СОЕДИНЕНИЕ ДЛЯ НАСОСНЫХ ШТАНГ (ВАРИАНТЫ) И СПОСОБ ИХ СБОРКИ
CONNECTION FOR PUMP RODS (VERSIONS) AND PROCEDURE FOR THEIR ASSEMBLY

Область техники
Варианты настоящего изобретения относятся к соединению для насосных штанг и, более конкретно, к соединению для насосных штанг, обладающему улучшенной усталостной прочностью. Изобретение относится также к способу сборки насосных штанг.
Уровень техники
1
8
Насосные штанги представляют собой стержни, обычно изготовляемые из стали или иных материалов и используемые для создания механической связи между наземными и внутрискважинными компонентами штанговой насосной установки. Насосные штанги обычно имеют длину примерно 7-9 м; для того чтобы облегчить функционирование и подъем внутрискважинных компонентов, они снабжаются на концах резьбовыми хвостовиками. Насосные штанги могут соединяться посредством резьбовой муфты или иных резьбовых крепежных деталей, взаимодействующих с резьбовым хвостовиком. Типичные значения диаметра насосных штанг составляют около 15,8 мм (5/8 дюйма), 19 мм (3/4 дюйма), 22,2 мм (7/8 дюйма), 25,4 мм (1 дюйм) и 28,6 мм (1/ дюйма).
Проблема поломки насосных штанг является особенно острой применительно к штангам диаметром 22,2 мм (7/8 дюйма) исполнения D согласно нормативному документу API-11B Американского института нефти (American Petroleum Institute, API). Большинство поломок локализовано в зоне последнего работающего витка резьбы. В известных штангах, в частности имеющих диаметр 22,2 мм (7/8 дюйма) исполнения D, API-11В, используется цилиндрическая резьба, причем диаметр резьбы на хвостовике делается немного меньшим, чем на муфте. Как показано на фиг.1А и фиг.3, в соединении хвостовика и муфты в контакт вступают только несущие нагрузку (рабочие) боковые стороны профиля витков резьбы. Другими словами, натяг в диаметральном направлении (далее - диаметральный натяг) отсутствует. Следовательно, для того чтобы предотвратить расцепление, необходимо обеспечить в соединении значительную деформацию между заплечиками муфты и хвостовика после того, как они вступят в контакт. Эта деформация создает значительное растяжение в осевом направлении в хвостовике и значительное сжатие в осевом направлении в муфте. Данное растяжение в хвостовике известной конструкции складывается с цикличным внешним (усталостным) растяжением, которое возникает, когда штанга функционирует при откачивании нефти из скважины. В результате очень часто суммарное растяжение превышает предел прочности стали и приводит к поломке тела хвостовика в зоне последнего работающего витка резьбы.
Раскрытие изобретения
Чтобы решить проблему разрушения хвостовика, варианты осуществления настоящего изобретения направлены на создание сопряжения насосных штанг, обеспечивающего улучшенную сопротивляемость поломкам, вызванным усталостью.
Один из этих вариантов относится к соединению для насосных штанг, предпочтительно содержащему выполненный на конце стержня соединяемый с муфтой резьбовой хвостовик, усталостная прочность которого увеличена благодаря введению натяга в диаметральном направлении, причем наличие такого натяга существенно уменьшает осевой натяг по сравнению с предшествующими конструкциями. Конкретные варианты настоящего изобретения направлены на создание соединения, которое представляет собой коническое резьбовое соединение (соединение с конической резьбой), в котором используются витки трапецеидальной резьбы с контактом витков по обеим боковым сторонам. В других вариантах предусматривается заплечик, который расположен вблизи последнего рабочего витка резьбы на хвостовике и поверхность которого перпендикулярна оси хвостовика. Муфта также может иметь заплечик, который расположен вблизи начала резьбы и поверхность которого перпендикулярна оси муфты. Обе поверхности вступают в контакт в процессе сборки соединения и обеспечивают точное задание диаметрального натяга.
В одном из вариантов применено коническое резьбовое соединение с трапецеидальной резьбой и с контактом витков резьбы по обеим боковым сторонам. Используемая в соединении резьба предпочтительно имеет от 4 до 10 витков на дюйм, тогда как угол наклона грани выбран в интервале 2°-10° (предпочтительно равным 3°) относительно перпендикуляра к оси соединения. Конусность данного резьбового соединения выбрана в интервале от 1/15 до 1/30 диаметра соединения.
На конце соединения может быть предусмотрен заплечик, имеющий сходную, но не идентичную конструкцию по сравнению с заплечиком в известных соединениях. Благодаря наличию диаметрального натяга обеспечивается значительное снижение натяга в осевом направлении (далее - осевого натяга) и предотвращается разъединение частей соединения. При этом диаметральный натяг обеспечивается за счет того, что трапецеидальный выступ витка одной резьбы входит в трапецеидальную впадину другой резьбы, создавая эффект клина. Другими словами, размер выступа витка резьбы превышает размер впадины витка резьбы.
Используемый далее параметр D, характеризующий усталостную прочность, рассчитывается следующим образом:
где:
ai
S: переменные компоненты основного напряжения,
mi
S: средние компоненты основного напряжения,
Т: минимальная нагрузка на растяжение.
Переменные и средние компоненты рассчитываются с использованием максимальных и минимальных значений нагрузок в рабочем цикле.
Коэффициент D предпочтительно равен или больше 1, что соответствует бесконечному сроку службы по параметру усталостной прочности.
В соответствии с исследованиями, проведенными ранее согласно стандарту API-11BR (API Recommended Practice 11BR, "Recommended Practice for Care и Handling of Sucker Rods", October 1989), содержание которого полностью включено в данное описание посредством ссылки, после того как заплечики вступают во взаимный контакт, перемещение по окружности точки на внешней поверхности заплечика хвостовика составляет 7,14 мм, что подразумевает осевой натяг 0,14 мм. Так, при диаметре заплечика хвостовика, равном 41,3 мм, длина соответствующей окружности составляет 129,75 мм; при шаге резьбы 2,4 мм указанное перемещение по окружности, равное 7,14 мм, дает осевой натяг, равный 0,14 мм.
Таким образом, одна из задач, решаемая настоящим изобретением, состоит в создании соединения для насосных штанг с диаметральным натягом, который минимизирует осевой натяг.
Другая задача заключается в создании подобного соединения на основе конического резьбового соединения с трапецеидальной резьбой и с контактом между витками по их обеим боковым сторонам.
Следующей задачей является уменьшение осевого натяга за счет использования диаметрального натяга.
Еще одной задачей является повышение усталостной прочности соединения за счет использования контакта между витками по их обеим боковым сторонам.
Дополнительная задача состоит в обеспечении малой деформации витков резьбы при соответствующем подборе значений ширины витка и угла профиля резьбы.
Дальнейшей задачей является уменьшение растягивающих напряжений и соответствующих деформаций, которые имеют место в условиях нагрузки на соединение, а также минимизация пластических деформаций с тем, чтобы распределение этих напряжений и деформаций было более однородным, чем в соединении с цилиндрической резьбой. Реализация такой концепции обеспечивает возможность несколько раз осуществить сборку, использование и разборку соединения без утраты им своих основных свойств.
Краткое описание чертежей
На фиг.1 представлено коническое резьбовое соединение.
На фиг.1А представлено традиционное цилиндрическое соединение, обеспечивающее сопряжение между насосной штангой и резьбовой муфтой.
На фиг.1В представлено коническое соединение согласно одному из вариантов изобретения, использующее трапецеидальную резьбу.
Фиг.1C иллюстрирует положение средней линии относительно витков трапецеидальной резьбы по фиг.1В для случая, когда впадины и резьбовые выступы имеют одинаковые размеры.
2
2
2
На фиг.2А и 2В приведены модифицированные диаграммы Гудмана для насосных штанг исполнения D. Данные диаграммы использованы для определения пределов усталости для различных напряжений, включая минимальное и максимальное допустимое напряжения. Первый из использованных циклов нагрузки соответствовал нагрузкам - от 1,8 до 7,2 кг/мм, второй - от 1,8 до 20,7 кг/мм и третий - от 13,5 до 27 кг/мм.
На фиг.3 показаны основные растягивающие напряжения при сборке, соотнесенные с пределом текучести для известного соединения.
На фиг.4А и 4В представлены пластические деформации при сборке и при максимальной нагрузке во время третьего нагрузочного цикла при максимальной нагрузке для известного цилиндрического соединения. В обоих случаях пластические деформации находятся в пределах между (А) и (С).
На фиг.5 приведена диаграмма значений коэффициента D усталостной прочности в пяти различных зонах для известного цилиндрического соединения.
На фиг.6 представлена диаграмма контактных усилий, действующих на витки в цилиндрическом соединении во время сборки и при растяжении, соответствующем максимальной нагрузке в цикле испытаний на усталость.
На фиг.7 показаны три основные ортогональные растягивающие напряжения при сборке, соотнесенные с пределом текучести, для одного из вариантов изобретения при диаметральном натяге 0,20 мм. Основные растягивающие напряжения обозначены, как Ni=1, 2, 3. Относительные значения основного напряжения рассчитываются, как основное растягивающее напряжение/предел текучести (см. также фиг.11).
На фиг.8А и 8В представлены пластические деформации при сборке и при максимальной нагрузке для одного из вариантов изобретения при диаметральном натяге 0,20 мм. Пластическая деформация соответствует уровню (А).
На фиг.9 приведена диаграмма значений коэффициента D усталостной прочности в пяти различных зонах соединения согласно одному из вариантов изобретения при диаметральном натяге 0,20 мм.
На фиг.10 представлена диаграмма контактных усилий, действующих на витки в соединении согласно одному из вариантов изобретения при диаметральном натяге 0,20 мм во время сборки и в случае сложения усилий при сборке с максимальной нагрузкой. Верхняя горизонтальная линия соответствует пределу осевого усилия (5000 кг).
На фиг.11 показаны три основные растягивающие напряжения при сборке, соотнесенные с пределом текучести, для одного из вариантов изобретения при диаметральном натяге 0,10 мм.
На фиг.12А и 12В представлены пластические деформации при сборке и при максимальной нагрузке для одного из вариантов изобретения при диаметральном натяге 0,10 мм. Представленная пластическая деформация соответствует уровню (А).
На фиг.13 приведена диаграмма значений коэффициента D усталостной прочности в пяти различных зонах соединения согласно одному из вариантов изобретения при диаметральном натяге 0,10 мм. Представленная пластическая деформация соответствует уровню (С).
На фиг.14 представлена диаграмма контактных усилий, действующих на витки в соединении согласно одному из вариантов изобретения при диаметральном натяге 0,10 мм во время сборки и в случае сложения усилий при сборке с максимальной нагрузкой. Верхняя горизонтальная линия соответствует пределу осевого усилия (5000 кг).
Осуществление изобретения
Далее будут описаны варианты осуществления изобретения применительно к насосным штангам и, в особенности, к конструкции соединений, используемых при взаимном сопряжении подобных штанг.
Как показано на фиг.1, резьбовое соединение, обеспечивающее сопряжение между насосной штангой и резьбовой муфтой в соответствии с одним из вариантов изобретения, содержит резьбовой охватывающий конец 20 (т.е. муфту) и резьбовой охватываемый конец 40 (т.е. хвостовик), каждый из которых имеет, по существу, коническую поверхность (22 и 42 соответственно). Данные конические поверхности 22, 42 муфты и хвостовика предпочтительно имеют конусность в пределах 1/15-1/30 относительно диаметра муфты и хвостовика соответственно. Эти конические поверхности 22, 42 снабжены резьбой. Как показано на фиг.1В, витки 100 каждой резьбы имеют внутренний диаметр, по которому индивидуальный виток резьбы примыкает к соответствующей поверхности хвостовика или муфты, и наружный диаметр, соответствующий вершине индивидуального витка. При таком выполнении рядом с каждым резьбовым выступом располагается впадина 102.
Будучи полностью свинченными, охватывающий конец 20 и охватываемый конец 40 стыкуются на заплечике 30, как это показано на фиг.1.
Предлагаемое соединение, являясь коническим резьбовым соединением с диаметральным натягом, не требует столь значительных осевых натягов, которые необходимы в известных резьбовых соединениях. С использованием для рассматриваемого соединения модели конечных элементов были проанализированы два значения осевого натяга (0,10 мм и 0,05 мм); по результатам анализа было принято меньшее из этих значений.
Свойства материала применительно к исполнению D задаются нормативным документом API-11B. Приемлемый материал должен обладать упругой пластичностью, мультилинейным повышением твердости при закалке с ассоциированной пластичностью в соответствии с критерием текучести по Мизесу и изотропным отверждением. Примером материала, характеризующегося линейной деформацией в области ниже предела упругости, является сталь. При превышении предела упругости имеет место пластическая деформация, приводящая к остаточной деформации.
В приводимой далее Таблице отражены сводные результаты для пяти проанализированных вариантов. Начиная с анализа базовой конструкции (соответствующей коническому резьбовому соединению, трапецеидальным виткам и контакту по обеим боковым сторонам 104 витков 100 - см. фиг.1B), было рассмотрено влияние различных переменных, таких как осевой натяг в области заплечика, диаметральный натяг, ширина резьбового выступа и угол профиля.
В каждом из пяти рассмотренных вариантов диаметральный натяг определяется по результатам измерения среднего диаметра витка на хвостовике и среднего диаметра витка на муфте с определением разности указанных диаметров. При этом положительное значение диаметрального натяга означает, что средний диаметр витков на хвостовике превышает средний диаметр витков на муфте.
Однако может иметь место и натяг по впадинам. Другими словами, наружный диаметр витков хвостовика может превышать внутренний диаметр витков муфты.
Ширина Y витка в каждом варианте измеряется по средней линии каждого витка 100, как это показано на фиг.1C. Угол γ наклона грани витка измеряется между его боковой стороной и линией, перпендикулярной оси, как это показано на фиг.1В.
Характеристики рассмотренных вариантов
К-во витков на дюйм (на 25,4 мм)
Угол наклона грани (для обеих боковых сторон)
Осевой натяг
Диаметральный натяг
Вар.1
8
7°
0,10 мм
0,20 мм
Вар.2
8
7°
0,05 мм
0,20 мм
Вар.3
8
7°
0,05 мм
0,05 мм
Вар.4
6
3°
0,05 мм
0,20 мм
Вар.5
6
3°
0,05 мм
0,10 мм
2
Предел текучести: 59,77 кг/мм (предел текучести при выполнении D, соответствующий началу пластической деформации).
Анализ результатов для пяти вариантов
Следует отметить, что на диаграммах, представленных на фиг.6 и иллюстрирующих усилия, приложенные к виткам резьбы хвостовика, виток 1 - это виток, наиболее удаленный от заплечика.
Вариант 1
Данная конструкция представляется менее желательной в двух аспектах: в структурном аспекте (деформирование витков) и в аспекте усталости (соответствующий коэффициент D имеет преобладающие отрицательные значения). Значение коэффициента D указывает на неэффективность в зонах, где максимальное основное напряжение является более высоким, причем такая ситуация является следствием осевого натяга. Пластическая деформация витков обусловлена диаметральным натягом и выбором угла наклона грани, равного 7°.
Вариант 2
Выдвинутая гипотеза о том, что уменьшение осевого натяга улучшает распределение напряжений и, следовательно, коэффициент D, характеризующий усталость, подтверждена. Однако все еще остаются проблемы пластической деформации витков.
Вариант 3
Хотя полученные в этом случае результаты - как в структурном отношении, так и в отношении усталости - представляются хорошими, диаметральный натяг представляется слишком малым, поскольку он близок к допуску на изготовление, который составляет около 0,05 мм на деталь. Следовательно, задание диаметрального натяга 0,05 мм практически означает, что он может составлять как 0,10 мм, так и 0,00 мм.
Вариант 4
Полученные в этом случае результаты - как в структурном отношении, так и в отношении усталости - представляются хорошими. С учетом допусков на изготовление соединения анализ был повторен для значения диаметрального натяга 0,20 мм, которое рассматривалось в качестве номинального значения для данного натяга.
Вариант 5
В этом случае было рассмотрено меньшее значение диаметрального натяга. Полученные результаты представляются хорошими для обоих значений натяга. Заданный интервал совместим с допусками на изготовление.
Фиг.1А и 1В, а также 2А и 2В уже были рассмотрены выше. На фиг.3-14 представлены сравнительные результаты для двух конструкций, убедительно демонстрирующие преимущества конического соединения по сравнению с цилиндрическим. Термин "требуемый крутящий момент" используется при рассмотрении фиг.3-14 для обозначения конкретного крутящего момента, который нужно приложить после вступления заплечиков 30 во взаимный контакт (см. фиг.1), для обеспечения заданного осевого натяга. На чертежах иллюстрируются основные напряжения, действующие во время затягивания резьбы, а также эквивалентные пластические деформации и результирующие усилия, действующие на витки резьбы на хвостовике, а также коэффициент усталости D, рассчитанный для некоторых случаев, рассматриваемых как критические. С учетом упомянутых допусков на изготовление испытания были проведены применительно к двум значениям диаметрального натяга, а именно большего (0,20 мм, случай А) и меньшего (0,10 мм, случай В). Результаты в обоих случаях были сходными. Фиг.3, 7 и 11 иллюстрируют уменьшение значений основного напряжения с исчезновением зон I высокого напряжения, локализованных между заплечиками и последним витком резьбы, взаимодействующим с хвостовиком. При этом происходит улучшение усталостных показателей благодаря уменьшению осевого натяга.
Что касается пластической деформации, фиг.8А и 8В и 12А и 12В показывают, что в коническом соединении остаточные деформации незначительны, существует только пластическое напряжение, тогда как при диаметральном натяге 0,10 мм (см. фиг.12А и 12В) остаточные деформации почти полностью отсутствуют. Остаточные деформации в цилиндрическом соединении (см. фиг.4) намного более значительны и охватывают область последнего витка, взаимодействующего с хвостовиком, в которой происходит большинство поломок.
Коэффициент D усталостной прочности (который должен превышать 1 при бесконечном сроке службы соединения в отношении усталости) применительно к коническому соединению имеет более высокие значения (см. фиг.5, 9, и 13).
В заключение следует отметить, что результирующие усилия, действующие на витки резьбы хвостовика в коническом соединении (фиг.10 и 14), ниже аналогичных усилий в цилиндрическом соединении (фиг.6), что объясняется уменьшенным осевым натягом.
Хотя в данном описании были представлены, описаны и обоснованы главные отличительные особенности настоящего изобретения, должно быть понятно, что специалисты в соответствующей области техники могут предложить различные замены, подстановки и изменения деталей представленного соединения, не выходящие за пределы изобретения. Соответственно, объем изобретения не ограничивается данным описанием, а определяется прилагаемой формулой изобретения.