WO1999053232A1 - Joint a vis pour tuyauterie de puits de petrole - Google Patents

Joint a vis pour tuyauterie de puits de petrole Download PDF

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WO1999053232A1
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thread
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Masatsugu Nishi
Teruaki Suzuki
Original Assignee
Nkk Corporation
Mitsubishi Corporation
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    • F16L—PIPES; JOINTS OR FITTINGS FOR PIPES; SUPPORTS FOR PIPES, CABLES OR PROTECTIVE TUBING; MEANS FOR THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L15/00—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints
    • F16L15/001—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints with conical threads
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    • E21—EARTH OR ROCK DRILLING; MINING
    • E21B—EARTH OR ROCK DRILLING; OBTAINING OIL, GAS, WATER, SOLUBLE OR MELTABLE MATERIALS OR A SLURRY OF MINERALS FROM WELLS
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    • F16L15/001—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints with conical threads
    • F16L15/002—Screw-threaded joints; Forms of screw-threads for such joints with conical threads with more then one threaded section

Definitions

  • the present invention relates to a threaded joint excellent in sealing performance of casing and tubing used for an oil well, for example.
  • Figure 8 shows an example of a threaded joint for oil country tubular goods that is specified by the API and is widely used for round screws (round screws). Change from 1/3 2 to 1/16,
  • a round screw is one in which both side faces of the ridge come into contact at the same time, and as the tightening force of the screw increases, the surface pressure on the side surface of the screw increases, resulting in higher airtightness.
  • the angle of the surface receiving the tensile force is as large as 30 ° when a longitudinal tensile force is applied to the pipe, the screw becomes dislodged as the oil well becomes deeper, so-called jump-out. There is a problem.
  • Figure 9 shows a buttress screw (trapezoidal screw) joint.
  • the angle of the side (load flank angle) receiving tensile force is 3 ° and the joint strength is strong. It was developed with high efficiency such as subbing work.
  • this screw has high joint strength, but has difficulty in airtightness against internal pressure.
  • the buttress screw was formed between the male and female threads when they mated.
  • the conventional API oil well pipe screw as described above is a tapered screw.
  • the surface pressure on the screw side surface is increased by the wedge effect to increase the airtightness, while the tensile stress in the circumferential direction of the coupling (
  • stress is generated.
  • the tolerance of the tightening position is large, so in the worst case, there is a problem that the stress (hoop stress) exceeds the yield point of the material.
  • the sealing performance of the above-mentioned threadless screw depends on the grease sealed between the screws, so even if it can withstand the pressure due to liquids, in the case of gas, leakage is likely to occur because the molecules are small. There is also a problem.
  • the present invention has been made to improve the above-mentioned problems such as the API standard buttress screw.
  • the load flank angle S 1 satisfies the following conditions (1), (2) and (3);
  • Ad 0.8% or less of the outer diameter at the maximum
  • the slopes on both sides of the trapezoidal screw have a shape that comes into contact at the same time, and are formed by the peaks and valleys of the trapezoidal screw
  • the gap should be less than 0.2 thigh and the dimensional tolerances of screw width and screw height should satisfy the following conditions (4) and (5).
  • Screw width (Wt) tolerance ⁇ 0.015
  • Thread height (Ht) tolerance ⁇ 0.015 thigh
  • S 2 is the stabbing flank angle
  • Screw width (Wt) tolerance ⁇ 0.025
  • Thread height (Ht) tolerance ⁇ 0.025mm
  • FIG. 1 is a partially enlarged explanatory view showing an embodiment of a threaded joint for oil country tubular goods of the present invention.
  • FIG. 2 is an explanatory view showing a fitting state of the oil-well pipe threaded joint according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a relational diagram of a screw allowance and a surface pressure according to the oil-well pipe threaded joint of the embodiment of the present invention. is there.
  • FIG. 4 is an explanatory view showing a fitting state of another embodiment of the threaded joint for oil country tubular goods of the present invention.
  • FIG. 5 is an explanatory view showing a fitting state of another embodiment of the threaded joint for oil country tubular goods of the present invention.
  • FIG. 6 is an explanatory view showing a screw shape of an embodiment in which the oil country tubular goods threaded joint of the present invention is applied to tubing.
  • FIG. 7 is an explanatory view showing a screw joint shape of an embodiment in which the oil country tubular goods threaded joint of the present invention is applied to tubing.
  • FIG. 8 is an explanatory view showing the structure of an API standard round screw.
  • FIG. 9 is an explanatory view showing the structure of an API standard buttress screw.
  • FIG. 10 is an explanatory view showing a fitting state of an API standard buttress screw.
  • Fig. 11 is a graph showing the change in contact pressure of each part in the fitting state of the API standard buttress screw.
  • FIG. 1 is a partially enlarged explanatory view showing an embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is an explanatory view showing a fitted state of the embodiment of the present invention
  • Wt is the thread width
  • Ht is the thread height
  • R is the pitch line
  • 31 is the load flank angle, which is the angle between one slope of the thread and a line perpendicular to the pitch line
  • ⁇ 2 is The subbing flank angle is the angle between the other slope of the thread and the line perpendicular to the pitch line.
  • S 1 ⁇ 0 2, where 0 1 is a side surface that receives a tensile force.
  • the pitch line R is located at the position of Ht / 2
  • Wt is / of the screw pitch P.
  • the external thread of the pipe B is connected to the internal thread of the coupling member A.
  • the pitch line R of this threaded joint has a taper, and if the inclination is large, there is an advantage that the number of rotations of the pipe is small for screwing, but the thread strength is sufficient for thin-walled pipes No longer. If the inclination is small, there is a disadvantage in terms of screwing that the number of rotations of the pipe will increase when screwing in.Therefore, the 1/16 conventionally used is an appropriate inclination, and in this embodiment, Is about 1/16. If the load flank angle 01 is large, a large force pulling circumferential stress will be generated when tightening the screw or under a tensile load, causing stress corrosion cracking. To satisfy the following conditions.
  • a screw portion interference Ad (di ⁇ d 2) provided as a male thread base diameter> female thread base diameter d 2, when tightened to ⁇ Me allowance Ad, possible to the between peak and valley of the screw If the gap exceeds 0.2 thighs, the grease sealed in this area will have extremely low leakage resistance after drying due to the temperature in the well, and as shown in Fig. 1 (b), Determine Ht so that the gap between the top and bottom of the screw is less than 0.2 thigh. This gap is affected by the combination of the screw height tolerance and the screw width tolerance. Next, the effects of the screw height and screw width will be discussed.
  • the gap between the summit and the bottom of the valley is simply affected by the combination of the height tolerance. As the width of the male screw becomes narrower or the width of the female screw becomes wider, the gap between the peak and the valley becomes narrower and vice versa. Therefore, even in the worst combination of the screw height and screw width tolerance, the gap between the peak and the valley must not exceed 0.2 band, and the peak and the valley must not contact faster than the slope. . In other words, in order to ensure the anti-leak performance, the gap between the peak and the valley must always be in the range of 0 to 0.2 even if the tolerance of the screw height and screw width is the worst combination.
  • the tolerance of mountain height in the gap of 0.2 band is ⁇ 0.025 strokes
  • the combination of width tolerance is allowed. It will be a 0.15 marauder.
  • I I1I + I02I the change in width affects the radial direction more, so the width tolerance must be set smaller. For example, 1 01 1 + 1 02
  • 10.
  • the height and width of the screw Unless the difference is kept within ⁇ 0.015 thigh, the gap between the summit and the bottom of the valley will not fit between 0 and 0.2 awake.
  • the gap between the peak and the valley bottom goes from 0 to 0.2 even if the tolerance of the peak height and width is 0.025.
  • the tolerance of the thread height Ht and the thread width Wt is assumed to be ⁇ 0.015.
  • the tolerance of the thread height Ht and the thread width Wt By setting it to ⁇ 0.025, the gap between the summit and the bottom of the valley is always within the range of 0 to 0.2 mm, and the desired leak resistance can be guaranteed.
  • the surface pressure Pc generated at each screw contact surface exceeds the pressure Pi of gas or oil applied to the inner surface of the pipe, that is, POPi. The airtightness is maintained.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram showing another embodiment of the present invention.
  • This threaded joint has a projection A1 formed at the center of the force coupling of the threaded joint described above.
  • the convex A1 is used to turn the PIN screw (male screw: tube) with a large torque, and even if a screwing force exceeding the screwing limit is applied, the convex A1 makes the PIN screw into the BOX screw (female screw: coupling-). Prevents screws from entering beyond limits.
  • the so-called Jump-in in which the PIN screw enters the BOX screw beyond its limit, is prevented. be able to.
  • FIG. 5 is an explanatory view showing still another embodiment of the present invention.
  • a ring C made of fluororesin and having a T-shaped cross section is inserted as a cushioning material in the center of the coupling of the above threaded joint.
  • Corrosive gas from well In such a case, a coupling A and a tube B having an anticorrosion coating film formed by applying an anticorrosion paint such as an epoxy resin are used.
  • the T-shaped ring C prevents the anticorrosion coating from peeling off. It can also prevent gas or oil from turbulently flowing through the pipe.
  • FIGS. 6 and 7 and Table 1 show screw shapes and dimensions of an embodiment in which the present invention is applied to tubing.
  • Table 1 shows the dimensions of each part of the threaded joint (Fig. 7) when the nominal outer diameter is 2-3/8 to 4-1/2 inches.
  • the above embodiment can also be applied to casing.
  • test stage 5 tightening and tightening were repeated 10 times with a tightening torque of 300 kg * m. At that time, the presence or absence of galling was confirmed, but no galling was observed in any case.
  • test stage 6 the tightening torque was set between 250 kg'm and 450 kg-m each as above, and it was confirmed whether there were any leaks in the threaded joint under even more severe conditions (stage 7). But no leak was found.
  • test stage 8 three of these specimens were subjected to tensile fracture, and all three specimens broke at the tube (both at a load of + 20% of the specified minimum proof stress). The joint strength is 100% (equivalent to tube strength).
  • test suspension AP I L80 88.9 mm 01) x 6.45 mm WT
  • Item Pressure Pressure medium Axial force Temperature hold (3 ⁇ 4 1st 2nd 3rd tightening torque 250 to 450kg-m 270kg- m 300kg-m 290kg- m 4
  • Tightening torque 250-450kgi 260kg-m 280kg-m 280kg-m 4

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Description

明細書 油井管用ネジ継手 技術分野
本発明は例えば油井に用いるケ一シング、 チュービングのシ一ル性能に優れた ネジ継手に関するものである。 背景技術
図 8は例えば油井管用ネジ継手として A P Iで規定され、 幅広く使用されてい るラウンドネジ （丸ネジ） で、 それまで使用されていたラインパイプ用ネジ （三 角ネジ） の山頂を丸く仕上げ、 テーパを 1 / 3 2から 1 / 1 6に変更して、
( 1 ) ネジ切削仕上げ精度を高める、
( 2 ) ネジにかかる集中応力を減少させる、
( 3 ) 気密性能を高める、
( 4 ) ハンドリング、 輸送、 スタツビング作業中におけるネジ部損傷の危険性を 低減する、
ことを図ったものである。
すなわち、 ラウンドネジは山の両側面が同時に当たることで、 ネジの締付力が 強くなるにしたがつてネジの側面の面圧が高くなり結果的に気密性が高くなるも のである。 ただし、 このネジは管に長手方向の引張力がかかったときに、 引張力 を受ける面の角度が 3 0 ° と大きいため、 油井が増々深くなることによりネジが- 外れる、 いわゆるジャンプアウト （すっぽ抜け） の問題がある。
図 9はバットレスネジ （台形ネジ） 継手で、 油井が増々深くなることにより生 じるジャンプアウトを防止するために、 引張力を受ける側面の角度 （ロードフラ ンク角） が 3 ° でジョイントストレングスが強く、 ス夕ッビング作業などの効率 もよいものとして開発されたものである。 しかしながら、 このネジの特徴として 継手強度が高いが、 内圧に対する気密性に難点がある。
すなわち、 バットレスネジは雄ネジと雌ネジが嵌合したときにネジ間に生じた 隙間に封入されたグリース、 およびネジ側面と谷底面でネジの締め付けでロード フランクおよびピンルートの各接触面に生じた圧力 （以下面圧という） が、 管内 面に生じた油やガスの圧力を封じる役割を果たすものである。 したがって、 基本 的にはネジの締め付け力が強くなるほど上記の面圧が高くなり、 気密性も上がる はずであるが、 図 1 0に示すように、 引張力を受ける側面であるロードフランク での面圧が高くなると、 ネジの背面側 （スタツビングフランク） に隙間 Cがある ため、 ネジが長手方向にずれてしまい結局口一ドフランクの面圧が十分に高くな れない。 すなわち、 バットレスネジ締付時の各ネジ要素に発生する面圧の発生状 況を示す図 1 1のグラフで明らかなように、 本来バットレスネジにおいては、 全 長にわたりロードフランク角に面圧が生じなければならないはずであるが、 雄ネ ジの小径側では、 むしろスタツビングフランクに面圧を生じている。 これはネジ が長手方向に移動することを意味している。
上記のような従来の A P Iの油井管用ネジはテーパネジであり、 ネジを締め付 けることにより、 クサビ効果によりネジ側面の面圧を上げ気密性を高める一方、 カップリングの円周方向の引張応力 （たが応力） を発生する。 また、 バットレス ネジの場合、 締付位置の許容差が大きいため、 最悪のケースではたが応力 （フー プストレス） が材料の降伏点を超えるという問題がある。 さらに、 前記バヅトレ スネジのシール性能は、 ネジの間に密封されたグリースに依存しているため、 液 体による圧力には耐えても、 ガスの場合には分子が小さいのでリークが発生し易 いという問題もある。
このバットレスネジのシール機能の向上を図るべく、 雄ネジ先端部に形成した テーパ状の外面および端面と、 雌ネジ終端部に形成したテ一パ状の内周面および 段部とを圧接するメタルシール部を備えることによつて極めてシール性能の優れ たものが開発された。 しかしながら、 メタルシール部は寸法精度の高いものでな ければならないことから、 加工性に難があるという問題点がある。 発明の開示
本発明は、 このような A P I規格のバットレスネジ等の上記した問題点を改良 するべくなされたものである。 本発明に係る油井管用ネジ継手は、 ロードフランク角 S 1が下記 （ 1) 、 （2 ) および （3) の条件を満足し、 ネジ部に最小で外径の 0. 12%以上で、 かつ 最大で外径の 0. 8%以下の締め代 Adを与えるように締め込んだとき、 台形ネ ジの両側の斜面が同時に接触する形状を備え、 前記台形ネジの山と谷とで形成さ れる隙間を 0. 2腿以下となるようにするとともに、 ネジ幅およびネジ山高さの 寸法公差が下記 （4) および （5) の条件を満足するものである。
( 1) t (管体肉厚） /D (管体外径） ^9%のとき、
一 3° 1 ^3°
(2) 9%< t (管体肉厚） /D (管体外径） 14%のとき、
一 3° ^ 1 ^0°
(3) 14%< t (管体肉厚） /D (管体外径） のとき、
— 10° 1ぐ 0 °
(4) 10° ^ | Θ 1 | + | Θ 2 |く 20° のとき、
ネジ幅 （Wt) の公差 =±0. 015腿
ネジ山高さ （Ht) の公差 =±0. 015腿
ただし、 S 2はスタツビングフランク角
(5) 20° ≤ I S 1 I + I 02 Iのとき、
ネジ幅 （Wt) の公差 =± 0. 025醒
ネジ山高さ （Ht) の公差 =± 0. 025mm
以上のような本発明の油井管用ネジ継手は、 所望の締め代で嵌合させたとき、 ネジの両側斜面が接触し極めて優れた耐ジヤンブアウト性能が得られ、 かつ優れ たシール性が確保できる。 ' 図面の簡単な説明
図 1は本発明の油井管用ネジ継手の実施の形態を示す部分拡大説明図である。 図 2は本発明の油井管用ネジ継手の実施の形態の嵌合状態を示す説明図である 図 3は本発明の油井管用ネジ継手の実施の形態によるネジの締め付け代と面圧 の関係図である。 図 4は本発明の油井管用ネジ継手の他の実施の形態の嵌合状態を示す説明図で ある。
図 5は本発明の油井管用ネジ継手の他の実施の形態の嵌合状態を示す説明図で ある。
図 6は本発明の油井管用ネジ継手をチュービングに適用した一実施例のネジ形 状を示す説明図である。
図 7は本発明の油井管用ネジ継手をチュービングに適用した一実施例のネジ継 手形状を示す説明図である。
図 8は A P I規格のラウンドネジの構造を示す説明図である。
図 9は A P I規格のバットレスネジの構造を示す説明図である。
図 1 0は A P I規格のバットレスネジの嵌合状態を示す説明図である。
図 1 1は A P I規格のバットレスネジの嵌合状態における各部の接触圧力の変 化を示すグラフ図である。 発明を実施するための最良の形態
図 1は本発明の実施の形態を示す部分拡大説明図であり、 図 2は本発明の実施 の形態の嵌合状態を示す説明図である。 図において、 W tはネジ幅、 H tはネジ 山高さ、 Rはピッチライン、 3 1はロードフランク角でネジ山の一方の斜面とピ ツチラインに垂直な線分とのなす角、 Θ 2はス夕ッビングフランク角でネジ山の 他方の斜面とピッチラインに垂直な線分とのなす角である。 ここで、 S l < 0 2 で、 0 1は引張力を受ける側面である。 また、 前記ピッチライン Rは H t / 2の 位置にあり、 W tはネジピヅチ Pの 1 / 2である。
ネジ継手は、 カップリング部材 Aの雌ネジに管体 Bの雄ネジが接続される。 こ のネジ継手のピッチライン Rはテーパを有しており、 その傾きが大きい場合は、 ねじ込みに対しては管の回転数が少なくて済むという有利さがある反面、 薄肉管 においてネジ強度が十分でなくなる。 傾きが小さい場合は、 ねじ込みの際に管の 回転数が多くなるというねじ込みの面での不利さがあるので、 従来より採用され ている 1 / 1 6が適当な傾きで、 この実施の形態においても 1 / 1 6程度とする ものである。 ロードフランク角 01はこれが大きいと、 ネジの締付時あるいは引張荷重下に おいて大きな力ップリング周方向応力を生じ、 応力腐食割れが生じる原因となる のでこれを防止し、 また、 ジャンプアウトを防止するために、 下記の条件を満足 するように設定する。
( 1) t (管体肉厚） /D (管体外径） ^9%のとき、 01≤3° とするが、 ― 3° 未満では加工の面で不都合となるので— 3 ° を下限値とする。
(2) 9%< t (管体肉厚） /D (管体外径） ≤ 14%のとき、 01≤0° とす るが、 一 3° 未満では加工の面で不都合となるので一 3° を下限値とする。
(3) 14%< t (管体肉厚） /D (管体外径） のとき、 01 <0° とするが、 — 10° 未満では加工の面で不都合となるので— 10° を下限値とする。
また、 雄ネジ基本径 >雌ネジ基本径 d 2 としてネジ部締め代 Ad = (di 〜d2 ) を設け、 該締め代 Adに締め込んだとき、 ネジの山頂と谷底との間にで きる隙間が 0. 2腿を超えると、 この部分に封じ込められたグリースが井戸の中 の温度によって乾いた後での耐リーク性が極端に低下するので、 図 1 (b) に示 すように、 ネジの山頂と谷底との隙間が 0. 2腿以下となるように Htを決定す る。 この隙間は、 ネジの山高公差と山幅公差の組み合わせにより影響を受ける。 次にネジ山高さとネジ幅の影響について検討する。
山頂と谷底との隙間は単純に山高の公差の組み合わせ分の影響を受ける。 雄ネジ 幅がより狭くなるあるいは雌ネジ幅がより広くなると、 山頂と谷底の隙間がより 狭くなる、 あるいはその逆の現象が起こる。 従って、 ネジ山高とネジ幅の公差が 最悪の組み合わせでも、 山頂と谷底の隙間が最大で 0. 2匪を超えず、 また、 山 頂と谷底は斜面よりも早く接触しないように決めなければならない。 つまり、 耐 - リーク性能を確保するには、 ネジ山高とネジ幅の公差が最悪の組み合わせでも、 山頂と谷底の隙間が常に 0から 0. 2匪の範囲になければならない。
一例として、 0. 2匪の隙間のうち山高公差を ± 0. 025画とすると、 山高 の組み合わせで、 2 x 0. 025 = 0. 05匪が影響を受けるので、 幅の公差の 組み合わせに許されるのは 0. 15匪となる。 また I Θ 1 I + I 02 Iが小さい 角度の時ほど幅の変化がより半径方向へ影響するので、 幅公差を小さく設定する 必要がある。 例えば、 1 01 1 + 1 02 | = 10。 のネジの場合、 山高と幅の公 差を ±0. 015腿以内に抑えないと、 山頂と谷底の隙間が 0から 0. 2醒に収 まらない。
計算例：
| 01 |+ | 02 | =10° のネジの場合、 幅の変化 Awが高さ方向に及ぼす影響 は、 tan 10° =約 5. 6倍となる。 山頂と谷底の隙間の変化を 0. 2mmに抑え なければならいので、 まず、 山高公差を ±0. 015腿と設定すると、 山幅の変 化に許される隙間の範囲は 0. 17匪となり、 幅への変化量は、 0. 17÷5. 6 = 0. 030腿となる。 従って、 公差としては、 ± 0. 015匪となる。
また、 I 01 I + I 02 Iのネジの場合、 山高と幅の公差が土 0. 025画で も、 山頂と谷底の隙間が 0から 0. 2腿に入る。
以上をまとめると、 次の様なルールが出来る。
10° ≤ | Θ 1 1 + 1 02 Iく 20。 のときは、 ネジ山高さ H tとネジ幅 Wtの 公差を、 ±0. 015匪とし、 20° ≤ | 01 | + | 02 |のときは、 ネジ山高 さ H tとネジ幅 Wtの公差を、 ± 0. 025匪とする事により、 山頂と谷底の隙 間が常に 0から 0. 2mmの範囲に入り、 所望の耐リーク性能が保証出来る。
上記のように構成された油井管用ネジ継手においては、 ネジの各接触面に発生 した面圧 P cが、 管の内面に加わるガスや油の圧力 P iを超える値、 すなわち、 P OP iになると気密性が保たれる。
従来、 ネジ部の締め代を Adすると、 面圧 P cは下記 （6) 式によって算出さ れた。 しかし、 コンピュータを用いた有限要素法による計算結果では、 図 3に示 すとおり、 （6) 式の半分の Adで同じ面圧 P cが得られる事が分った。
一例として、 2— 7/8" ODx O. 2 17" AP I J 55の油井管につい - て計算すると、 管に要求される耐内圧性能は 7 , 260 psi (lbs/in2) であり 、 継ぎ手に要求される耐内圧性能も基本的には同じである。 図 3より、 0. 00 35 inchに相当するネジの締め代 Adを与えれば良い事がわかる。 これは外径の 0. 12%に相当する。
すなわち、 これにより最小締め代 Adを、 外径の 0. 12%以上取ることによ り、 P c>P iが常に満足される事になり、 所望のリーク性能を得ることが出来 る ただし、 締め代 Adを大きく取り過ぎるとゥエッジ効果によって、 カップリン グが拡がって高い円周方向の応力 （び 0) を発生する。 この応力び 0は （7) 式 で求められ、 外径の 0. 8%以上に締め付けるとフープストレスが高くなりすぎ るので、 これを上限とする。
E · (5 (R2 -d2 ) (W2 — R2 )
P c = …… ( 6 )
4R3 (W2 — d2 )
ただし、 d = Ad/2 σθ = 2 Έί2 - P c ( 1 +W2 ) / (W2 — R2 ) …… ( 7) ここで、 Ε ：ヤング率
W： カツプリング外半径
R ： ネジピッチ半径
d ：管体内半径
図 4は本発明の他の実施の形態を示す説明図である。 このネジ継手は、 上記し たネジ継手の力ップリング中央に凸部 A 1を形成したものである。 この凸部 A 1 は P I Nネジ （雄ネジ：管体） が大きなトルクで回され、 ねじ込み限界を超える ねじ込み力が加わっても、 凸部 A 1によって BOXネジ （雌ネジ：カップリング - ) へ P I Nネジが限度を超えて進入するのを阻止する。 この結果、 ガス井または 油井に回転させながらケ一シング、 チュービングを降ろすことが行われる水平井 において、 B OXネジへ P I Nネジが限度を超えて進入する、 いわゆる Jump— in が生じるのを防止することができる。
図 5は本発明のさらに他の実施の形態を示す説明図である。 このネジ継手は、 上記したネジ継手のカップリング中央に、 フッ素樹脂からなる断面形状が T字状 のリング Cを、 緩衝材として填め込んだものである。 井戸から腐食性ガスが産出 される場合には、 エポキシ樹脂等の防食塗料を塗布して、 防食用コーティング皮 膜を形成したカツプリング Aおよび管体 Bが使用される。 T字状のリング Cは防 食用コーティング皮膜が剥がれるのを防止する。 また、 ガスまたは油が管内を乱 流するのを防ぐこともできる。 実施例
本発明をチュービングに適用した 1実施例のネジ形状と寸法諸元を、 図 6、 図 7および表 1に示す。 ネジ山形状は図 6に示す通りで、 管外径の変化に関係なく 一定なロードフランク角 =2° 、 スタヅビングフランク角 =45° 、 ネジ山高さ = 1. 27腿 （48/ 1000ィンチ） 、 ネジピッチ =8山/ィンチ、 テ一パ二 1/16 (管直径/長さ） である。 呼称外径が 2— 3/8〜4— 1/2インチの 場合のネジ継手各部 （図 7) の寸法は表 1の通りである。 上記実施例はケ一シン グにも適用できる。
Figure imgf000011_0001
(圏： !）
Figure imgf000011_0002
ΐ拏
本発明の油井管用ネジ継手の性能を、 AP I— RP— 5 C 5 (Evaluation Pro cedure for Casing and Tubing Connections) の Class IVに準拠した耐圧性能テ ストを行って確認した。 この試験での供試体は、 AP I— L 80グレード （降伏 強度 =56. 2kg/匪2 , 降伏内圧 =74 lkg/腿2 ) 、 管寸法：外径 88. 9 mm、 肉厚 6. 45腿を用いた。 試験結果を表 2に示す。
この試験では、 計 6本の供試体を用い、 試験段階 4までは、 締付トルクを 25 0kg · π！〜 450kg · mの間に取り、 管内に繰り返し内圧 （水圧） を加えた場合 (段階 2) 、 この内圧以外に引張も加えた場合 （段階 3) 、 内圧にガス圧を加え ると共に引張を加えた場合 （段階 4) の継手部の漏れの有無を確認したが、 何れ も漏れは発見されなかった。
また、 試験段階 5では、 締付トルクを 300kg*m として締め付け ·締め戻し を 10回繰り返し、 そのときにかじり発生の有無を確認したが、 何れもかじりの 発生は認められなかった。
さらに試験段階 6では、 上記と同様締付トルクを各々 250kg 'm〜450kg - mの間に取り、 さらに過酷な条件 （段階 7) 下でネジ継手部の漏れの有無を確 認したが、 ここでも漏れは発見されなかった。 試験段階 8では、 これらの供試体 のうちの 3本について引張破壊を行ったところ、 3本の供試体とも管体で破断し (何れも規格最小耐力の + 20%程度の荷重にて管体部から破壊している） 、 継 手強度 100% (管体強度と同等） を満足している。
以上の試験結果から明らかなように、 内外圧に対する耐圧機能および締付 ·締 め戻しに対する耐焼付け性能共に問題なく、 本継手は AP I— RP— 5 C5 C1 ass IV相当の継手性能を満足している。 -
表 2
継手性能試験結采概要 （供試休 AP I L80 88. 9mm 01) x 6.45 mm WT) 項目 圧力 圧力媒体 軸力 温度 保持時 (¾ 1本目 2本目 3本目 締付トルクニ 250 ~ 450kg-m 270kg - m 300kg-m 290kg- m 4
2. 内圧 70 MPa 水圧 室温 30分 X 3回 リ-ク無し リ-ク無し リ-ク無し リ
3. 内 JI +引張 56 HP a 水 E 740 N 室温 30分 X 3ΙΠΙ リ-ク無し リ-ク無し リ-ク無し リ
4. 内圧 +引張 35 HP a ガス压 740 N 室温 10分 X 10回 リ-ク無し リ-ク無し リ-ク無し リ
5. 締付、 巻戻し 締付 トルク二 300 kg- m く り返し奴 = 10 回 D無し り無し nmし か
6 . 締 締付 トルク = 250〜450kgi 260kg-m 280kg-m 280kg- m 4
7. 内圧 +引張 35 HP a ガス圧 740 N 10分 X 50回 リ-ク無し リ-ク無し リ-ク無し リ
8. 引張破壊 管体破断 管体破断

Claims

請求の範囲
1. ロードフランク角 01が下記 （ 1) 、 （2) および （3) の条件を満足し 、 ネジ部に最小で外径の 0. 12 %以上で、 かつ最大で外径の 0. 8 %以下の締 め代 を与えるように締め込んだとき、 台形ネジの両側の斜面が同時に接触す る形状を備え、 前記台形ネジの山と谷とで形成される隙間を 0. 2匪以下となる ようにするとともに、 ネジ幅およびネジ山高さの寸法公差が下記 （4) および （ 5) の条件を満足することを特徴とする油井管用ネジ継手。
( 1) t (管体肉厚） /D (管体外径） ≤9%のとき、
一 3° 1≤3°
(2) 9%< t (管体肉厚） / D (管体外径） ≤ 14%のとき、
一 3。 1≤ 0°
(3) 14 < t (管体肉厚） /D (管体外径） のとき、
一 10° 1ぐ 0°
(4) 1 Ο° ≤ | Θ 1 | + | 02 |く 20° のとき、
ネジ幅 （Wt) の公差 =±0. 015匪
ネジ山高さ （Ht) の公差 =±0. 015匪
ただし、 02はスタツビングフランク角
(5) 2 O° ≤ | S 1 | + | 02 |のとき、
ネジ幅 （Wt) の公差 =± 0. 025匪
ネジ山高さ （Ht) の公差 = ± 0. 025mm
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