柔性钻杆球面密封结构设计及其密封性能分析*

2022-04-13贾建波张良振王红亮刘先明

石油机械 2022年4期

王伟贾建波张良振管锋王红亮刘先明

(1.长江大学机械工程学院 2.中海油田服务股份有限公司油田技术研究院 3.中石化石油机械股份有限公司)

0 引言

随着石油行业对油田开采技术的要求越来越高，为了满足直井到水平井的转变，钻井工具开始从刚性向柔性转变。柔性钻杆因具有易弯曲、定向性强及经济优势明显的特点，被广泛应用于超短半径水平井钻井工艺中[1－3]。该工艺可大幅度提高油井产量和原油采收率，降低钻井成本，是油田老井改造、油藏挖潜和稳产增产的有效手段，也是非常规油气开采的重要途径[4－8]。由于柔性钻杆的密封形式为球面密封，在井下恶劣环境中工作易发生泄漏而造成密封失效，所以有必要对球面密封性能进行研究，以提高柔性钻杆的密封性能。

对于球面密封，学者们通常采用O 形圈进行密封，但O 形圈密封柔性钻杆存在一定困难。韩兵奇[9]对O 形密封圈在球面密封结构的沟槽中的应用进行了分析，提出了球面密封沟槽的设计方法，现场应用结果证明该设计方法正确；LIU H.等[10]通过试验的方法，验证了在10 MPa 密封压力条件下，O 形密封圈用于柔性钻杆球面密封结构的可行性，但其密封压力较小；肖再华[11]针对飞机燃油系统中球面密封存在低温下泄漏量大、耐冲击载荷小及转动力矩大的问题，对球面密封结构中的密封材质与密封滑环进行了改进，试验证明改进后的密封性能得到了成倍的提升，但该密封结构不适用于柔性钻杆。因此，需要设计一种球面密封结构，以保证柔性钻杆密封的可靠性。

本文设计了一种适用于柔性钻杆的球面密封结构，并利用ABAQUS 有限元软件对该密封结构在不同工况下进行了密封性能仿真分析，验证了密封结构设计的可行性。所得结果可为柔性钻杆球面密封结构设计提供一定的科学依据。

1 柔性钻杆球面密封结构设计及密封性能评估指标

1.1 密封结构设计与密封原理

柔性钻杆由多个柔性钻杆短节首尾铰接而成。图1 为柔性钻杆球面密封结构简图。从图1 可知，球头连杆与本体之间存在间隙需要密封，且该处本体的凹腔与球头连杆的球头均为球面，为了保证密封的可靠性，设计了用于球面密封的异形密封圈，其截面形状及几何参数如图2 所示。图2 中R为密封圈的密封半径，其值为38 mm；b、b1和b2分别为密封圈截面各部分轴向宽度，其值分别为8.0、6.5 和1.0 mm；d和d1为密封圈截面各部分径向厚度，其值分别为8.5 和5.5 mm；r为密封圈圆角半径，其值为1.5 mm；θ为密封圈外端切口倾角，其值为15°。

图2 异形密封圈截面形状及几何参数Fig.2 Cross-section shape and geometric parameters of the special-shaped sealing ring

异形密封圈通过轴向挤压的方式安装在本体与球头连杆所形成的密封腔内，密封圈经挤压变形后，在接触表面产生接触应力。由于密封圈材料的不可压缩性，使压缩变形的密封圈在有流体压力作用时，可将其传递到接触面，使密封面的接触应力高于密封流体的压力，从而实现密封。

1.2 密封性能评估指标

1.2.1 平均接触应力

由于不同密封面上的接触应力不同，且同一密封面上的接触应力也不尽相同，为了准确判断密封效果，采用平均接触应力作为衡量柔性钻杆球面密封结构密封性能的主要指标[12]。一般而言，柔性钻杆密封面的平均接触应力越大，其密封面密封压力越大。为了保证密封的可靠性，平均接触应力应大于被密封流体压力。

1.2.2 密封面两端接触应力大于流体压力

为了防止钻井液中的颗粒进入密封面，加快密封面磨损，导致密封失效，进而造成钻井液泄漏，密封面两端接触应力应大于被密封流体压力[13]。

2 球面密封性能分析

2.1 球面密封结构材料模型

柔性钻杆主要用于井下4 000 m、温度100 ℃左右的工作环境，考虑到连接强度的问题，选择42CrMo 材料作为球头连杆与本体的材料，其弹性模量为212 GPa，泊松比为0.28[14]。异形密封圈采用聚四氟乙烯材料。由于聚四氟乙烯的变形是一种非线性大变形过程，故本文选用Odgen 模型来描述聚四氟乙烯的力学性能。Odgen 模型表达式为:

式中:λ1、λ2、λ3分别表示3 个主方向伸长率，无量纲；αi为材料参数，无量纲；μi为材料参数，MPa；Di为压缩参数，表示材料是否可以压缩，无量纲。

本文所研究的密封圈采用聚四氟乙烯材料，其力学性能参数来源于文献[15] 中的试验数据，经过有限元软件ABAQUS 拟合，可得μ1＝26.731，α1＝－3.582，Di＝0。

2.2 有限元分析模型

2.2.1 模型简化与网格划分

鉴于柔性钻杆整体的复杂性，且球面密封主要密封球头连杆与本体间的间隙，故取球头连杆、本体及密封圈三者为研究对象。考虑到本体与球头连杆完整的三维模型较大，且远离球面密封的实体对密封性能的影响可忽略不计，故仅保留球面密封附近的本体与球头连杆，简化后的模型如图3a 所示。

由于球头连杆与本体的材料比密封圈材料的弹性模量大很多，所以可将球头连杆与本体视为刚体，采用六面体积分单元C3D8R 进行网格划分；密封圈采用六面体杂交单元C3D8RH。球面密封结构有限元模型如图3b 所示。

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

2.2.2 接触设置

本模型采用罚单元法，即在模型网格划分完成后，在可能接触的两个界面上建立伪单元来模拟面面接触。根据球面密封结构的三维有限元模型，模型中包含3 个接触对:一是球头连杆球面与异形密封圈球面组成接触对；二是本体凹槽侧面与异形密封圈侧面组成接触对；三是本体凹槽内表面与异形密封圈外表面组成接触对。摩擦模型为库伦摩擦，摩擦因数为0.04。

2.2.3 边界条件

首先约束本体所有自由度，通过强制位移来模拟异形密封圈的安装；其次，在密封圈上施加内压，模拟钻杆内流体压力；最后在密封圈上施加外压，模拟环空中流体压力。经过初始压缩和内、外流体压力的作用，密封圈达到了最终压缩状态，从而起到密封作用。

2.3 模型求解与结果分析

异形密封圈的压缩率和流体压力是影响密封性能的主要外因，结合现场工况，在压缩率1.25%、内压30 MPa、外压26 MPa 的情况下，得到了密封圈的Von Mises 应力分布云图与接触应力分布云图，分别如图4 和图5 所示。

图4 内压30 MPa、外压26 MPa 下密封圈Von Mises 应力分布云图Fig.4 Von Mises stress distribution of the sealing ring at an internal pressure of 30 MPa and an external pressure of 26 MPa

图5 内压30 MPa、外压26 MPa 下密封面接触应力分布云图Fig.5 Contact stress distribution of the sealing surface at an internal pressure of 30 MPa and an external pressure of 26 MPa

一般来说，Von Mises 应力越大的区域，材料越容易发生永久变形，越容易出现应力松弛。应力松弛会削弱密封性能，进而会造成密封失效。由图4 可知，密封圈最大Von Mises 应力在其内部、靠近外压的一侧，大小为9.84 MPa，小于材料屈服强度15.00 MPa，满足安全使用要求。

由图5 可知，密封面最大接触应力为37.84 MPa，位于密封面与流体接触起点处，且两端的接触应力较高，可有效阻止流体中的颗粒进入密封面，减轻密封面的磨损，有利于密封性能的提高。经有限元计算，密封面平均接触应力为32.99 MPa，高于被密封流体压力30.00 MPa，满足密封要求。

3 密封结构参数影响分析

3.1 压缩率

在内压30 MPa、外压26 MPa 及密封面宽度固定不变的情况下，将压缩率分别取0.75%、1.00%、1.25%、1.50%及1.75%共5 种工况，分析密封面所受的接触应力，结果如图6 所示。同时，得到5 种工况下最大Von Mises 应力与球面密封面平均接触应力，结果如图7 所示。

图6 不同压缩率下密封面接触应力曲线Fig.6 Contact stress of the sealing surface under different compressibilities

由图6 可知:在相同压缩率下，密封面接触应力呈先减小后增大的趋势，两端接触应力大于中间接触应力，且大于流体压力，可有效阻止流体中的颗粒入侵密封面，保障了密封面工作的可靠性；在不同压缩率下，密封面最大接触应力与最小接触应力随着压缩率的增大而增大，有利于密封性能的提高。由图7 可知:随着压缩率的增大，密封圈最大Von Mises 应力呈线性增大，但都小于材料屈服强度；密封面平均接触应力随着压缩率的增大而增大，主要是因为压缩率增大使密封圈变形增大，进而使接触应力变大，导致平均接触应力变大，且均大于流体压力，证明该密封圈密封效果良好。

图7 不同压缩率下密封圈最大Mises 应力与密封面平均接触应力曲线Fig.7 Maximum Von Mises stress of the sealing ring and average contact stress of the sealing surface under different compressibilities

3.2 密封面宽度

在内压30 MPa、外压26 MPa 及压缩率1.25%保持不变的情况下，通过改变接触面的弧长来改变密封面宽度，在密封面宽度分别为7.3、7.7、8.0、8.3 和8.6 mm 共5 种工况下进行计算，得到密封面接触应力并绘制成曲线，如图8 所示。同时，绘制出5 种工况下密封圈最大Von Mises 应力与密封面平均接触应力曲线，如图9 所示。

图8 不同密封面宽度下密封面接触应力曲线Fig.8 Contact stress of the sealing surface with different widths

图9 不同密封面宽度下密封圈最大Von Mises应力与密封面平均接触应力曲线Fig.9 Maximum Von Mises stress of the sealing ring and average contact stress of the sealing surface under different sealing surface widths

由图8 可知:在相同的密封面宽度下，接触应力呈两端大中间小的趋势，且两端接触应力大于流体压力，可防止流体中的颗粒进入密封面，保证了密封面工作的可靠性；对于不同密封面宽度，随着密封面宽度的增加，密封面两端接触应力都减小。

从图9 可知:随着密封面宽度的增加，密封圈最大Von Mises 应力逐渐增大，但其增大幅度逐渐减小，且都小于材料屈服强度；密封面平均接触应力随着密封面宽度的增加变化不大，在32～33 MPa 之间，均大于流体压力，说明该密封圈密封效果良好。

3.3 流体压力

在压缩率1.25%、内压30 MPa 及密封面宽度保持不变的情况下，分别计算外压为20、22、24、26 及28 MPa 共5 种工况下密封面接触应力，并绘制成曲线，如图10 所示。同时，将5 种工况下最大Von Mises 应力与密封面平均接触应力绘制成曲线，如图11 所示。

图10 不同外压下密封面接触应力曲线Fig.10 Contact stress of the sealing surface under different external pressures

图11 不同内外压差下密封圈最大Mises应力与密封面平均接触应力曲线Fig.11 Maximum Von Mises stress of the sealing ring and average contact stress of the sealing surface under different internal-external pressure differences

由图10 可知:当外压不变时，密封面接触应力呈先减小后增大的变化趋势，两端接触应力大于流体压力，可防止流体中的颗粒进入密封面，起到保护密封面的作用；对于不同外压，密封面最小接触应力随着外压的增大而增大，提高了密封性能。

由图11 可知:随着内外压差的增大，密封圈最大Von Mises 应力呈增大的趋势，最大值为13.4 MPa，小于材料屈服强度；密封面平均接触应力随着内外压差的增大而逐渐减小，主要是因为随着压差的增大，密封圈在内压的作用下将进一步向外压的方向移动，由于外压一侧空间的存在，将会容纳一部分密封圈，释放一些已压缩的密封圈，使密封面上整体接触应力减小，故而平均接触应力会随着压差的增大而减小，但均大于流体压力，说明该密封圈密封效果良好。