РЕЗЬБОВОЕ СОЕДИНЕНИЕ ТРУБ
THREADED PIPE JOINT

Изобретение относится к буровой технике и касается преимущественно бурильных и обсадных труб.
Известен наиболее близкий аналог, принятый за прототип, «Резьбовое соединение труб», авторское свидетельство №1550078 /1/.
Отличительной особенностью такого соединения является то, что с нерабочей стороны профиля резьбы его деталей выполнена винтовая выемка с постоянной шириной и переменной глубиной, увеличивающейся в сторону упорного стыка. В результате повышается надежность соединения за счет более равномерного распределения напряжений по виткам резьбы.
Однако такое соединение имеет два недостатка.
Во-первых, неизвестно какова должна быть ширина выемки. Если она слишком велика, то при затяжке резьбы ее витки, в особенности у упорного стыка, где глубина выемки максимальна, могут быть срезаны. В случае, когда ширина выемки, наоборот, мала, податливость витков будет недостаточной, чтобы обеспечить более равномерное распределение осевой нагрузки по длине резьбы от затяжки.
Во-вторых, данное решение не может быть использовано для так называемого 2-упорного резьбового соединения, т.е. соединения, имеющего наружный и внутренний упорный стык.
Задача изобретения состоит в повышении прочности резьбового соединения как с одним, так и с двумя упорными стыками путем наиболее равномерного распределения осевой нагрузки от затяжки по длине резьбы.
Для решения этой задачи в резьбовом соединении труб, содержащем две детали - ниппель и муфту, образующие наружный упорный стык и имеющие выполненную по винтовой линии резьбы с нерабочей стороны ее профиля выемку с постоянной шириной и максимальной глубиной в начале первого витка резьбы у упорного стыка, ширина m образующегося при выполнении выемки выступа, прилегающего к рабочей стороне профиля резьбы, определяется выражением:
o
о
m=S·к/π·D,
o
где S- площадь опасного сечения детали резьбового соединения;
о
к - коэффициент, учитывающий долю осевой силы затяжки соединения, приходящуюся на ближайший к упорному стыку виток резьбы;
D - средний диаметр резьбы детали соединения.
Кроме того, при наличии в резьбовом соединении второго внутреннего упорного стыка глубина выемки имеет максимальное значение в начале первого витка резьбы у каждого упорного стыка соединения, уменьшаясь до нулевого значения к середине длины резьбы.
Изобретение иллюстрируется чертежами, где изображены:
фиг.1 - резьбовое соединение с одним наружным упорным стыком: 1 - Ниппель, 2 - муфта, 3 - наружный упорный стык, 4 - выемка.
фиг.2 - резьбовое соединение с двумя упорными стыками: 1 - ниппель, 2 - муфта, 3 - наружный упорный стык, 4 - внутренний упорный стык, 5 - выемка.
Резьбовое соединение с одним упорным стыком (фиг.1) имеет на резьбе ниппеля выемку 4, образующую выступ шириной m. Глубина выемки имеет максимальное значение в начале первого витка резьбы у упорного стыка, уменьшаясь до нулевого значения к противоположному концу резьбы.
Резьбовое соединение с двумя упорными стыками, наружным и внутренним, (фиг.2), имеет на резьбе ниппеля выемку 5, образующую выступ шириной m. Глубина выемки имеет максимальное значение в начале первого витка резьбы у каждого упорного стыка соединения, уменьшаясь до нулевого значения к середине длины резьбы.
Заявляемая конструкция резьбового соединения труб позволяет решить поставленную задачу.
зат
Действительно, прочность резьбового соединения определяется предельной величиной силы затяжки Q, которая для соединений с упорными стыками принимается равной /2/
<mrow><msub><mi>Q</mi><mrow><mi>з</mi><mi>а</mi><mi>т</mi></mrow></msub><mo>=</mo><msub><mi>S</mi><mi>о</mi></msub><mo>⋅</mo><mn>0,6</mn><msub><mi>σ</mi><mi>т</mi></msub><mo>,</mo><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mrow><mo>(</mo><mn>1</mn><mo>)</mo></mrow></mrow>
где 0,6 - величина, обратная коэффициенту запаса прочности (1/0,6=1.66,),
т
σ - предел текучести материала деталей резьбового соединения.
Площадь сечения в основании выступа витка, образованного выемкой, равна
<mrow><msub><mi>S</mi><mi>в</mi></msub><mo>=</mo><mi>m</mi><mo>⋅</mo><mi>π</mi><mo>⋅</mo><mi>D</mi><mo>.</mo><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mrow><mo>(</mo><mn>2</mn><mo>)</mo></mrow></mrow>
сд
Сила сдвига (среза) выступа витка Q равна произведению площади его основания на напряжение сдвига
<mrow><msub><mi>Q</mi><mrow><mi>с</mi><mi>д</mi></mrow></msub><mo>=</mo><msub><mi>S</mi><mi>в</mi></msub><mo>⋅</mo><mi>τ</mi><mo>=</mo><mi>m</mi><mo>⋅</mo><mi>π</mi><mo>⋅</mo><mi>D</mi><mo>⋅</mo><mi>τ</mi><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mrow><mo>(</mo><mn>3</mn><mo>)</mo></mrow></mrow>
или
<mrow><msub><mi>Q</mi><mrow><mi>с</mi><mi>д</mi></mrow></msub><mo>=</mo><mi>m</mi><mo>⋅</mo><mi>π</mi><mo>⋅</mo><mi>D</mi><mo>⋅</mo><mn>0,6</mn><msub><mi>σ</mi><mi>т</mi></msub><mo>,</mo><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mrow><mo>(</mo><mn>4</mn><mo>)</mo></mrow></mrow>
т
где τ - напряжение сдвига (τ=0,6σ).
сд
о
зат.
Поскольку величина Q=к·Q, то с учетом выражений (1) и (4) получаем равенство
<mrow><mi>m</mi><mo>⋅</mo><mi>π</mi><mo>⋅</mo><mi>D</mi><mo>⋅</mo><mn>0,6</mn><msub><mi>σ</mi><mi>т</mi></msub><mo>=</mo><msub><mi>к</mi><mi>о</mi></msub><mo>⋅</mo><msub><mi>S</mi><mi>о</mi></msub><mo>⋅</mo><mn>0,6</mn><msub><mi>σ</mi><mi>т</mi></msub><mo>,</mo><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mrow><mo>(</mo><mn>5</mn><mo>)</mo></mrow></mrow>
откуда:
<mrow><mi>m</mi><mo>=</mo><msub><mi>к</mi><mi>о</mi></msub><mo>⋅</mo><msub><mi>S</mi><mi>о</mi></msub><mo>/</mo><mi>π</mi><mo>⋅</mo><mi>D</mi><mo>.</mo><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mtext> </mtext><mrow><mo>(</mo><mn>6</mn><mo>)</mo></mrow></mrow>
При ширине выступа m согласно выражению (6) напряжение сдвига от затяжки в сечении первого  упорного стыка витка резьбы обеспечивает максимально допустимую податливость его с запасом прочности 1,66. Увеличение или уменьшение ширины выступа по отношению к полученной приведет соответственно к недостаточной податливости или к опасности среза витка.
Пример реализации предлагаемой конструкции резьбового соединения рассмотрим применительно к 2-упорному резьбовому соединению обсадных труб ниппельного соединения диаметром 73 мм (тип П) по ГОСТ Р 51682-2000. Механические свойства материала деталей соединения соответствуют группе прочности M.
Основные параметры резьбового соединения:
- средний диаметр резьбы ниппеля  D=67,25 мм;
- внутренний диаметр ниппеля  d=62,00 мм;
o
- внутренний диаметр резьбы в опасном сечении ниппеля D - 66,50 мм;
о
- ширина основания витка резьбы ниппеля m=1,95 мм.
о
о
Согласно исследованиям, приведенным в работах /2/ и /3/, доля осевой нагрузки от затяжки резьбовых соединений с упорным стыком, т.е. значение коэффициента к, колеблется в пределах 0,4-0,50. Принимаем для нашего примера к=0,45. Для получения более точного значения этого коэффициента может быть использована методика, изложенная в работе/3/.
Площадь опасного сечения ниппеля равна
<mrow><msub><mi>S</mi><mi>о</mi></msub><mo>=</mo><mrow><mo>(</mo><mrow><msubsup><mi>D</mi><mi>о</mi><mn>2</mn></msubsup><mo>−</mo><msup><mi>d</mi><mn>2</mn></msup></mrow><mo>)</mo></mrow><mn>0,785</mn><mo>=</mo><mrow><mo>(</mo><mrow><msup><mrow><mn>66,5</mn></mrow><mn>2</mn></msup><mo>−</mo><msup><mrow><mn>62,0</mn></mrow><mn>2</mn></msup></mrow><mo>)</mo></mrow><mn>0,785</mn><mo>=</mo><mn>454</mn><mtext> </mtext><mi>м</mi><msup><mi>м</mi><mn>2</mn></msup></mrow>
.
Согласно выражению (6) имеем
m=0,45·454·/3,14·67,25=0,97 мм.
в
Следовательно, ширина выемки m, образующей выступ, будет равна
в
о
m=m-m=1,95-0,97=0,98 мм.
Для оценки эффективности применения такой выемки в рассматриваемом резьбовом соединении в СКБ «Геотехника» были проведены экспериментальные исследования натурных образцов соединений данного типоразмера.
Сравнивались два варианта соединения диаметром 73 мм с двумя упорными стыками - с обычной резьбой и с резьбой, в которой (см. фиг.2) была выполнена выемка шириной 0,98 мм и, следовательно, ширина выступа составляла m=1,95-0,98=0,97 мм.
Критерием эффективности был принят предельный крутящий момент затяжки, который может выдержать соединение, т.е. момент, при котором напряжение от затяжки достигает предела текучести материала деталей соединения.
Предельное состояние оценивалось моментом, при котором в результате остаточных деформаций наружный диаметр муфты (конца трубы с внутренней резьбой) соединения вблизи ее упорного торца увеличился на 0,1 мм.
Испытывалось по три образца соединения каждого варианта. Средние значения параметров, полученные в результате экспериментов по каждому варианту соединения, приведены в табл.1.
Таблица 1
Вариант резьбового соединения
Диаметр, мм
Предельный крутящий момент
Дуга поворота деталей при М<sub>кр</sub>=1000 Н∙м
Наружный муфты
Внутренний ниппеля
Н∙м
%
мм
%
Два упорных стыка, резьба с полным профилем
73,35
62,20
3080
100
6
100
Два упорных стыка, резьба с выемкой с нерабочей стороны профиля
73,15
62,30
3920
127
8
133
Как следует из табл.1, предельный крутящий момент у заявляемой конструкции резьбового соединения на 27% выше, чем у обычного с резьбой без выемки. Дуга поворота деталей такого соединения относительно друг друга при одном и том же крутящем моменте (1000 Н∙м) оказалась на 33% выше, что обусловлено более высокой податливостью витков, имеющих выемку по винтовой линии профиля резьбы с образованием выступа m=0,97 мм.
Рассмотренный пример реализации показывает, что статическая прочность заявляемого резьбового соединения при прочих равных условиях существенно выше соединения с обычной стандартной резьбой, и поскольку это обусловлено повышением момента затяжки соединения, то такое соединение имеет соответственно более высокий предел выносливости и показатель безотказности при знакопеременных нагрузках /2/.
Библиография.
1. Лачинян Л.А., Тютюнов В.Д. Резьбовое соединение труб: А.с. СССР №1550078 1987.
2. Лачинян Л.А., Угаров С.А. Конструирование, расчет и эксплуатация бурильных геологоразведочных труб и их соединений. М.:, »Недра», 1975. 232 с.
3. Биргер И.А. и др. Расчет на прочность деталей машин: Справочник - 4-е изд., перераб. и доп. - M.: Машиностроение, 1993. - 640 с.: ил.