鉆井工況下單金屬密封接觸分析及實驗研究

張 毅 常學平 付玉坤 吳 倩

1.西南石油大學機電工程學院,成都,6105002.中國石油西南油氣田分公司工程技術研究院,成都,610017

0 引言

單金屬密封具有抗振動、耐高溫高壓和耐磨損的特點，被廣泛應用于石油鉆采領域[1]，該類密封可以有效地延長軸承的壽命，降低鉆井成本。Hughes公司針對鉆頭工作的特殊環境，充分考慮了井底的振動、高溫高壓對鉆頭動密封的影響，開發出了具有優良性能的單金屬密封，使得鉆頭動密封面的受力情況更加合理，牙輪鉆頭的壽命也得到了進一步延長[2]。

該單金屬密封不僅要承受鉆井過程中的沖擊，而且還要承受井下接近160 ℃的高溫和20 MPa左右的接觸壓力，工作條件較為惡劣，目前國內外學者對單金屬密封的研究相對較少，且大多處于起步階段。國外XIONG等[3-4]結合牙輪鉆頭的靜態工況對單金屬密封的接觸壓力和泄漏率進行了研究。國內學者的研究主要集中在單金屬密封的結構優化上，羅緯等[5]對單金屬密封進行了實驗研究；張寶生等[6]對單金屬密封進行了有限元分析，但其研究中沒有考慮井下高壓環境對密封的影響；孫健等[7]對單金屬密封的裝配和在不同環境壓力下的應力變化進行了研究；張曉東等[8]結合渦輪鉆具的實際工況，對單金屬密封進行了結構安裝設計和軸向力的理論推導。

可以看出，目前國內學者主要是對單金屬密封裝配過程中的接觸壓力進行優化，未結合實際鉆井工況，且對動密封的泄漏率也沒有展開相關研究。本文在高壓工況下動密封面接觸壓力分析的基礎上，采用逆解法對動密封面的油膜厚度進行近似求解，求得在最小油膜厚度處密封面間的泄漏率，并通過實驗對分析結果進行了驗證。

1 單金屬密封有限元分析

牙輪鉆頭上單金屬密封結構如圖1所示。圖中，隨主軸轉動的動環和靜止的靜環形成動密封面，橡膠支撐環和O形圈提供密封所需要的軸向力。

圖1 單金屬密封結構圖Fig.1 Structure of single metal seal

井下高溫高壓環境對單金屬密封的動密封面的接觸壓力有較大影響，本文僅考慮在環境壓力作用下的接觸面的受力情況，暫不考慮熱力耦合對密封的綜合效應。

1.1 有限元模型的建立

單金屬密封的外側為鉆井液，內側為潤滑油，通過壓力平衡系統使潤滑油壓力稍高于鉆井液壓力，從而保證鉆井液不會進入密封腔內，潤滑油和鉆井液的壓差Δp為0.3～0.7 MPa[4]，本文分析選取的壓差為0.5 MPa。首先，進行單金屬密封的裝配過程，在裝配過程分析完成后，橡膠元件會發生較大的變形，因此需要導出變形的有限元網格，然后在O形橡膠圈和靜環的內表面上施加潤滑油壓力，在橡膠支撐環和靜環的外表面上施加鉆井液壓力。本文根據鉆井的實際工況，選取3種鉆井液壓力和對應的潤滑油壓力，同時對動環的上表面和密封座的下表面施加固定約束，潤滑油壓力和鉆井液壓力(即環境壓力)載荷施加的有限單元模型如圖2所示。

(a)載荷步1 (b)載荷步2 圖2 環境壓力下有限元加載模型Fig.2 Finite model under the environmental pressure

1.2 有限元分析結果

圖3所示為單金屬密封的動密封面接觸壓力分布情況。隨著環境壓力的增大，動密封面的接觸壓力峰值由密封的外側逐漸向內側轉移，當鉆井液壓力為3 MPa時，動密封面的接觸壓力呈現外側高、內側低的狀態，動密封面呈內楔形收斂，有利于潤滑油膜的形成；而當鉆井液壓力增大到30 MPa時，動密封面的接觸壓力則呈現外側低、內側高，與鉆開液壓力為3 MPa的情況相反。同時在高壓工況下，動密封面間不易形成潤滑油膜，且外部磨礪性顆粒易于進入外側的動密封面。

(a)p1=3 MPa (b)p1=15 MPa (c)p1=30 MPa圖3 不同環境壓力下動密封面接觸壓力分布情況Fig.3 Contact pressure under different environment pressure

2 單金屬密封泄漏率計算

2.1 混合摩擦動密封計算模型

單金屬密封動密封面處于流體動壓潤滑的情況時，動密封面間的油膜厚度分布均由Reynolds方程求出。假設動靜環的軸線始終重合，同一半徑r處的油膜厚度和油膜壓力沿周向保持不變，不考慮溫度對油膜的影響，則液膜壓力計算模型可以表示為[10]

(1)

式中，h為油膜厚度；η為流體的動力黏度；p為密封面的壓力分布；φγ為壓力流量因子。

(2)

式中，σ為兩表面綜合粗糙度；γ為動靜環表面微凸體的長寬之比；c為與σ和γ相關的系數。

此處c=0.9，σ=0.56，γ=0.1。

由式(1)和式(2)確定動密封面的油膜厚度和壓力分布后，可計算出動密封面的泄漏率Q為

(3)

由于不考慮溫度對油膜的影響，因此本文將采用逆解法，根據ANSYS有限元仿真求出動密封面的接觸壓力，通過MATLAB數據擬合得到密封面的壓力梯度分布，再結合式(1)求得密封面的油膜分布。當接觸壓力梯度為最大值時，潤滑油膜厚度取最小值；通過式(3)即可求得在最小油膜厚度處密封面間的泄漏率[11]。

2.2 鉆井壓力作用下的泄漏率

由于在高壓下的動密封泄漏率的變化情況難以通過實驗獲得，本文將根據泄漏率的計算模型，計算鉆井液壓力對泄漏率的影響。忽略鉆井過程中地層溫度變化對潤滑脂粘度的影響，假設鉆井環境為θ=50 ℃，對應的潤滑脂動力黏度為1.562 Pa/s，動密封的轉速為n=200 r/min，潤滑油和鉆井液的壓差為0.5 MPa。計算的泄漏率隨鉆井液壓力的變化情況如圖4所示。由圖4可以看出，隨著鉆井液壓力的增大，初期階段的泄漏率增大較快，但在鉆井液壓力為10 MPa以后，動密封泄漏率增大的幅度開始降低。

圖4 鉆井液壓力對泄漏率的影響Fig.4 Effect of drilling fluid pressure on leakage rate

3 實驗研究

3.1 實驗裝置

圖5所示為根據鉆井工況搭建的雙側充壓動密封實驗臺。密封腔體分為鉆井液腔和潤滑油腔，與平衡缸活塞兩側的鉆井液和潤滑油分別連通，通過平衡缸活塞可以保證密封兩側的壓差為一穩定的壓力，同時避免了高壓工況對動密封面的擠壓變形。扭矩傳感器和位移傳感器可分別測得密封的摩擦扭矩和泄漏率。實驗模擬鉆井液壓力為3.0 MPa、1.0 MPa和0.5 MPa，對應的潤滑油壓力為3.5 MPa、1.5 MPa和1.0 MPa。鉆井液介質為清水加適量廢棄泥漿，同時由于動密封泄漏率與潤滑油黏度有較大的關系，故本文選擇鉆頭用潤滑脂。實驗臺密封腔內的加熱器可將潤滑脂和模擬鉆井液加熱到50 ℃，從而能更好地模擬實際工況。

圖5 密封實驗臺方案圖Fig.5 Scheme of seal experimental bed

3.2 實驗過程

密封工作過程中的接觸面壓力是不能夠直接得到的，可通過測量接觸面的溫度來反映密封徑向的受壓情況，密封環背面安裝的三個鎧裝式熱電偶可測得對應位置的溫度，單金屬密封試件如圖6所示。

圖6 單金屬密封試件Fig.6 Single metalseal specimen

圖7 動環密封面磨損深度Fig.7 Wear depth of the rotor sealing surface

有限元分析結果表明:在低壓工況下密封的外側接觸壓力要高于內側，進而造成外側磨損嚴重。圖7所示為鉆井液壓力在3 MPa下的動環密封面磨損形貌。由圖7可以看出，密封環的外側磨損比較嚴重，表明在低壓工況下密封面外側的接觸壓力較大，故實驗結果和仿真分析結果基本一致。

3.3 實驗和仿真計算結果對比3.3.1 不同環境壓力下測試溫度和接觸壓力對比

動密封面的接觸壓力的仿真結果和溫度測試對比如圖8所示。由圖8可以看出，隨著密封環半徑的增大，動密封面的接觸壓力逐漸增大，對應的測試溫度也是逐漸升高。

(a)接觸壓力 (b)測試溫度

圖8 鉆井液壓力對接觸壓力和測試溫度的影響
Fig.8 Effect of environmental pressure on the contact pressure and temperature

同時隨著鉆井液壓力的增大，動密封面內側的接觸壓力增幅遠大于外側的接觸壓力增幅，所以當實驗鉆井液壓力增大到實際鉆井的高壓工況時，動密封面內側接觸壓力就會大于外側接觸壓力，這與測試得到的動密封面溫度分布變化趨勢也是一致的。

3.3.2 不同壓差下測試溫度和接觸壓力對比

在鉆井過程中地層溫度的升高會導致密封腔內的潤滑油壓力升高，密封內外的壓差也會隨之改變，該壓差直接影響動密封面的接觸壓力分布情況。圖9所示為不同壓差作用下測試溫度和接觸壓力的對比情況。由圖9可以看出,隨著壓差的增大，動密封面內側接觸壓力逐漸減小，外側接觸壓力逐漸增大。

(a)接觸壓力 (b)測試溫度

圖9 壓差對測試溫度和接觸壓力的影響
Fig.9 Effect of environmental pressure difference on the contact pressure and temperature

3.3.3 不同轉速下泄漏率計算和實驗對比

圖10所示為不同轉速對動密封面泄漏量的影響，此時的鉆井液壓力為3.0 MPa。由圖10可以看出，隨著轉速的升高，泄漏率逐漸增加，尤其在200～400 r/min之間，泄漏率增大的幅度比較大。實際鉆井過程中，為了延長密封的壽命，應盡可能避開這一轉速區間。

圖10 轉速對泄漏率的影響Fig.10 Effect of the speed on leakage rate

3.3.4 不同軸向位移下泄漏率計算和實驗對比

單金屬密封裝配過程中，動環的軸向位移直接影響到橡膠的變形情況，進而導致動密封面上的接觸壓力梯度分布有較大的變化。圖11所示為不同軸向位移影響下泄漏率的數值計算和實驗對比情況。由圖11可以看出，隨著動環軸向位移的增大，動密封泄漏率逐漸降低，當動環軸向位移達到3.5 mm且繼續增大時，泄漏率的降低趨勢逐漸緩慢。

圖11 軸向位移對泄漏率的影響Fig.11 Effect of the compressive displacement on leakage rate

由于數值計算未考慮溫度對密封面受力的耦合作用，同時動密封運轉過程中振動也會增加動密封的泄漏量，因此數值計算和實驗結果有一定的偏差，但變化趨勢基本一致。

4 結論

(1)對高壓鉆井液和潤滑油綜合作用下的單金屬動密封進行有限元分析，動密封面處的接觸壓力最大值處于靜環內側附近，且應力分布呈發散狀態，不利于形成潤滑油膜。

(2)依據有限元仿真分析結果，結合MATLAB求得在最小油膜厚度處密封面間的泄漏率，提出一種計算動密封泄漏率的新方法。

(3)隨著潤滑油和鉆井液壓差的增大，動密封面內側的接觸壓力逐漸減小，而外側逐漸增大。

(4)泄漏率隨著密封轉速的升高而增加，初始階段，泄漏率增加較快，當轉速超過400 r/min時，泄漏率增大的幅度開始減小，實際應用中應避開200～400 r/min這一轉速范圍。

(5)隨著動密封軸向位移的增加，泄漏率逐漸降低，當軸向位移超過3.5mm時，泄漏率降低的幅度開始減小。

[1] 張寶生，陳家慶.單金屬浮動密封技術研究[J].潤滑與密封，2008，33(3)：99-102. ZHANG Baosheng, CHEN Jiaqing. Research on the Technology of Single Metal Floating Seal[J]. Lubrication Engineering, 2008,33(3):99-102.

[2] Al-WAHEDI T, HAY M, WAHEED T, et al. New Slim Hole Technology Maximizes Productivity in Middle East Horizontal Drilling Programs[C]// SPE Drilling Conference. Amsterdam, Netherlands,2005,23-25.

[3] XIONG Shunhe, SALANT R F. A Dynamic Model of a Contacting Mechanical Seal for Down-Hole Tools[J]. Journal of Tribology,2003,125:391-402.

[4] XIONG Shunhe, SALANT R F. A Numerical Model of a Rock Bit Bearing Seal[J]. Tribology Transactions, 2000,43(3):542-548.

[5] 羅緯，何其翔，劉劍. 牙輪鉆頭金屬浮動密封研究及設計[J]. 石油機械，1994, 22(12):16-19. LUO Wei, HE Qixiang, LIU Jian. Research on Metal Floating Seal for Roller Bits[J].Petroleum Machinery, 1994, 22(12):16-19.

[6] 張寶生，陳家慶，蔣立培.牙輪鉆頭單金屬浮動密封結構的密封機理[J]. 石油機械,2003,31(3):1-3. ZHANG Baosheng, CHEN Jiaqing, JIANG Lipei. Floating Single Sealing Mechanism of the Metallic Sealing Structure of Rotary Drill Bit[J]. Petroleum Machinery,2003,31(3):1-3.

[7] 孫健， 遲可偉, 馮茂林，等. 浮動端面結構的性能分析[J]. 石油礦場機械，2006,35(1):14-18. SUN Jian. CHI Kewei, FENG Maolin, et al. Performance Analysis of Floating end Face Structure[J]. Oil Field Equipment,2006,35(1):14-18.

[8] 張曉東，張毅，李一嵐，等. 單金屬密封總裝設計和潤滑理論分析[J]. 機械設計與研究，2013,29(6):132-137. ZHANG Xiaodong, ZHANG Yi, LI Yilan, et al. Container Design and Contact Research of Single Metal Seal[J]. Machine Design and Research,2013,29(6):132-137.

[9] 劉健，仇性啟，薄萬順，等. 橡膠O形密封圈最大接觸壓力數值分析[J]. 潤滑與密封,2010,35(1):41-44. LIU Jian, QIU Xingqi, BO Wanshun, et al. Numerical Analysis of Maximum Contact Pressure of Rubber O-shaped Sealing Ring[J]. Lubrication Engineering,2010,35(1):41-44.

[10] 溫詩鑄，楊沛然. 彈性流體動力潤滑[M]. 北京：清華大學出版社,1992:54-60. WEN Shizhu, YANG Peiran. Elastic Hydrodynamic Lubrication[M]. Beijing: Tsinghua University Press,1992:54-60.

[11] 崔曉，董彥良，趙克定. 基于ADINA的組合式動密封泄漏率與摩擦力計算[J]. 華南理工大學學報(自然科學版),2010，38(2)：95-100. CUI Xiao, DONG Yanliang, ZHAO Keding. Calculation of Leakage and Friction of Combined Dynamic Seal Based on ADINA [J]. Journal of South China University of Technology(Natural Science Edition),2010,38(2):95-100.