контакт и по первому и по второму участкам уплотнения типа «сфера-конус».
PCT/RU2018/000726 2017-11-14 2018-11-07 Резьбовое соединение нефтепромысловых труб WO2019098882A1 (ru)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CA3082776A CA3082776A1 (en) 2017-11-14 2018-11-07 Threaded joint for oilfield pipes
EA202091206A EA039596B1 (ru) 2017-11-14 2018-11-07 Резьбовое соединение нефтепромысловых труб
US16/764,259 US11614185B2 (en) 2017-11-14 2018-11-07 Threaded joint for oilfield pipes
EP18878144.7A EP3712483A4 (en) 2017-11-14 2018-11-07 THREADED FITTING FOR OIL EXHAUST TUBES
CONC2020/0006952A CO2020006952A2 (es) 2017-11-14 2020-06-05 Junta roscada para tuberias de campos de petroleo

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2017139582 2017-11-14
RU2017139582A RU2678785C1 (ru) 2017-11-14 2017-11-14 Резьбовое соединение нефтепромысловых труб с высоким сопротивлением сжатию и комбинированным нагрузкам (варианты)

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2019098882A1 true WO2019098882A1 (ru) 2019-05-23

Family

ID=65273767

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/RU2018/000726 WO2019098882A1 (ru) 2017-11-14 2018-11-07 Резьбовое соединение нефтепромысловых труб

Country Status (7)

Country Link
US (1) US11614185B2 (ru)
EP (1) EP3712483A4 (ru)
CA (1) CA3082776A1 (ru)
CO (1) CO2020006952A2 (ru)
EA (1) EA039596B1 (ru)
RU (1) RU2678785C1 (ru)
WO (1) WO2019098882A1 (ru)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111898215A (zh) * 2020-07-07 2020-11-06 中国石油天然气集团有限公司 一种特殊螺纹油套管密封试验试样选择方法
CN111898215B (zh) * 2020-07-07 2024-05-28 中国石油天然气集团有限公司 一种特殊螺纹油套管密封试验试样选择方法

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
UA122041C2 (uk) * 2017-03-08 2020-08-25 Ніппон Стіл Корпорейшн Нарізне з'єднання для нафтової свердловини
RU195566U1 (ru) * 2019-10-14 2020-01-31 Акционерное общество "Выксунский металлургический завод" (АО "ВМЗ") Высокомоментное резьбовое соединение обсадных труб

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4446806C1 (de) 1994-12-09 1996-05-30 Mannesmann Ag Gasdichte Rohrverbindung
WO2004109173A1 (en) 2003-06-06 2004-12-16 Sumitomo Metal Industries, Ltd. Threaded joint for steel pipes
WO2009060729A1 (en) 2007-11-08 2009-05-14 Sumitomo Metal Industries, Ltd. Threaded joint for steel pipes
WO2012003645A1 (zh) 2010-07-07 2012-01-12 天津天钢石油专用管制造有限公司 石油天然气工业用管螺纹接头
US8882157B2 (en) 2010-09-27 2014-11-11 United States Steel Corporation Connecting oil country tubular goods
RU2604461C1 (ru) * 2015-08-21 2016-12-10 Открытое акционерное общество "Первоуральский новотрубный завод" Резьбовое трубное соединение

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
BE633562A (ru) * 1962-06-26
US4384737A (en) * 1980-04-25 1983-05-24 Republic Steel Corporation Threaded joint for well casing and tubing
SE425261B (sv) * 1981-02-02 1982-09-13 Sandvik Ab Konforbindning vid borrkronor samt borrstang avsedd att anvendas vid en sadan forbindning
FR2868146B1 (fr) * 2004-03-26 2009-01-23 Vallourec Mannesmann Oil Gas F Joint filete tubulaire resistant aux contraintes de flexion
FR2925946B1 (fr) * 2007-12-28 2009-12-11 Vallourec Mannesmann Oil & Gas Joint filete tubulaire etanche et resistant a des sollicitations successives de pressions
MY154419A (en) * 2008-10-20 2015-06-15 Sumitomo Metal Ind Threaded joint for steel pipes
JP5660308B2 (ja) * 2010-06-30 2015-01-28 Ｊｆｅスチール株式会社 鋼管用ねじ継手
US8894101B2 (en) * 2012-09-07 2014-11-25 Vetco Gray Inc. Protected integral metal to metal seal
US10428594B2 (en) * 2013-11-22 2019-10-01 Vetco Gray, LLC Alignment guide feature for metal to metal seal protection on mechanical connections and couplings

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4446806C1 (de) 1994-12-09 1996-05-30 Mannesmann Ag Gasdichte Rohrverbindung
WO2004109173A1 (en) 2003-06-06 2004-12-16 Sumitomo Metal Industries, Ltd. Threaded joint for steel pipes
EA008078B1 (ru) 2003-06-06 2007-02-27 Сумитомо Метал Индастриз, Лтд. Резьбовое соединение для стальных труб
WO2009060729A1 (en) 2007-11-08 2009-05-14 Sumitomo Metal Industries, Ltd. Threaded joint for steel pipes
EA017155B1 (ru) 2007-11-08 2012-10-30 Сумитомо Метал Индастриз, Лтд. Резьбовое соединение стальных труб
WO2012003645A1 (zh) 2010-07-07 2012-01-12 天津天钢石油专用管制造有限公司 石油天然气工业用管螺纹接头
US8882157B2 (en) 2010-09-27 2014-11-11 United States Steel Corporation Connecting oil country tubular goods
RU2604461C1 (ru) * 2015-08-21 2016-12-10 Открытое акционерное общество "Первоуральский новотрубный завод" Резьбовое трубное соединение

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3712483A4

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111898215A (zh) * 2020-07-07 2020-11-06 中国石油天然气集团有限公司 一种特殊螺纹油套管密封试验试样选择方法
CN111898215B (zh) * 2020-07-07 2024-05-28 中国石油天然气集团有限公司 一种特殊螺纹油套管密封试验试样选择方法

Also Published As

Publication number Publication date
EA039596B1 (ru) 2022-02-15
CO2020006952A2 (es) 2020-08-31
EP3712483A4 (en) 2021-03-03
US20200370683A1 (en) 2020-11-26
EA202091206A1 (ru) 2020-08-10
CA3082776A1 (en) 2019-05-23
US11614185B2 (en) 2023-03-28
EP3712483A1 (en) 2020-09-23
RU2678785C1 (ru) 2019-02-01

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP3584484B1 (en) Threaded pipe joint
US5689871A (en) Couplings for standard A.P.I. tubings and casings and methods of assembling the same
US6729658B2 (en) Threaded tubular element for fatigue resistant threaded tubular joint and resulting threaded tubular joint
US7331614B2 (en) Tubular threaded joint with trapezoid threads having convex bulged thread surface
RU2522756C1 (ru) Резьбовое соединение для труб
US8678448B2 (en) Threaded connection
AU2002364980B2 (en) Premium tubular threaded joint comprising at least a threaded element with end lip
US7527304B2 (en) Floating wedge thread for tubular connection
CA2678604C (en) A tight threaded joint of oil field pipes
CA2931087C (en) Threaded joint for heavy-walled oil country tubular goods
US10883319B2 (en) Threaded connection for steel pipe
EA006351B1 (ru) Трубное резьбовое соединение
MX2007008413A (es) Metodos y conexiones para tuberia acoplada.
JP6640347B2 (ja) 鋼管用ねじ継手
RU2661917C1 (ru) Трубное резьбовое соединение
AU2018363846A1 (en) Threaded connection for steel pipe
WO2019098882A1 (ru) Резьбовое соединение нефтепромысловых труб
US20210332917A1 (en) Threaded connection for steel pipe
RU116952U1 (ru) Высокогерметичное резьбовое соединение нефтегазопромысловых труб
RU172778U1 (ru) Муфтовое резьбовое соединение труб
RU74661U1 (ru) Высокогерметичное резьбовое соединение
RU184435U1 (ru) Труба для скважин с высокогерметичным резьбовым соединением
RU2796572C1 (ru) Резьбовое соединение и его применение
CA2706286C (en) A high-tightness threaded joint
US8714600B2 (en) Highly-tight threaded joint

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: 18878144

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 3082776

Country of ref document: CA

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2018878144

Country of ref document: EP

Effective date: 20200615