況雨春 黃何松 閔桃源

西南石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，成都，610500

0 引言

在實際鉆井工況中，頂驅(qū)下部懸掛著幾千米長的鉆桿，鉆桿內(nèi)部流動著高壓泥漿，與此同時，頂驅(qū)還要承受扭矩、拉力等多種載荷作用，其受力狀態(tài)極其復(fù)雜。頂驅(qū)的旋轉(zhuǎn)以及承受的載荷主要通過中心管來傳遞，而中心管與下部鉆桿的連接則通過螺紋來實現(xiàn)，螺紋連接的可靠性直接決定了鉆井效率的高低[1]。據(jù)統(tǒng)計，64%的油套管失效事故都發(fā)生在螺紋處，國內(nèi)則高達(dá)86%[2-3]，隨著我國石油鉆采工業(yè)的迅猛發(fā)展，這一比例可能將繼續(xù)上升。螺紋接頭是油套管連接最薄弱的環(huán)節(jié)，提高油套管螺紋的連接性能是保證鉆井工作順利進(jìn)行的前提[4]，為了解決日益突出的螺紋過早失效問題(粘扣、斷裂等)，近年來國內(nèi)外學(xué)者對鉆桿螺紋和套管螺紋進(jìn)行了大量研究。蘭洪波等[5]通過設(shè)計新型雙臺肩鉆桿接頭，利用有限元軟件分析了各種載荷工況下的接頭強(qiáng)度；袁光杰等[6]通過對偏梯形套管螺紋進(jìn)行研究，分析了管螺紋在摩擦因素和錐度下的應(yīng)力分布；BAHAI[7]利用二維參數(shù)化模型，分析在軸向力和彎矩作用下鉆桿接頭的應(yīng)力集中因子；CHEN等[8]利用鉆具接頭二維軸對稱模型進(jìn)行了有限元分析，發(fā)現(xiàn)應(yīng)力主要集中在第一圈螺紋牙根部以及距離公扣最遠(yuǎn)端螺紋牙處；SHAHANI等[9]通過三維二維有限元模型對比，研究不同載荷作用下鉆桿接頭的接觸應(yīng)力分布；BRENNAN等[10]對錐螺紋鉆桿接頭進(jìn)行了應(yīng)力強(qiáng)度分析。上述文獻(xiàn)均采用二維軸對稱模型，通過數(shù)值計算方法對螺紋連接強(qiáng)度、力學(xué)特性以及失效破壞等進(jìn)行研究，得出了較為正確的結(jié)論。上述分析方法尚未經(jīng)過實驗驗證，采用二維軸對稱模型時未考慮螺旋升角對應(yīng)力分布的具體影響，這在很大程度上降低了有限元分析的可靠性。

本文基于彈塑性理論、von Mises屈服準(zhǔn)則以及中心管材料本構(gòu)模型實驗研究結(jié)果，建立扭矩作用下螺紋接頭三維和二維數(shù)值仿真模型，對比二維、三維的仿真結(jié)果并建立過盈量(過盈量是指螺紋接頭臺肩處沿軸線方向的形變量)與扭矩之間的關(guān)系曲線，證明二維分析方法適用于螺紋接頭分析。深入研究了接頭力學(xué)性能，分析其失效原因并進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化，定量分析了在緊扣扭矩作用下的力學(xué)行為，評價螺紋參數(shù)對應(yīng)力大小的影響，綜合考慮載荷作用下螺紋連接強(qiáng)度和生產(chǎn)成本并挑選出最優(yōu)值。

1 頂驅(qū)中心管螺紋力學(xué)模型

1.1 緊扣扭矩下的螺紋接頭受力特征

中心管接頭通過螺紋嚙合實現(xiàn)公扣和母扣的相互連接，三維模型較二維軸對稱模型的區(qū)別在于螺紋牙帶有一定的螺旋升角，在公扣端面施加緊扣扭矩，嚙合過程中會由于臺肩面和螺紋牙嚙合面的擠壓作用而產(chǎn)生相互作用力，受力特征見圖1。

注：代表垂直紙面向里的作用力；代表垂直紙面向外的作用力；△代表固定邊界。圖1 緊扣扭矩作用下的螺紋接頭受力特征Fig.1 Force analysis of threaded joint subjected to tightening torque

截取公扣螺紋牙體上一段微元，其上存在著垂直于接觸面的正應(yīng)力σ和沿著接觸面的剪應(yīng)力τ，它們在單位嚙合長度上的合應(yīng)力為P，將合應(yīng)力分解為沿水平方向的應(yīng)力Px和豎直方向的應(yīng)力Py。假設(shè)第i牙螺紋的嚙合長度為si，則第i牙螺紋承擔(dān)的力和力矩分別為[11]

(1)

(2)

式中,l為嚙合面所對應(yīng)的半徑。

則所有螺紋牙上承擔(dān)的合力和合力矩為

(3)

(4)

由平衡方程可知，螺紋牙產(chǎn)生的合力和合力矩與臺肩處產(chǎn)生的力和力矩相等，即

(5)

在扭矩作用下，公扣相對于母扣沿螺旋升角方向運動，實現(xiàn)接頭的上扣。

二維模型通過在臺肩施加過盈量來模擬上扣。為了準(zhǔn)確表征緊扣扭矩與螺紋過盈量的關(guān)系，在螺紋擰緊過程中，既要考慮彈性階段位移量變化，也要考慮塑性階段的位移變化，螺紋接頭臺肩處位移量與螺紋轉(zhuǎn)角和螺距之間的關(guān)系如下[12]：

(6)

式中，θ為螺紋轉(zhuǎn)角，(°)；p為螺距,mm；s為螺紋的位移量,mm。

(1) 彈性階段預(yù)緊力與轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系。螺紋臺肩面之間接觸為體彈性接觸，通過臺肩面面積和轉(zhuǎn)角可以得出臺肩面材料變化的體積，再根據(jù)材料的體積彈性模量K、剛度C，可以得出預(yù)緊力的方程式：

(7)

式中，E為彈性模量；μn為泊松比；L為內(nèi)螺紋接頭長度，mm;D1為臺肩面接觸面環(huán)面大徑,mm；D2為臺肩面接觸面環(huán)面小徑,mm。

(2) 屈服階段預(yù)緊力與轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系。材料屈服之后的塑性變形階段，可以根據(jù)雙線性強(qiáng)化力學(xué)模型表示預(yù)緊力與轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系，方程表示為

(8)

式中，θs為彈性段與屈服段分界點時的螺紋轉(zhuǎn)角，(°)；Fs為彈性段與屈服段分界點時的螺紋預(yù)緊力，N；k為屈服段簡化后的調(diào)整系數(shù)。

螺紋轉(zhuǎn)角和扭矩的最終關(guān)系式如下：

(9)

1.2 頂驅(qū)中心管接頭模型網(wǎng)格劃分

基于分塊網(wǎng)格劃分方法對二維模型和三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，其有限元網(wǎng)格劃分情況見圖2。螺紋和臺肩部分采用精細(xì)網(wǎng)格，以保證計算精度；其他區(qū)域采用相對稀疏的網(wǎng)格，以控制計算效率。公扣端面施加外載荷，母扣端面施加固定約束。

(a)二維軸對稱有限元模型

(b)三維有限元模型圖2 螺紋接頭有限元模型Fig.2 Finite element model of thread joint

1.3 中心管材料本構(gòu)模型試驗研究

中心管螺紋接頭所用材料為SAE4137H合金鋼，系各向同性彈塑性材料，對接頭材料進(jìn)行拉伸試驗，20 ℃環(huán)境溫度下獲得3種試樣的基本參數(shù)和試驗數(shù)據(jù)，見表1。由圖3應(yīng)力應(yīng)變曲線可以得出：材料彈性模量為210 GPa，屈服強(qiáng)度為860 MPa,抗拉強(qiáng)度為975 MPa，泊松比為0.29，考慮到含40%～60%(質(zhì)量分?jǐn)?shù))鋅粉末的螺紋脂的影響，配合面間(包括螺紋之間和臺肩面之間)的摩擦因數(shù)取0.08[13]。在有限元分析中定義塑性數(shù)據(jù)須采用真實應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系，其關(guān)系曲線見圖4。

1.4 有限元數(shù)值仿真模型驗證

為了確保數(shù)值仿真結(jié)果的可靠性，本文通過鉆具接頭脹扣實驗，利用拆裝架液壓系統(tǒng)對螺紋接頭施加緊扣扭矩(圖5左)，對比研究不同緊扣扭矩下接頭外緣的膨脹變化規(guī)律。實驗以API標(biāo)準(zhǔn)NC31型特殊扣為研究對象，建立與圖5右相同規(guī)格的連接螺紋力學(xué)模型。為了保證實驗結(jié)果的可靠性，改變接頭螺紋錐度和外徑，分別測得3組不同結(jié)構(gòu)接頭脹扣數(shù)據(jù)。通過有限元仿真，獲得了實驗結(jié)果與模擬結(jié)果的對比圖，見圖6。圖6表明，實驗結(jié)果與有限元仿真結(jié)果變化趨勢相同，結(jié)果雖存在一定差異，但最大誤差不超過30%，這些誤差是由建模、網(wǎng)格劃分、有限元分析以及實驗過程中產(chǎn)生的誤差所造成的，在可接受的范圍內(nèi)?？傮w上兩者結(jié)果吻合較好，驗證了三維模型建模的準(zhǔn)確性以及仿真結(jié)果的可靠性，表明所建立的模型以及分析方法能滿足鉆具接頭力學(xué)性能研究的需要。

表1 3種試樣拉伸試驗數(shù)據(jù)

圖3 應(yīng)力應(yīng)變曲線Fig.3 Stress-strain curve

圖4 真實應(yīng)力應(yīng)變曲線Fig.4 True stress-strain curve

圖5 鉆具拆裝架與螺紋接頭Fig.5 Drilling tool makeup and breakout stand and the threaded connection

圖6 實驗結(jié)果與有限元結(jié)果對比Fig.6 Comparison of experimental results and finite element results

2 螺紋接頭力學(xué)行為模擬及連接性能分析

2.1 二維、三維有限元結(jié)果對比分析

利用有限元軟件模擬螺紋接頭的緊扣過程，分析在不同緊扣扭矩作用下的螺紋受力情況。為了避免數(shù)值振蕩[13]，采用圖7所示光滑的加載曲線對三維有限元模型進(jìn)行加載，加載時間設(shè)置為1 s。

圖7 扭矩加載曲線Fig.7 Torque loading curve

圖8、圖9所示分別為5 kN·m和10 kN·m緊扣扭矩作用下螺紋接頭等效應(yīng)力和接觸壓力分布情況?？梢钥闯?，應(yīng)力主要集中在公扣臺肩應(yīng)力釋放槽、母扣鏜孔處以及公扣前幾圈螺紋牙處，且螺紋牙應(yīng)力分布很不均勻，前幾圈螺紋牙承受的載荷明顯高于后幾圈螺紋牙，這是由外載荷作用下公扣、母扣變形極不協(xié)調(diào)的受力特點所決定的。緊扣作用下，螺紋接頭臺肩處的接觸壓力也很大，分別是100 MPa和200 MPa，且最大接觸壓力分布在應(yīng)力釋放槽附近，雖未達(dá)到材料的屈服極限，但是當(dāng)外載荷急劇變化時，臺肩容易被擠毀，導(dǎo)致主密封失效。雖然螺紋牙等效應(yīng)力以及嚙合面的接觸壓力不大，但是由于其分布不均勻，對牙體本身有較大的損傷，尤其是靠近臺肩面的前幾圈螺紋牙。

(a)T=5 kN·m

(b)T=10 kN·m圖8 不同緊扣扭矩下螺紋接頭應(yīng)力分布(三維)Fig.8 Stress distribution of threaded joints under different tightening torque(3D)

(a)T=5 kN·m

(b)T=10 kN·m圖9 不同緊扣扭矩下螺紋接頭接觸壓力分布(三維)Fig.9 Contact pressure distribution of threaded joints under different tightening torque(3D)

通過扭矩轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系可以推導(dǎo)出三維模型扭矩與過盈量的關(guān)系，有限元分析中公扣沿軸向的進(jìn)給距離正是二維軸對稱有限元模型臺肩處的過盈量，表2為部分扭矩對應(yīng)的過盈量。圖10所示為緊扣作用下二維軸對稱有限元模型的應(yīng)力分布情況，最大應(yīng)力出現(xiàn)在第一圈螺紋牙根處，螺紋接頭的整體應(yīng)力分布與三維模型的分析結(jié)果基本吻合，第一圈螺紋牙根處峰值應(yīng)力不超過15%，且前幾圈螺紋牙、母扣鏜孔處以及應(yīng)力釋放槽處均存在應(yīng)力集中，兩端螺紋牙受力不均勻明顯，同三維模型有相同的應(yīng)力分布，符合連接螺紋的應(yīng)力變化規(guī)律。

表2 過盈量與扭矩的關(guān)系

(a)T=5 kN·m (b)T=10 kN·m圖10 不同緊扣扭矩下螺紋接頭應(yīng)力分布(二維)Fig.10 Stress distribution of threaded joints under different tightening torque(2D)

圖11為不同緊扣扭矩下二維、三維模型的最大應(yīng)力對比圖，可以看出，隨著扭矩增大，兩者最大應(yīng)力變化趨勢基本相同，30 kN·m前最大應(yīng)力呈現(xiàn)線性增大的趨勢，隨著扭矩繼續(xù)增大，應(yīng)力增速逐漸減緩，在40 kN·m時已經(jīng)達(dá)到材料的拉伸極限，符合材料拉伸試驗得出的彈塑性關(guān)系。二維模型與三維模型峰值應(yīng)力最大偏差不超過15%，表明兩者在有限元分析結(jié)果上具有很好的相似性。

圖11 緊扣扭矩作用下的二維模型和三維模型最大應(yīng)力對比Fig.11 Max stress comparison between 2D and 3D models under tightening torque

圖12所示為25 kN·m時二維模型與三維模型公扣和母扣螺紋牙應(yīng)力對比，可以看出，三維模型和軸對稱模型的螺紋牙應(yīng)力變化趨勢基本相同，呈L形分布，前4圈螺紋牙應(yīng)力變化幅值最大，第5顆到第16顆螺紋牙應(yīng)力分布較均勻，且公扣上螺紋牙應(yīng)力均高于母扣，公扣第1圈螺紋牙應(yīng)力較母扣均高出60%，表明公扣出現(xiàn)應(yīng)力集中和絲扣破壞的風(fēng)險更大。母扣壁厚通常較公扣大，由于尺寸效應(yīng)，公扣更容易出現(xiàn)粘扣、斷裂等現(xiàn)象。從上述分析可以得出，相同緊扣扭矩時，螺紋接頭的三維模型最大應(yīng)力略高于二維模型，螺紋牙應(yīng)力變化趨勢基本相同，兩者之間由于螺旋升角產(chǎn)生的誤差較小，可以忽略不計。三維模型雖然能更好模擬接頭的上扣特性，但是考慮到計算成本和收斂性，以下分析均采用二維軸對稱模型。

圖12 25 kN·m時二維、三維模型公扣和母扣螺紋牙應(yīng)力對比Fig.12 Max stress comparison of the threads of pin and box over 2D and 3D models under 25 kN·m make-up torque

2.2 中心管螺紋連接性能分析

圖13、圖14分別為不同緊扣扭矩下各螺紋牙最大等效應(yīng)力與最大接觸壓力的變化趨勢圖。隨著緊扣扭矩增大，螺紋牙根部最大等效應(yīng)力及嚙合面接觸壓力均呈現(xiàn)增大的趨勢，靠近臺肩面的前4顆螺紋牙等效應(yīng)力和接觸壓力都比較大，且變化幅度最大，說明前4圈螺紋牙本體變形量較大，牙體承受的載荷大。中間段螺紋牙，尤其是第5顆到第14顆螺紋牙間應(yīng)力分布比較均勻，隨著緊扣扭矩增大，螺紋牙應(yīng)力基本呈現(xiàn)線性增大的趨勢，而中間段及末端的螺紋牙接觸壓力則逐漸減小直至穩(wěn)定狀態(tài)，變化趨勢不顯著，總體上螺紋牙應(yīng)力以及接觸壓力分布開始變得不均勻。與此同時，由于中心管螺紋采用真實應(yīng)力-應(yīng)變關(guān)系曲線定義材料的彈塑性變化，當(dāng)緊扣扭矩超過35 kN·m時，螺紋牙應(yīng)力增長速度便急劇降低，此時已超過材料的屈服極限860 MPa，繼續(xù)增大緊扣扭矩，螺紋牙根部容易出現(xiàn)局部塑性變形，對螺紋的承載性能和連接性能是不利的，同時過高的緊扣扭矩容易致使接觸壓力不斷增大，最終導(dǎo)致螺紋嚙合面產(chǎn)生粘扣。

圖13 不同緊扣扭矩下螺紋牙最大等效應(yīng)力對比Fig.13 Max stress comparison of the threaded teeth under tightening torque

圖14 不同緊扣扭矩下螺紋牙最大接觸壓力對比Fig.14 Max contact pressure comparison of the threaded teeth under tightening torque

圖15、圖16所示為緊扣扭矩作用下，對頂驅(qū)中心管螺紋接頭施加不同軸向拉力FL時螺紋牙最大等效應(yīng)力以及接觸壓力變化情況。通過施加軸向拉力模擬頂驅(qū)下部懸掛的幾千米鉆柱，隨著鉆井深度不斷增大，中心管螺紋承受的軸向拉力也在不斷增大?？梢钥闯?，接頭在施加一定緊扣扭矩后，螺紋牙應(yīng)力呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢，且軸向拉力越大，末端螺紋牙應(yīng)力和接觸壓力上升趨勢越顯著。圖13、圖14表明，在材料彈性階段，每增大10 kN·m緊扣扭矩，螺紋牙最大等效應(yīng)力大約增大200 MPa，接觸壓力增大約100 MPa;而每增大500 kN軸向拉力，螺紋牙最大等效應(yīng)力以及接觸壓力增幅卻很小，且第1顆螺紋牙根處應(yīng)力和嚙合面的壓力變化不大，第2顆到第16顆螺紋牙間應(yīng)力與接觸壓力呈現(xiàn)平行增大的趨勢，表明相比于軸向載荷，連接螺紋對緊扣作用更加敏感。雖然第1顆螺紋牙應(yīng)力與接觸壓力變化幅度極小，但仍處于所有螺紋牙中受載最大的區(qū)域，實際鉆井工作中，沖擊載荷與波動載荷會持續(xù)作用在螺紋接頭上，往往更容易增加螺紋牙出現(xiàn)粘扣和斷裂的風(fēng)險。

圖15 不同拉力下螺紋牙最大等效應(yīng)力對比Fig.15 Max stress comparison of the threaded teeth under tensile force

圖16 不同拉力下螺紋牙最大接觸壓力對比Fig.16 Max contact pressure comparison of the threaded teeth under tensile force

3 螺紋接頭參數(shù)敏感性分析

螺紋接頭受上扣扭矩、內(nèi)/外壓、軸向拉力等復(fù)雜外載荷作用時，各螺紋牙的受力很不均勻，前幾圈螺紋牙容易應(yīng)力集中，導(dǎo)致接頭過早失效。從有限元分析結(jié)果來看，緊扣扭矩對螺紋安全性影響較大，一般情況下，在材料彈性階段，每增大5 kN·m緊扣扭矩，螺紋最大等效應(yīng)力大約增大100 MPa，扭矩為40 kN·m時已經(jīng)接近材料的抗拉極限，相比于軸力以及內(nèi)外壓力，連接螺紋對扭矩更加敏感，且扭矩更容易對螺紋造成破壞。圖17為某油田鉆井現(xiàn)場頂驅(qū)中心管螺紋失效圖，從接頭斷口形貌可以判斷出，裂紋是從光滑斷面處開始萌生的，而裂紋的萌生位置正是螺紋牙起始處。為了改善API 6-5/8細(xì)牙扣螺紋接頭在牙根處的受力，減小應(yīng)力集中現(xiàn)象，施加25 kN·m緊扣扭矩，對連接螺紋錐度、螺距及有效螺紋長度等參量進(jìn)行敏感性分析，以此提高連接強(qiáng)度和抗粘扣性能。

圖17 頂驅(qū)中心管螺紋接頭失效圖Fig.17 Failure graph of threaded joint of drive center pipe

3.1 錐度對連接性能的影響

中心管接頭連接螺紋常用的錐度為1∶6[14]，為了比較不同錐度下連接螺紋最大Mises應(yīng)力和接觸壓力值，選取1∶6、1∶8、1∶10、1∶12四種錐度進(jìn)行對比分析，在緊扣扭矩作用下，所得結(jié)果見圖18。錐度變化對第1圈螺紋牙承受的應(yīng)力和接觸壓力影響最大，對中間段和末端螺紋牙的影響較小。在錐度為1∶6時應(yīng)力和接觸壓力最大，若繼續(xù)增加緊扣扭矩，第1圈螺紋牙很可能粘扣失效；連接錐度為1∶8時接觸壓力和等效應(yīng)力最小，分別為374.5 kN和429.5 MPa，遠(yuǎn)低于材料的屈服極限。在實際生產(chǎn)中，螺紋接頭承受的的外載荷更加復(fù)雜，適當(dāng)選取錐度大的接頭，能減少過扭情況下螺紋產(chǎn)生的環(huán)向應(yīng)力，避免發(fā)生縱向開裂[15]。

圖18 不同錐度下連接螺紋各螺紋牙最大Mises應(yīng)力、最大接觸壓力曲線圖Fig.18 Plot of max stress and contact pressure of screw threads in different taper angles

3.2 螺紋有效長度對連接性能的影響

螺紋有效長度的增大對連接強(qiáng)度并沒有產(chǎn)生太大影響(圖19)，在前幾圈關(guān)鍵螺紋牙處的最大Mises應(yīng)力值變化幅度并不大，有效螺紋長度在130～135 mm之間時最大應(yīng)力變化幅度最小。螺紋長度變大時，有效嚙合螺紋牙數(shù)會增多，嚙合長度增加有助于降低鉆井液泄漏的可能性，但是提高了生產(chǎn)成本，因此在螺紋長度選擇時，不宜選取過長的螺紋接頭。

圖19 連接螺紋有效螺紋長度變化時各螺紋牙最大應(yīng)力和最大接觸壓力曲線圖Fig.19 Plot of max stress and contact pressure of screw threads’ variation of effective thread length

3.3 螺距對連接性能的影響

隨著螺距增大，螺紋牙最大等效應(yīng)力和接觸壓力先增大后減小(圖20)。當(dāng)螺距p=8 mm時，螺紋最大Mises應(yīng)力為806 MPa，開始接近SAE4137H合金鋼的屈服極限；當(dāng)螺距p=14 mm時，第1圈螺紋牙處的最大應(yīng)力僅為449.8 MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。螺距變化對中間及末端螺紋牙的連接強(qiáng)度影響較小，接觸壓力和最大Mises應(yīng)力分布較均勻，粘扣風(fēng)險較前幾牙低。螺距也并非越大越好，螺距為12 mm和14 mm時的最大應(yīng)力幅值變化不大，繼續(xù)增大螺距并不會有效減小牙根處的應(yīng)力，反而會浪費材料增大制造成本，由于螺距增大，螺紋牙的有效嚙合長度會減小，產(chǎn)生應(yīng)力腐蝕的風(fēng)險將會升高。

圖20 螺距變化時各螺紋牙最大應(yīng)力和最大接觸壓力曲線圖Fig.20 Plot of max stress and contact pressure of threads’ variation of pitch

4 結(jié)論

(1)綜合考慮頂驅(qū)螺紋接頭連接強(qiáng)度、密封性能以及生產(chǎn)成本，在保證連接螺紋各項指標(biāo)性能滿足規(guī)定的范圍內(nèi)，盡量選取較小錐度、較大螺距和較大的有效螺紋長度的接頭。對于API標(biāo)準(zhǔn)的6-5/8連接螺紋接頭，在不改變螺紋牙型的情況下，推薦使用以下螺紋參數(shù)：錐度為1∶8；螺距為12 mm；有效螺紋長度為130 mm。

(2)螺紋緊扣的目的是防止松扣，對于大斜度大位移井，由于本身井筒摩阻扭矩較大，導(dǎo)致井口處極限扭矩和扭矩波動也較大(現(xiàn)場實踐表明，60°井斜大位移井，6 000 m井可達(dá)到30～40 kN·m井口扭矩)，在這種情況下，為防止松扣可采用非常規(guī)設(shè)計改善螺紋連接強(qiáng)度，以提高緊扣扭矩。對于直井，尤其是容易產(chǎn)生安全問題的深直井，井口扭矩并不大，尤其要注意合理施加緊扣扭矩。