CN114761722A - 管用螺纹接头 - Google Patents

Abstract

本发明的目的是，在包含中间台肩面的二段螺纹构造的管用螺纹接头中，实现耐压缩性能的进一步的提高。因此，通过在公扣(2)和母扣(3)的紧固完成时刻，将在包含内侧螺纹部(27)和外侧螺纹部(23)的外螺纹的插入面与包含内侧螺纹部(36)和外侧螺纹部(32)的内螺纹的插入面之间形成的插入面间的间隙的大小设为0.15mm以下，从而在中间台肩面(25、34)的纵截面形状的旋转角(θ)开始迅速增加之前开始外螺纹和内螺纹的插入面彼此的接触，由此，抑制对中间台肩面(25、34)的损伤的蓄积。

Description

管用螺纹接头

技术领域

本公开涉及钢管等的连结所使用的管用螺纹接头。

背景技术

在油井、天然气井等(以下，也统称为“油井”。)中，为了开采地下资源，使用构筑多段井壁的套管、配置于该套管内而生产油、气的管道。上述套管、管道由多个钢管依次连结而成，该连结使用管用螺纹接头。油井所使用的钢管也被称为油井管。

管用螺纹接头的形式大致被分为整体型和组合型。整体型的管用螺纹接头例如公开于下述的专利文献1和2，组合型的管用螺纹接头例如公开于下述的专利文献3。

在整体型中，将油井管彼此直接连结。具体而言，在油井管的一端设有内螺纹部，在另一端设有外螺纹部，向一个油井管的内螺纹部拧入另一个油井管的外螺纹部，从而将油井管彼此连结。

在组合型中，借助管状的管接头将油井管彼此连结。具体而言，在管接头的两端设有内螺纹部，在油井管的两端设有外螺纹部。并且，向管接头的一个内螺纹部拧入一个油井管的一个外螺纹部，并且向管接头的另一个内螺纹部拧入另一个油井管的一个外螺纹部，从而借助管接头将油井管彼此连结。即，在组合型中，直接连结的一对管材中的一者是油井管，另一者是管接头。

通常，形成有外螺纹部的油井管的端部包含向形成于油井管或管接头的内螺纹部插入的元素，因此被称为公扣。形成有内螺纹部的油井管或管接头的端部包含承接形成于油井管的端部的外螺纹部的元素，因此被称为母扣。

近年，一直在进行更加高温高压深井的开发。在深井中，根据地层压力的深度分布的复杂程度，还需要增加套管的段数等，因此有时使用接头的最大外径即母扣的外径与油井管的管主体的外径大致相同程度的螺纹接头。母扣外径与油井管的管主体的外径大致相等的螺纹接头也被称为标准直连型(flush-type)螺纹接头。另外，母扣外径小于油井管的管主体的外径的大致108％的螺纹接头也被称为嵌入式直连型(semi-flush-type)螺纹接头。在上述标准直连型和嵌入式直连型的螺纹接头中，不仅要求较高的强度和密封性能，而且为了在有限的管壁厚内配置螺纹构造和密封构造，对各部位施加严格的尺寸制约。

在尺寸制约较大的标准直连型和嵌入式直连型的螺纹接头中，大多采用如下接头设计：在接头部的轴向中间设置中间台肩面，利用在其前后分别配置螺纹部而成的二段螺纹构成外螺纹和内螺纹。

在专利文献1中公开了在这样的二段螺纹构造的螺纹接头中稳定地确保密封性能的技术。即，在专利文献1的技术中，谋求通过构成为在设于母扣的内侧密封面与内侧外螺纹部之间的内槽部收纳公扣的内侧外螺纹部的局部，从而即使在承载反复载荷之后，也稳定地确保密封性能。

另外，在专利文献2中公开了以下技术：在标准直连型和嵌入式直连型的螺纹接头中，通过在母扣的外侧密封面与内螺纹之间设置具有比内螺纹的螺距长的管轴线方向长度的环状部，从而可靠地确保外侧密封部的密封性能。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：国际公开第2018/211873号

专利文献2：国际公开第2016/056222号

专利文献3：日本特开2012-149760号公报

发明内容

发明要解决的问题

为了维持由密封面彼此的干涉实现的密封性能，提高螺纹接头的耐压缩性能是有效的。其原因在于，当螺纹接头的各部由于压缩载荷而变形，密封面的轴向位置偏移时，成为未向密封面间导入适当的干涉量的状态，对密封性能造成不良影响。

但是，在整体型的标准直连型和嵌入式直连型的二段螺纹构造的螺纹接头中，由于壁厚的制约而不易较大地确保中间台肩面彼此的接触宽度(即，接触的部分的径向宽度)。其原因在于，若增大中间台肩面彼此的接触宽度，则牺牲公扣和母扣的螺纹部、密封部的管壁厚，密封性能等降低，并且也难以确保公扣和母扣的中间危险截面的面积，导致螺纹接头的拉伸强度、密封性能的降低。

另一方面，由于近年的更加高温高压深井的开发，要求耐压缩性能的进一步的提高，仅通过专利文献1所公开的仅由中间台肩面承载压缩载荷的技术，无法获得充分的耐压缩性能。

在上述专利文献3中公开了以下技术：对于在自公扣的外螺纹部向管端侧延伸的管口部的顶端设有台肩面的管用螺纹接头而言，将外螺纹和内螺纹的插入面间的螺纹间隙G设为0.01～0.1mm的范围内，从而在承载轴向压缩载荷时使外螺纹和内螺纹的插入面彼此接触以承载轴向压缩载荷的一部分，由此提高耐压缩性能。

但是，专利文献3是涉及与二段螺纹构造的螺纹接头不同的类型的螺纹接头的文献，在专利文献3中，并未公开用于避免在二段螺纹构造的螺纹接头的中间台肩面产生不优选的变形的插入面间的间隙的大小。

本公开的目的是，在二段螺纹构造的管用螺纹接头中，实现耐压缩性能的进一步的提高。

用于解决问题的方案

本申请发明人着眼于在二段螺纹构造的管用螺纹接头中在承载压缩载荷时中间台肩面如何变形且其变形量成为何种程度，主要通过基于计算机模拟的弹塑性分析来进行分析。其结果，确认：公扣和母扣的中间台肩面具有承载的轴向压缩载荷越大则台肩旋转角θ变得越大的特性。并且，明确以下内容：在仅由中间台肩面承载轴向压缩载荷的情况下，如图1所示，当轴向压缩载荷增大一定程度时，轴向压缩载荷的每单位增量ΔL的中间台肩面的台肩旋转角的单位增量Δθ急剧变大。

此外，在本说明书中，如图2所示，台肩旋转角θ是指紧固完成时刻的纵截面中的通过公扣的中间台肩面的外端P1和母扣的中间台肩面的内端B1的直线L1与承载轴向压缩载荷时的所述纵截面中的通过公扣的中间台肩面的外端P2和母扣的中间台肩面的内端B2的直线L2所成的角度。在图2中，用假想线表示紧固完成时刻的中间台肩面，用实线表示承载轴向压缩载荷时的中间台肩面。在图2中，将B2点重叠于B1点而图示，但实际上不限于B1点与B2点重叠。此外，公扣的中间台肩面的外端是指与母扣的中间台肩面接触的接触面的外端，并非设于公扣的中间台肩面的外周缘的倒角部的外端。另外，母扣的中间台肩面的内端是指与公扣的中间台肩面接触的接触面的内端，并非设于母扣的中间台肩面的内周缘的倒角部的内端。

另外，在本说明书中，“紧固完成时刻”是指，在将公扣紧固于母扣之后，轴向载荷和内外压均未承载于螺纹接头的时刻。另一方面，“紧固状态”是指，与是否承载轴向载荷和内外压无关，公扣和母扣紧固的状态，即使在螺纹接头未被破坏或公扣和母扣的密封面的接触面压力不丧失的范围内，更优选在弹性区域内承载轴向载荷和内外压之后，若公扣和母扣紧固，则也为“紧固状态”。在本公开中，“弹性区域内的轴向载荷和内外压”可以是指目标的螺纹接头保证强度的屈服椭圆内的轴向载荷和内外压。

若中间台肩面的台肩旋转角过大，则在中间台肩面附近容易蓄积塑性应变，因此不优选。并且，也存在较大的台肩旋转角引起公扣的中间台肩面的外端附近以及母扣的中间台肩面的内端附近挤压变形那样的变形，之后的实质性的台肩接触面积减小的可能性。

因而，认为通过以在台肩旋转角θ的单位增量Δθ急剧变大之前的时刻X(参照图1)外螺纹和内螺纹的插入面彼此开始接触的方式设定紧固完成时刻的插入面间的间隙的大小，从而即使在承载比较大的压缩载荷时，也能够减小作用于中间台肩面的压缩载荷，如图1中双点划线所示，能够缓和插入面彼此接触之后的台肩旋转角θ的增加量。

接下来，本申请发明人针对多个管径尺寸的螺纹接头，验证台肩旋转角θ的单位增量Δθ急剧变大的角度，结果发现：与管径尺寸无关，当台肩旋转角θ变得比约1°大时，台肩旋转角θ的单位增量Δθ急剧变大。

若在具有中间台肩的二段螺纹接头承载轴向压缩载荷，则在公扣和母扣产生压缩应变，随着沿着轴向远离中间台肩，公扣和母扣的轴向的收缩量α变大。因而，存在以下倾向：在插入面间的间隙的大小在全长的范围均匀的情况下，若逐渐增大压缩载荷，则从距中间台肩较远的部位开始插入面彼此的接触，依次向距中间台肩较近的部位进行插入面彼此的接触。

另外，公扣和母扣的插入面彼此的相对位移量除了受到上述收缩量α的影响以外，还受到由中间台肩的旋转变形引起的公扣和母扣的轴向的偏移量β的影响。若将紧固完成时刻的纵截面中的公扣的中间台肩面的径向外端与母扣的中间台肩面的径向内端之间的距离(即，中间台肩面彼此的接触部分的径向宽度)设为Dsh，则如图2所示，上述偏移量β由Dsh×tanθ给出。

公扣和母扣的插入面彼此开始接触的部位的上述相对位移量与紧固完成时刻的插入面间的间隙G相等，因此为了在台肩旋转角小于1°时开始插入面彼此的接触，下述的式(1)成立即可。

G≤α+β＝α+Dsh×tan1°…(1)

在此，α是承载插入面彼此开始接触的轴向压缩载荷时的、插入面彼此开始接触的部位的以中间台肩为基准的由压缩应变引起的轴向位移量。

本申请发明人针对台肩接触宽度Dsh为1.80mm和1.92mm的两种试样，通过基于计算机模拟的弹塑性分析，验证在台肩旋转角θ为1°以下时插入面彼此开始接触的插入面间隙G，结果确认：均为若插入面间隙G为0.15mm以下，则在台肩旋转角θ为1°以下时插入面彼此开始接触。但是，认为在更大的台肩接触宽度Dsh的情况下，即使是更大的插入面间隙G，也能够将台肩旋转角θ抑制在1°以下。

当向上述式(1)代入G＝0.15和Dsh＝1.80mm或1.92mm来求出α时，能得到α＝0.12mm。

随着台肩接触宽度Dsh变大，用于使中间台肩旋转1°的轴向压缩载荷变大。并且，通常，随着管径尺寸变大，台肩接触宽度Dsh也变大。因而，能够假定台肩旋转角θ为1°时的上述α的值与管径尺寸无关而大致恒定。

本公开是基于上述见解而完成的。

本公开的管用螺纹接头由管状的公扣和管状的母扣构成，将所述公扣向所述母扣拧入而将所述公扣和所述母扣紧固。所述公扣包括：外螺纹，其包含在轴向上分开的内侧螺纹部和外侧螺纹部；以及中间台肩面，其设于该外螺纹的所述内侧螺纹部与所述外侧螺纹部之间。所述母扣包括：内螺纹，其包含在紧固状态下供所述外螺纹的内侧螺纹部嵌合的内侧螺纹部和供所述外螺纹的外侧螺纹部嵌合的外侧螺纹部；以及中间台肩面，其设于该内螺纹的所述内侧螺纹部与所述外侧螺纹部之间且在紧固状态下与所述公扣的中间台肩面接触。所述外螺纹和所述内螺纹构成为，在紧固完成时刻，所述外螺纹和所述内螺纹的载荷面彼此接触，并且，在所述外螺纹和所述内螺纹的插入面间形成间隙。在紧固完成时刻形成于所述外螺纹和所述内螺纹的插入面间的所述间隙设为以下程度的大小：在承载有比所述公扣和所述母扣的屈服压缩载荷小的预定的轴向压缩载荷时，通过所述公扣和所述母扣的变形而使所述外螺纹和所述内螺纹的插入面彼此开始接触以承载轴向压缩载荷的一部分。

本公开的管用螺纹接头满足下述的式(1)。

G≤0.12+Dsh×tan1°…(1)

在此，G是在紧固完成时刻形成于所述外螺纹和所述内螺纹的插入面间的所述间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小，Dsh是紧固完成时刻的纵截面中的所述公扣的中间台肩面的径向外端与所述母扣的中间台肩面的径向内端之间的距离。

发明的效果

根据本公开，在二段螺纹构造的螺纹接头中，在逐渐承载有较大的轴向压缩载荷的情况下，在中间台肩面的单位增量Δθ变大之前使外螺纹和内螺纹的插入面彼此接触，使上述插入面承载轴向压缩载荷的一部分，从而即使在承载比较大的轴向压缩载荷时，也能够使中间台肩面的台肩旋转角θ即中间台肩面的纵截面形状的旋转变形量比较小，能够抑制在中间台肩面蓄积的损伤。由此，能够进一步提高二段螺纹构造的螺纹接头的耐压缩性能。

附图说明

图1是表示在二段螺纹构造的管用螺纹接头中仅中间台肩面承载轴向压缩载荷的情况的轴向压缩载荷与台肩旋转角的关系的图表。

图2是表示在二段螺纹构造的管用螺纹接头承载有轴向压缩载荷时的中间台肩面的变形状态的简略放大剖视图。

图3是表示实施方式的油井管用螺纹接头的紧固状态的纵剖视图。

图4是表示承载于试样#1～#10的复合载荷的路径的图。

图5是表示承载于试样#11～#20的复合载荷的路径的图。

图6是表示在试样#1～#5逐渐承载较大的单纯压缩载荷时的压缩载荷与台肩旋转角的关系的图表。

图7是表示在试样#6～#10逐渐承载较大的单纯压缩载荷时的压缩载荷与台肩旋转角的关系的图表。

图8是表示在试样#11～#15逐渐承载较大的单纯压缩载荷时的压缩载荷与台肩旋转角的关系的图表。

图9是表示在试样#16～#20逐渐承载较大的单纯压缩载荷时的压缩载荷与台肩旋转角的关系的图表。

图10是表示改变了内槽的轴向长度的两个试样#1、#6的各载荷步骤中的台肩旋转角的图表。

图11是表示改变了内槽的轴向长度的两个试样#2、#7的各载荷步骤中的台肩旋转角的图表。

图12是表示改变了内槽的轴向长度的两个试样#3、#8的各载荷步骤中的台肩旋转角的图表。

图13是表示改变了内槽的轴向长度的两个试样#4、#9的各载荷步骤中的台肩旋转角的图表。

图14是表示改变了内槽的轴向长度的两个试样#5、#10的各载荷步骤中的台肩旋转角的图表。

图15是表示改变了内槽的轴向长度的两个试样#11、#16的各载荷步骤中的台肩旋转角的图表。

图16是表示改变了内槽的轴向长度的两个试样#12、#17的各载荷步骤中的台肩旋转角的图表。

图17是表示改变了内槽的轴向长度的两个试样#13、#18的各载荷步骤中的台肩旋转角的图表。

图18是表示改变了内槽的轴向长度的两个试样#14、#19的各载荷步骤中的台肩旋转角的图表。

图19是表示改变了内槽的轴向长度的两个试样#15、#20的各载荷步骤中的台肩旋转角的图表。

具体实施方式

本实施方式的螺纹接头由管状的公扣和管状的母扣构成。公扣和母扣通过将公扣向母扣拧入而紧固。公扣设于第1管的管端部，母扣设于第2管的管端部。第1管可以是油井管等长管。第2管既可以是油井管等长管，也可以是用于将长管彼此连接的管接头。油井管、管接头典型地为钢制，但可以是不锈钢、镍基合金等金属制。

公扣能够包括：外螺纹，其包含在轴向上分开的内侧螺纹部和外侧螺纹部；以及中间台肩面，其设于外螺纹的内侧螺纹部与外侧螺纹部之间。优选的是，内侧螺纹部和外侧螺纹部分别由锥螺纹构成。内侧螺纹部能够配置于比外侧螺纹部靠管端侧的位置。优选的是，构成内侧螺纹部的锥螺纹的锥母线位于比构成外侧螺纹部的锥螺纹的锥母线靠径向内侧的位置。中间台肩面能够由在内侧螺纹部与外侧螺纹部之间形成于公扣的外周的台阶部的侧面构成。中间台肩面朝向公扣的管端侧。内侧螺纹部和外侧螺纹部可以分别是梯形螺纹、API圆形螺纹、API偏梯形螺纹或燕尾型螺纹等。

母扣能够包括：内螺纹，其包含在轴向上分开的内侧螺纹部和外侧螺纹部；以及中间台肩面，其设于内螺纹的内侧螺纹部与外侧螺纹部之间。优选的是，内螺纹的内侧螺纹部和外侧螺纹部由分别适合于外螺纹的内侧螺纹部和外侧螺纹部的锥螺纹构成。内螺纹的内侧螺纹部在紧固状态下供外螺纹的内侧螺纹部嵌合。内螺纹的外侧螺纹部在紧固状态下供外螺纹的外侧螺纹部嵌合。母扣的中间台肩面能够由在内螺纹的内侧螺纹部与外侧螺纹部之间形成于母扣的内周的台阶部的侧面构成。母扣的中间台肩面朝向母扣的管端侧，与公扣的中间台肩面相对。母扣的中间台肩面在紧固状态下与公扣的中间台肩面接触，上述中间台肩面作为扭矩台肩发挥作用。内螺纹的内侧螺纹部和外侧螺纹部可以是分别适合于外螺纹的内侧螺纹部和外侧螺纹部的梯形螺纹、API圆形螺纹、API偏梯形螺纹或燕尾型螺纹等。

公扣和母扣的中间台肩面既可以是与管轴线正交的面，也可以是在纵截面中相对于所述正交的面倾斜的锥面。

优选的是，能够在公扣的外周的比公扣的内侧螺纹部靠第1管的管端侧的位置设置公扣内侧密封面，并且在母扣的内周的比母扣的内侧螺纹部靠第2管的管中央侧的位置设置在紧固状态下与公扣内侧密封面干涉的母扣内侧密封面。优选的是，能够在公扣的外周的比公扣的外侧螺纹部靠第1管的管中央侧的位置设置公扣外侧密封面，并且在母扣的内周的比母扣的外侧螺纹部靠第2管的管端侧的位置设置在紧固状态下与公扣外侧密封面干涉的母扣外侧密封面。公扣内侧密封面和母扣内侧密封面也可以设于内侧螺纹部与中间台肩面之间。公扣外侧密封面和母扣外侧密封面也可以设于外侧螺纹部与中间台肩面之间。上述密封面既能够根据要求的密封性能、接头构造而设于管轴线方向的1个以上的部位，也可以在不要求较大的密封性能的情况下不设置。

优选的是，在公扣和母扣的紧固完成时刻，外螺纹的内侧螺纹部和内螺纹的内侧螺纹部的载荷面彼此接触，外螺纹的外侧螺纹部和内螺纹的外侧螺纹部的载荷面彼此接触，在外螺纹的内侧螺纹部和内螺纹的内侧螺纹部的插入面间形成间隙，并且，在外螺纹的外侧螺纹部和内螺纹的外侧螺纹部的插入面间形成间隙。

优选的是，在外螺纹的内侧螺纹部和内螺纹的内侧螺纹部的插入面间形成的间隙的大小在内侧螺纹部彼此的整个嵌合范围内均匀，但也可以在一部分小区域中形成更大的间隙。优选的是，在外螺纹的外侧螺纹部和内螺纹的外侧螺纹部的插入面间形成的间隙的大小在外侧螺纹部彼此的整个嵌合范围内均匀，但也可以在一部分小区域中形成更大的间隙。优选的是，在外螺纹的内侧螺纹部和内螺纹的内侧螺纹部的插入面间形成的间隙的大小与在外螺纹的外侧螺纹部和内螺纹的外侧螺纹部的插入面间形成的间隙的大小相等。

优选的是，在紧固完成时刻形成于外螺纹和内螺纹的内侧螺纹部的插入面间的所述间隙设为以下程度的大小：在承载有比公扣和母扣的屈服压缩载荷小的预定的轴向压缩载荷时，通过公扣和母扣的变形而使外螺纹和内螺纹的内侧螺纹部的插入面彼此开始接触以承载轴向压缩载荷的一部分。内侧螺纹部的插入面彼此的开始接触时的接触状态可以是各种各样的，既可以从内侧螺纹部的管轴线方向的预定的部位开始接触，随着轴向压缩载荷变大而插入面彼此的接触区域逐渐扩大，另外，也可以是内侧螺纹部的插入面整体同时开始接触。

优选的是，在紧固完成时刻形成于外螺纹和内螺纹的外侧螺纹部的插入面间的所述间隙设为以下程度的大小：在承载有比公扣和母扣的屈服压缩载荷小的预定的轴向压缩载荷时，通过公扣和母扣的变形而使外螺纹和内螺纹的外侧螺纹部的插入面彼此开始接触以承载轴向压缩载荷的一部分。外侧螺纹部的插入面彼此的开始接触时的接触状态可以是各种各样的，既可以从外侧螺纹部的管轴线方向的预定的部位开始接触，随着轴向压缩载荷变大而插入面彼此的接触区域逐渐扩大，另外，也可以是内侧螺纹部的插入面整体同时开始接触。另外，外侧螺纹部的插入面彼此开始接触的轴向压缩载荷也可以与内侧螺纹部的插入面彼此开始接触的轴向压缩载荷不同。

优选的是，本公开的管用螺纹接头满足下述的式(1)。

G≤0.12+Dsh×tan1°…(1)

在此，G是在紧固完成时刻形成于外螺纹和内螺纹的插入面间的间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小，Dsh是紧固完成时刻的纵截面中的公扣的中间台肩面的径向外端与母扣的中间台肩面的径向内端之间的距离。此外，在本说明书中，在插入面间形成的间隙的大小是指在插入面间形成的最小的间隙部分的大小。另外，当在内侧螺纹部的插入面间形成的所述间隙的大小与在外侧螺纹部的插入面间形成的所述间隙的大小不同的情况下，任一较小的一方成为“在外螺纹和内螺纹的插入面间形成的间隙”的大小。此外，优选的是，公扣的中间台肩面的外周缘和母扣的中间台肩面的内周缘均为正圆，在公扣和母扣不扭转地适当紧固的状态下满足式(1)即可。

优选的是，由于承载预定的轴向压缩载荷而内侧螺纹部的插入面彼此开始接触的部位与中间台肩面之间的管轴线方向距离TL1是由于承载预定的轴向压缩载荷而外侧螺纹部的插入面彼此开始接触的部位与中间台肩面之间的管轴线方向距离TL2的0.8倍～1.2倍，更优选0.9倍～1.1倍。由此，能够使由压缩应变引起的内侧螺纹部的插入面彼此的接触开始部位的相对位移量(即间隙的大小的缩小量)和由压缩应变引起的外侧螺纹部的插入面彼此的接触开始部位的相对位移量均匀化。因而，能够使内侧螺纹部的插入面彼此开始接触的轴向压缩载荷和外侧螺纹部的插入面彼此开始接触的轴向压缩载荷均匀化。

在紧固完成时刻形成于外螺纹和内螺纹的插入面间的间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小G例如可以是0.15mm以下。由此，在第1管和第2管的外径为180mm以上且小于380mm，更优选240mm以上且小于360mm的整体型的管用螺纹接头中，能够在中间台肩的台肩旋转角超过1°之前使外螺纹和内螺纹的插入面彼此开始接触。

从防止紧固时的烧结的观点出发，优选的是，在紧固完成时刻形成于外螺纹和内螺纹的插入面间的间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小G为0.06mm以上。

优选的是，公扣包括设于比外螺纹靠管端侧的位置的密封面(公扣内侧密封面)，母扣包括：密封面(母扣内侧密封面)，其在紧固状态下与公扣的所述密封面接触；以及内槽，其设于母扣内周中的母扣的所述密封面与内螺纹之间的部位且沿着周向延伸，该内槽在紧固状态下收纳公扣的外螺纹的局部，内槽具有比外螺纹的内侧螺纹部的螺距的2倍小的轴向宽度的槽底。由此，通过在设于母扣的密封面与内侧螺纹部之间的内槽收纳公扣的外螺纹的局部，从而即使在如上述专利文献1所公开的那样负载反复载荷之后，也能够稳定地确保密封性能。并且，通过缩短存在母扣危险截面的内槽的底部分的长度，能够提高母扣的母扣危险截面附近的刚度，能够提高耐压缩性能。

如上所述，在具有中间台肩面的二段螺纹接头中，公扣和母扣的中间台肩面具有承载的轴向压缩载荷越大则台肩旋转角θ变得越大的特性。优选的是，外螺纹和内螺纹的插入面彼此开始接触以承载轴向压缩载荷的一部分的时刻的台肩旋转角θ小于1°。由此，通过在台肩旋转角的增量变大之前使外螺纹和内螺纹的插入面彼此开始接触，使插入面也承载轴向压缩载荷的一部分，能够抑制台肩旋转角θ过大的情况。

(油井管用螺纹接头的结构)

参照图3，本实施方式的油井管用螺纹接头1是整体型的螺纹接头，包括管状的公扣2和供公扣2拧入而与公扣2紧固的管状的母扣3。公扣2设于相互连结的第1油井管T1和第2油井管T2中的一个油井管T1的管端部，母扣3设于另一个油井管T2的管端部。此外，为了设为使在第1油井管T1的管端部形成的公扣2嵌合于在第2油井管T2的管端部形成的母扣3的内部的构造且尽量大地确保公扣2和母扣3的管壁厚，对形成有公扣2的油井管T1的管端部实施缩径加工，并且对形成有母扣3的油井管T2的管端部实施扩径加工，在上述缩径加工或扩径加工之后进行车削加工，从而形成公扣2和母扣3。

在公扣2的外周，自第1油井管T1的管中央侧(在图3中是左侧)朝向管端侧(在图3中是右侧)依次设有：公扣外侧密封面21、外槽22、由锥螺纹构成的外侧螺纹部23、具有与外侧螺纹部23的螺纹槽底面相连的外周面的无螺纹部24、包含中间台肩面25的台阶部、具有与内侧螺纹部27的螺纹牙顶面相连的外周面的无螺纹部26、由直径比外侧螺纹部23的直径小的锥螺纹构成的内侧螺纹部27以及公扣内侧密封面28。由外侧螺纹部23和内侧螺纹部27构成二段螺纹构造的外螺纹。

在母扣3的内周，自第2油井管T2的管端侧(在图3中是左侧)朝向管中央侧(在图3中是右侧)依次设有：母扣外侧密封面31、由锥螺纹构成的外侧螺纹部32、具有与外侧螺纹部32的螺纹牙顶面相连的内周面的无螺纹部33、包含中间台肩面34的台阶部、与内侧螺纹部36的螺纹槽底面相连的无螺纹部35、由直径比外侧螺纹部32的直径小的锥螺纹构成的内侧螺纹部36、内槽37以及母扣内侧密封面38。由外侧螺纹部32和内侧螺纹部36构成二段螺纹构造的内螺纹。

在将公扣2紧固于母扣3时，公扣2的中间台肩面25与母扣3的中间台肩面34接触。此时的紧固扭矩也被称为台肩扭矩。在进一步将公扣2紧固于母扣3时，由于中间台肩面25、34彼此的滑动接触，紧固扭矩急剧增大。而且，中间台肩面25、34作为扭矩台肩发挥作用。若紧固扭矩超过屈服扭矩，则中间台肩面25、34的附近、外螺纹和内螺纹被破坏，即使增加紧固旋转量，紧固扭矩也不上升。因而，应当在紧固扭矩达到屈服扭矩之前完成紧固。

在螺纹接头1中，在紧固完成时刻，外螺纹的外侧螺纹部23和内螺纹的外侧螺纹部32的载荷面彼此接触，并且外螺纹的内侧螺纹部27和内螺纹的内侧螺纹部36的载荷面彼此接触。另外，在紧固完成时刻，在外螺纹的外侧螺纹部23和内螺纹的外侧螺纹部32的插入面间形成微小间隙G，并且在外螺纹的内侧螺纹部27和内螺纹的内侧螺纹部36的插入面间形成微小间隙G。该间隙G设为以下程度的大小：在承载有比公扣2和母扣3的屈服压缩载荷小的预定的轴向压缩载荷时，通过公扣和母扣的弹性变形而使外侧螺纹部23、32的插入面彼此以及内侧螺纹部27、36的插入面彼此开始接触以承载轴向压缩载荷的一部分。此外，屈服压缩载荷是指达到屈服点时的压缩载荷。当超过屈服点时，公扣2和母扣3的各部的塑性应变急剧进行，无法承载超过屈服压缩载荷的载荷，螺纹接头1被破坏。

另外，在紧固状态下，公扣外侧密封面21和母扣外侧密封面31跨整周地干涉接触，由此主要得到外压密封性能。在紧固状态下，公扣内侧密封面28和母扣内侧密封面38跨整周地干涉接触，由此主要得到内压密封性能。此外，在压缩时在内侧密封部附近存在公扣2向径向内侧缩径变形的倾向，但若使形成内侧密封部的公扣内侧密封面28的锥角θp和母扣内侧密封面38的锥角θb满足θp＞θb的关系，则密封面28、38彼此的接触位置远离公扣的管端侧，因此认为能够缓和由上述的缩径变形造成的影响，实现承载压缩载荷时的密封性能的提高。

外槽22设于公扣外周中的公扣外侧密封面21与外侧螺纹部23之间的部位。外槽22沿着周向延伸，优选跨整周地延伸。外槽22收纳母扣3的内螺纹的外侧螺纹部32的局部。优选的是，外槽22具有比母扣3的外侧螺纹部32的螺距的2倍小的轴向宽度的槽底。

内槽37设于母扣内周中的母扣内侧密封面38与内侧螺纹部36之间的部位。内槽37沿着周向延伸，优选跨整周地延伸。内槽37收纳公扣2的外螺纹的内侧螺纹部27的局部。优选的是，内槽37具有比公扣2的内侧螺纹部27的螺距的2倍小的轴向宽度W的槽底37a。

螺纹接头1在设有外槽22的范围内具有公扣危险截面PCCS，在设有内槽37的范围内具有母扣危险截面BCCS。母扣3在外螺纹的外侧螺纹部23和内螺纹的外侧螺纹部32的啮合范围的中间台肩面34侧的端部的附近具有母扣中间危险截面BICCS。公扣2在外螺纹的内侧螺纹部27和内螺纹的内侧螺纹部36的啮合范围的中间台肩面25侧的端部的附近具有公扣中间危险截面PICCS。

危险截面(CCS)是指在紧固状态下承受拉伸载荷的面积最小的接头部分的纵截面。在承载有过大的轴向拉伸载荷的情况下，在危险截面的附近产生断裂的可能性变高。拉伸载荷的自公扣向母扣的传递跨螺纹嵌合范围整体地沿着轴向分散。因而，公扣的作用有全部拉伸载荷的截面部分位于比螺纹嵌合范围靠公扣的管主体侧的位置，母扣的作用有全部拉伸载荷的截面部分位于比螺纹嵌合范围靠母扣的管主体侧的位置。作用有全部拉伸载荷的截面中的截面积最小的截面成为危险截面。将危险截面的面积相对于油井管T1的管主体的截面积之比称为接头效率，广泛用作接头部分的拉伸强度相对于油井管主体的拉伸强度的指标。

在二段螺纹构造的螺纹接头1中，除了母扣危险截面BCCS和公扣危险截面PCCS以外，在接头部的轴向中间部也存在承受拉伸载荷的接头截面积变小的部位。即，在二段螺纹构造的螺纹接头中，在轴向中间存在无螺纹嵌合的区域。在该无螺纹嵌合的区域中，公扣和母扣所分担的拉伸载荷不增减地沿着轴向传递。因而，在无螺纹嵌合的区域中公扣的截面积最小的截面成为公扣中间危险截面(PICCS)，在无螺纹嵌合的区域中母扣的截面积最小的截面成为母扣中间危险截面(BICCS)。为了防止接头中间部处的断裂的产生，优选的是，尽量增大公扣中间危险截面的面积与母扣中间危险截面的面积之和。

在紧固状态下，公扣2的无螺纹部24向母扣3的无螺纹部33内插入，公扣2的无螺纹部26向母扣3的无螺纹部35内插入。在无螺纹部24与无螺纹部33之间以及无螺纹部26与无螺纹部35之间形成有间隙。

中间台肩面25、34分别由在未紧固状态下与管轴线正交的平坦面构成。取而代之，也可以是，中间台肩面25、34在未紧固状态下相对于与管轴线正交的平面稍微倾斜。

在本实施方式的油井管用螺纹接头1中，满足下述的式(1)地构成中间台肩面25、34以及外螺纹的内侧螺纹部27和内螺纹的内侧螺纹部36。

G≤0.12+Dsh×tan1°…(1)

在此，G是在紧固完成时刻形成于外螺纹的内侧螺纹部27和内螺纹的内侧螺纹部36的插入面间的间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小，Dsh是紧固完成时刻的纵截面中的公扣2的中间台肩面25的径向外端与母扣3的中间台肩面34的径向内端之间的距离。在本实施方式中，在紧固完成时刻形成于外螺纹的外侧螺纹部23和内螺纹的外侧螺纹部32的插入面间的间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小与在紧固完成时刻形成于外螺纹的内侧螺纹部27和内螺纹的内侧螺纹部36的插入面间的间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小相等。此外，也可以是，在紧固完成时刻形成于外螺纹的外侧螺纹部23和内螺纹的外侧螺纹部32的插入面间的间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小与在紧固完成时刻形成于外螺纹的内侧螺纹部27和内螺纹的内侧螺纹部36的插入面间的间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小不同，但优选的是，在该情况下也是，在紧固完成时刻形成于外螺纹的外侧螺纹部23和内螺纹的外侧螺纹部32的插入面间的间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小也满足上述式(1)。

在由螺纹接头1连接的油井管T1的外径为180mm以上且小于380mm，更优选240mm以上且小于360mm的情况下，优选满足G≤0.15mm。另外，为了防止紧固中的烧结，优选满足G≥0.06mm。

本公开不仅能够应用于整体型的螺纹接头，也能够应用于组合型的螺纹接头。另外，各螺纹可以是梯形螺纹、API圆形螺纹、API偏梯形螺纹或燕尾型螺纹等。此外，本公开不限定于上述的实施方式，能够在不脱离本公开的主旨的范围内进行各种变更。

实施例

为了确认本实施方式的油井管用螺纹接头1的效果，实施基于弹塑性有限元法的数值分析模拟，评价耐压缩性能。

＜试验条件＞

将供分析的螺纹接头的主要尺寸示于表1。在表1中，Dout是油井管T1的管主体的外径，Din是油井管T1的管主体的内径，JE是接头效率，TL1是内侧螺纹部27、36的插入面彼此开始接触的部位(在本实施方式中是内螺纹的内侧螺纹部36的插入面的母扣管主体侧端部)与中间台肩面25、34之间的管轴线方向距离，TL2是外侧螺纹部的插入面23、32的插入面彼此开始接触的部位(在本实施方式中是外螺纹的外侧螺纹部23的插入面的公扣管主体侧端部)与中间台肩面25、34之间的管轴线方向距离，G是紧固完成时刻的插入面间的间隙，W是内槽27的槽底的管轴线方向宽度。

在任一试样中均是，各螺纹部23、27、32、36的螺纹锥角统一为1.591°(1/18)，螺纹牙高度(载荷面侧)统一为1.3mm，螺距统一为5.08mm。油井管的材料采用API标准的油井管材料Q125(公称屈服应力YS＝862MPa(125ksi))。

在模拟中，进行将单纯压缩载荷作为载荷条件来承载的分析和将模拟依据图4或图5所示的2017年版API5C5 CAL IV的SeriesA试验的复合载荷作为载荷条件来承载的分析。图4表示在管尺寸为9-5/8"47#(管主体外径244.48mm、管主体内径220.50mm)的试样#1～#10承载的复合载荷的路径，图5表示在管尺寸为13-3/8"72#(管主体外径339.73mm、管主体内径313.61mm)的试样#11～#20承载的复合载荷的路径。此外，图中，“Compression”是压缩载荷，“Tension”是拉伸载荷，“IP”是内压(Internal Pressure)，“EP”是外压(ExternalPressure)，“VME 100％for pipe”是油井管的管主体的屈服曲线，“Joint Efficiency”是接头效率，“CYS”(Connection Yield Strength)是螺纹接头的屈服强度，“CYS 100％”是螺纹接头的屈服曲线，“CYS 95％”是相对于CYS 100％而言95％的屈服曲线，“High collapsefor connection”是基于螺纹接头的外压的压溃曲线。“CYS 100％”是“VME 100％forpipe”的轴向力(压缩或拉伸)乘以接头效率JE而得到的曲线。

关于耐压缩性能，着眼于作为压缩载荷的主要承载部位的中间台肩面25、34的旋转角度θ，验证了该旋转角度θ的变化。

[表1]

＜评价结果＞

将改变插入面间隙的大小时的承载单纯压缩载荷时的台肩旋转角的比较图表分别示于图6～图9。此外，将拉伸载荷设为正值，将压缩载荷设为负值。如图所示，确认以下倾向：与管径尺寸、内槽长度无关，插入面间隙G越小，台肩旋转角越被抑制。

当详细地研究试样#1～#5以及试样#6～#10时，确认：在试样#5、#10中是-2800kN左右，在试样#4、#9中是-2000kN左右，在试样#3、#8中是-1500kN左右，在试样#2、#7中是-1300kN左右，在试样#1、#6中是小于-1000kN时，开始插入面彼此的接触，从而台肩旋转角的斜率变缓。在插入面间隙比0.15mm大的试样#4、#5、#9、#10中，在台肩旋转角的斜率变大之后插入面彼此接触，认为在中间台肩面产生较大的损伤。

根据图10～图14所示的复合载荷试验的结果，可知在中间台肩面蓄积损伤。在任一试样中均是，看到在压缩载荷逐渐增大的初期的载荷步骤7～11中在中间台肩面蓄积损伤的倾向。但是，在插入面间隙最小的试样#1、#6中，如图10所示，在全部载荷步骤中台肩旋转角被抑制为小于1°。在插入面间隙第二小的试样#2、#7中，如图11所示，在载荷步骤11以后，台肩旋转角被抑制在1.3°～1.8°左右之间。在插入面间隙为0.15mm的试样#3、#8中也是，如图12所示，整体能够确认同样的倾向，载荷步骤11的台肩旋转角被抑制在2.3°左右。

另一方面，在插入面间隙为0.2mm的试样#4、#9中，如图13所示，在载荷步骤11中台肩旋转角变大至3.0°左右，能够掌握在其以后的载荷步骤中蓄积较大的损伤的倾向。在插入面间隙为0.4mm的试样#5、#10中，如图14所示，在载荷步骤11中台肩旋转角超过4.0°，在其后的载荷步骤中也在3.5°附近波动。

对于不同的管径尺寸的试样#11～#20而言也是，能够根据图15～图19而掌握同样的倾向。

根据以上内容，可知：在二段螺纹构造的管用螺纹接头中，通过将插入面间隙设为0.15mm，能够高效地减轻在中间台肩面产生的损伤。

另外，根据图10～图19的各图，确认：通过缩短内槽37的槽宽，能够稍微将中间台肩面的旋转角抑制得较低。

根据以上内容，确认：通过应用本公开，二段螺纹构造的管用螺纹接头的耐压缩性能提高。

附图标记说明

1、管用螺纹接头；2、公扣；23、外螺纹(外侧螺纹部)；27、外螺纹(内侧螺纹部)；25、中间台肩面；3、母扣；32、内螺纹(外侧螺纹部)；36、内螺纹(内侧螺纹部)；34、中间台肩面。

Claims (5)

1.一种管用螺纹接头，其由管状的公扣和管状的母扣构成，通过将所述公扣向所述母扣拧入而将所述公扣和所述母扣紧固，其中，

所述公扣包括：外螺纹，其包含在轴向上分开的内侧螺纹部和外侧螺纹部；以及中间台肩面，其设于该外螺纹的所述内侧螺纹部与所述外侧螺纹部之间，

所述母扣包括：内螺纹，其包含在紧固状态下供所述外螺纹的内侧螺纹部嵌合的内侧螺纹部和供所述外螺纹的外侧螺纹部嵌合的外侧螺纹部；以及中间台肩面，其设于该内螺纹的所述内侧螺纹部与所述外侧螺纹部之间且在紧固状态下与所述公扣的中间台肩面接触，

所述外螺纹和所述内螺纹构成为，在紧固完成时刻，所述外螺纹和所述内螺纹的载荷面彼此接触，并且，在所述外螺纹和所述内螺纹的插入面间形成间隙，

在紧固完成时刻形成于所述外螺纹和所述内螺纹的插入面间的所述间隙设为以下程度的大小：在承载有比所述公扣和所述母扣的屈服压缩载荷小的预定的轴向压缩载荷时，通过所述公扣和所述母扣的变形而使所述外螺纹和所述内螺纹的插入面彼此开始接触以承载轴向压缩载荷的一部分，

该管用螺纹接头满足下述的式(1)，

G≤0.12+Dsh×tan1°…(1)

在此，G是在紧固完成时刻形成于所述外螺纹和所述内螺纹的插入面间的所述间隙的沿着管轴线方向的方向上的大小，Dsh是紧固完成时刻的纵截面中的所述公扣的中间台肩面的径向外端与所述母扣的中间台肩面的径向内端之间的距离。

2.根据权利要求1所述的管用螺纹接头，其中，

满足G≤0.15mm。

3.根据权利要求1或2所述的管用螺纹接头，其中，

满足G≥0.06mm。

4.根据权利要求1、2、3中任一项所述的管用螺纹接头，其中，

所述公扣包括设于比所述外螺纹靠公扣顶端侧的位置的密封面，

所述母扣包括：密封面，其在紧固状态下与所述公扣的所述密封面接触；以及内槽，其设于所述母扣内周中的所述母扣的所述密封面与所述内螺纹之间的部位且沿着周向延伸，该内槽在紧固状态下收纳所述公扣的所述外螺纹的局部，

所述内槽具有比所述外螺纹的螺距的2倍小的轴向宽度的槽底。

5.根据权利要求1～4中任一项所述的管用螺纹接头，其中，

所述公扣和所述母扣的中间台肩面具有承载的轴向压缩载荷越大则台肩旋转角(θ)变得越大的特性，所述外螺纹和所述内螺纹的插入面彼此开始接触以承载轴向压缩载荷的一部分的时刻的所述台肩旋转角(θ)小于1°，

在此，所述台肩旋转角(θ)是紧固完成时刻的纵截面中的通过所述公扣的中间台肩面的径向外端和所述母扣的中间台肩面的径向内端的直线与承载轴向压缩载荷时的所述纵截面中的通过所述公扣的中间台肩面的径向外端和所述母扣的中间台肩面的径向内端的直线所成的角度。

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