張 毅 常學(xué)平 付玉坤 吳 倩

1.西南石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院,成都,6105002.中國(guó)石油西南油氣田分公司工程技術(shù)研究院,成都,610017

0 引言

單金屬密封具有抗振動(dòng)、耐高溫高壓和耐磨損的特點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于石油鉆采領(lǐng)域[1]，該類(lèi)密封可以有效地延長(zhǎng)軸承的壽命，降低鉆井成本。Hughes公司針對(duì)鉆頭工作的特殊環(huán)境，充分考慮了井底的振動(dòng)、高溫高壓對(duì)鉆頭動(dòng)密封的影響，開(kāi)發(fā)出了具有優(yōu)良性能的單金屬密封，使得鉆頭動(dòng)密封面的受力情況更加合理，牙輪鉆頭的壽命也得到了進(jìn)一步延長(zhǎng)[2]。

該單金屬密封不僅要承受鉆井過(guò)程中的沖擊，而且還要承受井下接近160 ℃的高溫和20 MPa左右的接觸壓力，工作條件較為惡劣，目前國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)單金屬密封的研究相對(duì)較少，且大多處于起步階段。國(guó)外XIONG等[3-4]結(jié)合牙輪鉆頭的靜態(tài)工況對(duì)單金屬密封的接觸壓力和泄漏率進(jìn)行了研究。國(guó)內(nèi)學(xué)者的研究主要集中在單金屬密封的結(jié)構(gòu)優(yōu)化上，羅緯等[5]對(duì)單金屬密封進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究；張寶生等[6]對(duì)單金屬密封進(jìn)行了有限元分析，但其研究中沒(méi)有考慮井下高壓環(huán)境對(duì)密封的影響；孫健等[7]對(duì)單金屬密封的裝配和在不同環(huán)境壓力下的應(yīng)力變化進(jìn)行了研究；張曉東等[8]結(jié)合渦輪鉆具的實(shí)際工況，對(duì)單金屬密封進(jìn)行了結(jié)構(gòu)安裝設(shè)計(jì)和軸向力的理論推導(dǎo)。

可以看出，目前國(guó)內(nèi)學(xué)者主要是對(duì)單金屬密封裝配過(guò)程中的接觸壓力進(jìn)行優(yōu)化，未結(jié)合實(shí)際鉆井工況，且對(duì)動(dòng)密封的泄漏率也沒(méi)有展開(kāi)相關(guān)研究。本文在高壓工況下動(dòng)密封面接觸壓力分析的基礎(chǔ)上，采用逆解法對(duì)動(dòng)密封面的油膜厚度進(jìn)行近似求解，求得在最小油膜厚度處密封面間的泄漏率，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)分析結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。

1 單金屬密封有限元分析

牙輪鉆頭上單金屬密封結(jié)構(gòu)如圖1所示。圖中，隨主軸轉(zhuǎn)動(dòng)的動(dòng)環(huán)和靜止的靜環(huán)形成動(dòng)密封面，橡膠支撐環(huán)和O形圈提供密封所需要的軸向力。

圖1 單金屬密封結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure of single metal seal

井下高溫高壓環(huán)境對(duì)單金屬密封的動(dòng)密封面的接觸壓力有較大影響，本文僅考慮在環(huán)境壓力作用下的接觸面的受力情況，暫不考慮熱力耦合對(duì)密封的綜合效應(yīng)。

1.1 有限元模型的建立

單金屬密封的外側(cè)為鉆井液，內(nèi)側(cè)為潤(rùn)滑油，通過(guò)壓力平衡系統(tǒng)使?jié)櫥蛪毫ι愿哂阢@井液壓力，從而保證鉆井液不會(huì)進(jìn)入密封腔內(nèi)，潤(rùn)滑油和鉆井液的壓差Δp為0.3～0.7 MPa[4]，本文分析選取的壓差為0.5 MPa。首先，進(jìn)行單金屬密封的裝配過(guò)程，在裝配過(guò)程分析完成后，橡膠元件會(huì)發(fā)生較大的變形，因此需要導(dǎo)出變形的有限元網(wǎng)格，然后在O形橡膠圈和靜環(huán)的內(nèi)表面上施加潤(rùn)滑油壓力，在橡膠支撐環(huán)和靜環(huán)的外表面上施加鉆井液壓力。本文根據(jù)鉆井的實(shí)際工況，選取3種鉆井液壓力和對(duì)應(yīng)的潤(rùn)滑油壓力，同時(shí)對(duì)動(dòng)環(huán)的上表面和密封座的下表面施加固定約束，潤(rùn)滑油壓力和鉆井液壓力(即環(huán)境壓力)載荷施加的有限單元模型如圖2所示。

(a)載荷步1 (b)載荷步2 圖2 環(huán)境壓力下有限元加載模型Fig.2 Finite model under the environmental pressure

1.2 有限元分析結(jié)果

圖3所示為單金屬密封的動(dòng)密封面接觸壓力分布情況。隨著環(huán)境壓力的增大，動(dòng)密封面的接觸壓力峰值由密封的外側(cè)逐漸向內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)移，當(dāng)鉆井液壓力為3 MPa時(shí)，動(dòng)密封面的接觸壓力呈現(xiàn)外側(cè)高、內(nèi)側(cè)低的狀態(tài)，動(dòng)密封面呈內(nèi)楔形收斂，有利于潤(rùn)滑油膜的形成；而當(dāng)鉆井液壓力增大到30 MPa時(shí)，動(dòng)密封面的接觸壓力則呈現(xiàn)外側(cè)低、內(nèi)側(cè)高，與鉆開(kāi)液壓力為3 MPa的情況相反。同時(shí)在高壓工況下，動(dòng)密封面間不易形成潤(rùn)滑油膜，且外部磨礪性顆粒易于進(jìn)入外側(cè)的動(dòng)密封面。

(a)p1=3 MPa (b)p1=15 MPa (c)p1=30 MPa圖3 不同環(huán)境壓力下動(dòng)密封面接觸壓力分布情況Fig.3 Contact pressure under different environment pressure

2 單金屬密封泄漏率計(jì)算

2.1 混合摩擦動(dòng)密封計(jì)算模型

單金屬密封動(dòng)密封面處于流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的情況時(shí)，動(dòng)密封面間的油膜厚度分布均由Reynolds方程求出。假設(shè)動(dòng)靜環(huán)的軸線始終重合，同一半徑r處的油膜厚度和油膜壓力沿周向保持不變，不考慮溫度對(duì)油膜的影響，則液膜壓力計(jì)算模型可以表示為[10]

(1)

式中，h為油膜厚度；η為流體的動(dòng)力黏度；p為密封面的壓力分布；φγ為壓力流量因子。

(2)

式中，σ為兩表面綜合粗糙度；γ為動(dòng)靜環(huán)表面微凸體的長(zhǎng)寬之比；c為與σ和γ相關(guān)的系數(shù)。

此處c=0.9，σ=0.56，γ=0.1。

由式(1)和式(2)確定動(dòng)密封面的油膜厚度和壓力分布后，可計(jì)算出動(dòng)密封面的泄漏率Q為

(3)

由于不考慮溫度對(duì)油膜的影響，因此本文將采用逆解法，根據(jù)ANSYS有限元仿真求出動(dòng)密封面的接觸壓力，通過(guò)MATLAB數(shù)據(jù)擬合得到密封面的壓力梯度分布，再結(jié)合式(1)求得密封面的油膜分布。當(dāng)接觸壓力梯度為最大值時(shí)，潤(rùn)滑油膜厚度取最小值；通過(guò)式(3)即可求得在最小油膜厚度處密封面間的泄漏率[11]。

2.2 鉆井壓力作用下的泄漏率

由于在高壓下的動(dòng)密封泄漏率的變化情況難以通過(guò)實(shí)驗(yàn)獲得，本文將根據(jù)泄漏率的計(jì)算模型，計(jì)算鉆井液壓力對(duì)泄漏率的影響。忽略鉆井過(guò)程中地層溫度變化對(duì)潤(rùn)滑脂粘度的影響，假設(shè)鉆井環(huán)境為θ=50 ℃，對(duì)應(yīng)的潤(rùn)滑脂動(dòng)力黏度為1.562 Pa/s，動(dòng)密封的轉(zhuǎn)速為n=200 r/min，潤(rùn)滑油和鉆井液的壓差為0.5 MPa。計(jì)算的泄漏率隨鉆井液壓力的變化情況如圖4所示。由圖4可以看出，隨著鉆井液壓力的增大，初期階段的泄漏率增大較快，但在鉆井液壓力為10 MPa以后，動(dòng)密封泄漏率增大的幅度開(kāi)始降低。

圖4 鉆井液壓力對(duì)泄漏率的影響Fig.4 Effect of drilling fluid pressure on leakage rate

3 實(shí)驗(yàn)研究

3.1 實(shí)驗(yàn)裝置

圖5所示為根據(jù)鉆井工況搭建的雙側(cè)充壓動(dòng)密封實(shí)驗(yàn)臺(tái)。密封腔體分為鉆井液腔和潤(rùn)滑油腔，與平衡缸活塞兩側(cè)的鉆井液和潤(rùn)滑油分別連通，通過(guò)平衡缸活塞可以保證密封兩側(cè)的壓差為一穩(wěn)定的壓力，同時(shí)避免了高壓工況對(duì)動(dòng)密封面的擠壓變形。扭矩傳感器和位移傳感器可分別測(cè)得密封的摩擦扭矩和泄漏率。實(shí)驗(yàn)?zāi)M鉆井液壓力為3.0 MPa、1.0 MPa和0.5 MPa，對(duì)應(yīng)的潤(rùn)滑油壓力為3.5 MPa、1.5 MPa和1.0 MPa。鉆井液介質(zhì)為清水加適量廢棄泥漿，同時(shí)由于動(dòng)密封泄漏率與潤(rùn)滑油黏度有較大的關(guān)系，故本文選擇鉆頭用潤(rùn)滑脂。實(shí)驗(yàn)臺(tái)密封腔內(nèi)的加熱器可將潤(rùn)滑脂和模擬鉆井液加熱到50 ℃，從而能更好地模擬實(shí)際工況。

圖5 密封實(shí)驗(yàn)臺(tái)方案圖Fig.5 Scheme of seal experimental bed

3.2 實(shí)驗(yàn)過(guò)程

密封工作過(guò)程中的接觸面壓力是不能夠直接得到的，可通過(guò)測(cè)量接觸面的溫度來(lái)反映密封徑向的受壓情況，密封環(huán)背面安裝的三個(gè)鎧裝式熱電偶可測(cè)得對(duì)應(yīng)位置的溫度，單金屬密封試件如圖6所示。

圖6 單金屬密封試件Fig.6 Single metalseal specimen

圖7 動(dòng)環(huán)密封面磨損深度Fig.7 Wear depth of the rotor sealing surface

有限元分析結(jié)果表明:在低壓工況下密封的外側(cè)接觸壓力要高于內(nèi)側(cè)，進(jìn)而造成外側(cè)磨損嚴(yán)重。圖7所示為鉆井液壓力在3 MPa下的動(dòng)環(huán)密封面磨損形貌。由圖7可以看出，密封環(huán)的外側(cè)磨損比較嚴(yán)重，表明在低壓工況下密封面外側(cè)的接觸壓力較大，故實(shí)驗(yàn)結(jié)果和仿真分析結(jié)果基本一致。

3.3 實(shí)驗(yàn)和仿真計(jì)算結(jié)果對(duì)比3.3.1 不同環(huán)境壓力下測(cè)試溫度和接觸壓力對(duì)比

動(dòng)密封面的接觸壓力的仿真結(jié)果和溫度測(cè)試對(duì)比如圖8所示。由圖8可以看出，隨著密封環(huán)半徑的增大，動(dòng)密封面的接觸壓力逐漸增大，對(duì)應(yīng)的測(cè)試溫度也是逐漸升高。

(a)接觸壓力 (b)測(cè)試溫度

圖8 鉆井液壓力對(duì)接觸壓力和測(cè)試溫度的影響
Fig.8 Effect of environmental pressure on the contact pressure and temperature

同時(shí)隨著鉆井液壓力的增大，動(dòng)密封面內(nèi)側(cè)的接觸壓力增幅遠(yuǎn)大于外側(cè)的接觸壓力增幅，所以當(dāng)實(shí)驗(yàn)鉆井液壓力增大到實(shí)際鉆井的高壓工況時(shí)，動(dòng)密封面內(nèi)側(cè)接觸壓力就會(huì)大于外側(cè)接觸壓力，這與測(cè)試得到的動(dòng)密封面溫度分布變化趨勢(shì)也是一致的。

3.3.2 不同壓差下測(cè)試溫度和接觸壓力對(duì)比

在鉆井過(guò)程中地層溫度的升高會(huì)導(dǎo)致密封腔內(nèi)的潤(rùn)滑油壓力升高，密封內(nèi)外的壓差也會(huì)隨之改變，該壓差直接影響動(dòng)密封面的接觸壓力分布情況。圖9所示為不同壓差作用下測(cè)試溫度和接觸壓力的對(duì)比情況。由圖9可以看出,隨著壓差的增大，動(dòng)密封面內(nèi)側(cè)接觸壓力逐漸減小，外側(cè)接觸壓力逐漸增大。

(a)接觸壓力 (b)測(cè)試溫度

圖9 壓差對(duì)測(cè)試溫度和接觸壓力的影響
Fig.9 Effect of environmental pressure difference on the contact pressure and temperature

3.3.3 不同轉(zhuǎn)速下泄漏率計(jì)算和實(shí)驗(yàn)對(duì)比

圖10所示為不同轉(zhuǎn)速對(duì)動(dòng)密封面泄漏量的影響，此時(shí)的鉆井液壓力為3.0 MPa。由圖10可以看出，隨著轉(zhuǎn)速的升高，泄漏率逐漸增加，尤其在200～400 r/min之間，泄漏率增大的幅度比較大。實(shí)際鉆井過(guò)程中，為了延長(zhǎng)密封的壽命，應(yīng)盡可能避開(kāi)這一轉(zhuǎn)速區(qū)間。

圖10 轉(zhuǎn)速對(duì)泄漏率的影響Fig.10 Effect of the speed on leakage rate

3.3.4 不同軸向位移下泄漏率計(jì)算和實(shí)驗(yàn)對(duì)比

單金屬密封裝配過(guò)程中，動(dòng)環(huán)的軸向位移直接影響到橡膠的變形情況，進(jìn)而導(dǎo)致動(dòng)密封面上的接觸壓力梯度分布有較大的變化。圖11所示為不同軸向位移影響下泄漏率的數(shù)值計(jì)算和實(shí)驗(yàn)對(duì)比情況。由圖11可以看出，隨著動(dòng)環(huán)軸向位移的增大，動(dòng)密封泄漏率逐漸降低，當(dāng)動(dòng)環(huán)軸向位移達(dá)到3.5 mm且繼續(xù)增大時(shí)，泄漏率的降低趨勢(shì)逐漸緩慢。

圖11 軸向位移對(duì)泄漏率的影響Fig.11 Effect of the compressive displacement on leakage rate

由于數(shù)值計(jì)算未考慮溫度對(duì)密封面受力的耦合作用，同時(shí)動(dòng)密封運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中振動(dòng)也會(huì)增加動(dòng)密封的泄漏量，因此數(shù)值計(jì)算和實(shí)驗(yàn)結(jié)果有一定的偏差，但變化趨勢(shì)基本一致。

4 結(jié)論

(1)對(duì)高壓鉆井液和潤(rùn)滑油綜合作用下的單金屬動(dòng)密封進(jìn)行有限元分析，動(dòng)密封面處的接觸壓力最大值處于靜環(huán)內(nèi)側(cè)附近，且應(yīng)力分布呈發(fā)散狀態(tài)，不利于形成潤(rùn)滑油膜。

(2)依據(jù)有限元仿真分析結(jié)果，結(jié)合MATLAB求得在最小油膜厚度處密封面間的泄漏率，提出一種計(jì)算動(dòng)密封泄漏率的新方法。

(3)隨著潤(rùn)滑油和鉆井液壓差的增大，動(dòng)密封面內(nèi)側(cè)的接觸壓力逐漸減小，而外側(cè)逐漸增大。

(4)泄漏率隨著密封轉(zhuǎn)速的升高而增加，初始階段，泄漏率增加較快，當(dāng)轉(zhuǎn)速超過(guò)400 r/min時(shí)，泄漏率增大的幅度開(kāi)始減小，實(shí)際應(yīng)用中應(yīng)避開(kāi)200～400 r/min這一轉(zhuǎn)速范圍。

(5)隨著動(dòng)密封軸向位移的增加，泄漏率逐漸降低，當(dāng)軸向位移超過(guò)3.5mm時(shí)，泄漏率降低的幅度開(kāi)始減小。

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