吳冬宇， 彭枧明， 孫 強(qiáng)， 張?chǎng)析危?楊冬冬

(吉林大學(xué) 建設(shè)工程學(xué)院，長春 130021)

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碟簧對(duì)射流式?jīng)_擊器密封影響研究

吳冬宇， 彭枧明， 孫 強(qiáng)， 張?chǎng)析危?楊冬冬

(吉林大學(xué) 建設(shè)工程學(xué)院，長春 130021)

以SC-86H高壓高能射流式?jīng)_擊器為研究對(duì)象，通過密封試驗(yàn)及ANSYS-LSDYNA有限元分析手段，研究了碟簧對(duì)用于端面密封的密封圈密封性能的影響。結(jié)果表明：在高壓流體環(huán)境下，碰撞后碟簧變形會(huì)引起密封蓋與射流元件密封配合面出現(xiàn)分離間隙，而較大的間隙張開量是導(dǎo)致密封圈失效的關(guān)鍵。間隙張開量與碟簧疊合數(shù)量負(fù)相關(guān)，當(dāng)?shù)莎B合數(shù)量為三片以下時(shí)，最大間隙張開量大于0.187 mm，密封圈損毀失效；當(dāng)?shù)莎B合數(shù)量為四片時(shí)，最大間隙張開量為0.086 mm，密封圈存在較高的失效風(fēng)險(xiǎn)；當(dāng)?shù)莎B合數(shù)量達(dá)到五片以上時(shí)，最大間隙張開量小于0.049 mm,可保證密封圈密封長期有效。此外,隨著碟簧數(shù)量增加，碟簧中最大應(yīng)力下降，三片碟簧疊合可滿足碟簧的應(yīng)力強(qiáng)度最低要求，考慮到疲勞及密封，碟簧數(shù)量應(yīng)選擇五片以上。

碟簧；射流式?jīng)_擊器；高壓流體；分離間隙；密封圈；ANSYS-LSDYNA

射流式液動(dòng)沖擊器可提高石油鉆井效率30%以上，且具有易損件少，糾斜效果好，高圍壓環(huán)境適應(yīng)性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，在深孔鉆井領(lǐng)域具有良好的應(yīng)用前景[1-3]。新型研制的高能高壓射流式液動(dòng)沖擊器在保留現(xiàn)有射流式液動(dòng)沖擊器優(yōu)點(diǎn)的基礎(chǔ)上，沖擊功大幅提升，沖擊末速度已經(jīng)突破7 m/s。然而高壓條件下密封圈頻繁失效大幅縮短了沖擊器連續(xù)作業(yè)時(shí)間，成為了亟待解決的關(guān)鍵問題。

密封圈是實(shí)現(xiàn)射流式?jīng)_擊器高壓流體密封的主要部件，其密封效果對(duì)射流式?jīng)_擊器工作的連續(xù)性和穩(wěn)定性具有重要影響[4-5]。射流式液動(dòng)沖擊器裝配后的軸向余量通常由碟簧補(bǔ)償[6]，在高速運(yùn)動(dòng)的沖錘活塞高頻沖擊下，碟簧發(fā)生周期性形變，沖擊器軸向由碟簧預(yù)緊的各部件隨著碟簧壓縮狀態(tài)變化而相互分離。較大的張開間隙會(huì)使得間隙流道急劇變化，在高壓流體作用下易發(fā)生沖蝕和氣蝕現(xiàn)象[7-8]，導(dǎo)致密封圈密封失效[9]。在井底高溫、潮濕以及泥漿侵蝕作用下密封圈老化速率大幅增加，耐磨性下降，使用壽命大幅減小[10-12]，而間隙張開量的增加會(huì)加大密封圈動(dòng)載下的變形量，進(jìn)一步加速密封圈的疲勞損壞，加快了密封失效進(jìn)程[13-14]。因此，控制間隙張開量十分必要，在滿足裝配需求的同時(shí)，保證端面動(dòng)密封的長久有效對(duì)于維持沖擊器連續(xù)正常工作、減小輔助作業(yè)時(shí)間、降低生產(chǎn)成本具有重要意義。筆者通過試驗(yàn)觀察不同數(shù)量碟簧預(yù)緊下的沖擊器工作狀態(tài)及密封情況，并應(yīng)用ANSYS-LSDYNA計(jì)算出密封配合面的間隙張開量，揭示了高壓流體環(huán)境下密封圈工作狀態(tài)與間隙張開量的關(guān)系，以期為高能高壓射流式?jīng)_擊器以及其他相似密封結(jié)構(gòu)的碟簧排布與密封設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)。

1 密封性試驗(yàn)

1.1 試驗(yàn)裝置與設(shè)備

圖1 密封試驗(yàn)設(shè)備及裝置Fig.1 The seal experimental devices and apparauses

現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)裝置如圖1所示，包括：SC-86H高壓高能射流式液動(dòng)沖擊器、3P30三柱塞式高壓泵、穩(wěn)壓罐、水箱等等。SC-86H沖擊器工作壓力13～16 MPa，沖擊頻率13～18 Hz，沖擊功110～128 J；柱塞式變頻泵最大流量250 L/min,額定功率90 kW，允許承受的最高壓力為18 MPa，可無級(jí)調(diào)節(jié)柱塞泵的流量輸入頻率。

1.2 試驗(yàn)原理及方法

高壓高能射流式?jīng)_擊器上部密封結(jié)構(gòu)如圖2所示，缸體與射流元件、射流元件與密封蓋分別由O型密封圈進(jìn)行端面密封。高壓高能射流式?jīng)_擊器以雙穩(wěn)態(tài)射流元件作為控制部件。高壓流體在柱塞泵泵送下由密封蓋進(jìn)入射流元件，通過射流元件噴嘴形成高速水射流并附壁向一側(cè)，驅(qū)動(dòng)沖錘高頻往復(fù)運(yùn)動(dòng)。隨著高速回程的沖錘頻繁撞擊，不同疊合方式的碟簧會(huì)產(chǎn)生不同位移量，對(duì)各個(gè)密封圈工作狀態(tài)的影響也會(huì)有所不同。由于碟簧對(duì)合組合方式產(chǎn)生的位移量較大，不利于實(shí)現(xiàn)高壓條件下的密封，因而碟簧組合僅采用疊合方式，即單片碟簧、雙片碟簧疊合、三片碟簧疊合、四片碟簧疊合以及五片碟簧疊合五種[15]。試驗(yàn)時(shí)將泵的輸入流量調(diào)節(jié)至40 L/min，待沖擊器工作平穩(wěn)后逐漸加大泵量，觀察并記錄壓力表讀數(shù)。當(dāng)壓力表讀數(shù)下降或沖擊器連續(xù)工作30分鐘后停泵，取出密封圈觀察其變化情況。

1. 密封蓋；2. 碟簧；3. 墊片；4. 密封圈； 5.射流元件；6. 密封圈；7.缸體 圖2 高壓高能射流式?jīng)_擊器上部密封結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Sealing structure of liquid-jet hammer with high pressure and high energy

1.3 試驗(yàn)結(jié)果

圖3為密封壓力與疊合碟簧數(shù)量關(guān)系曲線，單片碟簧補(bǔ)償?shù)臎_擊器在泵壓達(dá)到9 MPa時(shí)壓力突然下降，發(fā)生密封失效，而雙片碟簧疊合組和三片碟簧疊合組在壓力分別達(dá)到12 MPa和13.8 MPa時(shí)出現(xiàn)了同樣的情況。四片碟簧疊合和五片碟簧疊合試驗(yàn)組則達(dá)到了預(yù)期工作壓力15 MPa，且沖擊器工作較為平穩(wěn)。拆卸檢查時(shí)發(fā)現(xiàn)，采用了單片碟簧、雙片碟簧疊合以及三片碟簧疊合的試驗(yàn)組，密封蓋和射流元件配合面處的密封圈被嚴(yán)重?cái)D壓破壞；四片碟簧疊合試驗(yàn)組密封圈出現(xiàn)撕裂缺口，且外邊緣一小部分被壓平；五片碟簧疊合試驗(yàn)組的密封圈則較為完好。圖4為不同程度損壞的密封圈。對(duì)射流元件與缸體配合面處密封圈進(jìn)行檢查，所有碟簧試驗(yàn)組的密封圈均無破損。

圖3 不同數(shù)量碟簧疊合密封壓力曲線Fig.3 The curves of sealing pressures of different amounts of disk springs

分析認(rèn)為，單片碟簧、雙片碟簧疊合以及三片碟簧疊合試驗(yàn)組由于剛度相對(duì)較小，密封蓋與射流元件配合面處的密封圈變形后一部分進(jìn)入配合間隙中，受到密封配合面的嚴(yán)重?cái)D壓而發(fā)生破壞；四片碟簧疊合試驗(yàn)組的剛度有所提高，分離間隙與前三組相比較小，維持了沖擊器的正常工作壓力，但密封圈仍存在一定程度的破損，鉆進(jìn)過程中一旦遇到卡堵引起瞬時(shí)壓力升高可能會(huì)導(dǎo)致密封圈被完全破壞，長期工作存在很大的失效風(fēng)險(xiǎn)；五片碟簧疊合試驗(yàn)組的分離間隙很小，密密封圈工作狀態(tài)造成影響。射流元件與缸體運(yùn)動(dòng)較為同步，配合面的間隙張開量較小，且射流元件出口處壓力相對(duì)入口壓力有所減小，密封圈可始終保持在密封圈槽內(nèi)而沒有被流體擠壓進(jìn)入間隙當(dāng)中。

為進(jìn)一步明確高壓流體環(huán)境下不同數(shù)量碟簧間隙張開量的大小，以及與密封圈工作狀態(tài)的關(guān)系，本文運(yùn)用ANSYS-LSDYNA數(shù)值模擬分析了碰撞后的碟簧應(yīng)力狀態(tài)，并對(duì)間隙張開量進(jìn)行求解。

2 數(shù)值模擬

2.1 仿真模型建立

對(duì)SC-86H高能高壓射流式液動(dòng)沖擊器進(jìn)行網(wǎng)格劃分，劃分后的網(wǎng)格模型如圖5所示。對(duì)于變形較大的碟簧采用高密度網(wǎng)格以保證計(jì)算精度。網(wǎng)格采用非結(jié)構(gòu)化SOLID185隱式單元進(jìn)行預(yù)應(yīng)力加載計(jì)算，加載后將單元轉(zhuǎn)換為SOLID164單元進(jìn)行顯式求解[16]。碟簧的預(yù)加載壓縮量為0.25 mm，對(duì)沖錘活塞施加的初始速度為4.1 m/s。上接頭設(shè)為固定約束，其余各部件側(cè)向邊界均設(shè)置徑向約束。所有接觸均設(shè)為單面自動(dòng)接觸，接觸摩擦為Coulomb模型，考慮到流體潤滑影響，摩擦因數(shù)取0.05。根據(jù)GB/T 1972—2005，碟簧材料為60Si2MnA，彈性模量為206 GPa，密度7 850 kg/m3,泊松比0.3。除碟簧外各部件材料均為35CrMo，彈性模量207 GPa，密度7 800 kg/m3，泊松比0.286。

圖5 SC-86H射流式?jīng)_擊器網(wǎng)格模型Fig.5 Mesh models of liquid-jet hammer of SC-86H

2.2 網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證

為了保證模型的計(jì)算精度，同時(shí)盡可能降低計(jì)算時(shí)間，須對(duì)仿真模型的網(wǎng)格獨(dú)立性進(jìn)行檢驗(yàn)。五片碟簧裝配模型的網(wǎng)格總量分別為189 506、313 137、491 362時(shí)，單次碰撞時(shí)密封蓋與射流元件、射流元件與缸體的分離量(間隙張開量)如表1所示。對(duì)比可知，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)為189 506時(shí)計(jì)算精度較差，而當(dāng)網(wǎng)格數(shù)達(dá)到313 137時(shí)，計(jì)算結(jié)果趨于收斂，在滿足精度的同時(shí)計(jì)算時(shí)間相對(duì)較短，認(rèn)為該模型較為合理。

表1 網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證結(jié)果Tab.1 The result of grid independence test

2.3 碰撞結(jié)果分析

單片碟簧碰撞后密封蓋、射流元件和缸體的軸向位移隨時(shí)間變化曲線如圖6所示。隨著吸收能量的逐漸耗散，經(jīng)過0.019 2 s，密封蓋、射流元件和缸體的運(yùn)動(dòng)趨于停止。沖擊器正常工作時(shí)沖錘活塞的運(yùn)動(dòng)頻率為13～15 Hz，運(yùn)動(dòng)周期為0.067～0.083 s。碟簧的疊合數(shù)增加，組合體的剛度會(huì)隨之增加，撞擊后的彈性儲(chǔ)能減少，因而各碟簧組總振動(dòng)時(shí)間均小于0.019 2 s，遠(yuǎn)小于沖錘活塞運(yùn)動(dòng)周期。故可排除沖錘活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)影響，采用單次沖擊模擬的計(jì)算結(jié)果較為可靠。

圖6 密封蓋、射流元件和缸體軸向位移隨時(shí)間變化曲線Fig.6 The curves of displacement-time history of sealed cap，fluidic amplifier and cylinder

圖7為不同數(shù)量碟簧疊合裝配后密封蓋與射流元件的最大間隙張開量隨碰撞次數(shù)變化曲線。初次碰撞時(shí)密封蓋和射流元件在沖錘活塞推動(dòng)下運(yùn)動(dòng)保持一致，各接觸面沒有發(fā)生分離。在隨后與沖錘活塞脫離的2～4次自由碰撞中，接觸面出現(xiàn)較大分離量。由圖7可知，密封蓋和射流元件的間隙張開量與碟簧疊合數(shù)量負(fù)相關(guān)，分析是由于疊合數(shù)量增加，碟簧整體碰撞剛度增加，撞擊后沖擊器各部件軸向位移量減小，間隙張開量也隨之減小。隨著碟簧疊合數(shù)量增加曲線逐漸趨于平緩，曲線的波動(dòng)反映了多個(gè)反彈周期中兩個(gè)部件運(yùn)動(dòng)的非同步性，相同時(shí)間內(nèi)二者運(yùn)動(dòng)的同步性降低，彼此碰撞加劇，接觸面的間隙張開量隨之增加。相對(duì)于波形較為平緩的四片和五片碟簧，曲線波動(dòng)幅度較大的單片和雙片碟簧組密封圈出現(xiàn)密封失效的幾率較高，與試驗(yàn)情況相一致。根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知，當(dāng)間隙張開量在0.187～0.331 mm時(shí)密封圈損毀；當(dāng)間隙張開量在0.187～0.049 mm之間時(shí)密封圈存在較高失效風(fēng)險(xiǎn)；當(dāng)間隙張開量小于0.049 mm時(shí)密封圈可保持穩(wěn)定的工作狀態(tài)。

圖7 密封蓋與射流元件配合面最大間隙張開量曲線Fig.7 Curves of the maximum gaps of matching face of sealed cap and fluidic amplifier

圖8為多次碰撞的射流元件與缸體最大間隙張開量曲線，射流元件與缸體間隙張開量并未表現(xiàn)出明顯波動(dòng)，而是隨碰撞次數(shù)增加而增加，且各模擬組的最大間隙張開量較小，最大值均未超過0.08 mm，認(rèn)為其對(duì)密封的影響較小。分析可能是由于缸體的質(zhì)量力較大而密封蓋的質(zhì)量力相對(duì)較小，碰撞后密封蓋的運(yùn)動(dòng)速度高于缸體的運(yùn)動(dòng)速度從而導(dǎo)致射流元件與缸體的分離間隙相對(duì)較小。

圖8 射流元件與缸體配合面最大間隙張開量曲線Fig.8 Curves of the maximum gaps of surface of fluidic amplifier and cylinder

碟簧在井底高溫高壓作用、泥漿侵蝕以及高頻大沖擊功撞擊下，易發(fā)生斷裂失效[17-18]，在碟簧裝配滿足密封要求的同時(shí)，其受力也應(yīng)滿足動(dòng)載下的應(yīng)力強(qiáng)度要求。圖9為各組碟簧中最大應(yīng)力隨碰撞次數(shù)變化曲線。由圖9可知，隨著碟簧數(shù)量增加，碟簧中的最大應(yīng)力減小，且隨著往復(fù)自由碰撞對(duì)能量的消耗，最大應(yīng)力值逐漸下降。

圖9 碟簧最大應(yīng)力隨碰撞次數(shù)變化曲線Fig.9 The curves of maximum stress in disk springs along with impacts

單片碟簧和雙片疊合的碟簧中最大應(yīng)力在分別經(jīng)歷三個(gè)和兩個(gè)自由碰撞周期后才明顯下降，而三片疊合、四片疊合和五片疊合的碟簧最大應(yīng)力隨碰撞次數(shù)增加呈近乎線性減小，該結(jié)果表明隨著碟簧數(shù)量增加，能量釋放加快，碟簧中最大應(yīng)力下降速率增加。根據(jù)GBT 1972—2005，A類φ31.5碟簧應(yīng)力極限為1 190～1 320 MPa,單片碟簧組和雙片碟簧疊合組最大應(yīng)力分別為1 470 MPa和1 330 MPa，均大于1 320 MPa,不滿足許用應(yīng)力條件；三片碟簧、四片碟簧以及五片碟簧疊合組的最大應(yīng)力為分別為1 010 MPa，858 MPa，641 MPa，均低于1 210 MPa，滿足了應(yīng)力強(qiáng)度條件。上述分析可知，三片以上數(shù)量的碟簧疊合即可滿足應(yīng)力強(qiáng)度要求，但為提高碟簧的使用壽命，延長沖擊器連續(xù)工作時(shí)間，應(yīng)適當(dāng)增加碟簧的疊合數(shù)量。

3 結(jié) 論

(1)試驗(yàn)結(jié)果表明，高壓流體環(huán)境下碟簧對(duì)沖擊器中密封圈工作狀態(tài)具有重要影響，其變形后產(chǎn)生的間隙張開量是造成密封圈損壞的直接原因。隨著碟簧數(shù)量增加，密封圈密封壓力提高，當(dāng)?shù)蔀槲迤B合時(shí)，可滿足高壓高能沖擊器的密封要求。

(2)數(shù)值模擬結(jié)果表明，碰撞后密封蓋與射流元件之間的間隙張開量相對(duì)較大，而射流元件與缸體之間的間隙張開量較小。密封配合面的最大間隙張開量與碟簧疊合的數(shù)量負(fù)相關(guān)，碟簧疊合數(shù)越多，間隙張開量越小。隨著碟簧疊合數(shù)量增加，碟簧中最大應(yīng)力減小，三片碟簧疊合即可滿足應(yīng)力強(qiáng)度最低要求。但為了保證沖擊器能夠長期工作，碟簧最好選擇五片以上疊合。

(3)將數(shù)值模擬與試驗(yàn)對(duì)照可知，當(dāng)?shù)莎B合數(shù)量在三片以下時(shí)，最大間隙張開量大于0.187 mm，密封蓋與射流元件配合面處密封圈由于擠壓破壞而失效；當(dāng)四片碟簧疊合時(shí)，最大間隙張開量為0.086 mm，密封圈存在較高失效風(fēng)險(xiǎn)；當(dāng)采用五片碟簧疊合時(shí)，最大間隙張開量僅為0.049 mm，在實(shí)現(xiàn)預(yù)期壓力密封的同時(shí)，可保持密封圈完好。該結(jié)果可為其他以碟簧作為緩沖或補(bǔ)償?shù)拿芊饨Y(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。

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Effect of disk spring on the seal of liquid-jet hammer

WU Dongyu, PENG Jianming, SUN Qiang, ZHANG Xinxin, YANG Dongdong

(College of Construction Engineering, Ji Lin University, Changchun 130021, China)

By sealing tests and simulations based on ANSYS-LSDYNA, the effect of disk springs on the seal performance of sealing rings in SC-86H liquid-jet hammer was investigated. The results show that the seperated gap between the sealing surfaces of sealed cap and fluidic amplifier is a key factor which causes the failure of sealing rings under high-pressure fluid environment. The negative correlation between the value of gap and the amount of superposed disk springs was presented. With no more than three disk springs, the sealing rings may be destroyed as the gap is over 0.187 mm. When the amount of disk springs is four, the gap may reach 0.086 mm and the sealing rings may fail after longtime work. In order to ensure that the sealing rings work safely, the amount of disk springs should be no less than five so that the value of gap can reduce to below 0.049 mm. It is also found that the maximum stress in disk springs would decrease with the increasing amount of disk springs, and five disk springs can meet the requirements of sealing and strength design simultaneously.

disk spring; liquid-jet hammer; high-pressure fluid; separated gap; sealing ring; ANSYS-LSDYNA

國土資源公益性行業(yè)科研專項(xiàng)經(jīng)費(fèi)資助(201311112)

2015-10-08 修改稿收到日期：2016-01-18

吳冬宇 男，博士生，1989年生

彭枧明 男，教授，博士生導(dǎo)師，1975年生

TP136; TE242.7

A

10.13465/j.cnki.jvs.2016.22.033