油井管用螺纹接头的制作方法

本公开涉及一种螺纹接头，更详细而言，涉及一种用于借助管状的管接头将油井管彼此连结的螺纹接头。

背景技术：

以往，在油井、天然气井等(以下统称为油井)中，使用被称为油井管的钢管。油井管利用螺纹接头相互连结而设置于油井。

螺纹接头的形式被大致分为整体型和组合型。在整体型的情况下，油井管彼此直接连结。具体而言，通过向设于一油井管的端部的内周的内螺纹部拧入设于另一油井管的端部的外周的外螺纹部，从而将油井管彼此连结。在组合型的情况下，借助管接头将油井管彼此连结。具体而言，通过向设于管接头的两端部的内周的内螺纹部分别拧入设于油井管的端部的外周的外螺纹部，从而将油井管彼此连结。

通常，形成有外螺纹部的油井管的端部包含要插入内螺纹部的要素，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要承接外螺纹部的要素，因此被称为母扣。

近年，油井的深井化逐渐发展。在深井中，通常使用具有较高的耐压性的厚壁的油井管。对于用于将厚壁的油井管彼此连结的螺纹接头，不仅要求较高的强度和密封性能，而且为了能够配置多个油井管，外径尺寸也受到严格的限制。

为了减小接头部分的外径尺寸，减小公扣和母扣中的至少一者的壁厚即可。作为减小了公扣和/或母扣的壁厚的螺纹接头，例如能够举出被称为细长(slim)型的螺纹接头。细长型的螺纹接头具有与油井管主体的外径相同程度的外径。细长型的螺纹接头的接头效率小于1。接头效率是指接头部分的拉伸强度与油井管主体的拉伸强度之比，定义为接头部分的在紧固状态下承受拉伸载荷的面积最小的横截面(通常被称为“危险截面”。)的面积与油井管主体的横截面的面积之比。

螺纹接头的密封试验的最大内压值由油井管主体的外径和壁厚决定。因此，在细长型的螺纹接头的情况下，在密封试验中，反复施加与其他的螺纹接头相比相对较高的内压。由此，母扣扩径变形，通过公扣密封面与母扣密封面接触形成的密封部的接触力降低，存在引发泄漏的可能性。

为了提高螺纹接头的密封性能，通常对螺纹部或密封部的形状进行设计。例如，在专利文献1(日本特开平2-80886号公报)中记载了如下技术：在完全螺纹部中，在公扣的顶端侧的局部消除径向上的干涉量，从而防止因螺纹部的嵌合而产生的密封部的干涉量的降低。在专利文献2(日本特许第3726302号公报)中记载了如下技术：将设于公扣的密封形成用无螺纹部设为2级的锥形构造，使公扣的顶端侧的锥形比另一级锥形小，从而提高密封性能。

本说明书引用以下的现有技术文献。

专利文献1：日本特开平2-80886号公报

专利文献2：日本特许第3726302号公报

技术实现要素：

在接头效率小于1的细长型的螺纹接头中，在密封试验中或使用中反复施加内压，从而母扣易于扩径变形，结果存在发生泄漏的可能性。因反复施加内压而引起的母扣的扩径变形难以通过对螺纹部或密封部的形状进行设计来抑制。因此，在细长型的螺纹接头的情况下，即使如以往那样对螺纹部或密封部的形状进行设计，也难以确保较高的密封性能。

本公开的目的在于，对于使用于厚壁油井管且接头效率小于1的螺纹接头而言，确保较高的密封性能。

本公开的螺纹接头是用于将油井管彼此连结的螺纹接头。螺纹接头包括两个公扣部和管状的管接头。公扣部分别设于油井管的端部，与具有12mm以上的壁厚的管主体连续地形成。管接头包含两个母扣部和凹部。母扣部设于管接头的两端部。母扣部分别能够与对应的公扣部紧固。凹部位于两个母扣部之间。公扣部分别包含管口部、公扣台肩面、外螺纹部以及公扣密封面。管口部构成公扣部的顶端部。管口部的外周面同与公扣部紧固在一起的母扣部不接触。公扣台肩面形成于管口部的顶端面。外螺纹部在公扣部的外周面形成于比管口部靠管主体侧的位置。外螺纹部由锥螺纹构成。公扣密封面在公扣部的外周面形成于管口部与外螺纹部之间。母扣部分别包含内螺纹部、母扣台肩面以及母扣密封面。内螺纹部在管接头的内周面与外螺纹部对应地形成。内螺纹部由锥螺纹构成。母扣台肩面形成于比内螺纹部靠管接头的管轴线方向上的中央侧的位置。母扣台肩面在紧固状态下与公扣台肩面接触而构成台肩部。母扣密封面在管接头的内周面形成于内螺纹部与母扣台肩面之间。母扣密封面在紧固状态下与公扣密封面接触而构成密封部。凹部具有10mm以上的管轴线方向上的长度。接头效率小于1。将管接头的在紧固状态下相互啮合的外螺纹部和内螺纹部的密封部侧的端处的横截面(接头部分的在紧固状态下承受拉伸载荷的面积最小的横截面)的面积设为a1，将管主体的横截面的面积设为a2，通过a1/a2计算接头效率。在将管主体的壁厚设为tpipe，将凹部的壁厚和管轴线方向上的长度分别设为t1和2×l1，将母扣各自的管轴线方向上的长度设为l2，由以下的式(1)定义t，由以下的式(2)定义l时，t、l满足以下的式(3)。

[数1]

t·l^1/15＞1.4(3)

根据本公开，对于使用于厚壁油井管且接头效率小于1的螺纹接头而言，能够确保较高的密封性能。

附图说明

图1是表示在管接头的结构的研究中使用的螺纹接头的概略结构的纵剖视图。

图2是与图1所示的螺纹接头的管接头近似的二级圆筒的模型的纵剖视图。

图3是表示关于密封干涉量的参数a与关于管接头的凹部(日文：リセス)的长度的参数l的关系的图表。

图4是表示关于密封干涉量的参数a与关于管接头的凹部的壁厚的参数t的关系的图表。

图5是表示实施方式的螺纹接头的概略结构的纵剖视图。

图6是表示实施方式的变形例的螺纹接头的概略结构的纵剖视图。

具体实施方式

如上所述，在细长型的螺纹接头的情况下，即使对螺纹部或密封部的形状进行设计，也难以抑制由内压引起的母扣的扩径变形。若为组合型的螺纹接头，则也能够想到通过提高管接头的刚度来抑制母扣的扩径变形。即，为了抑制母扣的扩径变形，增大管接头的外径和壁厚即可。然而，在细长型的螺纹接头的情况下，外径尺寸受到严格的限制，因此管接头的外径的增大存在极限。

通常，在管接头中，位于母扣之间的部分(以下称为凹部)的壁厚比设有母扣密封面的部分的壁厚大，因此凹部具有较高的刚度。由此，在对螺纹接头施加内压时，凹部不怎么扩径，被认为具有使母扣密封面缩径的功能。

本发明人着眼于管接头的凹部，想到通过对凹部的结构进行设计来提高密封性能。本发明人研究了用于在不增大管接头的外径的前提下获得较高的密封性能的凹部的结构。

图1是表示组合型的螺纹接头的概略结构的纵剖视图。在该螺纹接头的管接头中，将母扣台肩面之间的管轴线方向上的长度的1/2设为l1，将母扣的管轴线方向上的长度设为l2，将从母扣台肩面到母扣密封面的接触中心的管轴线方向上的长度设为ls。凹部的管轴线方向上的长度为l1的2倍，但为了便于说明，将l1称为凹部的长度。

制作与图1所示的管接头近似的二级圆筒的模型，关于该模型，使用弹性壳理论研究了必要充分的刚度。图2是在研究中使用的二级圆筒的模型的纵剖视图。在图2所示的二级圆筒的模型中，壁厚较大的圆筒部s1对应于凹部，壁厚较小的圆筒部s2对应于母扣。

在均匀的圆筒的情况下，根据材料力学，由以下的式(4)给出圆筒壳的能够忽略端部的影响的位置处的由内压p引起的挠曲量w。挠曲量w是由内压p引起的圆筒壳的扩径量的1/2的值。在式(4)中，e设为杨氏模量，ν设为泊松比，r设为圆筒的中心径，t设为圆筒的壁厚。

[数2]

式(4)的右边成为该问题的特解。若将远离圆筒的轴心的方向的挠曲量设为正，则内压p所作用的圆筒壳的基本式由以下的式(5)表示。

[数3]

此处，若将圆筒部s1、s2的挠曲量分别设为w1、w2，则w1、w2分别由以下的式(6)和式(7)表示。式(6)和式(7)中的ri是管接头的凹部的内径，即圆筒部s1的内径。

[数4]

若沿着管接头的管轴线方向取x轴，将管接头的管轴线方向中央设为x轴的原点，则圆筒部s1的位于图2的右端(x＝0)的部位的挠曲角θ1和剪切力q1成为0。由此，以下的式(8)和式(9)成立。

[数5]

另外，圆筒部s1与圆筒部s2连续，因此在x＝l1处圆筒部s1的挠曲角θ1与圆筒部s2的挠曲角θ2相等。由此，圆筒部s1、s2的挠曲量w1、w2、弯矩m1、m2、剪切力q1、q2也分别相等。即，以下的式(10)～式(13)成立。

[数6]

并且，圆筒部s2的位于图2的左端(x＝l1+l2)的部位为自由端，因此以下的式(14)和式(15)成立。

[数7]

联立上述式(8)～式(15)并求解，确定未知数c11～c14、c21～c24。由此，根据上述式(6)和式(7)，求出圆筒部s1、s2各自的挠曲量w1、w2。若在式(7)中取x＝l1+ls，则密封部的挠曲量能够由以下的式(16)表示。其中，ls设为从圆筒部s1与圆筒部s2的分界到与母扣密封面的接触中心对应的位置的x方向上的距离。

[数8]

本发明人使用由以下的式(17)定义的参数t、l、a，研究了凹部的壁厚和管轴线方向上的长度对密封性能造成的影响。

[数9]

t是利用管主体的壁厚tpipe对凹部的壁厚t1进行标准化而得到的参数。l是利用管接头的一半的长度l1+l2对凹部的长度l1进行标准化而得到的参数。a是利用紧固时的设计上的密封干涉量δ对管接头扩径时的实质密封干涉量δ-2w2(ls)进行标准化而得到的参数。在式(17)中使用的挠曲量w2设为由式(16)表示的密封部的挠曲量w2。

在图3中表示将t设为恒定并使凹部的长度l1变化时的l与a的关系。在图4中表示将l设为恒定并使凹部的壁厚t1变化时的t与a的关系。图3和图4所示的关系分别能够由以下的式(18)和式(19)表示。其中，f(t)设为不包含l的任意的函数，g(l)设为不包含t的任意的函数，m设为常数。

[数10]

a(t,l)∝f(t)·l^1/m(18)

a(t,l)∝t·g(l)(19)

根据式(18)和式(19)，能够导出以下的式(20)。

[数11]

a(t,l)∝t·l^1/m(20)

如上所述，a是利用紧固时的密封干涉量对管接头的扩径时的实质密封干涉量进行标准化而得到的参数。由此，a的值越大，则施加内压时的密封部的接触面压越大，密封性能越高。为了充分地确保管接头的刚度，结果获得较高的密封性能，使t·l^1/m比某一阈值ath大即可。本发明人反复进行分析和研究，结果得到m＝15、ath＝1.4的条件，完成了实施方式的螺纹接头。

实施方式的螺纹接头是用于将油井管彼此连结的螺纹接头。螺纹接头包括两个公扣部和管状的管接头。公扣部分别设于油井管的端部，与具有12mm以上的壁厚的管主体连续地形成。管接头包含两个母扣部和凹部。母扣部设于管接头的两端部。母扣部分别能够与对应的公扣部紧固。凹部位于两个母扣部之间。公扣部分别包含管口部、公扣台肩面、外螺纹部以及公扣密封面。管口部构成公扣部的顶端部。管口部的外周面同与公扣部紧固的母扣部不接触。公扣台肩面形成于管口部的顶端面。外螺纹部在公扣部的外周面形成于比管口部靠管主体侧的位置。外螺纹部由锥螺纹构成。公扣密封面在公扣部的外周面形成于管口部与外螺纹部之间。母扣部分别包含内螺纹部、母扣台肩面以及母扣密封面。内螺纹部在管接头的内周面与外螺纹部对应地形成。内螺纹部由锥螺纹构成。母扣台肩面形成于比内螺纹部靠管接头的管轴线方向上的中央侧的位置。母扣台肩面在紧固状态下与公扣台肩面接触而构成台肩部。母扣密封面在管接头的内周面形成于内螺纹部与母扣台肩面之间。母扣密封面在紧固状态下与公扣密封面接触而构成密封部。凹部具有10mm以上的管轴线方向上的长度。接头效率小于1。将管接头的在紧固状态下相互啮合的外螺纹部和内螺纹部的密封部侧的端处的横截面的面积设为a1，将管主体的横截面的面积设为a2，通过a1/a2计算接头效率。在将管主体的壁厚设为tpipe，将凹部的壁厚和管轴线方向上的长度分别设为t1和2×l1，将母扣部各自的管轴线方向上的长度设为l2，由以下的式(1)定义t，由以下的式(2)定义l时，t、l满足以下的式(3)。

[数12]

t·l^1/15＞1.4(3)

在上述螺纹接头中，凹部具有满足式(3)这样的壁厚和管轴线方向上的长度。根据该结构，能够提高管接头的刚度。因此，在施加内压时，母扣部难以扩径变形，能够抑制母扣密封面相对于公扣密封面的接触力降低。不需要为了满足式(3)而变更管接头的外径。由此，根据上述螺纹接头，能够在不增大管接头的外径的前提下确保较高的密封性能。

以下，参照附图，说明实施方式。对图中的相同和相当的结构标注相同的附图标记，不重复相同的说明。为了便于说明，在各图中，有时简略或示意地表示结构，或者省略一部分结构地表示。

[整体结构]

图5是表示实施方式的螺纹接头10的概略结构的纵剖视图。螺纹接头10是所谓的细长型的螺纹接头，详见后述。螺纹接头10借助管状的管接头2将油井管1彼此连结。各油井管1是壁厚比较大的钢管。在各油井管1中，管主体12具有12mm以上的壁厚。

如图5所示，螺纹接头10包括两个公扣部11和管状的管接头2。公扣部11分别设于油井管1的端部，与管主体12连续地形成。管接头2包含两个母扣部21和凹部22。母扣部21形成于管接头2的两端部。母扣部21分别与对应的公扣部11紧固。以下，为了便于说明，在螺纹接头10的管轴线方向上，有时将公扣部11的顶端侧称为内侧，将管主体12侧称为外侧。

公扣部11分别包括管口部111、外螺纹部112、公扣密封面113以及公扣台肩面114。

管口部111配置于比外螺纹部112和公扣密封面113靠公扣部11的顶端侧的位置。管口部111构成公扣部11的顶端部。在公扣部11与母扣部21紧固的紧固状态下，管口部111的外周面与母扣部21不接触。即，在紧固状态下，管口部111的外径比母扣部21中的与管口部111相对的部分的内径小。例如，管口部111的外周面由与公扣密封面113相比向公扣部11的内周侧凹陷的凹状面构成。

外螺纹部112形成于公扣部11的外周面。外螺纹部112在公扣部11配置于比管口部111靠管主体12侧的位置。外螺纹部112由锥螺纹构成。公扣密封面113在公扣部11的外周面配置于管口部111与外螺纹部112之间。

公扣密封面113是随着从外螺纹部112侧朝向管口部111侧去而缩径的大致锥状的面。公扣密封面113例如由1种或两种以上的使圆弧绕管轴线cl旋转而得到的旋转体的周面、以管轴线cl为轴线的圆台的周面组合而成。

公扣台肩面114是形成于管口部111的顶端面的环状面。在本实施方式中，公扣台肩面114以外周侧配置于比内周侧靠公扣部11的顶端侧的位置的方式倾斜。即，在观察公扣部11的沿着包含管轴线cl的平面剖切而得到的截面时，公扣台肩面114具有外周侧向公扣部11的拧入行进方向倾倒的形状。不过，公扣台肩面114的形状不限定于此。公扣台肩面114也可以是相对于管轴线cl实质上垂直的面。

各母扣部21包括内螺纹部212、母扣密封面213以及母扣台肩面214。

内螺纹部212对应于公扣部11的外螺纹部112，形成于母扣部21的内周面。内螺纹部212由能够与构成外螺纹部112的螺纹啮合的螺纹构成。内螺纹部212由锥螺纹构成。

母扣密封面213对应于公扣密封面113，形成于母扣部21的内周面。母扣密封面213在公扣部11与母扣部21紧固的紧固状态下与公扣密封面113接触。

公扣密封面113和母扣密封面213具有干涉量。即，在非紧固状态下，公扣密封面113的直径比母扣密封面213的直径稍大。因此，公扣密封面113和母扣密封面213随着公扣部11相对于母扣部21拧入而相互接触，在紧固状态下嵌合紧贴而成为过盈配合的状态。由此，公扣密封面113和母扣密封面213构成基于金属-金属接触的密封部。

母扣台肩面214对应于公扣台肩面114，形成于母扣部21的管轴线方向上的内端。母扣台肩面214在紧固状态下与公扣台肩面114接触。

公扣台肩面114和母扣台肩面214通过公扣部11相对于母扣部21拧入而相互接触地压靠。公扣台肩面114和母扣台肩面214利用相互的按压接触构成台肩部。

优选的是，公扣台肩面114与母扣台肩面214的接触面积，即台肩部的面积为管主体12的横截面的面积的30％以上。横截面是指沿着与管轴线cl垂直的平面剖切而得到的截面。若台肩部的面积为管主体12的横截面的面积的30％以上，则在对螺纹接头10施加了过大的压缩载荷的情况下，能够抑制公扣台肩面114和与其相连的公扣密封面113的塑性变形。因此，能够使密封部的接触状态稳定，能够抑制密封部的接触面压的降低。

虽无特别限定，但从抑制管接头2的最小截面积的减小的观点出发，优选的是，台肩部的面积设为管主体12的横截面的面积的60％以下。

如上所述，螺纹接头10是所谓的细长型的螺纹接头。由此，螺纹接头10具有小于1的接头效率。将管接头2的在紧固状态下承受拉伸载荷的面积最小的横截面(危险截面)的面积设为a1，将管主体的横截面的面积设为a2，能够通过a1/a2计算接头效率。

管接头2的危险截面的面积a1是管接头2的在紧固状态下外螺纹部112与内螺纹部212啮合的啮合端e1、e2中的密封部侧的啮合端e1处的横截面的面积。

在管接头2中的两个母扣部21之间形成有凹部22。凹部22的内径实质上恒定。管接头2的外径也实质上恒定。因此，凹部22具有实质上均匀的壁厚。凹部22的壁厚比母扣部21的壁厚大。因此，凹部22具有比母扣部21的刚度高的刚度。

优选的是，凹部22的内径比管主体12的内径小。在该情况下，凹部22的壁厚增大，其刚度提高。不过，在紧固状态的螺纹接头10的内周面中，若在公扣部11与凹部22之间产生台阶，则在内部流体通过螺纹接头10时产生紊流。由此，不仅油井的生产率降低，还存在螺纹接头10损伤的可能性。由此，优选的是，凹部22的内径与公扣部11的顶端的内径实质上相同。

为了使公扣部11的顶端的内径与凹部22的内径相同，能够通过例如拉深加工等使公扣部11的顶端的内径比管主体12的内径小。在该情况下，公扣部11中的比外螺纹部112靠顶端侧的部分(唇部)的壁厚增大。由此，公扣部11的唇部的刚度提高。因此，密封部的接触力增大，能够进一步提高螺纹接头10的密封性能。

凹部22的长度为10mm以上。在管接头2中，将从一母扣台肩面214的内端到另一母扣台肩面214的内端的管轴线方向上的长度称为凹部22的长度。在凹部22具有至少10mm的长度的情况下，能够抑制一母扣部21与公扣部11紧固时的台肩部的变形对另一母扣部21与公扣部11的紧固造成影响而发生紧固不良。由此，能够抑制螺纹接头10的密封性能的降低。

凹部22越长，则管接头2的刚度越高，螺纹接头10的密封性能越高。不过，若凹部22长至某一程度，则密封性能的提高效果饱和。由此，凹部22的长度例如最大能够定为100mm。

凹部22的壁厚和长度设定为管接头2能够获得必要的刚度。具体而言，由以下的式(1)和式(2)定义关于凹部22的壁厚和长度的参数t、l，以满足以下的式(3)的方式设定t、l。

[数13]

t·l^1/15＞1.4(3)

凹部22的壁厚实质上恒定，但式(1)中的t1设为凹部22的管轴线方向中央的壁厚。即，t1是在管接头2中的两个母扣台肩面214的中间位置测得的管接头2的壁厚。tpipe是管主体12的壁厚。

式(2)中的l1是从母扣台肩面214的内端到管接头2的中央的管轴线方向上的长度。即，凹部22的管轴线方向上的长度能够由2×l1表示。2×l1与相对的母扣台肩面214之间的最短距离相等。

式(2)中的l2是各母扣部21的管轴线方向上的长度。l2设为从管接头2的一端到距该一端较近的母扣台肩面214的内端的管轴线方向上的距离。

在由式(1)和式(2)计算t、l时，各变量的单位是任意的，但需要分别统一t1与tpipe的单位、l1与l2的单位。

[效果]

在本实施方式中，管接头2的凹部22的壁厚和管轴线方向上的长度被调整为满足上述的式(3)。不需要为了满足式(3)而调整管接头2的外径。这样，即使不增大管接头2的外径，也能够提高管接头2的刚度。因此，即使是外径尺寸受到严格的限制的细长型的螺纹接头，也能够抑制施加内压时的各母扣部21的扩径变形，能够维持密封部的接触力。由此，能够确保较高的密封性能。

通常，在管主体的壁厚为15mm以上的情况下，施加于接头部分的载荷增大，更易于发生母扣的变形。相对于此，在本实施方式的螺纹接头10中，调整凹部22的壁厚和长度而提高管接头2的刚度，因此能够抑制母扣部21的变形。由此认为，螺纹接头10在管主体的壁厚为15mm以上的情况下也非常有效。

细长型的螺纹接头通常具有小于1的接头效率，具有比较低的刚度。在接头效率为0.8以下的情况下，接头部分的刚度尤其不足，易于发生密封性能的降低。另一方面，在本实施方式的螺纹接头10中，调整凹部22的壁厚和长度而提高管接头2的刚度。因此认为，螺纹接头10在接头效率为0.8以下的情况下也非常有效。

[变形例]

以上，说明了实施方式，但本公开不限定于上述实施方式，只要不脱离其主旨，就能够进行各种变更。例如，在上述实施方式的螺纹接头10中，密封部设于1个部位，但也可以在两个以上的部位设置密封部。

在上述实施方式中，公扣部11的顶端的内径和管接头2的凹部22的内径比管主体12的内径小。然而，也可以是，如图6所示的螺纹接头10a那样，公扣部11a的顶端的内径和管接头2a的凹部22a的内径为管主体12的内径以上。在该情况下也是，优选的是，在紧固状态下，公扣部11a的顶端的内径与凹部22a的内径实质上相等。

实施例

为了确认本公开的螺纹接头的效果，实施了实体密封试验和基于弹塑性有限元方法的数值分析。

[实体密封试验]

准备两个具有图5所示的基本结构的组合型的螺纹接头的试件，实施了实体密封试验。以下示出在两试件中共通的条件。

·使用对象：8-5/8”57.4#钢管(外径219.1mm，壁厚16.3mm)

·钢材：api标准的碳钢q125(公称屈服应力125ksi(＝862mpa))

·螺纹：在全部螺纹中共通，螺距5.08mm，载荷面的牙型半角-3°，插入面的牙型半角10°，插入面间隙0.15mm

在密封试验中，将公扣部的表面精加工设为切削(日文：切削まま)，将母扣部的表面精加工设为磷酸锰处理，在接头部分的整个表面涂布api涂料。密封试验依据iso13679：2011实施，对接头部分施加的最大拉伸载荷设为管主体的拉伸屈服载荷的75％。

如表1所示，两个试件的由上述的式(3)求出的t·l^1/15彼此不同。

[表1]

如表1所示，比较例1的试件在密封试验中发生了泄漏。在比较例1的试件中，t·l^1/15小于1.4，不满足上述的式(3)，因此认为管接头的凹部的刚度不足。

相对于此，实施例1的试件在密封试验中未发生泄漏，在密封试验中合格。实施例1的试件的t·l^1/15大于1.4，满足上述的式(3)，因此认为管接头的凹部的刚度足够高。

(基于弹塑性有限元方法的数值分析)

关于表2所示的多个试件，实施了基于弹塑性有限元方法的数值分析。在对各试件进行了螺纹的紧固的分析之后，施加模拟了iso13679cal4seriesa试验的载荷，评价了针对内外压的密封性能。利用载荷历史中的密封部的平均接触面压的最小值(最小密封平均接触面压)评价了密封性能。最小密封平均接触面压的值越高，则表示密封部的密封性能越良好。在弹塑性有限元分析中，使用如下模型：材料为各向同性硬化的弹塑性体，弹性系数为210gpa，屈服极限为0.2％时的屈服强度为125ksi(＝862mpa)。

[表2]

表2所示的多个试件均为具有图5所示的基本结构的组合型的螺纹接头，但管接头的尺寸彼此不同。在弹塑性有限元分析中，使凹部的长度和管接头的外径变化而进行了验证。使用对象、钢材、螺纹的条件在所有试件中共通，与上述的实体密封试验相同。

实施例2-5的试件与在实体密封试验中合格的实施例1的试件的管接头的尺寸相等。该实施例2-5的试件的最小密封平均接触面压为500mpa以上，因此对于各试件而言，将最小密封平均接触面压为500mpa以上的试件评价为密封性能良好，将最小密封平均接触面压小于500mpa的试件评价为密封性能不良。

在比较例2-1和2-2的试件中，最小密封平均接触面压小于500mpa，密封性能不良。在比较例2-1和2-2的试件中均是，t·l^1/15小于1.4，认为管接头的凹部的刚度不充分。

另一方面，在实施例2-1～2-7的试件中均是，最小密封平均接触面压为500pa以上，密封性能良好。在实施例2-1～2-7的试件中，t·l^1/15大于1.4，认为能够充分地确保管接头的凹部的刚度。

根据上述的实体密封试验和弹塑性有限元分析，能够确认，若t·l^1/15＞1.4，则能够获得良好的密封性能。