封隔器配套用O形圈压缩率优化研究

2019-10-23

润滑与密封 2019年10期

(1.中海油田服务股份有限公司油田生产事业部天津 300459；2.北京福田康明斯发动机有限公司北京 102206；3.中国石油大学(华东)机电工程学院山东青岛 266580)

作为常用的井下工具，封隔器主要用于将井筒中的不同油层、水层隔离，并承受一定的压力差。随着封隔器的不断发展，其与钻井、完井、修井等相关工艺的配套变得相对固定，而多样化的工艺需要又使得封隔器管串中加入了更多的零部件，其封隔效果和可靠性也在提高[1]。封隔器密封包括外密封和内密封，内密封也是影响整个封隔器性能的重要因素。

在实际应用中，通常参考国际标准选型设计密封件，虽然较大的过盈量能满足密封要求，但其运动摩擦力较大，对井下大工件装备工具会产生不利影响。为此本文作者研究了特定使用条件下O形圈压缩率的选择，并给出合适的推荐值，在减小运动摩擦力的同时保证了密封性能。

1 问题分析

国内外关于O形圈的设计标准有很多，其性能与密封设计参数密切相关，包括压缩率、拉伸率、槽深、径向间隙等，而作为表征过盈装配情况的重要设计参数，压缩率小则接触应力小，压缩率大则接触应力大。以实际应用中的3种典型规格O形圈(φ40.94 mm×2.62 mm、φ66.27 mm×3.53 mm、φ183.52 mm×5.33 mm)为例，不同标准下不同线径系列的O形圈的压缩率如图1所示。可知日本标准范围相对较小，其他各标准的设计值范围均较大。文中以φ183.52 mm×5.33 mm规格O形圈为例进行了相应的分析计算。

图1 国内外O形圈标准中压缩率设计值

Fig 1 Design values of compression rate in O-ring standard at home and abroad (a)minimum;(b)maximum

2 试验研究

2.1 工装与试验设计

O形圈压缩率参数受沟槽密封配合结构影响[2]，如缸筒内径、活塞直径、沟槽底径等，也与O形圈的自身尺寸有关。

表1 O形圈试验因素水平Table 1 Factor and level of O-ring test

表2 O形圈尺寸公差建议标准Table 2 Recommended dimension and tolerance for O-ring

2.2 试验内容与结果

2.2.1 运动摩擦力性能

如图2(a)所示，应用所设计工装在拉力机上进行进行摩擦力测试，通过遥控器对拉杆施加推拉载荷，模拟活塞体在井下工具上行、下行运动过程。测得O形圈在工作筒内的摩擦力载荷-位移曲线如图2所示。

图2 摩擦力性能试验装置及测试结果Fig 2 Test device(a) of friction performance and test results(b)

图2(b)中曲线上数值正负表示相反的运动方向，不同压缩率下以6次上行程、下行程摩擦力的平均值作为试验实测结果，如表3所示。可以看出随着压缩率增大，运动摩擦力升高。基于正交试验设计，极差与方差分析结果可知：缸筒内径和沟槽底径均为影响摩擦力性能的显著因素，且最佳水平组合下对应的压缩率为最小值时摩擦力最小。

表3 不同压缩率下φ183.52 mm×5.33 mm O形圈运动摩擦力测试结果Table 3 Dynamic friction testing results of φ183.52 mm× 5.33 mm O-ring at different compression rates

现场作业时允许的摩擦力操作工况载荷为900 N，当压缩率小于14.51%时，其满足工况要求且摩擦力低于允许值，因此应在该范围下确定压缩率推荐值。

2.2.2 静密封性能

设计4个压力台阶(14、21、35、52.5 MPa)进行液密、气密试压，压力监测系统采集压力随时间变化的试压曲线如图3所示。根据不同压缩率、常温(23 ℃)及高温(150 ℃)下的液、气耐压密封试验结果可知，φ183.52 mm×5.33 mm规格O形圈密封曲线稳定，满足35 MPa密封要求。

图3 φ183.52 mm×5.33 mm O形圈试压曲线Fig 3 Pressure test curve of φ183.52 mm× 5.33 mm O-ring for seal performance

3 有限元模拟计算

3.1 有限元模型

密封圈材料为氢化丁腈橡胶(HNBR)，硬度为HA75。采用Mooney-Rivlin模型，其常温(23 ℃)、高温(150 ℃)下的常数C1、C2分别为1.44、0.016 MPa和0.70、0.035 MPa[4-7]。密封缸筒、沟槽作为刚体处理，O形圈、缸筒与沟槽为轴对称结构，采用平面对称模型进行简化。使用PLANE182单元建立计算模型并划分网格[8]，如图4所示。模拟计算分多个载荷步进行，模拟O形圈的预压缩、介质工作载荷作用与运动过程。由于大行程下O形圈运动趋于稳态，运动过程分析时可将其简化为准静态模型，在过盈装配分析步后给活塞参考点施加向左、向右的位移载荷来模拟内、外行程[9]。

图4 O形圈有限元模型Fig 4 Finite element model of O-ring

3.2 计算结果分析

根据试验设计中的结构参数，对O形圈开展了有限元模拟计算。图5所示为φ183.52 mm×5.33 mm O形圈在内径为195.9 mm缸体中压缩率为13.2%时，常温14、21、35 MPa压力下O形圈的接触应力分布。可以看出，接触应力沿O形圈与缸筒、活塞沟槽壁面的路径呈类扇形分布，同时关于截面具有一定对称性；应力峰值集中出现在主要密封部位，且始终大于工作压力，保证了密封的可靠性；随介质压力增大，接触路径上的应力和接触宽度也相应变大。

图5 不同介质压力下φ183.52 mm×5.33 mm O形圈的接触应力分布Fig 5 Contact stresses distribution of φ183.52 mm×5.33 mm O-ring at different medium pressure

3.3 不同工况下O形圈性能分析

3.3.1 密封性能

图6、7所示为在常温、高温下，φ183.52 mm×5.33 mm O形圈的最大接触应力随压缩率和介质压力变化曲线。可知，介质压力一定时，最大接触应力随压缩率增大而增大，且大于工作压差，保证了O形圈的密封性能。压缩率一定时，最大接触应力与介质压力线性相关，说明O形圈具有一定的“自密封”能力。图6、7中压缩率对密封能力影响不大，高温下O形圈的密封性能随压缩率增加的比例比常温下稍大，表明温升可小幅度提升密封能力，而介质压力对密封能力的影响显著。

图6 常温、高温及不同介质压力下φ183.52 mm×5.33 mm O形圈最大接触应力随压缩率变化Fig 6 Variation of maximum contact stress of φ183.52 mm×5.33 mm O-rings with compression rate under different medium pressure and at room temperature(a) and high temperature(b)

图7 常温、高温及不同压缩率下φ183.52 mm×5.33 mm O形圈最大接触应力随介质压力变化Fig 7 Variation of maximum contact stress of φ183.52 mm×5.33 mm O-rings with medium pressure under different compression rates and at room temperature(a) and high temperature(b)

3.3.2 运动摩擦性能

运动状态下接触压力的存在使得O形圈与缸筒壁间产生摩擦力，图8所示为模拟得到不同压缩率下运动阶段φ183.52 mm×5.33 mm O形圈的接触应力沿接触宽度的分布曲线，可以看出曲线近似为抛物线函数。通过积分求和可计算出接触面上的等效接触力，此时摩擦力Ff的理论解法[10]为

(1)

式中：f为摩擦因数；pi为接触点应力；x为接触点坐标；i为离散节点编号；n为总节点数。

通过计算内、外行程的平均值可得到运动摩擦力的理论值，结合试验测试结果，φ183.52 mm×5.33 mm O形圈运动摩擦力的试验值与理论值随压缩率变化曲线如图9所示，可以看出试验值与理论值变化趋势基本一致，理论结果下当压缩率低于17.42%时，摩擦力满足允许的载荷要求。

根据预压缩过程有限元模拟计算结果及O形圈密封原理中关于接触应力[11]的计算可得：当密封压差为35 MPa时，压缩率ε应大于9.1%。同时试验与理论的综合研究结果表明压缩率应小于14%，结合国内外标准中给出的压缩率最小设计值8.4%～13%，建议封隔器配套用O形圈的压缩率为10%～13%。由图9可知，此时摩擦力比参照国际标准选配压缩率为22%时降低了约47.8%。

图8 运动过程中φ183.52 mm×5.33 mm O形圈在不同压缩率下接触应力沿缸筒宽度变化Fig 8 Variation of contact stresses of φ183.52 mm×5.33 mm O-rings along cylinder width under different compression rate in stages of movement(a)inward stroke;(b)outward stroke