柔性鉆桿O形圈球面密封性能研究*

朱青林 管 鋒 劉先明 萬 鋒 吳 廣 嚴(yán) 宇

(長江大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 湖北荊州 434023)

隨著新探明油氣資源中易開采比例不斷降低，薄油層、稠油、低滲透油藏等難動用油藏比例不斷升高，如何挖掘剩余難動用油藏已成為各大油田亟需解決的難題[1]。目前，柔性鉆桿作為超短半徑多分支徑向水平井技術(shù)的核心，已成為剩余油開發(fā)、老井改造和增產(chǎn)提效的重要工具[2]。柔性鉆桿球面結(jié)構(gòu)是傳遞運(yùn)動、載荷，形成內(nèi)部流體通道的關(guān)鍵，球面結(jié)構(gòu)一旦密封失效，將會導(dǎo)致鉆井液泄漏，造成井下安全事故。

目前，學(xué)者們已針對球面密封結(jié)構(gòu)做了一系列研究。球面密封結(jié)構(gòu)通常采用硬密封和O形圈2種方式。硬密封主要應(yīng)用于球閥，關(guān)于這方面的研究有：張立強(qiáng)等[3]研究了硬密封球閥的密封性能，并應(yīng)用均勻試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法降低了密封面間隙值；彭東華等[4]針對球閥沖蝕磨損問題，通過數(shù)值模擬和沖蝕磨損試驗(yàn)研究了不同顆粒速度、粒徑和沖擊角度對沖蝕磨損的影響規(guī)律。O形圈應(yīng)用于球面密封結(jié)構(gòu)上主要有2種布置形式：一是密封圈溝槽底面與管道軸線平行，二是密封圈溝槽底面沿直徑布置。關(guān)于這方面的研究有：LIU等[5]設(shè)計(jì)了一種適用于深海球形接頭的O形圈軸向式球面密封結(jié)構(gòu)，通過數(shù)值模擬與物理試驗(yàn)證明了結(jié)構(gòu)密封性能的可靠性；韓兵奇[6]提出了O形圈溝槽沿軸向和沿直徑布置的設(shè)計(jì)方法，并通過現(xiàn)場應(yīng)用驗(yàn)證了沿軸向布置設(shè)計(jì)方法的可行性。上述2種布置形式對球面位置都有一定限制，密封圈溝槽布置需要在直徑方向或靠近直徑方向。

然而，目前鮮有關(guān)于柔性鉆桿球面密封結(jié)構(gòu)的研究。LUO、HE等[7-8]在柔性鉆桿設(shè)計(jì)研究中均采用O形圈球面密封結(jié)構(gòu)，但未對其密封性能展開研究。王偉等人[9]設(shè)計(jì)了一種適用于柔性鉆桿球面密封的異形密封圈，并通過數(shù)值分析證明了密封性能的可靠性，但對球面間隙的容忍性較差。O形圈因其優(yōu)越的性能被廣泛應(yīng)用，相關(guān)學(xué)者對其密封性能影響因素(流體壓力、壓縮率、圓角以及摩擦因數(shù)等)開展了大量的研究[10-14]，但對柔性鉆桿這種球面密封間隙范圍較大且往復(fù)轉(zhuǎn)動頻繁工況下的密封性能缺乏相關(guān)研究，使得柔性鉆桿的設(shè)計(jì)和工程應(yīng)用面臨較大挑戰(zhàn)。

本文作者設(shè)計(jì)了一種適用于柔性鉆桿的O形圈球面密封結(jié)構(gòu)，并通過有限元分析和物理試驗(yàn)驗(yàn)證了該結(jié)構(gòu)的可行性；同時(shí)分析了密封間隙、流體壓力、轉(zhuǎn)動角度以及有無擋環(huán)等因素對密封性能的影響，為柔性鉆桿球面結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)以及現(xiàn)場應(yīng)用提供了理論依據(jù)和技術(shù)支撐。

1 球面密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料本構(gòu)模型

針對柔性鉆桿球面密封間隙范圍較大、密封圈安裝位置受限等問題，基于常規(guī)密封圈設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，設(shè)計(jì)了一種適用于柔性鉆桿的O形圈球面密封結(jié)構(gòu)，并建立了O形圈的材料本構(gòu)模型。

1.1 柔性鉆桿結(jié)構(gòu)模型

柔性鉆桿由多個(gè)鉆桿短節(jié)組成，鉆桿短節(jié)之間通過球鉸結(jié)構(gòu)連接。如圖1所示，球頭連桿在本體和球座組成的球窩中可轉(zhuǎn)動一定角度(一般小于5°)[9]。為保證柔性鉆桿的密封性，在球鉸處需設(shè)置密封結(jié)構(gòu)即本體與球頭連桿擠壓O形圈形成密封。

圖1 柔性鉆桿球面密封結(jié)構(gòu)示意Fig.1 Schematic of spherical seal structure of flexible drill pipe

1.2 密封槽設(shè)計(jì)

由于O形圈應(yīng)用于球面密封缺乏相關(guān)設(shè)計(jì)規(guī)范，借鑒常規(guī)O形圈溝槽設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)GB/T 3452.3—2005[15]，文中開展了密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。球面密封結(jié)構(gòu)沿x軸對稱分布，如圖2所示，O形圈靠近上端布置，密封槽呈錐形，位于球面同側(cè)。相較于沿軸向和沿直徑方向密封槽布置形式，該密封槽結(jié)構(gòu)可布置在球面的任意位置。

圖2 球面密封槽結(jié)構(gòu)尺寸Fig.2 Structural dimensions of the spherical seal groove

選用標(biāo)準(zhǔn)O形圈，尺寸為3.53 mm×59.92 mm，密封槽高度H為2.78 mm，槽底圓角值r1為0.5 mm，槽棱圓角值r2為0.2 mm，密封圈截面直徑d為3.53 mm，O形圈內(nèi)徑d1為59.92 mm，球面直徑R為53 mm，密封槽法向與x軸負(fù)方向夾角θ為35.9°，G為密封槽寬度。

密封槽寬度按O形圈材料體積溶脹值的15%計(jì)算，O形圈體積V1通過式(1)計(jì)算，密封槽體積V2忽略圓角部分，利用割補(bǔ)法進(jìn)行近似計(jì)算，得到了密封槽體積V2與密封槽寬度G的對應(yīng)關(guān)系，同時(shí)結(jié)合式(2)得到了密封槽寬度G=4.68 mm。

(1)

V2=1.15V1

(2)

1.3 O形圈材料本構(gòu)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[9]。考慮到工作環(huán)境惡劣，O形圈采用硬度為90HA的丁腈橡膠，球頭連桿和本體選用高強(qiáng)度合金鋼35CrMo，其彈性模量為213 GPa，泊松比為0.286。目前，對于組成O形圈的黏彈性材料應(yīng)變能的本構(gòu)模型包括Mooney-Rivlin、Ogden等本構(gòu)模型。文中采用兩參數(shù)Mooney-Rivlin模型，應(yīng)變能密度函數(shù)表達(dá)式如式(3)所示。

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(3)

式中：W為應(yīng)變能密度；C10、C01為Mooney-Rivlin模型的材料參數(shù)；I1為第一應(yīng)變不變量；I2為第二應(yīng)變不變量。由文獻(xiàn)[16]中經(jīng)驗(yàn)公式所得，C10=2.79 MPa，C01=0.698 MPa。

2 O形圈球面密封性能分析

為保障柔性鉆桿O形圈球面密封的可靠性，建立其密封結(jié)構(gòu)的有限元模型。在密封間隙為0，轉(zhuǎn)動角度0°，內(nèi)壓20 MPa工況條件下，采用von Mises應(yīng)力、接觸應(yīng)力、有效密封寬度等密封特性參數(shù)對密封性能進(jìn)行評價(jià)。

2.1 有限元模型

采用2D軸對稱模型，簡化后模型如圖3(a)所示。再進(jìn)行網(wǎng)格劃分和添加邊界條件，為保證計(jì)算結(jié)果精確，將密封圈網(wǎng)格進(jìn)行加密，如圖3(b)所示。

圖3 球面密封模型Fig.3 Model of the spherical seal：(a)model simplification：(b)mesh subdivision

球頭連桿與密封圈、球座與密封圈均為摩擦接觸，摩擦因數(shù)取0.1[17]。接觸行為選擇非對稱接觸，使用罰函數(shù)算法并增大接觸剛度以提高接觸計(jì)算的準(zhǔn)確性。首先，在球座上施加固定約束，并模擬O形圈預(yù)壓縮過程；其次，通過施加強(qiáng)制位移，模擬裝配過程；最后，基于流體壓力滲透法[18]給密封圈施加流體滲透載荷20 MPa。

2.2 O形圈仿真結(jié)果分析

2.2.1 最大von Mises應(yīng)力

在密封間隙為0，轉(zhuǎn)動角度為0°時(shí)，分別計(jì)算得到無介質(zhì)壓力和內(nèi)壓20 MPa 2種情況下von Mises應(yīng)力云圖，如圖4所示。無介質(zhì)壓力下，最大von Mises應(yīng)力區(qū)域處于密封圈中心，形狀近似呈矩形，最大von Mises應(yīng)力為7.61 MPa。內(nèi)壓20 MPa下，最大von Mises應(yīng)力區(qū)域靠近圓角處，呈不規(guī)則形狀，最大von Mises應(yīng)力為8.17 MPa，遠(yuǎn)小于材料的抗拉強(qiáng)度16.5 MPa。

圖4 Von Mises應(yīng)力云圖Fig.4 Von Mises stress nephogram：(a)no medium pressure：(b)internal pressure 20 MPa

2.2.2 接觸應(yīng)力

各個(gè)密封面的接觸應(yīng)力直接影響到密封性能。在內(nèi)壓20 MPa條件下，O形圈接觸應(yīng)力如圖5所示。主密封面有效密封寬度1.54 mm(密封面中接觸應(yīng)力大于流體壓力部分)，主密封面最大接觸應(yīng)力26.68 MPa，主、副密封面最大接觸應(yīng)力均大于流體壓力，故滿足密封要求。

圖5 接觸應(yīng)力云圖Fig.5 Contact stress cloud diagram

3 密封性能影響因素分析

考慮到柔性鉆桿球面密封間隙范圍較大、往復(fù)轉(zhuǎn)動頻繁等實(shí)際工作環(huán)境，因此研究密封間隙、流體壓力、轉(zhuǎn)動角度以及有無擋環(huán)等因素對von Mises應(yīng)力、接觸應(yīng)力、有效密封寬度等密封特性參數(shù)的影響。

3.1 密封間隙

復(fù)雜的柔性鉆桿密封結(jié)構(gòu)引起尺寸累積公差較大，并且承受拉伸載荷會導(dǎo)致密封間隙變大，從而導(dǎo)致柔性鉆桿中球面密封間隙難以控制，而當(dāng)密封間隙增大到一定程度則會發(fā)生泄漏。綜合公差累積和拉伸載荷2種影響因素，研究O形圈在不同密封間隙(0、0.1、0.2、0.3、0.4、0.5 mm)的密封性能。

在流體壓力為20 MPa，轉(zhuǎn)動角度為0°條件下，研究不同密封間隙對O形圈的密封性能影響，仿真結(jié)果如圖6和圖7所示。隨著密封間隙增大，最大von Mises應(yīng)力呈非線性增長且增長速率不斷遞增，最大von Mises應(yīng)力區(qū)域逐漸靠近密封間隙處的圓角位置且應(yīng)力逐漸集中。

圖6 不同密封間隙下von Mises應(yīng)力云圖Fig.6 Von Mises stress nephogram under different sealing clearances：(a)sealing clearance 0；(b)sealing clearance 0.1 mm；(c)sealing clearance 0.2 mm；(d)sealing clearance 0.3 mm；(e)sealing clearance 0.4 mm；(f)sealing clearance 0.5 mm

圖7 不同密封間隙下最大接觸應(yīng)力、von Mises應(yīng)力、有效密封寬度曲線Fig.7 Curves of maximum contact stress，von Mises stress，and effective seal width under different seal gaps

由圖7可知，隨著密封間隙增大，主密封面最大接觸應(yīng)力和有效密封寬度均呈線性減小，由于密封間隙增大導(dǎo)致壓縮量減小，接觸應(yīng)力和有效密封寬度都有所下降。在密封間隙為0.5 mm時(shí)，主密封面最大接觸應(yīng)力為22.81 MPa，仍大于流體壓力20 MPa，不會發(fā)生泄漏，但局部最大von Mises應(yīng)力達(dá)到19.06 MPa，大于材料的抗拉強(qiáng)度16.5 MPa，密封圈存在失效的風(fēng)險(xiǎn)。在密封間隙為0.4 mm時(shí)，密封圈最大von Mises應(yīng)力僅為14.99 MPa，小于材料的抗拉強(qiáng)度。因此，為保證密封圈最大von Mises應(yīng)力小于材料的抗拉強(qiáng)度16.5 MPa，同時(shí)保證留有一定安全余量，可將密封間隙控制在0.4 mm以內(nèi)。

3.2 流體壓力

在轉(zhuǎn)動角度為0°、不同密封間隙(0、0.2、0.4 mm)條件下，設(shè)置不同流體壓力(10、20、30、40 MPa)，研究了流體壓力對密封性能的影響，結(jié)果如圖8和圖9所示。

圖8 不同密封間隙下最大von Mises應(yīng)力隨流體壓力的變化Fig.8 Variation of maximum von Mises stress with fluid pressure under different sealing clearances

圖9 不同密封間隙下有效密封寬度、最大接觸應(yīng)隨流體壓力的變化Fig.9 Variation of effective sealing width and maximum contact stress with fluid pressure under different sealing clearances

由圖8可知，隨著流體壓力增大，最大von Mises應(yīng)力呈非線性增大且增大速率不斷遞增。低壓時(shí)最大von Mises應(yīng)力在不同的密封間隙條件下變化較小，是由于低壓條件下，密封擠出效應(yīng)不明顯；而在高壓條件下，最大von Mises應(yīng)力隨密封間隙增大而劇烈增加，因此流體壓力越高要求密封間隙越小。

由圖9可知，隨著流體壓力升高，最大接觸應(yīng)力近似呈線性增大，最大接觸應(yīng)力均大于流體壓力，滿足密封要求，但有效密封寬度隨之減小，密封性能降低。

3.3 轉(zhuǎn)動角度

在實(shí)際工況中，球頭連桿會在本體和球座組成的球窩中進(jìn)行往復(fù)連續(xù)轉(zhuǎn)動，如圖10所示。轉(zhuǎn)動角度一般小于5°，在一個(gè)周期內(nèi)會經(jīng)歷正行程和負(fù)行程。文中規(guī)定向低壓側(cè)轉(zhuǎn)動為正行程(-4°～4°)，向高壓側(cè)轉(zhuǎn)動為負(fù)行程(4°～-4°)。為了探究轉(zhuǎn)動角度對O形圈球面密封性能的影響規(guī)律，在流體壓力為20 MPa、不同密封間隙(0、0.2、0.4 mm)條件下，開展了往復(fù)轉(zhuǎn)動對O形圈球面密封性能影響的研究。數(shù)值模擬在2.1節(jié)建立的有限元模型基礎(chǔ)上添加2個(gè)載荷步，分別通過remote displacement約束球頭連桿轉(zhuǎn)動8°和-8°來模擬正負(fù)行程。模擬結(jié)果如圖11和圖12所示。

圖10 球頭連桿轉(zhuǎn)動示意Fig.10 Schematic of ball head link rotation

圖11 不同密封間隙下最大von Mises應(yīng)力隨轉(zhuǎn)動角度的變化Fig.11 Variation of maximum of von Mises stress with rotation angle under different sealing clearances

圖12 轉(zhuǎn)動角度與最大接觸應(yīng)力曲線Fig.12 Variation of maximum of maximum contact stress with rotation angle under different sealing clearances

由圖11可知，在正行程初始階段，即轉(zhuǎn)動角度為-4°～-3.5°，最大von Mises應(yīng)力劇增，隨后變化平緩。在負(fù)行程初始階段，即轉(zhuǎn)動角度為4°～3.5°，最大von Mises應(yīng)力驟減，隨后變化平緩。其中正行程運(yùn)動中流體壓力與摩擦力方向一致，負(fù)行程運(yùn)動中流體壓力與摩擦力方向相反，導(dǎo)致密封圈在正負(fù)行程階段最大von Mises應(yīng)力呈現(xiàn)先增后減的運(yùn)動規(guī)律。變化規(guī)律與密封圈在微動往復(fù)運(yùn)動摩擦力變化規(guī)律基本一致[19-20]。同時(shí)隨著密封間隙增大，等效應(yīng)力和等效應(yīng)力增量都隨之增加。在密封間隙為0.2 mm時(shí)，密封圈最大von Mises應(yīng)力就已經(jīng)超過了材料抗拉強(qiáng)度16.5 MPa，密封圈易出現(xiàn)失效。因此往復(fù)轉(zhuǎn)動工況下的密封間隙相對靜密封應(yīng)控制在更小的范圍以內(nèi)。

由圖12可知，正行程初始時(shí)最大接觸應(yīng)力劇增，隨后變化平穩(wěn)；負(fù)行程初始時(shí)驟降，隨后出現(xiàn)一定波動，且開始波動的位置隨密封間隙的增大而滯后，這是因?yàn)榛剞D(zhuǎn)時(shí)密封圈會出現(xiàn)黏滑現(xiàn)象。往復(fù)運(yùn)動狀態(tài)下最大接觸應(yīng)力大于靜止?fàn)顟B(tài)下的最大接觸應(yīng)力，這將有利于密封效果的保持，但也會加快密封面的磨損。

3.4 有無擋環(huán)

在密封間隙為0.2 mm，密封壓力為30 MPa，轉(zhuǎn)動角度為0°條件下，研究擋環(huán)對O形圈球面密封性能的影響。其中有限元分析方法與2.1節(jié)分析一致，擋環(huán)材料采用聚四氟乙烯，材料模型選用Odgen模型[9]，μ1=26.73，α1=-3.58，Di=0。球頭連桿與擋環(huán)、球座與擋環(huán)為摩擦接觸，摩擦因數(shù)取0.03，密封圈與擋環(huán)為摩擦接觸，摩擦因數(shù)取0.5[11]。

圖13示出了有無擋環(huán)時(shí)von Mises應(yīng)力云圖，有擋環(huán)相對無擋環(huán)最大von Mises應(yīng)力分布更加均勻，有效避免了密封圈擠入縫隙造成的應(yīng)力集中。如表1所示，有擋環(huán)相比無擋環(huán)最大von Mises應(yīng)力下降了49%，最大接觸應(yīng)力和有效密封寬度受到影響較小，分別下降了0.8%、10%。故在較大壓力和間隙下安裝擋環(huán)可有效降低密封圈的最大von Mises應(yīng)力，從而提高密封性能的可靠性。

表1 有無擋環(huán)時(shí)O形圈參數(shù)對比Table 1 Comparison of O-ring parameters with and without retaining ring

圖13 有無擋環(huán)時(shí)von Mises應(yīng)力云圖Fig.13 Von Mises stress cloud maps with and without retaining rings：(a)without retaining ring；(b)with retaining ring

4 拉伸載荷下密封性能試驗(yàn)研究

為驗(yàn)證文中設(shè)計(jì)的一種柔性鉆桿O形圈球面密封結(jié)構(gòu)的可靠性，開展了柔性鉆桿室內(nèi)密封性能測試?？紤]到柔性鉆桿作業(yè)中承受拉伸載荷會導(dǎo)致密封間隙變大，對密封性能有較大影響，因此在進(jìn)行靜壓測試的同時(shí)施加拉伸載荷。

4.1 試驗(yàn)過程

密封試驗(yàn)在如圖14所示的裝置上進(jìn)行，試驗(yàn)過程中，首先向柔性鉆桿通入內(nèi)壓41 MPa，隨后延時(shí)保壓；其次按照0.2、0.4、0.6、0.8、1、1.12 MN逐漸施加軸向拉力，在每個(gè)軸向載荷下穩(wěn)壓5～15 min，觀察內(nèi)壓曲線波動情況和鉆桿有無明顯滲漏。

圖14 O形圈球面密封結(jié)構(gòu)抗拉密封試驗(yàn)Fig.14 Sealing test of O-ring spherical sealing structure under tensile condition

4.2 試驗(yàn)結(jié)果

承受拉伸載荷條件下密封測試曲線如圖15所示，在0～20 min時(shí)間內(nèi)內(nèi)壓呈下降趨勢但下降較為平緩。由于初始承受軸向拉力和內(nèi)壓會引起鉆桿容腔體積增大，密封壓力會出現(xiàn)緩慢下降的現(xiàn)象。隨后補(bǔ)壓至40.1 MPa，在20～60 min的整個(gè)保壓期間，壓力下降僅為內(nèi)壓的0.75%。API 17D標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定：在密封試驗(yàn)期間無可見泄漏，保壓期間壓力變化應(yīng)小于試驗(yàn)壓力的5%，故說明該O形圈球面密封結(jié)構(gòu)性能良好。

圖15 抗拉情況下密封性能測試結(jié)果Fig.15 Sealing performance test results under tensile condition

5 結(jié)論

設(shè)計(jì)一種適用于柔性鉆桿的O形圈球面密封結(jié)構(gòu)，通過有限元分析探究密封間隙、流體壓力、轉(zhuǎn)動角度以及有無擋環(huán)等因素對密封性能的影響，并通過室內(nèi)試驗(yàn)驗(yàn)證了O形圈球面密封結(jié)構(gòu)的可靠性，具體結(jié)論如下：

(1)密封間隙較大時(shí)會導(dǎo)致局部von Mises集中，且有效密封寬度和最大接觸壓力較??；流體壓力與密封間隙存在耦合的關(guān)系，流體壓力越高要求密封間隙越小。

(2)往復(fù)轉(zhuǎn)動會導(dǎo)致最大von Mises和最大接觸應(yīng)力升高，且隨著密封間隙增大而影響加劇，因此往復(fù)轉(zhuǎn)動工況下的密封間隙相對靜密封應(yīng)控制在更小的范圍以內(nèi)；擋環(huán)的安裝可有效防止在密封間隙和流體壓力較大時(shí)O形圈擠入縫隙。

(3)對柔性鉆桿O形圈球面結(jié)構(gòu)開展在拉力0.2～1.12 MN、流體壓力40 MPa條件下的密封試驗(yàn)，結(jié)果顯示：壓力下降僅為內(nèi)壓的0.75%，遠(yuǎn)小于API 17D標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的5%，故說明該O形圈球面密封結(jié)構(gòu)性能良好。