(江蘇科技大學(xué)機械工程學(xué)院 江蘇鎮(zhèn)江 212003)

隨著石油勘探和油田開采產(chǎn)業(yè)的持續(xù)發(fā)展，油田的開采對象逐漸轉(zhuǎn)向高溫高壓并伴有腐蝕的深井，在這種工況下，傳統(tǒng)封隔器的密封膠筒易受到破壞，導(dǎo)致密封失效,十分影響油田的生產(chǎn)效益[1]。21世紀(jì)初，金屬密封技術(shù)被首次應(yīng)用于井下管柱環(huán)空密封，后續(xù)國內(nèi)外學(xué)者都進(jìn)行了相關(guān)的研究。在國外，Baker Hughes、Caledyne和Owen等公司對井下金屬密封技術(shù)的研究起步較早,且研究較為深入，但對于密封元件結(jié)構(gòu)的描述不甚清楚。相比于國外，國內(nèi)在這方面的研究較少，且不夠深入。劉合、胡玉志、安少云等[2-4]研制了楔形擴(kuò)張式的金屬密封元件，并進(jìn)行了測試試驗，驗證了封隔器金屬密封的可行性。崔曉杰、尚曉峰等[5-6]針對井下工況設(shè)計了壓縮擴(kuò)張式的金屬密封元件，并進(jìn)行了密封承壓性能測試試驗，驗證密封元件滿足使用要求。

上述研究雖然都設(shè)計了相應(yīng)的金屬密封元件并進(jìn)行了相關(guān)驗證，但并未對影響密封元件性能的相關(guān)因素進(jìn)行深入研究，尤其是密封元件的結(jié)構(gòu)參數(shù)。而密封元件的密封性能主要通過密封承壓能力來評價，其密封承壓能力直接與密封面的接觸應(yīng)力相關(guān)，接觸應(yīng)力越大，密封面的變形越大，泄漏通道越小，開啟泄漏通道的介質(zhì)壓力越大，密封承壓能力越好[7-8]。本文作者設(shè)計了一種用于封隔器的新型金屬密封元件，建立了密封元件的數(shù)值模型，并分析金屬密封元件的結(jié)構(gòu)參數(shù)對其密封性能的影響，對封隔器金屬密封元件的設(shè)計有一定的指導(dǎo)意義。

1 金屬密封元件的設(shè)計與密封原理

1.1 金屬密封元件的設(shè)計

目前的封隔器金屬密封元件主要分為楔形擴(kuò)張式和壓縮擴(kuò)張式2種類型。文中設(shè)計了一種壓縮擴(kuò)張式的封隔器金屬密封元件，密封元件主要包括軸向承壓環(huán)和徑向膨脹環(huán)兩部分，并在二者之間設(shè)置卸載槽。密封元件的承壓環(huán)用來承受軸向推力，并保護(hù)密封元件的徑向膨脹環(huán)不受軸向力破壞，在軸向推力的作用下，徑向碰撞環(huán)會沿徑向擴(kuò)張，與套管接觸進(jìn)而實現(xiàn)密封。

壓縮式封隔器可以為其中的密封機構(gòu)提供軸向推力，密封機構(gòu)必須在軸向推力的作用下進(jìn)行徑向擴(kuò)張并實現(xiàn)封隔環(huán)空。根據(jù)這一使用特點并結(jié)合深井下高溫高壓(120 ℃，50 MPa)工況，文中采用NiTi合金材料設(shè)計了一種金屬密封元件，其結(jié)構(gòu)剖面如圖1所示。

圖1 密封元件結(jié)構(gòu)剖面

該密封元件主要包括2個部分：軸向承壓環(huán)和徑向膨脹環(huán)，二者之間設(shè)有卸載槽。圖1中b為軸向承壓環(huán)的截面寬度(文中簡稱承壓環(huán)寬度)，h為軸向承壓環(huán)截面高度(文中簡稱承壓環(huán)高度)，R1為徑向膨脹環(huán)半徑(文中簡稱膨脹環(huán)半徑)，R2為徑向膨脹環(huán)截面拱形半徑(文中簡稱拱形半徑)，t為徑向膨脹環(huán)截面拱形厚度(文中簡稱拱形厚度)，r為卸載槽半徑。圖2所示是密封組件剖視圖，當(dāng)密封元件受到密封組件中的上、下壓環(huán)擠壓后，徑向膨脹環(huán)會沿徑向進(jìn)行膨脹擴(kuò)張，實現(xiàn)封隔環(huán)空。

圖2 密封組件

1.2 金屬密封元件的密封原理

金屬對金屬的密封過程在宏觀上表現(xiàn)為密封金屬面之間的接觸和擠壓；從微觀上來講，是金屬密封面之間微小間隙的填補過程。金屬密封的泄漏方式主要是流體的穿漏，要想實現(xiàn)無泄漏密封，需要密封面形成微觀上連續(xù)接觸的密封環(huán)，而且密封環(huán)的接觸應(yīng)力要大于或等于管柱內(nèi)的流體壓力。由于金屬密封面是粗糙的表面，故其表面有許多波峰和波谷，在密封面剛接觸時，只有少量的波峰相互接觸，若要實現(xiàn)密封，需要讓密封面的接觸應(yīng)力至少達(dá)到密封材料屈服極限的2～3倍，只有當(dāng)密封材料表面發(fā)生塑性流動并填補密封面之間的微小間隙，才能實現(xiàn)密封[8-9]。由于文中使用的密封元件材料為NiTi合金，屈服極限較大，為了實現(xiàn)更好的密封效果，在密封元件的有效密封區(qū)域鍍了一層軟金屬銀[10](銀的屈服極限為30 MPa[11])，鍍層厚度為0.05 mm。

2 數(shù)值模型的建立

2.1 幾何模型簡化

采用Inventor建立密封組件的幾何模型，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。為了節(jié)省計算機資源，提高計算速度，將圖2中的結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理地簡化：由于幾何模型是同軸的，故取模型的1/20進(jìn)行分析計算；因鍍層對結(jié)構(gòu)無影響[12]，故簡化掉鍍層金屬。

2.2 材料屬性

文中選用的密封元件的材料為具有超彈性的NiTi合金，在Ansys workbench中選用Auricchio[13-14]的材料本構(gòu)模型進(jìn)行模擬，本構(gòu)模型中的各參數(shù)值取自120 ℃下的NiTi合金材料拉伸試驗的結(jié)果[15]，并假設(shè)該材料具各向同性和拉壓對稱性。各參數(shù)值如表1所示。

表1 材料力學(xué)性能

2.3 網(wǎng)格劃分與邊界條件

為了提高計算速度，在該模型中套管、中心管、上壓環(huán)和下壓環(huán)以近似剛體處理，即這些零件的彈性模量設(shè)成較大值，并且用3.2 mm的單元尺寸進(jìn)行網(wǎng)格劃分。密封元件是核心零件，劃分網(wǎng)格時要細(xì)密一些，文中模型中以0.7 mm的單元尺寸對密封元件進(jìn)行網(wǎng)格劃分。密封組件的有限元網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 密封組件的網(wǎng)格模型

在密封元件、套管、中心管、上壓環(huán)和下壓環(huán)的對稱面上施加法向約束，同時在下壓環(huán)、套管和中心管的底面也施加法向約束來限制模型軸向移動，并設(shè)定上壓環(huán)沿Y軸負(fù)向下壓位移為4.2 mm。密封元件與套管、中心管、上壓環(huán)、下壓環(huán)4個零件之間設(shè)為摩擦接觸，摩擦因數(shù)為0.15。

3 密封元件密封性能影響因素分析

針對承壓環(huán)寬度b、承壓環(huán)高度h、膨脹半徑R1、拱形半徑R2、拱形厚度t和卸載槽半徑r等(各參數(shù)標(biāo)注見圖1)結(jié)構(gòu)參數(shù)運用單因素分析法對金屬密封元件密封性能的影響進(jìn)行分析，各結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化范圍根據(jù)密封元件在封隔器中的實際裝配尺寸以及套管尺寸(套管型號為N-80)而選定，密封元件及其組件的關(guān)鍵尺寸如表2所示。

表2 密封元件及其組件結(jié)構(gòu)參數(shù)

在實際使用中，密封元件密封性能的好壞主要用其密封承壓能力來評價，而密封承壓能力與密封面的接觸應(yīng)力直接相關(guān)，故可以用接觸應(yīng)力來對其評價[3-6]。但只使用接觸應(yīng)力進(jìn)行評價，不能體現(xiàn)密封元件的整體受力情況，故文中采用密封元件的最大應(yīng)力S、坐封力F(換算成完整模型后的值)和接觸應(yīng)力Sc(密封元件與套管間接觸應(yīng)力)3個指標(biāo)對其密封性能進(jìn)行評價。

3.1 承壓環(huán)寬度

如圖4所示，隨著承壓環(huán)寬度b的增大，密封元件的坐封力F和接觸應(yīng)力Sc非線性增加，其最大應(yīng)力S先減小后增大。當(dāng)b≤11.5 mm時，密封元件受壓發(fā)生失穩(wěn)，致使密封元件局部應(yīng)力過大;隨著b的增大，密封元件受到失穩(wěn)效應(yīng)的影響逐漸減弱；當(dāng)b≥11.5 mm時，密封元件不再失穩(wěn)，最大應(yīng)力S逐漸增大。因此，適當(dāng)增大b不僅可以消除失穩(wěn)，提高穩(wěn)定性，同時還可以獲得更大的接觸應(yīng)力Sc，提高密封效果。

圖4 密封性能與承壓環(huán)寬度關(guān)系曲線

3.2 承壓環(huán)高度

如圖5所示，密封元件的最大應(yīng)力S、坐封力F和接觸應(yīng)力Sc基本不隨承壓環(huán)高度h的變化而變化，因此h對密封元件的密封性能影響不大，但出于對結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性考慮，h應(yīng)適當(dāng)偏大一些。

圖5 密封性能與承壓環(huán)高度關(guān)系曲線

3.3 膨脹環(huán)半徑

如圖6所示，隨著膨脹環(huán)半徑R1增大，最大應(yīng)力S和坐封力F都呈非線性增加,且當(dāng)R1≥59.6 mm時，二者增長迅速，且接觸應(yīng)力Sc大于0，并隨著R1增大而增大。R1越大，接觸應(yīng)力Sc越大，密封承壓效果越好，但同時坐封力F和最大應(yīng)力S也快速增加，導(dǎo)致坐封困難、密封元件產(chǎn)生較大塑性變形，不利于密封元件的密封和重復(fù)使用，所以R1不宜過大。

圖6 密封性能與膨脹環(huán)半徑關(guān)系曲線

3.4 拱形半徑

如圖7所示，最大應(yīng)力S和坐封力F隨拱形半徑R2非線性增加；接觸應(yīng)力Sc隨R2非線性減小。R2的增大不利于密封元件的徑向變形，同時最大應(yīng)力S和坐封力F也會隨之增大。R2越小，最大應(yīng)力S和坐封力F越小，接觸應(yīng)力Sc越大，故在滿足密封要求的條件下，R2應(yīng)盡可能取小值。

圖7 密封性能與拱形半徑關(guān)系曲線

3.5 拱形厚度

如圖8所示，隨著拱形厚度t的增大，最大應(yīng)力S先減小后增大。當(dāng)t≤2.5 mm時，密封元件強度不足而發(fā)生失穩(wěn)，導(dǎo)致局部應(yīng)力集中；隨著t的增加，失穩(wěn)逐漸減弱，當(dāng)t≥2.5 mm時，失穩(wěn)消失，且最大應(yīng)力S、坐封力F和接觸應(yīng)力Sc基本呈線性增加。故t=2.5 mm是理想點，設(shè)計時t值應(yīng)在其左右選擇。

圖8 密封性能與拱形厚度關(guān)系曲線

3.6 卸載槽半徑

如圖9所示，當(dāng)卸載槽半徑r≤3.6 mm時，隨著r的增大，最大應(yīng)力S逐漸減小，坐封力F近似呈線性遞減，接觸應(yīng)力Sc呈非線性減小。

圖9 密封性能與卸載槽半徑關(guān)系曲線

所以在r≤3.6 mm時，增大r能夠有效降低應(yīng)力集中，且r越大，效果越明顯，但接觸應(yīng)力Sc也隨之減小，不利于密封。而拱形厚度t的增大能夠有效提高接觸應(yīng)力Sc，在增大r的同時可考慮增大拱形厚度t來提高接觸應(yīng)力Sc，同時還能增加密封元件的穩(wěn)定性。

4 結(jié)論

(1)設(shè)計一種壓縮擴(kuò)張式的封隔器金屬密封元件，密封元件主要包括軸向承壓環(huán)和徑向膨脹環(huán)兩部分，并在二者之間設(shè)置卸載槽。

(2)從密封性能隨密封元件結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化趨勢來看，密封元件的最大應(yīng)力S隨膨脹環(huán)半徑R1和拱形半徑R2單調(diào)增加，隨承壓環(huán)寬度b、拱形厚度t和卸載槽半徑r先減小后增大；密封元件的坐封力F隨著承壓環(huán)寬度b、膨脹環(huán)半徑R1、拱形半徑R2和拱形厚度t單調(diào)遞增，隨卸載槽半徑r單調(diào)遞減；密封元件的接觸應(yīng)力在大于0的情況下隨承壓環(huán)寬度b、膨脹環(huán)半徑R1和拱形厚度t非線性增大，隨拱形半徑R2和卸載槽半徑r非線性減??；密封元件的結(jié)構(gòu)參數(shù)承壓環(huán)高度h對接觸應(yīng)力和坐封力幾乎無影響，但出于穩(wěn)定性考慮，承壓環(huán)高度值的選取應(yīng)適當(dāng)偏大一些。

(3)從密封元件結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能指標(biāo)的影響程度來看，拱形半徑R2和拱形厚度t對密封元件的最大應(yīng)力S的影響較大，其中拱形半徑R2的影響更為顯著；承壓環(huán)寬度b、拱形半徑R2和拱形厚度t對密封元件的坐封力F的影響較大，其中拱形厚度t的影響更為顯著；承壓環(huán)寬度b、拱形半徑R2、拱形厚度t和卸載槽半徑r對密封元件的接觸應(yīng)力的影響較大，其中拱形厚度t的影響更為顯著。在密封元件的設(shè)計過程中，應(yīng)著重考慮拱形半徑R2和拱形厚度t對密封元件的影響，適當(dāng)減小拱形半徑R2或增大拱形厚度t可以有效提高密封元件的密封性能。