魯喜寧，丁潔瓊，曹晶晶

（上海海隆石油管材研究所，上海 200949）

近年來(lái)石油開(kāi)采難度逐漸增加，深井、超深井、大位移水平井和多分支井越來(lái)越多，對(duì)鉆桿材料強(qiáng)度、抗扭性能、上扣速度等不斷提出更高要求［1］。API 石油鉆桿通過(guò)帶錐度的粗牙單臺(tái)肩螺紋接頭連接，接頭抗扭強(qiáng)度普遍低于管體，螺紋連接處通常是鉆柱最薄弱的部分。為滿足鉆桿鉆探深井、水平井或大斜度定向井的需求，石油裝備行業(yè)普遍采用非API 規(guī)范的雙臺(tái)肩高抗扭鉆桿接頭［2-4］。

提高鉆桿接頭抗扭強(qiáng)度，除選用更高級(jí)別材料外，還可以通過(guò)優(yōu)化螺紋結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)，如通過(guò)增加接頭副臺(tái)肩，優(yōu)化螺紋螺距、錐度和齒形。螺紋接頭如圖1 所示。美國(guó)NOV Grant Prideco 公司先后研發(fā)出3 代特殊接頭螺紋。第一代特殊接頭螺紋HI-TORQUER（HTTM），通過(guò)增加副臺(tái)肩結(jié)構(gòu)，使其抗扭強(qiáng)度較API 同規(guī)格提高40%以上（GPDS 接頭與此類似）；第二代特殊接頭螺紋eXtremeRTorque（XTR）突破API 標(biāo)準(zhǔn)原牙型設(shè)計(jì)束縛，采用更小的錐度、更大的螺距和更大的牙底圓弧半徑，抗扭強(qiáng)度較API 同規(guī)格提高70%以上。該類XTR螺紋鉆桿接頭同時(shí)還降低鉆井循環(huán)壓耗，提高水力性能，允許更大外徑磨損量，近年來(lái)在鉆井工業(yè)中應(yīng)用廣泛；但是，其在提高抗扭強(qiáng)度的同時(shí)，造成上扣時(shí)旋轉(zhuǎn)圈數(shù)增加，從API 數(shù)字型接頭螺紋旋轉(zhuǎn)5 圈增加到約13 圈，使得上扣效率變低、螺紋磨損加劇，嚴(yán)重影響鉆井效率和接頭螺紋使用壽命。

圖1 螺紋接頭示意

為解決上述問(wèn)題，NOV Grant Prideco 公司研發(fā)了第三代特殊螺紋Turbo TorqueTM（TTTM），將接頭材料強(qiáng)度從120 ksi（827 MPa）提高到130 ksi（896 MPa），并將牙型改為雙頭雙圓弧牙底，成功降低上扣旋轉(zhuǎn)圈數(shù)。第3 代特殊螺紋上扣旋轉(zhuǎn)4.2 ~6.5 圈，與API 數(shù)字型螺紋相近，是XTTM系列一半甚至更低，抗扭強(qiáng)度較XTTM系列提高約20%。

然而在大位移水平井正常鉆進(jìn)過(guò)程中，TTTM系列接頭出現(xiàn)井底卸扣事故。一般認(rèn)為鉆桿接頭抗扭性能越高，則卸扣扭矩越大，發(fā)生井底卸扣的概率越小。TTTM接頭是行業(yè)中抗扭強(qiáng)度最高的接頭系列，也是石油鉆采行業(yè)中第一個(gè)采用雙線螺紋的鉆桿接頭螺紋產(chǎn)品，因此認(rèn)為可能是TTTM系列接頭螺紋卸扣扭矩低造成卸扣。過(guò)去許多學(xué)者在如何提高石油鉆桿接頭抗扭強(qiáng)度方面進(jìn)行了很多研究和分析，但在接頭卸扣扭矩方面的研究較為少見(jiàn)。為確定TTTM系列接頭螺紋是否存在卸扣扭矩低的問(wèn)題，現(xiàn)根據(jù)石油鉆桿接頭螺紋上、卸扣過(guò)程的理論模型及理論計(jì)算公式，總結(jié)鉆桿接頭螺紋卸扣扭矩的影響因素，提出提高卸扣扭矩的建議，以期為今后接頭的設(shè)計(jì)和改進(jìn)提供指導(dǎo)。

1 鉆桿接頭受力分析

1.1 接頭受力分析

API 單臺(tái)肩石油鉆桿接頭螺紋由主臺(tái)肩和螺紋兩部分組成（圖1）。上扣時(shí)，外螺紋、內(nèi)螺紋接頭在施加上緊扭矩T單的作用下發(fā)生相對(duì)移動(dòng)，首先螺紋面相互接觸產(chǎn)生摩擦扭矩T單t；當(dāng)扭矩繼續(xù)增大，外螺紋、內(nèi)螺紋接頭主臺(tái)肩面接觸并且發(fā)生相對(duì)移動(dòng)，產(chǎn)生摩擦扭矩T主；當(dāng)扭矩施加到推薦上扣扭矩，上緊扭矩T單與T主、T單t的方向相反，有T單=T單t+T主。

非API 標(biāo)準(zhǔn)的雙臺(tái)肩鉆桿接頭螺紋由主臺(tái)肩、副臺(tái)肩和螺紋三部分組成［5］，上扣過(guò)程扭矩分析如圖2 所示。上扣過(guò)程與單臺(tái)肩螺紋類似，內(nèi)外螺紋接頭在上緊扭矩T上的作用下發(fā)生相對(duì)移動(dòng)，首先螺紋面相互接觸產(chǎn)生與驅(qū)動(dòng)力方向相反的摩擦扭矩T雙t；扭矩繼續(xù)增大，內(nèi)外螺紋接頭主臺(tái)肩面接觸并發(fā)生相對(duì)移動(dòng)，產(chǎn)生與驅(qū)動(dòng)力方向相反的摩擦扭矩T主；扭矩繼續(xù)增大，副臺(tái)肩面接觸并發(fā)生相對(duì)移動(dòng)，產(chǎn)生與驅(qū)動(dòng)力方向相反的摩擦扭矩T副，當(dāng)扭矩施加到推薦上扣扭矩，推薦上扣扭矩T上與T主、T副、T雙t方向相反，有T上=T雙t+T主+T副。

圖2 非API 標(biāo)準(zhǔn)雙臺(tái)肩鉆桿接頭的上扣過(guò)程扭矩分析

非API 標(biāo)準(zhǔn)雙臺(tái)肩鉆桿接頭螺紋，卸扣時(shí)施加扭矩同樣等于T主、T副和T雙t三者之合，卸扣過(guò)程扭矩分析如圖3 所示。所不同的是，上扣時(shí)T主、T副和T雙t方向相同，三者之和等于T上；而卸扣時(shí)T主、T副與T雙t方向相反，T主和T副方向與卸扣施加扭矩T卸方向相反，T雙t與T卸方向相同，則有T卸=T主+T副-T雙t。

圖3 非API 標(biāo)準(zhǔn)雙臺(tái)肩鉆桿接頭的卸扣過(guò)程扭矩分析

1.2 螺紋副摩擦扭矩計(jì)算

接頭上扣過(guò)程中，當(dāng)組成螺紋副的兩個(gè)構(gòu)件作相對(duì)運(yùn)動(dòng)，如果兩者的螺紋間受到載荷，在螺紋接觸面間將產(chǎn)生摩擦力，摩擦力方向與相對(duì)運(yùn)動(dòng)方向相反［6-7］，此時(shí)水平推力F=Fatan（φ+ρ′），摩擦扭矩Tt為：

式中 d2—— 螺紋中徑，mm；

Fa—— 軸向載荷，N；

φ —— 螺旋升角，（°）；

ρ′ —— 當(dāng)量摩擦角，（°）；

S —— 螺紋導(dǎo)程，mm，

n —— 螺紋線數(shù)；

P —— 螺距，mm；

f —— 摩擦因數(shù)，取0.08；

θ —— 三角形螺紋牙型半角，（°）。

在接頭卸扣過(guò)程，螺紋擰松時(shí)，此時(shí)水平推力F=Fatan（φ-ρ′），卸扣扭矩Tb為：

1.3 臺(tái)肩面摩擦扭矩計(jì)算

石油鉆桿接頭螺紋按照推薦上扣扭矩?cái)Q緊后，主、副臺(tái)肩接觸面間緊密接觸，接觸面間產(chǎn)生摩擦力，摩擦扭矩計(jì)算公式參照未跑合推力軸承摩擦扭矩計(jì)算［7］：

式中 Fa主—— 主臺(tái)肩接觸面正壓力，N；

Fa副—— 副臺(tái)肩接觸面正壓力，N；

RS、RN—— 主、副臺(tái)肩接觸面平均半徑，mm；

QC，OD —— 主臺(tái)肩接觸面內(nèi)外徑，mm；

ID，Dn—— 副臺(tái)肩接觸面內(nèi)外徑，mm。

1.4 接頭螺紋上扣扭矩計(jì)算

（1） 單臺(tái)肩接頭螺紋上扣扭矩計(jì)算。

將公式（1）、（5）代入T單公式，由tan φ·tan ρ′≈0，得到API 單臺(tái)肩上扣扭矩計(jì)算公式：

鉆桿接頭螺紋為錐形螺紋，用螺紋平均中徑RT代替直螺紋中徑d2，代入φ 和ρ′的正切值、RS及軸向載荷Ym（60%材料屈服強(qiáng)度），并將量的單位從國(guó)際單位制轉(zhuǎn)換為英制（因?yàn)橥茖?dǎo)都是按照國(guó)際單位制尺寸推導(dǎo)的，但是油井管行業(yè)使用的相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)是國(guó)外標(biāo)準(zhǔn)，而國(guó)外標(biāo)準(zhǔn)里的量都是采用英制單位），公式（7）可變形為：

公式（8）與API RP 7G—1998（R2015）推薦的單臺(tái)肩上扣扭矩公式一致［8］。

（2） 雙臺(tái)肩接頭螺紋上扣扭矩計(jì)算。

將公式（1）、（5）~（6）代入T上公式，可得到雙臺(tái)肩鉆桿接頭螺紋上扣扭矩公式。需要注意的是，雙臺(tái)肩鉆桿接頭螺紋上扣扭矩計(jì)算中，螺紋部分的扭矩是將主臺(tái)肩面單獨(dú)存在時(shí)的扭矩貢獻(xiàn)與副臺(tái)肩單獨(dú)存在時(shí)的扭矩貢獻(xiàn)兩者相加得到的，因此：

同樣，用螺紋平均中徑RT代替直螺紋中徑d2，代入φ 和ρ′的正切值、RS和RN及軸向載荷Ym，并將量的單位從國(guó)際單位制轉(zhuǎn)換為英制，公式（9）可變形為：

公式（10）與Nov Grant Prideco 公司及李克向等研究的雙臺(tái)肩鉆桿接頭扭矩計(jì)算公式一致［9］。

1.5 雙臺(tái)肩接頭螺紋卸扣扭矩計(jì)算

為保證螺紋正常工作時(shí)，在軸向載荷的作用下不會(huì)自動(dòng)卸扣，螺紋設(shè)計(jì)為自鎖，自鎖條件為φ≤ρ′，此時(shí)公式（4）為負(fù)值，螺紋副間摩擦力方向與卸扣扭矩方向相同，卸扣扭矩等于主、 副臺(tái)肩接觸面摩擦扭矩減去主、副螺紋摩擦扭矩，將公式（4）~（6）代入T卸，可得到雙臺(tái)肩鉆桿接頭螺紋卸扣扭矩公式：

同樣，用螺紋平均中徑RT代替直螺紋中徑d2，代入φ 和ρ′的正切值、RS和RN及軸向載荷Ym，并將國(guó)際單位制轉(zhuǎn)換為英制，公式（11）可變形為：

需要注意的是，公式（8）、（10）、（12）中量的單位均為英制單位，T單和T上及T卸分別為單臺(tái)肩鉆桿接頭上扣、雙臺(tái)肩鉆桿接頭上扣和雙臺(tái)肩鉆桿接頭卸扣扭矩，ft·lb；Ym一般取60%材料屈服強(qiáng)度，psi；RT為螺紋平均中徑，in；A 是接頭中最小危險(xiǎn)截面的面積，in2；AN為外螺紋接頭副臺(tái)肩面積，in2；S 是螺紋導(dǎo)程，in。

2 卸扣扭矩影響因素分析及改進(jìn)建議

通過(guò)公式（10）對(duì)石油鉆桿接頭螺紋上扣扭矩分析可知，影響接頭螺紋上扣扭矩的計(jì)算參數(shù)有接頭材料強(qiáng)度、接頭危險(xiǎn)截面面積、螺紋導(dǎo)程、摩擦因數(shù)、螺紋平均半徑、主臺(tái)肩接觸面平均半徑、副臺(tái)肩面積等；然而對(duì)各參數(shù)按主臺(tái)肩、副臺(tái)肩和螺紋三大部分，又可將以上多項(xiàng)計(jì)算參數(shù)歸類整理成6項(xiàng)，即主臺(tái)肩摩擦扭矩a、副臺(tái)肩摩擦扭矩b、主臺(tái)肩部分螺紋接觸面間摩擦扭矩c、副臺(tái)肩部分螺紋接觸面間摩擦扭矩d、主臺(tái)肩部分螺紋升角產(chǎn)生的扭矩e 和副臺(tái)肩部分螺紋升角產(chǎn)生的扭矩f。在上扣過(guò)程中，該6 項(xiàng)摩擦扭矩方向與上扣扭矩方向相反，達(dá)到扭矩平衡。

石油鉆桿接頭螺紋卸扣扭矩計(jì)算公式（12）同樣也是由以上6 項(xiàng)組成。在卸扣過(guò)程中，主臺(tái)肩面摩擦扭矩a 和副臺(tái)肩面摩擦扭矩b，主（副）臺(tái)肩部分螺紋接觸面間摩擦扭矩c 和d 與卸扣扭矩方向相反；而主（副）臺(tái)肩部分螺紋升角產(chǎn)生的扭矩e 和f與卸扣扭矩方向相同；因此，螺紋的卸扣扭矩比上扣扭矩小。

法國(guó)Vallourec 公司最新研發(fā)的VAMRX ForceTM接頭螺紋的上扣扭矩與卸扣扭矩比在0.7~1.1，該系列接頭螺紋在提高上扣扭矩的同時(shí)不會(huì)降低卸扣扭矩，最大可能地降低正常鉆進(jìn)中井底卸扣風(fēng)險(xiǎn)。假設(shè)某種接頭型號(hào)固定，則所有參數(shù)均為設(shè)計(jì)值，R 為：

分析公式（13），卸扣扭矩與上扣扭矩都是由主（副）臺(tái)肩面摩擦扭矩a 和b、主（副）臺(tái)肩部分螺紋接觸面間摩擦扭矩c 和d、主（副）臺(tái)肩部分螺紋升角產(chǎn)生的扭矩e 和f 共同組成，各部分扭矩大小相等；兩者差別在于主（副）臺(tái)肩部分螺旋升角產(chǎn)生的扭矩e 和f 方向與外部施加扭矩方向不同。

為便于分析，假設(shè)a+b+c+d+e+f=1，則此時(shí)a、b、c、d、e、f 代表各部分扭矩占總扭矩的百分比。對(duì)于設(shè)計(jì)定型的某個(gè)規(guī)格來(lái)說(shuō)，R 是一個(gè)定值，可用公式（14）表示：

對(duì)API 常用規(guī)格鉆桿接頭螺紋及市場(chǎng)主流特殊螺紋，按照以上推理過(guò)程進(jìn)行數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)，得到常用鉆桿接頭各部分扭矩占比，具體見(jiàn)表1。

由表1 可以看出，相同類型的接頭，大規(guī)格螺紋的扭矩比R 較小規(guī)格螺紋大，無(wú)論是API 標(biāo)準(zhǔn)螺紋還是特殊螺紋皆呈現(xiàn)同樣的規(guī)律。其原因是：接頭螺紋螺距相同時(shí)，大規(guī)格接頭螺紋中徑大，螺旋升角小，升角部分扭矩占比較小；雙臺(tái)肩接頭螺紋扭矩比R 較單臺(tái)肩接頭螺紋小，由于雙臺(tái)肩結(jié)構(gòu)，增加了副臺(tái)肩螺旋升角扭矩，使雙臺(tái)肩接頭螺旋升角扭矩比例增加，故其扭矩比R 變低；單線接頭螺紋扭矩比R 較雙線接頭螺紋大，雙線螺紋導(dǎo)程較單線螺紋導(dǎo)程成倍增加，螺旋升角變大，升角部分扭矩也迅速增大，因此卸扣扭矩變小較多，導(dǎo)致扭矩比R 較小。

表1 常用鉆桿接頭各部分扭矩占比

提高石油鉆桿接頭螺紋卸扣扭矩也是螺紋防松技術(shù)所研究的內(nèi)容，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)螺紋松扣機(jī)理進(jìn)行了大量分析研究及測(cè)試，并設(shè)計(jì)實(shí)施了多種應(yīng)對(duì)方案［10-12］。大部分可實(shí)施的螺紋防松方案，都不適用于頻繁拆卸的螺紋連接場(chǎng)合；因此，結(jié)合石油鉆桿接頭螺紋對(duì)安全性和疲勞壽命要求高的特點(diǎn)，從接頭螺紋理論上扣和卸扣扭矩模型及計(jì)算公式入手，提高螺紋扭矩比R，減小鉆桿接頭井底卸扣風(fēng)險(xiǎn)，可從以下6 方面入手。

（1） 減小螺紋導(dǎo)程設(shè)計(jì)。上扣旋轉(zhuǎn)圈數(shù)受上扣前插入深度H 和螺紋導(dǎo)程S（單線時(shí)S 為螺距）的影響。根據(jù)螺紋上緊時(shí)旋轉(zhuǎn)圈數(shù)C 的計(jì)算公式（C=。其中，h 為螺紋牙頂高，mm；t 為螺紋錐度，mm/m）可知，提高螺紋上扣速度除了加大螺紋導(dǎo)程，還可以通過(guò)優(yōu)化螺紋錐度及牙頂高，同樣可以使螺紋達(dá)到較少的上扣圈數(shù)。

（2） 增加輔助扭矩結(jié)構(gòu)［12-14］。如設(shè)計(jì)螺紋、徑向錐面對(duì)錐面、柱面對(duì)柱面過(guò)盈配合扭矩結(jié)構(gòu)等，增加其他部分扭矩值占比，達(dá)到減小螺紋導(dǎo)程部分扭矩所占比例的目的，同樣可以增大卸扣扭矩和扭矩比R。

（3） 錐度優(yōu)化。API 鉆桿接頭設(shè)計(jì)外螺紋錐度公差為正（即錐度可以更陡），內(nèi)螺紋錐度公差為負(fù)（即錐度可以更平）。當(dāng)螺紋上緊后由于受力變形，外螺紋錐度變得更陡，內(nèi)螺紋錐度變得更平，螺紋牙受力主要集中在大端前三牙［15］，后3/4 段螺紋牙側(cè)接觸壓力非常小。這導(dǎo)致接頭實(shí)際卸扣扭矩比理論計(jì)算值低；因此，可優(yōu)化螺紋錐度公差，將外螺紋錐度設(shè)計(jì)稍平緩，上扣后各螺紋牙均有效接觸，可在一定程度上提高螺紋牙接觸面間的摩擦力，提高卸扣扭矩值和扭矩比R。

（4） 提高螺紋脂摩擦因數(shù)。從公式（13）可以看出，提高螺紋脂摩擦因數(shù)，可提高接觸面間摩擦力，直接提高非導(dǎo)程部分的扭矩值及其占比，間接地減小了導(dǎo)程部分扭矩所占比例，可一定程度上提高螺紋卸扣扭矩和扭矩比R。

（5） 降低鉆井過(guò)程中的摩阻。在接頭外壁與井筒常摩擦的位置，設(shè)計(jì)減摩降阻裝置，可減小鉆井過(guò)程中的摩擦阻力，使摩擦阻力小到不足以使接頭發(fā)生井底卸扣。

（6） 根據(jù)以上分析可知，在API 數(shù)字型鉆桿接頭螺紋中，螺紋導(dǎo)程對(duì)最小規(guī)格的NC23 影響最大，通過(guò)計(jì)算，NC23 鉆桿接頭導(dǎo)程占比為0.16，R 為0.68。該規(guī)格接頭在幾十年使用過(guò)程中，正常鉆進(jìn)時(shí)未發(fā)生過(guò)井底卸扣事故，可將0.68 設(shè)置成鉆桿接頭螺紋最小扭矩比，以保證安全鉆井。

3 結(jié) 論

（1） 扭矩比R 與螺紋導(dǎo)程有直接關(guān)系。因此，同樣尺寸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的多線螺紋確實(shí)比單線螺紋卸扣扭矩低。

（2） 通過(guò)減小螺紋導(dǎo)程，增加螺紋過(guò)盈配合等輔助扭矩結(jié)構(gòu)，優(yōu)化螺紋錐度，提高螺紋脂摩擦因數(shù)，降低鉆井過(guò)程中的摩擦阻力等，對(duì)提高螺紋卸扣扭矩和扭矩比R 有利。

（3） 借鑒NC23 鉆桿接頭螺紋，建議優(yōu)化設(shè)計(jì)后螺紋導(dǎo)程扭矩占比不高于0.16，即R≥0.68。