Резьбовое соединение бурильных труб

Изобретение относится к бурильным трубам, применяемым при высокочастотном алмазном бурении со съемным керноприемником. Техническим результатом является повышение надежности и эффективности функционирования бурильной колонны как при бурении, так и в процессе спускоподъемных операций. Площадь упорного торца муфты резьбового соединения в предельно изношенном состоянии равна площади опасного сечения ниппеля, умноженной на коэффициент оптимального напряжения предварительной затяжки и одновременно площади упорного торца ниппеля, благодаря чему обеспечиваются оптимальные значения основных параметров соединения. 3 ил., 1 табл., 1 пр.

 

Изобретение относится к буровой технике и касается преимущественно бурильных труб, применяемых при высокочастотном алмазном бурении со съемным керноприемником.

Имеется наиболее близкий аналог, принятый за прототип. Это резьбовое соединение бурильных труб NRQ фирмы Boart Longyear /2/.

Особенностью конструкции такого резьбового соединения является наличие двух, наружного и внутреннего, упорных стыков, причем в новом, неизношенном соединении площадь внутреннего стыка всегда меньше площади наружного и напряжение от предварительной затяжки определяется площадью упорного торца ниппеля.

Основным недостатком принятого за прототип резьбового соединения, разработанного фирмой Boart Longyear, является нерациональное соотношение площадей упорных торцов муфты, ниппеля и опасного сечения последнего, что приводит к недостаточной предварительной затяжке соединения, и, как следствие, к снижению его предела выносливости и крутящего момента.

Предел выносливости наиболее точно оценивается по предельному знакопеременному изгибающему моменту (M_пред), и зависит от напряжения предварительной затяжки резьбового соединения /4/. На фиг.1 представлен график зависимости коэффициента влияния на предел выносливости напряжения предварительной затяжки. (K_впз) от коэффициента K_з, которое определяется выражением /3/:

$$K_{впз}=f\left(K_{з}\right),(1)$$

где K_з=σ_з/σ_т - коэффициент напряжения предварительной затяжки соединения;

σ_з - напряжение предварительной затяжки в опасном сечении ниппеля;

σ_т - предел текучести материала ниппеля.

Данный график показывает, что величина K_впз возрастает от значения, при котором соединение имело предел выносливости без предварительной затяжки (на графике положение соответствующее нулю), до максимального значения K_впз=2,80 при K_з=0,66, после чего начинает снижаться.

В резьбовом соединении бурильной трубы NRQ площадь опасного сечения ниппеля составляет 450 мм² и, при условии, что напряжение в упорном торце ниппеля равно пределу текучести, согласно графику его площадь должна составлять 450·0,66=297 мм². Фактически она равна 203 мм², т.е. на 46% меньше необходимой для обеспечения максимального значения M_пред.

В то же время площадь упорного торца муфты в предельно изношенном состоянии составляет 242 мм², что на 19% больше, чем площадь упорного торца ниппеля. Этот излишек площади никак не реализуется, но он и не может реализоваться, так как напряжение от затяжки определяется меньшей площадью упорного торца ниппеля, что указывает на нерациональное использование суммарной площади поперечного сечения данного резьбового соединения.

Кроме того, слишком малая площадь упорного торца ниппеля и упорного торца изношенной муфты резьбового соединения, приводят к известным случаям их деформации при постановке свечи на подсвечник в процессе подъема или на муфту верха колонны при спуске. Нередки также случаи конусообразной деформации торца ниппеля, приводящей к перекрытию внутреннего канала соединения и аварийной ситуации из-за невозможности прохождения керноприемной трубы как при спуске, так и, что особенно опасно, при извлечении ее, наполненной керном, т.е. при подъеме после окончания очередного рейса бурения.

Недостаточный крутящий момент резьбового соединения ограничивает достижение значительных глубин бурения и лишает также возможности надежного функционирования на небольших глубинах, но отличающихся сложными геолого-техническими условиями, связанными с повышенными затратами мощности на вращение и соответственно высокими крутящими моментами.

Задача изобретения состоит в том, чтобы создать резьбовое соединение с оптимальным соотношением геометрических параметров, обеспечивающим максимальные величины крутящего момента и предела выносливости соединения, более высокую прочность его упорных торцов для надежной работы бурильной колонны при бурении и спускоподъемных операциях.

Для решения этой задачи в резьбовом соединении бурильной трубы, состоящем из ниппеля и муфты, с конической резьбой и двумя, наружным и внутренним, упорными стыками, при заданных значениях наружного и внутреннего диаметров соединения, наружного его диаметра в предельно изношенном состоянии, длины резьбы, высоты ее профиля у ниппеля и муфты, площадь упорного торца муфты в предельно изношенном состоянии равна площади опасного сечения ниппеля, умноженной на коэффициент оптимального напряжения предварительной затяжки и одновременно площади упорного торца ниппеля.

Изобретение иллюстрируется чертежами (фиг.2), где изображены: 1 - муфта; 2 - ниппель; 3 - упорный торец муфты; 4 - упорный торец ниппеля; 5 - изнашиваемая часть тела соединения по наружному диаметру.

Отметим, что плоскости опасных сечений ниппеля и муфты находятся вблизи соответственно плоскости наружного и внутреннего упорных стыков (далее стыков). Для удобства расчетов принимаем, что плоскость опасного сечения ниппеля совпадает с плоскостью наружного стыка, а плоскость опасного сечения муфты с плоскостью внутреннего стыка.

Заявляемое изобретение позволяет решить поставленную задачу.

Действительно, имеем следующие исходные параметры резьбового соединения:

D и d - наружный и внутренний диаметры резьбового соединения;

D_и - наружный диаметр резьбового соединения в предельно изношенном состояния;

t_м и t_н - высота профиля резьбы соответственно муфты и ниппеля;

L - длина резьбы.

Имеем также два условия оптимизации остальных параметров резьбового соединения. Первое условие:

$$S_{утм}=S_{осн}\cdot K_{з}(2)$$

где S_утм - площадь упорного торца муфты в предельно изношенном состоянии;

S_осн площадь опасного сечения ниппеля;

K_з - коэффициент напряжения предварительной затяжки резьбового соединения Второе условие:

$$S_{утм}=S_{утн},(3)$$

где S_утм - площадь упорного торца ниппеля.

Требуется, определить следующие параметры резьбового соединения с учетом заданных условий их оптимизации:

D_рнс - наружный диаметр резьбы муфты в плоскости наружного стыка;

D_рвс - наружный диаметр резьбы муфты в плоскости внутреннего стыка;

d_рнс - внутренний диаметр резьбы ниппеля в плоскости наружного стыка;

d_рвс - внутренний диаметр резьбы ниппеля в плоскости внутреннего стыка;

K_р - конусность резьбы.

Примем, что t_м+t_н=a. Тогда согласно условию (2) имеем следующее равенство

После преобразований равенства (4) получаем величину D_рнс из следующего уравнения

$$D_{рис}=B/2+{\left|{\left(B/2\right)}^2-C\right|}^{0,5},(5)$$

где B=2aK_з/(K_з+1);

Определив из выражения (5) наружный диаметр резьбы муфты в плоскости наружного стыка, находим внутренний диаметр резьбы ниппеля в этой же плоскости

Чтобы определить внутренний диаметр резьбы ниппеля в плоскости внутреннего стыка находим сначала выражение площади упорного торца ниппеля

$$S_{утн}=\left(d_{рвс}^2-d^2\right)\mathrm{0,785}(7)$$

и согласно условию (3) имеем

$$\left(d_{рвс}^2-d^2\right)\mathrm{0,785}=\left(D_{и}^2-D_{рнс}^2\right)\mathrm{0,785,}(8)$$

откуда находим внутренний диаметр резьбы ниппеля в плоскости внутреннего стыка

$$d_{рвс}={\left(D_{и}^2-D_{рнс}^2+d^2\right)}^{0,5}(9)$$

Поскольку определены наружные диаметры резьбы ниппеля в плоскостях наружного и внутреннего стыков, определяем конусность резьбы

$$K_{р}=\left(d_{рнс}-d_{рвс}\right)/L(10)$$

Наконец, имея выражение конусности, определяем наружный диаметр наружной резьбы в плоскости внутреннего стыка

$$D_{рвс}=D_{рнс}-L{K}_{р}=D_{рнс}-\left(d_{рнс}-d_{рвс}\right)\cdot L/L=D_{рнс}-d_{рнс}+d_{рвс}(11)$$

Таким образом, все искомые параметры резьбы определены в общем, т.е. в буквенном, виде с учетом исходных данных и заданных условий решения поставленной задачи. Поскольку геометрические параметры резьбового соединения определены с учетом также заданного соотношения площадей упорных торцов муфты ниппеля и его опасного сечения, обеспечивающего оптимальное напряжение предварительной затяжки соединения, крутящий момент и предел выносливости его должны иметь максимальные значения. В этом можно убедиться при решении задачи в численном виде для предлагаемого резьбового соединения и сравнить полученные параметры его с параметрами соединения, принятого за прототип, как это показано в примере реализации изобретения.

Пример реализации предлагаемого изобретения.

Для примера возьмем исходные параметры резьбового соединения, принятого за прототип, т.е. соединения бурильной трубы NRQ:

D=69,90 мм; d=60,30 мм; D_и=69,00 мм; L=41,99 мм; t_м=0,90 мм; t_н=0,95 мм; предел текучести стали σ_т=1000 Мпа; временное сопротивление σ_в=1200 МПа. Принимаем K_з=0,66.

Для определения наружного диаметра резьбы муфты в плоскости наружного стыка вычисляем следующие величины, входящие в уравнение (5):

a=0,90+0,95=1,85 мм;

B=2·1,85·0,66/(0,66+1)=1,47;

C={0,66(1,85²-60,30²)-69,00²}/(0,66+1)=-4312,4

Подставив эти величины в уравнение (5) имеем

D_рнс=1,47/2+|(1,47/2)²+4312,4|^0,5=66,40 мм

Внутренний диаметр ниппеля в плоскости наружного стыка согласно (6)

d_рнс=D_рнс-1,85=64,55 мм.

Из выражения (9) находим внутренний диаметр резьбы ниппеля в плоскости внутреннего стыка

d_рвс=(69,0²-66,4²+60,3²)^0,5=63,15 мм

Конусность резьбы из выражения (10)

K_р=(64,55-63,15)/41,99=0,0334(1:29,94)

Имея конусность, определяем наружный диаметр резьбы муфты в плоскости внутреннего стыка

D_рвс=66,40-41,99·0,0334=65,00 мм

Получив основные параметры резьбового соединения, вычисляем их производные: площади и толщины стенок наружного и внутреннего стыка и опасных сечений ниппеля и муфты, моменты сопротивления при изгибе этих сечений и их толщины стенок, крутящие моменты затяжки резьбового соединения и пределы выносливости соединений в зависимости от их предварительной затяжки и с учетом графика на фиг.1.

Все эти параметры для нового соединения (вариант №1) и двух так называемых контрольных вариантов (№2 и №3) соединений в сравнении с аналогичными параметрами соединения, принятого за прототип, приведены в табл.1.

Таблица 1
Наименование параметров резьбового соединения	Значения параметров резьбового соединения
	Прототипа (NRQ)	Нового и контрольных вариантов*1
№2	№1	№3
1. Диаметры резьбового соединения, мм:
наружный	69,90	69,90	69,90	69,90
внутренний	60,30	60,30	60,30	60,30
2. Запас на износ по наружному диаметру, мм*2	0,9	0,9	0,9	0,9
3. Наружный диаметр резьбы муфты, мм:
в плоскости наружного стыка	66,73	66,50	66,40	66,30
в плоскости внутреннего стыка	64,26	64,90	65,00	65,11
средний посередине длины резьбы	65,5	65,7	65,7	65,7
4. Внутренний диаметр резьбы ниппеля, мм:
в плоскости наружного стыка	64,95	64,65	64,55	64,45
в плоскости внутреннего стыка	62,55	63,05	63,15	63,26
5. Конусность резьбы	1:17	1:26,25	1:29,94	1:35,28
6. Площадь упорного торца муфты, мм2:
новой	340	364	374	385
в предельном состоянии по износу	242	266	275	287
7. Толщина стенки упорного торца муфты, мм:
новой	1,58	1,70	1.75	1,80
в предельном состоянии по износу	1,14	1,25	1,30	1,35
8. Площадь упорного торца ниппеля, мм2:
из условия оптимального напряжения затяжки	297	282	275	268
фактически	203	266	275	287
9. Толщина стенки упорного торца ниппеля, мм:
из условия оптимального напряжения затяжки	1,50	1,45	1,40	1,35
фактически	1,05	1,38	1,40	1,48
10. Площадь опасного сечения, мм2:
ниппеля	450	427	416	406
муфты новой муфты	545	527	519	508
изношенной	447	431	421	410
11. Толщина стенки опасного сечения, мм:
ниппеля	2,32	2,18	2,12	2,08
муфты новой	2,75	2,50	2,45	2,40
муфты изношенной	2,30	2,05	2,00	1,95
12. Момент сопротивления опасного сечения при изгибе, 103 мм3:
ниппеля	6,9	6,6	6,4	6,3
муфты новой	9,8	8,8	8,7	8,4
муфты изношенной	8,1	7,1	7,0	6,8
13. Предельный знакопеременный изгибающий момент (Mпред), Нм:
ниппеля (соединения без предварительной затяжки)*3:	385	368	357	349
муфты новой	1680	508	1490	1440
муфты изношенной	1388	1217	1200	1166
14. Коэффициент напряжения предварительной затяжки резьбового соединения, Kз	0,45	0,62	0,66	0,71
15. Коэффициент влияния напряжения предварительной затяжки на предел выносливости резьбового соединения Kвпз	2,22	2,66	2,80	2,66
16. Предельный знакопеременный изгибающий момент соединения с предварительной затяжкой резьбы (Mпред), Нм:	855	980	1000	940
17. Предельный крутящий момент затяжки резьбового соединения из условия достижения предела текучести материала в упорном торце ниппеля, кНм*4	2,64	3,49	3,57	3,52
18. Предельная глубина скважины, при которой крутящий момент в верхнем конце бурильной колонны достигает предельного крутящего момента затяжки, м*5	2450	3500	3700	3600
19. Предельная растягивающая нагрузка, при которой напряжение в опасном сечении соединения достигает предела текучести, кН*6	447	427	416	406
Примечания:
*1 Основным является вариант №1, поскольку он рассчитан согласно заданным условиям (2) и (3). Контрольные варианты №2 и №3 отличаются тем, что наружный диаметр резьбы муфты в плоскости наружного стыка не рассчитывался, а был принят на ОД мм соответственно больше и меньше, чем в основном, а затем рассчитывались остальные параметры. Сравнение их параметров с параметрами основного варианта позволяет сделать вывод, что последний является оптимальным для данного типоразмера резьбового соединения.
*2 В своем каталоге /1/ фирма Boart Longyear не дает рекомендаций по данному параметру. Величина предельного износа по наружному диаметру соединения принята на основании данных ОАО «Русская буровая компания», многие годы эксплуатирующая бурильные трубы NRQ. При этом средний ресурс бурильной трубы в породах VI-VII категорий по буримости и средней абразивности составляет около 6000 метров или 2000 ч чистого бурения при средней частоте вращения бурильной колонны 1000 об/мин. и механической скорости 3 м/ч.
*3 Согласно работе /6/ предел выносливости гладкого образца для стали с временным сопротивлением σв=1200 МПа равна σ-1=1200·0,40=480 МПа, а коэффициент снижения предела выносливости для муфты за счет концентрации напряжений на ее поверхности /4/ составляет величину (Kσ) д=2,8. В результате, предел выносливости, выраженный в предельном изгибающем моменте, например, для новой муфты резьбового соединения трубы NRQ, составит 480:2,8·9,8·103=1680·103 Нмм=1680 Нм, где 9,8·103 мм3 - момент сопротивления опасного сечения муфты при изгибе. Во всех рассматриваемых вариантах соединений принята резьба с шагом 8,466 мм трапецеидального профиля с отрицательным углом его рабочей стороны. На основании натурных испытаний резьбовых соединений, проведенных ОАО «Завод бурового оборудования», для резьбы такого профиля величина (Kσ) д=8,6. (для резьбы с треугольным профилем и закругленными впадинами он равен 6,3 /5/). Поэтому, например, для ниппеля, т.е. соединения без предварительной затяжки трубы NRQ, предельный изгибающий момент составит 480:8,6·6,9=385 Нм, а для этого же соединения, но с предварительной затяжкой - 385·Kвпз=385·2,22=855 Нм. Здесь ниппель недогружен из-за малой величины Kвпз. У контрольного варианта соединения №2 ниппель при затяжке наоборот перегружен (Kз=0,71 вместо 0,66). Поэтому силу затяжки и соответственно крутящий момент для этого соединения целесообразно принять не по фактической площади (287 мм2) упорного торца ниппеля, как это показано в таблице, а по площади (268 мм2), рассчитанной из условия оптимального напряжения затяжки. Тогда коэффициент Kвпз=2,8 и соответственно Mпред=349·2,8=977 вместо 940 Нм. Для всех сравниваемых вариантов соединений величина Mпред у опасного сечения муфты как новой, так и изношенной, существенно выше, чем у опасного сечения ниппеля, что подтверждается практикой - обрывы колонны практически всегда происходят по опасному сечению ниппеля.
*4 Крутящий момент затяжки определяется из известных зависимостей /1/. Он включает три составляющие: моменты сопротивления силам трения в резьбе, наружном и внутреннем упорном стыках. Например, для резьбового соединения трубы NRQ сумма этих составляющих равна 1,333+0,690+0,617=2,64, а для предлагаемого 1,807+0,933+0,833=3,57 кНм.
*5 Данный параметр получен для следующих условий бурения: Скважина вертикальная, диаметр ее с учетом коэффициента разработки равен 83,6 мм (76·1,10=83,6). Частота вращения 1000 об/мин, осевая нагрузка на алмазную буровую коронку 19,6 кН. Сначала по формуле Кардыша-Окмянского /7/ определялась затрачиваемая мощность на вращение бурильной колонны на данной глубине скважины, а затем соответствующий ей на этой глубине крутящий момент вращения:
Глубина скважины, м	1000	2000	3000	4000
Затраты мощности, кВт	143	238	322	399
Крутящий момент вращения, кНм	1,36	2,27	3,08	3,81
На фиг.3 представлен график зависимости крутящего момента вращения бурильной колонны от глубины скважины в заданных условиях бурения.
*6 Предельная растягивающая нагрузка определялась по минимальной площади опасных сечений ниппеля и муфты при заданном пределе текучести материала бурильных труб. Например, для соединения трубы NRQ минимальной является площадь сечения муфты в изношенном состоянии. Поэтому предельная растягивающая нагрузка составит 447 мм2·1000 H/мм2=447000 Н=447 кН.

Из приведенных в табл.1 данных следует, что резьбовое соединение, выполненное в соответствии с двумя заданными исходными положениями (2) и (3), обладает оптимальным сочетанием геометрических параметров и, в результате, предельный крутящий момент возрастает на 35%, предельная (в заданных условиях бурения) глубина скважины, как следствие, на 48%, а предел выносливости выше на 17%. Площадь упорного торца ниппеля больше на 33, а муфты в предельно изношенном состоянии на 14%, что способствует более надежному функционированию бурильной колонны с применением съемного керноприемника при спускоподъемных операциях с бурильной колонной.

Следует отметить, что в результате несбалансированности геометрических параметров резьба предельная растягивающая нагрузка у соединения бурильных труб NRQ оказалась на 7% выше, чем предлагаемое, что несущественно, так как практически не реализуется.

Действительно, эта нагрузка закономерно возникает в момент начала подъема колонны бурильных труб с предельной глубины скважины (поз.18, табл.1) и фактически будет равна массе колонны (для вертикальной скважины можно принять, что выталкивающая сила промывочной жидкости уравновешивается силой сопротивления трению о стенки скважины). Для колонны NRQ предельная глубина скважины составляет 2450 м. При удельной массе трубы 7,8 кг/м масса колонны на данной глубине равна 19110 кг или 187 кН, что составляет 42% от ее предельной растягивающей нагрузки и, следовательно, преимущество в 7% по предельной растягивающей нагрузке здесь не играет никакой роли.

Для бурильной трубы с предлагаемым резьбовым соединением предельная глубина скважины составляет 3700 м при общей массе колонны 28860 кг или 283 кН в то время, как предельная растягивающая нагрузка равна 416 кН, что вполне достаточно.

Рассмотренный пример реализации показал, что в результате решения поставленной задачи резьбовое соединение бурильных труб благодаря оптимальному сочетанию геометрических параметров имеет преимущества перед прототипом по предельному крутящему моменту и пределу выносливости, обладает более прочными упорными торцами, что в целом обеспечивает более надежное и эффективное функционирование бурильной колонны.

Литература

1. Биргер И.А. Расчет резьбовых соединений. М.: Гос. изд. оборон. пром., 1959, 252 с.

2. Бурильные и обсадные трубы. Сводный каталог продукции. BOART LONGYEAR™. .

3. Лачинян Л.A., Угаров С.А. Конструирование, расчет и эксплуатация бурильных геологоразведочных труб и их соединений. М.: Недра, 1975, 232 с.

4. Лачинян Л.А. Работа бурильной колонны. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Недра, 1992, - 214 с., ил.

5. Сароян А.Е. Теория и практика работы бурильной колонны. - М.: Недра, 1990. - 263 с., ил.

6. Сопротивление материалов, Кинасошвили Р.С. Гл. ред. Физико-математической литературы изд. «Наука», 1968, 384 с.

7. Справочник инженера по бурению геологоразведочных скважин: в 2-х томах / Под редакцией проф. Козловского. - Том 2. - М.: Недра, 1984, 437 с.

Резьбовое соединение бурильной трубы, состоящее из ниппеля и муфты, с конической резьбой и двумя, наружным и внутренним, упорными стыками, при заданных значениях наружного и внутреннего диаметров соединения, наружного его диаметра в предельно изношенном состоянии, длины резьбы, высоты ее профиля у ниппеля и муфты, отличающееся тем, что площадь упорного торца муфты в предельно изношенном состоянии равна площади опасного сечения ниппеля, умноженной на коэффициент оптимального напряжения предварительной затяжки и одновременно площади упорного торца ниппеля, благодаря чему обеспечиваются оптимальные значения основных параметров соединения, в том числе наружного диаметра резьбы муфты в плоскости наружного упорного стыка, определяемого из выражения:
$$D_{рнс}=B/2+{\left|{\left(B/2\right)}^2-C\right|}^{0,5}$$ ,
где B=2aK_з(K_з+1);
$$C=\left|K_{з}\left(a^2-d^2\right)-D_{и}|/\left(K_{з}+1\right)\right|$$ ;
a=t_м+t_н - сумма высот профиля резьбы соответственно муфты и ниппеля;
K_з=σ₃/σ_т=0,66 - коэффициент оптимального напряжения предварительной затяжки соединения;
σ_з - напряжение предварительной затяжки в опасном сечении ниппеля;
σ_т - предел текучести материала соединения;
d - внутренний диаметр соединения;
D_и - наружный диаметр соединения в предельно изношенном состоянии, а также внутреннего диаметра резьбы ниппеля в этой же плоскости d_рвс=D_рнс - а, внутреннего диаметра резьбы ниппеля в плоскости внутреннего упорного стыка $$d_{рнс}={\left(D_{и}^2-D_{рнс}^2+d^2\right)}^{0,5}$$ , конусности резьбы, определяемой из выражения (d_рнс-d_рвс)/L, где L - длина резьбы, и наружного диаметра резьбы муфты в плоскости внутреннего стыка D_рвс=D_рнс-d_рнс+d_рвс.