книги из ГПНТБ / Щербюк, Н. Д. Резьбовые соединения труб нефтяного сортамента и забойных двигателей

где бм и бт — толщина стенки муфтовой и ниппельной частей со­ единения в середине рабочей длины резьбы.

Для резьбовых соединений с углами профиля 30, 60 и 90° фор­ мулу (IV.11) можно записать

При определении крутящих моментов свинчивания по форму­ лам ( IV. 12), (IV. 13) и (IV. 14) необходимо учитывать уменьшение натяга в результате приработки резьбы [см. формулу (IV. 1)]. Кру­ тящий момент свинчивания зависит от многих факторов: качества смазки, шероховатости поверхности, зазоров в резьбе и т. д.

201

окружных напряжений a t по длине свинчивания и соответствующих им деформаций от натяга установлено фактическое значение диа-

r fA K

<э, кгс/ммг

Рис. 91. Уменьшение осевого натяга Н и окружных напряжений a t (в середине длины резьбы) в зависи­ мости от количества свинчиваний соединения с резь­ бой 3-147.

202

окружные напряжения уменьшаются. Интенсивность уменьшения натяга больше уменьшения окружных напряжений.

На рис. 91 представлено уменьшение осевого натяга и окруж­ ных напряжений (в середине длины свинчивания) в процессе мно­

уменьшение натяга при свинчивании соединения II I с минимальны­ ми отклонениями конусности. В соединении II, с замыканием по меньшему диаметру конуса, уменьшение натяга менее интенсивно, чем в соединении /. Однако, вследствие больших удельных давле­ ний, на первых витках резьбы образуются кольцевые риски, кото­

где Мир определяют по формулам (II.7) и (11.9).

Дополнительное напряжение растяжения в ниппеле (перевод­ нике) в случае ликвидации прихвата инструмента

где Р — усилие натяжения инструмента; kB— коэффициент внеш­ ней нагрузки, определяемый по формуле (11.39).

При свинчивании резьбового соединения должно быть соблю­ дено условие

где п принимают равным 1,5.

ИССЛЕДОВАНИЕ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ КОРПУСОВ ТУРБОБУРОВ НА ПРОЧНОСТЬ

Определение оптимального крутящего момента свинчивания

Одним из наиболее важных факторов, влияющих на прочность резьбовых соединений, является действие в опасном сечении нип­ пеля растягивающего напряжения, возникающего при свинчивании соединения. Помимо этого в процессе бурения в резьбовых соеди­ нениях возникают переменные циклические напряжения изгиба

203

вследствие радиальных вибраций, прогиба бурового инструмента и др. Среднее напряжение цикла в этом случае определяется кру­ тящим моментом свинчивания резьбового соединения, оптимальное значение которого существенно влияет на повышение прочности соединения.

А. И. Якушев [43] выяснил влияние среднего напряжения цикла на предельную амплитуду изгибающих моментов на болтах из ле­ гированных и углеродистых сталей. В большей степени это влияние сказывается на болтах из легированных сталей и в меньшей — из углеродистых.

Коническое резьбовое соединение турбобуров отличается от обычных болтовых соединений, поэтому требует дополнительного

с механическими свойствами после термообработки: предел проч­ ности 904-100 кгс/мм2, предел текучести 804-85 кгс/мм2, относи­ тельное удлинение 134-15%, относительное сужение 454-50%, ударная вязкость 124-14 кгс-м/см2, твердость НВ 286.

Напряжения в деталях резьбового соединения эксперименталь­ но определяли проволочными тензодатчиками сопротивления и ап­ паратурой статической и динамической тензометрии. Для выясне­ ния взаимного влияния ниппеля и муфты на прочность резьбового соединения, предварительно затянутого с различными Л4кр, к соеди­

ленном резьбовом соединении максимальные напряжения изгиба возникают в опасном сечении ниппеля, минимальные-— муфты. При увеличении крутящего момента свинчивания (до 700 кгс-м) происходит благоприятное перераспределение напряжений в муфте и ниппеле резьбового соединения: в ниппеле — уменьшение, а в муфте — увеличение.

Возрастание крутящего момента свинчивания с 700 до 2500 кгс-м практически не влияет на величину амплитудного на­ пряжения изгиба. Следовательно, увеличивая крутящий момент свинчивания сверх его оптимальной величины, можно только сни­ зить сопротивление ниппеля переменным изгибающим нагрузкам, так как асимметрия цикла для него все больше смещается в сто­ рону растяжения. Для определения оптимального крутящего мо­ мента свинчивания проведены испытания на знакопеременный изгиб натурных образцов соединений турбобуров диаметром 172 мм с резьбой М К 156Х 5,5Х 1 :32, свинченных с крутящими моментами 700, 1000, 1500, 2000 и 2500 кгс-м, с применением смазки с метал­ лическими наполнителями типа Р-416. Для предотвращения раз­ рушения муфты (корпуса) соединения в опасном сечении (/— IV,

204

рис. 92) впадины резьбы упрочняли обкаткой роликами. Осевой натяг в соединениях равен 3,44-3,6 мм. Средние напряжения цикла при коэффициенте трения в резьбе 0,09 составили соответственно

рис. 94 зависимость предела выносливости от крутящего момента свинчивания.

Анализируя результаты экспериментов, можно сделать вывод, что при свинчивании соединений турбобуров диаметром 172 мм с резьбой МК 156x5,5 Х 1 : 32 необходимо задавать напряжение за­ тяжки 03ат= О,ЗсГт.

205

Рис. 93. Кривые усталости резьбового соединения с резьбой МК156Х5.5Х1 : 32 турбобура диаметром 172 мм при их закреплении с М„р.

Рис. 94. Зависимость предела выносливости от крутящего момента свинчивания (напряжения за­ тяжки) резьбового соединения с резьбой МК156Х Х5,5Х1 : 32 турбобура диаметром 172 мм.

Повышение усталостной прочности резьбовых соединений

Повышение усталостной прочности резьбовых соединений дости­ гается следующими способами:

1)введением разгружающих зарезьбовых канавок;

2)применением угла профиля 90°;

206

Зарезьбовые разгружающие канавки положительно влияют на усталостную прочность замковых резьбовых соединений утяжелен­

рых конструкциях турбобуров диаметром 172 мм. Образцы резь­ бовых соединений закрепляли с крутящим моментом свинчивания 1500 кгс •м, применяя смазку, и с металлическими наполнителями типа Р-416.

На рис. 96 представлены кривые выносливости резьбовых соеди­ нений /, II, III, IV, V и VI. Предел выносливости выражен допу-

207

стимыми изгибающими моментами. У образцов с резьбой МК156х5,5х1 : 32 все разрушения происходили по опасному сече­ нию резьбы корпуса (муфты), т. е. в первых двух витках резьбы, находящихся в сопряжении. Исключение составляет соединение III, разрушавшееся по опасному сечению резьбы переводника (ниппе­ ля). В этих соединениях для определения эффективности направ­ ляющего пояска впадины резьбы корпуса предварительно обкаты­ вали роликами.

Р и с . 9 6 . К ривы е у ст а л о ст и р езь б о в ы х соеди н ени й .

1 — М К 1 5 6 x 5 , 5 x 1 : 3 2 — б е з р а з г р у ж а ю щ е й з а р е з ь б о в о й к а ­ н а в к и ; 2 — М К 1 5 6 X 5 , 5 X 1 : 3 2 — с н а п р а в л я ю щ и м п о я с к о м у у п о р н о г о у с т у п а н и п п е л я ; 3 — М К 1 5 6 X 5 ,5 Х 1 : 3 2 — с р а з г р у ­

к о й в м у ф т е и л и н и п п е л е ; 6 — С К 9 0 / 1 5 6 Х 7 Х 1 : 32 с р а з г р у ­ ж а ю щ и м и з а р е з ь б о в ы м и к а н а в к а м и в н и п п е л е и м у ф т е .

Соединения с резьбой СК 90/156Х 7Х1 :32 разрушались как по опасному сечению корпуса, так и по опасному сечению перевод­ ника. Это свидетельствует о примерной равнопрочности деталей резьбового соединения. После введения в конструкцию соединения с резьбой СК 90/156Х 7 Х 1 : 32 зарезьбовых разгружающих кана­ вок: только в резьбу муфты или ниппеля разрушение происходи­ ло по опасному сечению детали, не имеющей канавки.

Анализируя результаты испытаний, представленные на рис. 96, можно сделать вывод о влиянии зарезьбовых разгружающих кана­ вок, угла профиля резьбы 90° и направляющего пояска у упорного уступа ниппеля на повышение усталостной прочности резьбового соединения, выполненного на тонкостенных деталях (муфта — нип­ пель).

208

1. Введение зарезьбовых разгружающих канавок в муфту и ниппель в соединение с резьбой МК.156х5,5х1 : 32 повысило уста­

соединений турбобура диаметром 195 мм с резьбой РК Т177Х 5,08Х

(0,1455).

На рис. 97 представлены результаты испытаний резьбовых сое­ динений с резьбой РКТ177 и МК477. Увеличение радиуса закруг­ ления впадины резьбы с 0,5 до 0,85 мм повысило предел выносли­ вости на 17%.

Обкатка впадин резьбы роликами широко применяется для по­ вышения усталостной прочности резьбовых соединений. Для выяв­ ления влияния обкатки впадин резьбы МК156х5,5х1 :32 провели стендовые испытания натурных образцов соединений на знакопе­

резьбового соединения на 50%.

209

Распределение осевых и окружных напряжений по длине свинчивания соединения

При закреплении конического резьбового соединения крутящим

•моментом свинчивания в муфте и ниппеле по длине резьбы возни­ кают осевые Оо и окружные стг напряжения. Для определения на­ пряжений от затяжки Мкр= 1500 кгс-м в соединении с резьбой МК156х5,5х1 :32 в шести точках на наружной поверхности муф­ ты, внутренней поверхности ниппеля и в канавке резьбы ниппеля шириною 12 мм, прорезанной вдоль образующей конуса, разме­ стили проволочные тензодатчики.

На рис. 98 представлен характер распределения напряжений сто

лo t по длине свинчивания.

Врезультате внецентренного приложения осевой нагрузки по

упорному уступу ниппеля (точка А, см. стр. 75) и упора в первый виток резьбы происходит изгиб ниппеля по шейке на расстоянии примерно 50 мм от упорного уступа. Осевые напряжения на на­

крутящего момента свинчивания.

Для выявления зависимости осевых напряжений от крутящего

дольной канавке ниппеля (рис. 99).

Первые показания тензодатчиков записывали при закреплении резьбового соединения с величиной осевого натяга 3,6 мм. Зазор по торцам 0,7 мм. Последующие замеры производили при прило­ жении Мкр = 700, 1000, 1500, 2000 и 2500 кгм. Характерной яв­ ляется линия пересечения осевых напряжений на внутренней по­

резьбового соединения на величину натяга, кривые распределения осевых напряжений пересекаются с осью абсцисс в одной точке. Это свидетельствует об отсутствии осевых усилий при свинчива­ нии резьбового соединения на величину натяга до упора в торцы. Однако в местах изгиба ниппеля-шейки на расстоянии 70 мм от упорного уступа существуют осевые напряжения, причем на на­ ружной поверхности шейки их значения положительны, а на внут­ ренней — отрицательны. С увеличением крутящего момента свин­ чивания до 2000 кгс-м максимальные осевые напряжения на по­ верхности шейки (направляющего пояска) и внутренней поверх­ ности выравниваются и превышают последние приблизительно на '30%. Вследствие наличия направляющего пояска осевые напря­ жения у упорного уступа ниппеля ниже максимальных напряже-

210