鉆桿接頭螺紋卸扣扭矩影響因素研究

魯喜寧，丁潔瓊，曹晶晶

（上海海隆石油管材研究所，上海 200949）

近年來石油開采難度逐漸增加，深井、超深井、大位移水平井和多分支井越來越多，對鉆桿材料強度、抗扭性能、上扣速度等不斷提出更高要求［1］。API 石油鉆桿通過帶錐度的粗牙單臺肩螺紋接頭連接，接頭抗扭強度普遍低于管體，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，石油裝備行業普遍采用非API 規范的雙臺肩高抗扭鉆桿接頭［2-4］。

提高鉆桿接頭抗扭強度，除選用更高級別材料外，還可以通過優化螺紋結構實現，如通過增加接頭副臺肩，優化螺紋螺距、錐度和齒形。螺紋接頭如圖1 所示。美國NOV Grant Prideco 公司先后研發出3 代特殊接頭螺紋。第一代特殊接頭螺紋HI-TORQUER（HTTM），通過增加副臺肩結構，使其抗扭強度較API 同規格提高40%以上（GPDS 接頭與此類似）；第二代特殊接頭螺紋eXtremeRTorque（XTR）突破API 標準原牙型設計束縛，采用更小的錐度、更大的螺距和更大的牙底圓弧半徑，抗扭強度較API 同規格提高70%以上。該類XTR螺紋鉆桿接頭同時還降低鉆井循環壓耗，提高水力性能，允許更大外徑磨損量，近年來在鉆井工業中應用廣泛；但是，其在提高抗扭強度的同時，造成上扣時旋轉圈數增加，從API 數字型接頭螺紋旋轉5 圈增加到約13 圈，使得上扣效率變低、螺紋磨損加劇，嚴重影響鉆井效率和接頭螺紋使用壽命。

圖1 螺紋接頭示意

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

然而在大位移水平井正常鉆進過程中，TTTM系列接頭出現井底卸扣事故。一般認為鉆桿接頭抗扭性能越高，則卸扣扭矩越大，發生井底卸扣的概率越小。TTTM接頭是行業中抗扭強度最高的接頭系列，也是石油鉆采行業中第一個采用雙線螺紋的鉆桿接頭螺紋產品，因此認為可能是TTTM系列接頭螺紋卸扣扭矩低造成卸扣。過去許多學者在如何提高石油鉆桿接頭抗扭強度方面進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。為確定TTTM系列接頭螺紋是否存在卸扣扭矩低的問題，現根據石油鉆桿接頭螺紋上、卸扣過程的理論模型及理論計算公式，總結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計和改進提供指導。

1 鉆桿接頭受力分析

1.1 接頭受力分析

API 單臺肩石油鉆桿接頭螺紋由主臺肩和螺紋兩部分組成（圖1）。上扣時，外螺紋、內螺紋接頭在施加上緊扭矩T單的作用下發生相對移動，首先螺紋面相互接觸產生摩擦扭矩T單t；當扭矩繼續增大，外螺紋、內螺紋接頭主臺肩面接觸并且發生相對移動，產生摩擦扭矩T主；當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 標準的雙臺肩鉆桿接頭螺紋由主臺肩、副臺肩和螺紋三部分組成［5］，上扣過程扭矩分析如圖2 所示。上扣過程與單臺肩螺紋類似，內外螺紋接頭在上緊扭矩T上的作用下發生相對移動，首先螺紋面相互接觸產生與驅動力方向相反的摩擦扭矩T雙t；扭矩繼續增大，內外螺紋接頭主臺肩面接觸并發生相對移動，產生與驅動力方向相反的摩擦扭矩T主；扭矩繼續增大，副臺肩面接觸并發生相對移動，產生與驅動力方向相反的摩擦扭矩T副，當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 標準雙臺肩鉆桿接頭的上扣過程扭矩分析

非API 標準雙臺肩鉆桿接頭螺紋，卸扣時施加扭矩同樣等于T主、T副和T雙t三者之合，卸扣過程扭矩分析如圖3 所示。所不同的是，上扣時T主、T副和T雙t方向相同，三者之和等于T上；而卸扣時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 標準雙臺肩鉆桿接頭的卸扣過程扭矩分析

1.2 螺紋副摩擦扭矩計算

接頭上扣過程中，當組成螺紋副的兩個構件作相對運動，如果兩者的螺紋間受到載荷，在螺紋接觸面間將產生摩擦力，摩擦力方向與相對運動方向相反［6-7］，此時水平推力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′ —— 當量摩擦角，（°）；

S —— 螺紋導程，mm，

n —— 螺紋線數；

P —— 螺距，mm；

f —— 摩擦因數，取0.08；

θ —— 三角形螺紋牙型半角，（°）。

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

1.3 臺肩面摩擦扭矩計算

石油鉆桿接頭螺紋按照推薦上扣扭矩擰緊后，主、副臺肩接觸面間緊密接觸，接觸面間產生摩擦力，摩擦扭矩計算公式參照未跑合推力軸承摩擦扭矩計算［7］：

式中 Fa主—— 主臺肩接觸面正壓力，N；

Fa副—— 副臺肩接觸面正壓力，N；

RS、RN—— 主、副臺肩接觸面平均半徑，mm；

QC，OD —— 主臺肩接觸面內外徑，mm；

ID，Dn—— 副臺肩接觸面內外徑，mm。

1.4 接頭螺紋上扣扭矩計算

（1） 單臺肩接頭螺紋上扣扭矩計算。

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

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%材料屈服強度），并將量的單位從國際單位制轉換為英制（因為推導都是按照國際單位制尺寸推導的，但是油井管行業使用的相關標準是國外標準，而國外標準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）推薦的單臺肩上扣扭矩公式一致［8］。

（2） 雙臺肩接頭螺紋上扣扭矩計算。

將公式（1）、（5）~（6）代入T上公式，可得到雙臺肩鉆桿接頭螺紋上扣扭矩公式。需要注意的是，雙臺肩鉆桿接頭螺紋上扣扭矩計算中，螺紋部分的扭矩是將主臺肩面單獨存在時的扭矩貢獻與副臺肩單獨存在時的扭矩貢獻兩者相加得到的，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，并將量的單位從國際單位制轉換為英制，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肩鉆桿接頭扭矩計算公式一致［9］。

1.5 雙臺肩接頭螺紋卸扣扭矩計算

為保證螺紋正常工作時，在軸向載荷的作用下不會自動卸扣，螺紋設計為自鎖，自鎖條件為φ≤ρ′，此時公式（4）為負值，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，并將國際單位制轉換為英制，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卸分別為單臺肩鉆桿接頭上扣、雙臺肩鉆桿接頭上扣和雙臺肩鉆桿接頭卸扣扭矩，ft·lb；Ym一般取60%材料屈服強度，psi；RT為螺紋平均中徑，in；A 是接頭中最小危險截面的面積，in2；AN為外螺紋接頭副臺肩面積，in2；S 是螺紋導程，in。

2 卸扣扭矩影響因素分析及改進建議

通過公式（10）對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算參數有接頭材料強度、接頭危險截面面積、螺紋導程、摩擦因數、螺紋平均半徑、主臺肩接觸面平均半徑、副臺肩面積等；然而對各參數按主臺肩、副臺肩和螺紋三大部分，又可將以上多項計算參數歸類整理成6項，即主臺肩摩擦扭矩a、副臺肩摩擦扭矩b、主臺肩部分螺紋接觸面間摩擦扭矩c、副臺肩部分螺紋接觸面間摩擦扭矩d、主臺肩部分螺紋升角產生的扭矩e 和副臺肩部分螺紋升角產生的扭矩f。在上扣過程中，該6 項摩擦扭矩方向與上扣扭矩方向相反，達到扭矩平衡。

石油鉆桿接頭螺紋卸扣扭矩計算公式（12）同樣也是由以上6 項組成。在卸扣過程中，主臺肩面摩擦扭矩a 和副臺肩面摩擦扭矩b，主（副）臺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）臺肩部分螺紋升角產生的扭矩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Vallourec 公司最新研發的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不會降低卸扣扭矩，最大可能地降低正常鉆進中井底卸扣風險。假設某種接頭型號固定，則所有參數均為設計值，R 為：

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

為便于分析，假設a+b+c+d+e+f=1，則此時a、b、c、d、e、f 代表各部分扭矩占總扭矩的百分比。對于設計定型的某個規格來說，R 是一個定值，可用公式（14）表示：

對API 常用規格鉆桿接頭螺紋及市場主流特殊螺紋，按照以上推理過程進行數據統計，得到常用鉆桿接頭各部分扭矩占比，具體見表1。

由表1 可以看出，相同類型的接頭，大規格螺紋的扭矩比R 較小規格螺紋大，無論是API 標準螺紋還是特殊螺紋皆呈現同樣的規律。其原因是：接頭螺紋螺距相同時，大規格接頭螺紋中徑大，螺旋升角小，升角部分扭矩占比較??；雙臺肩接頭螺紋扭矩比R 較單臺肩接頭螺紋小，由于雙臺肩結構，增加了副臺肩螺旋升角扭矩，使雙臺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，雙線螺紋導程較單線螺紋導程成倍增加，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所研究的內容，國內外學者對螺紋松扣機理進行了大量分析研究及測試，并設計實施了多種應對方案［10-12］。大部分可實施的螺紋防松方案，都不適用于頻繁拆卸的螺紋連接場合；因此，結合石油鉆桿接頭螺紋對安全性和疲勞壽命要求高的特點，從接頭螺紋理論上扣和卸扣扭矩模型及計算公式入手，提高螺紋扭矩比R，減小鉆桿接頭井底卸扣風險，可從以下6 方面入手。

（1） 減小螺紋導程設計。上扣旋轉圈數受上扣前插入深度H 和螺紋導程S（單線時S 為螺距）的影響。根據螺紋上緊時旋轉圈數C 的計算公式（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程，還可以通過優化螺紋錐度及牙頂高，同樣可以使螺紋達到較少的上扣圈數。

（2） 增加輔助扭矩結構［12-14］。如設計螺紋、徑向錐面對錐面、柱面對柱面過盈配合扭矩結構等，增加其他部分扭矩值占比，達到減小螺紋導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） 錐度優化。API 鉆桿接頭設計外螺紋錐度公差為正（即錐度可以更陡），內螺紋錐度公差為負（即錐度可以更平）。當螺紋上緊后由于受力變形，外螺紋錐度變得更陡，內螺紋錐度變得更平，螺紋牙受力主要集中在大端前三牙［15］，后3/4 段螺紋牙側接觸壓力非常小。這導致接頭實際卸扣扭矩比理論計算值低；因此，可優化螺紋錐度公差，將外螺紋錐度設計稍平緩，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。從公式（13）可以看出，提高螺紋脂摩擦因數，可提高接觸面間摩擦力，直接提高非導程部分的扭矩值及其占比，間接地減小了導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） 降低鉆井過程中的摩阻。在接頭外壁與井筒常摩擦的位置，設計減摩降阻裝置，可減小鉆井過程中的摩擦阻力，使摩擦阻力小到不足以使接頭發生井底卸扣。

（6） 根據以上分析可知，在API 數字型鉆桿接頭螺紋中，螺紋導程對最小規格的NC23 影響最大，通過計算，NC23 鉆桿接頭導程占比為0.16，R 為0.68。該規格接頭在幾十年使用過程中，正常鉆進時未發生過井底卸扣事故，可將0.68 設置成鉆桿接頭螺紋最小扭矩比，以保證安全鉆井。

3 結 論

（1） 扭矩比R 與螺紋導程有直接關系。因此，同樣尺寸結構設計的多線螺紋確實比單線螺紋卸扣扭矩低。

（2） 通過減小螺紋導程，增加螺紋過盈配合等輔助扭矩結構，優化螺紋錐度，提高螺紋脂摩擦因數，降低鉆井過程中的摩擦阻力等，對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，建議優化設計后螺紋導程扭矩占比不高于0.16，即R≥0.68。