王 偉 賈建波 張良振 管 鋒 王紅亮 劉先明

(1.長(zhǎng)江大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 2.中海油田服務(wù)股份有限公司油田技術(shù)研究院 3.中石化石油機(jī)械股份有限公司)

0 引言

隨著石油行業(yè)對(duì)油田開(kāi)采技術(shù)的要求越來(lái)越高，為了滿足直井到水平井的轉(zhuǎn)變，鉆井工具開(kāi)始從剛性向柔性轉(zhuǎn)變。柔性鉆桿因具有易彎曲、定向性強(qiáng)及經(jīng)濟(jì)優(yōu)勢(shì)明顯的特點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于超短半徑水平井鉆井工藝中[1－3]。該工藝可大幅度提高油井產(chǎn)量和原油采收率，降低鉆井成本，是油田老井改造、油藏挖潛和穩(wěn)產(chǎn)增產(chǎn)的有效手段，也是非常規(guī)油氣開(kāi)采的重要途徑[4－8]。由于柔性鉆桿的密封形式為球面密封，在井下惡劣環(huán)境中工作易發(fā)生泄漏而造成密封失效，所以有必要對(duì)球面密封性能進(jìn)行研究，以提高柔性鉆桿的密封性能。

對(duì)于球面密封，學(xué)者們通常采用O 形圈進(jìn)行密封，但O 形圈密封柔性鉆桿存在一定困難。韓兵奇[9]對(duì)O 形密封圈在球面密封結(jié)構(gòu)的溝槽中的應(yīng)用進(jìn)行了分析，提出了球面密封溝槽的設(shè)計(jì)方法，現(xiàn)場(chǎng)應(yīng)用結(jié)果證明該設(shè)計(jì)方法正確；LIU H.等[10]通過(guò)試驗(yàn)的方法，驗(yàn)證了在10 MPa 密封壓力條件下，O 形密封圈用于柔性鉆桿球面密封結(jié)構(gòu)的可行性，但其密封壓力較小；肖再華[11]針對(duì)飛機(jī)燃油系統(tǒng)中球面密封存在低溫下泄漏量大、耐沖擊載荷小及轉(zhuǎn)動(dòng)力矩大的問(wèn)題，對(duì)球面密封結(jié)構(gòu)中的密封材質(zhì)與密封滑環(huán)進(jìn)行了改進(jìn)，試驗(yàn)證明改進(jìn)后的密封性能得到了成倍的提升，但該密封結(jié)構(gòu)不適用于柔性鉆桿。因此，需要設(shè)計(jì)一種球面密封結(jié)構(gòu)，以保證柔性鉆桿密封的可靠性。

本文設(shè)計(jì)了一種適用于柔性鉆桿的球面密封結(jié)構(gòu)，并利用ABAQUS 有限元軟件對(duì)該密封結(jié)構(gòu)在不同工況下進(jìn)行了密封性能仿真分析，驗(yàn)證了密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的可行性。所得結(jié)果可為柔性鉆桿球面密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供一定的科學(xué)依據(jù)。

1 柔性鉆桿球面密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及密封性能評(píng)估指標(biāo)

1.1 密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與密封原理

柔性鉆桿由多個(gè)柔性鉆桿短節(jié)首尾鉸接而成。圖1 為柔性鉆桿球面密封結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖。從圖1 可知，球頭連桿與本體之間存在間隙需要密封，且該處本體的凹腔與球頭連桿的球頭均為球面，為了保證密封的可靠性，設(shè)計(jì)了用于球面密封的異形密封圈，其截面形狀及幾何參數(shù)如圖2 所示。圖2 中R為密封圈的密封半徑，其值為38 mm；b、b1和b2分別為密封圈截面各部分軸向?qū)挾?，其值分別為8.0、6.5 和1.0 mm；d和d1為密封圈截面各部分徑向厚度，其值分別為8.5 和5.5 mm；r為密封圈圓角半徑，其值為1.5 mm；θ為密封圈外端切口傾角，其值為15°。

圖2 異形密封圈截面形狀及幾何參數(shù)Fig.2 Cross-section shape and geometric parameters of the special-shaped sealing ring

異形密封圈通過(guò)軸向擠壓的方式安裝在本體與球頭連桿所形成的密封腔內(nèi)，密封圈經(jīng)擠壓變形后，在接觸表面產(chǎn)生接觸應(yīng)力。由于密封圈材料的不可壓縮性，使壓縮變形的密封圈在有流體壓力作用時(shí)，可將其傳遞到接觸面，使密封面的接觸應(yīng)力高于密封流體的壓力，從而實(shí)現(xiàn)密封。

1.2 密封性能評(píng)估指標(biāo)

1.2.1 平均接觸應(yīng)力

由于不同密封面上的接觸應(yīng)力不同，且同一密封面上的接觸應(yīng)力也不盡相同，為了準(zhǔn)確判斷密封效果，采用平均接觸應(yīng)力作為衡量柔性鉆桿球面密封結(jié)構(gòu)密封性能的主要指標(biāo)[12]。一般而言，柔性鉆桿密封面的平均接觸應(yīng)力越大，其密封面密封壓力越大。為了保證密封的可靠性，平均接觸應(yīng)力應(yīng)大于被密封流體壓力。

1.2.2 密封面兩端接觸應(yīng)力大于流體壓力

為了防止鉆井液中的顆粒進(jìn)入密封面，加快密封面磨損，導(dǎo)致密封失效，進(jìn)而造成鉆井液泄漏，密封面兩端接觸應(yīng)力應(yīng)大于被密封流體壓力[13]。

2 球面密封性能分析

2.1 球面密封結(jié)構(gòu)材料模型

柔性鉆桿主要用于井下4 000 m、溫度100 ℃左右的工作環(huán)境，考慮到連接強(qiáng)度的問(wèn)題，選擇42CrMo 材料作為球頭連桿與本體的材料，其彈性模量為212 GPa，泊松比為0.28[14]。異形密封圈采用聚四氟乙烯材料。由于聚四氟乙烯的變形是一種非線性大變形過(guò)程，故本文選用Odgen 模型來(lái)描述聚四氟乙烯的力學(xué)性能。Odgen 模型表達(dá)式為:

式中:λ1、λ2、λ3分別表示3 個(gè)主方向伸長(zhǎng)率，無(wú)量綱；αi為材料參數(shù)，無(wú)量綱；μi為材料參數(shù)，MPa；Di為壓縮參數(shù)，表示材料是否可以壓縮，無(wú)量綱。

本文所研究的密封圈采用聚四氟乙烯材料，其力學(xué)性能參數(shù)來(lái)源于文獻(xiàn)[15] 中的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，經(jīng)過(guò)有限元軟件ABAQUS 擬合，可得μ1＝26.731，α1＝－3.582，Di＝0。

2.2 有限元分析模型

2.2.1 模型簡(jiǎn)化與網(wǎng)格劃分

鑒于柔性鉆桿整體的復(fù)雜性，且球面密封主要密封球頭連桿與本體間的間隙，故取球頭連桿、本體及密封圈三者為研究對(duì)象?？紤]到本體與球頭連桿完整的三維模型較大，且遠(yuǎn)離球面密封的實(shí)體對(duì)密封性能的影響可忽略不計(jì)，故僅保留球面密封附近的本體與球頭連桿，簡(jiǎn)化后的模型如圖3a 所示。

由于球頭連桿與本體的材料比密封圈材料的彈性模量大很多，所以可將球頭連桿與本體視為剛體，采用六面體積分單元C3D8R 進(jìn)行網(wǎng)格劃分；密封圈采用六面體雜交單元C3D8RH。球面密封結(jié)構(gòu)有限元模型如圖3b 所示。

圖3 球面密封模型Fig.3 Model of the spherical seal

2.2.2 接觸設(shè)置

本模型采用罰單元法，即在模型網(wǎng)格劃分完成后，在可能接觸的兩個(gè)界面上建立偽單元來(lái)模擬面面接觸。根據(jù)球面密封結(jié)構(gòu)的三維有限元模型，模型中包含3 個(gè)接觸對(duì):一是球頭連桿球面與異形密封圈球面組成接觸對(duì)；二是本體凹槽側(cè)面與異形密封圈側(cè)面組成接觸對(duì)；三是本體凹槽內(nèi)表面與異形密封圈外表面組成接觸對(duì)。摩擦模型為庫(kù)倫摩擦，摩擦因數(shù)為0.04。

2.2.3 邊界條件

首先約束本體所有自由度，通過(guò)強(qiáng)制位移來(lái)模擬異形密封圈的安裝；其次，在密封圈上施加內(nèi)壓，模擬鉆桿內(nèi)流體壓力；最后在密封圈上施加外壓，模擬環(huán)空中流體壓力。經(jīng)過(guò)初始?jí)嚎s和內(nèi)、外流體壓力的作用，密封圈達(dá)到了最終壓縮狀態(tài)，從而起到密封作用。

2.3 模型求解與結(jié)果分析

異形密封圈的壓縮率和流體壓力是影響密封性能的主要外因，結(jié)合現(xiàn)場(chǎng)工況，在壓縮率1.25%、內(nèi)壓30 MPa、外壓26 MPa 的情況下，得到了密封圈的Von Mises 應(yīng)力分布云圖與接觸應(yīng)力分布云圖，分別如圖4 和圖5 所示。

圖4 內(nèi)壓30 MPa、外壓26 MPa 下密封圈Von Mises 應(yīng)力分布云圖Fig.4 Von Mises stress distribution of the sealing ring at an internal pressure of 30 MPa and an external pressure of 26 MPa

圖5 內(nèi)壓30 MPa、外壓26 MPa 下密封面接觸應(yīng)力分布云圖Fig.5 Contact stress distribution of the sealing surface at an internal pressure of 30 MPa and an external pressure of 26 MPa

一般來(lái)說(shuō)，Von Mises 應(yīng)力越大的區(qū)域，材料越容易發(fā)生永久變形，越容易出現(xiàn)應(yīng)力松弛。應(yīng)力松弛會(huì)削弱密封性能，進(jìn)而會(huì)造成密封失效。由圖4 可知，密封圈最大Von Mises 應(yīng)力在其內(nèi)部、靠近外壓的一側(cè)，大小為9.84 MPa，小于材料屈服強(qiáng)度15.00 MPa，滿足安全使用要求。

由圖5 可知，密封面最大接觸應(yīng)力為37.84 MPa，位于密封面與流體接觸起點(diǎn)處，且兩端的接觸應(yīng)力較高，可有效阻止流體中的顆粒進(jìn)入密封面，減輕密封面的磨損，有利于密封性能的提高。經(jīng)有限元計(jì)算，密封面平均接觸應(yīng)力為32.99 MPa，高于被密封流體壓力30.00 MPa，滿足密封要求。

3 密封結(jié)構(gòu)參數(shù)影響分析

3.1 壓縮率

在內(nèi)壓30 MPa、外壓26 MPa 及密封面寬度固定不變的情況下，將壓縮率分別取0.75%、1.00%、1.25%、1.50%及1.75%共5 種工況，分析密封面所受的接觸應(yīng)力，結(jié)果如圖6 所示。同時(shí)，得到5 種工況下最大Von Mises 應(yīng)力與球面密封面平均接觸應(yīng)力，結(jié)果如圖7 所示。

圖6 不同壓縮率下密封面接觸應(yīng)力曲線Fig.6 Contact stress of the sealing surface under different compressibilities

由圖6 可知:在相同壓縮率下，密封面接觸應(yīng)力呈先減小后增大的趨勢(shì)，兩端接觸應(yīng)力大于中間接觸應(yīng)力，且大于流體壓力，可有效阻止流體中的顆粒入侵密封面，保障了密封面工作的可靠性；在不同壓縮率下，密封面最大接觸應(yīng)力與最小接觸應(yīng)力隨著壓縮率的增大而增大，有利于密封性能的提高。由圖7 可知:隨著壓縮率的增大，密封圈最大Von Mises 應(yīng)力呈線性增大，但都小于材料屈服強(qiáng)度；密封面平均接觸應(yīng)力隨著壓縮率的增大而增大，主要是因?yàn)閴嚎s率增大使密封圈變形增大，進(jìn)而使接觸應(yīng)力變大，導(dǎo)致平均接觸應(yīng)力變大，且均大于流體壓力，證明該密封圈密封效果良好。

圖7 不同壓縮率下密封圈最大Mises 應(yīng)力與密封面平均接觸應(yīng)力曲線Fig.7 Maximum Von Mises stress of the sealing ring and average contact stress of the sealing surface under different compressibilities

3.2 密封面寬度

在內(nèi)壓30 MPa、外壓26 MPa 及壓縮率1.25%保持不變的情況下，通過(guò)改變接觸面的弧長(zhǎng)來(lái)改變密封面寬度，在密封面寬度分別為7.3、7.7、8.0、8.3 和8.6 mm 共5 種工況下進(jìn)行計(jì)算，得到密封面接觸應(yīng)力并繪制成曲線，如圖8 所示。同時(shí)，繪制出5 種工況下密封圈最大Von Mises 應(yīng)力與密封面平均接觸應(yīng)力曲線，如圖9 所示。

圖8 不同密封面寬度下密封面接觸應(yīng)力曲線Fig.8 Contact stress of the sealing surface with different widths

圖9 不同密封面寬度下密封圈最大Von Mises應(yīng)力與密封面平均接觸應(yīng)力曲線Fig.9 Maximum Von Mises stress of the sealing ring and average contact stress of the sealing surface under different sealing surface widths

由圖8 可知:在相同的密封面寬度下，接觸應(yīng)力呈兩端大中間小的趨勢(shì)，且兩端接觸應(yīng)力大于流體壓力，可防止流體中的顆粒進(jìn)入密封面，保證了密封面工作的可靠性；對(duì)于不同密封面寬度，隨著密封面寬度的增加，密封面兩端接觸應(yīng)力都減小。

從圖9 可知:隨著密封面寬度的增加，密封圈最大Von Mises 應(yīng)力逐漸增大，但其增大幅度逐漸減小，且都小于材料屈服強(qiáng)度；密封面平均接觸應(yīng)力隨著密封面寬度的增加變化不大，在32～33 MPa 之間，均大于流體壓力，說(shuō)明該密封圈密封效果良好。

3.3 流體壓力

在壓縮率1.25%、內(nèi)壓30 MPa 及密封面寬度保持不變的情況下，分別計(jì)算外壓為20、22、24、26 及28 MPa 共5 種工況下密封面接觸應(yīng)力，并繪制成曲線，如圖10 所示。同時(shí)，將5 種工況下最大Von Mises 應(yīng)力與密封面平均接觸應(yīng)力繪制成曲線，如圖11 所示。

圖10 不同外壓下密封面接觸應(yīng)力曲線Fig.10 Contact stress of the sealing surface under different external pressures

圖11 不同內(nèi)外壓差下密封圈最大Mises應(yīng)力與密封面平均接觸應(yīng)力曲線Fig.11 Maximum Von Mises stress of the sealing ring and average contact stress of the sealing surface under different internal-external pressure differences

由圖10 可知:當(dāng)外壓不變時(shí)，密封面接觸應(yīng)力呈先減小后增大的變化趨勢(shì)，兩端接觸應(yīng)力大于流體壓力，可防止流體中的顆粒進(jìn)入密封面，起到保護(hù)密封面的作用；對(duì)于不同外壓，密封面最小接觸應(yīng)力隨著外壓的增大而增大，提高了密封性能。

由圖11 可知:隨著內(nèi)外壓差的增大，密封圈最大Von Mises 應(yīng)力呈增大的趨勢(shì)，最大值為13.4 MPa，小于材料屈服強(qiáng)度；密封面平均接觸應(yīng)力隨著內(nèi)外壓差的增大而逐漸減小，主要是因?yàn)殡S著壓差的增大，密封圈在內(nèi)壓的作用下將進(jìn)一步向外壓的方向移動(dòng)，由于外壓一側(cè)空間的存在，將會(huì)容納一部分密封圈，釋放一些已壓縮的密封圈，使密封面上整體接觸應(yīng)力減小，故而平均接觸應(yīng)力會(huì)隨著壓差的增大而減小，但均大于流體壓力，說(shuō)明該密封圈密封效果良好。

4 結(jié)論

(1) 設(shè)計(jì)了適用于柔性鉆桿的球面密封結(jié)構(gòu)，通過(guò)數(shù)值模擬的方法，驗(yàn)證了該球面密封結(jié)構(gòu)密封性能的可靠性，為球面密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。

(2) 隨著壓縮率、密封面寬度以及內(nèi)外壓差的增大，密封面接觸應(yīng)力呈相同的變化趨勢(shì)，先減小后增大，密封面兩端接觸應(yīng)力均大于被密封流體壓力，且平均接觸應(yīng)力都大于流體壓力，證明該密封圈密封效果良好。

(3) 密封圈最大Von Mises 應(yīng)力出現(xiàn)在其內(nèi)部、靠近外壓一側(cè)，并隨著壓縮率、密封面寬度及內(nèi)外壓差的增大而增大，其最大值為13.4 MPa，小于材料屈服強(qiáng)度，滿足強(qiáng)度要求。