高速鉆頭金屬密封結構優化設計與試驗研究

Optimization and Test ofMetallic Seal Structure for High-Speed Bit

Liu Yang1.2Li Wenqi1She Yang Zhou1

（1.SchoolofMechanicalEnginering，Yangtze University;2.SichuanProvincialKeyLabofProcessEquipmentandControl）

Abstract：The influence of bit protective gasket on seal structure has been less studied，and there is a lack of structural optimization and experimental study results of gasket.In this paper，test and finite element methods were combined to analyze the influences of parameters such as press-fit force and specific pressure of end face on the mechanical behaviors and sealing performance of metalic seal system as well as the defects of the existing gasket structure. Then，a new type of gasket was designed，and the original structure was improved. The results showthat compared with the original gasket structure，thenew one has an increased effctive contact area withthe energy supply ring and the end face of metallic seal ring，relatively uniform stress distribution with less stress concentration，and smooth deformation.Moreover，the contact pressure meets the requirements for sealing function at the maximum displacement，and wear can also be effectively reduced.The mechanical performance testand unit leakage testresults showthat the new gasket structure isqualified forthe sealing ofhigh-speed rollercone bit.The studyresults provide theoretical and testsupport for improving thesealing performanceand service lifeof highspeed bits.

Keywords： high-speed bit;single metallc seal structure；energy supply ring;sealing protection pad; material test；finite element analysis;performance test

0 引言

隨著石油天然氣開采朝著深海和深部地層發展，需要大量使用高速長壽命鉆頭。單金屬密封具有密封性能穩定、耐高溫高壓和耐磨損的特點，可有效防止鉆頭密封系統泄漏，還可承受極端環境下的壓力和溫度變化。為了延長單金屬密封鉆頭的工作壽命，亟需推動單金屬密封性能理論研究和試驗研究進程[1-2]。

目前，國內外學者針對金屬密封已開展相關理論和試驗研究。王偉等[3-4研究出適用于柔性鉆桿球面密封的異形密封圈，且能夠實現良好的密封效果。ZHANGY.等[5基于ANSYS的結構-熱耦合數值模型研究SEMS2在高溫高壓條件下的密封性能。張毅等[利用有限元法分析第二代單金屬密封端面接觸應力分布和磨損形貌，針對高壓工況進行了結構參數優化設計。ZHANGJ.等和馬藝等[8研究了雙金屬密封（DMES）中橡膠圈的應力分布及磨損規律，研究結果表明，鉆頭密封結構處存在應力集中和壓力分布不均勻現象。ZHANGY.等[9-I]分析了單、雙金屬密封系統在流體壓力、壓縮比、金屬密封環角度和熱載荷影響下的密封性能。張敏佳等[12]建立了單金屬密封間隙液膜計算模型，研究動態工況下環境壓力對單金屬密封性能的影響，提出密封圈磨損預測方法。ZHAOY.等3通過將金屬橡膠（MR）材料與軸向開口C形夾套相結合，提出了一種金屬橡膠密封方案，研究了不同工況時橡膠圈的密封特性及密封失效位置，提出增強橡膠圈密封性能的思路。

現有文獻較少研究鉆頭密封保護墊對密封結構的影響，缺乏密封墊的結構優化和試驗研究成果。為此，筆者結合測試試驗和有限元法，研究壓裝力、端面比壓等參數對金屬密封系統力學行為和密封性能的影響規律，分析現有密封墊結構密封性能的缺陷，設計新型密封墊并對原結構進行改進研究，以期為增強高速鉆頭的密封性能和延長使用壽命提供理論和試驗依據。

1單金屬密封結構及密封性能分析

高速鉆頭單金屬密封由金屬密封環、橡膠供能圈、密封保護墊、牙輪鑲套及牙掌密封槽等組成。牙輪鑲套和金屬密封環的端面構成動密封摩擦副。供能圈提供密封力，同時對金屬密封環內錐和牙掌密封溝槽進行靜密封。密封保護墊在金屬密封環端面和牙掌間形成密封，阻止鉆井液及顆粒進人，為供能圈提供支撐和保護。現有單金屬密封結構如圖1所示。

裝配后密封圈和供能圈受力分析如圖2所示。金屬密封件在裝配過程中，金屬密封環軸向壓縮供能圈和密封保護墊。圖2中虛線和實線分別代表裝配前、后位置。

圖2中： L_Cl 為供能圈與金屬密封環的接觸長度， mm . D_c1 為接觸表面平均直徑， mm ； D 為供能圈外徑， mm ; L 為金屬密封環端面寬度， mm L₁ 為金屬密封環徑向長度， mm ： L₂ 為金屬密封環與供能圈接觸時，金屬環下端與密封墊的距離， mm 。

當金屬密封環軸向位移為 H 時，供能圈被預壓縮且平穩移動。故單獨對供能圈進行受力分析，金屬密封環軸向位移 H 計算式如下：

式中： H₁ 和 H₂ 分別為供能圈兩側軸向位移量，mm ； Δd 為供能圈截面直徑變化量， mm . α 和 θ 分別為金屬密封環和密封底座傾斜角度， （^°） 。

供能圈與斜面接觸的最大接觸應力 p_Clmax 為：

式中： E₁ 為供能圈的彈性模量， MPa ； d 為供能圈的截面直徑， mm 。

供能圈與斜面的平均接觸應力為：

則供能圈對金屬密封環的反作用力為：

F_Cl=p_ClA_R1

其中：

A_R1=πD_c1?L_C1

式中： A_R1 為供能圈與金屬密封環的平均接觸面積，mm² 。

裝配后金屬環受力分析如圖3所示。

供能圈和密封墊分別對金屬密封環產生垂直于斜面的壓力 F_cl 和軸向壓力 F_cs ， F_c 為金屬動環對靜環產生軸向壓力，故有：

其中：

L_c=L-L₁

式中： L_c 為金屬密封環端面長度， mm ； L_s 為原墊安裝高度， mm ; L₃ 為金屬密封環小端寬度， mm E₂ 為密封墊的彈性模量， MPa ; D_J1 為金屬密封環內

部豎直面直徑， mm ； D_J2 為金屬密封環下端內側直徑， mm ; p_c 為動密封面接觸應力， MPa 。

根據軸向力平衡可得：

F_c1cosα+F_cs-F_c=0

2 密封材料試驗

在靜密封中，初始裝配和壓縮比使供能圈變形以實現自密封，且其體積基本不會變化[14]。有限元分析中，通常采用Mooney-Rivlin模型來描述橡膠的力學性能，而橡膠材料參數 C₁₀ 、 C₀₁ 需通過試驗確定。

對國內某公司密封保護墊和供能圈進行力學性能測試，測試項目包括單軸拉伸、等比雙軸拉伸和平面拉伸。工程應力與工程應變測試結果如圖4所示。根據橡膠力學性能測試數據擬合供能圈和密封保護墊本構模型的材料參數，測試結果為：供能圈的材料參數 C₁₀=1.08MPa ， C₀₁=0.029MPa 密封保護墊的 C₁₀=0.606MPa ， C₀₁=0.035MPa □

圖5為壓裝力與二止面距離的變化曲線。從圖5可見，計算值與測試值近似，因此可以選定該橡膠材料參數，以用于模擬計算壓裝過程。

3單金屬密封結構有限元分析

3.1密封結構有限元模型建立

根據原有保護墊的單金屬密封結構與無保護墊的結構進行力學計算，其邊界條件及載荷如圖6所示。

計算從二止面距離 0.55mm 開始，牙輪先向下移動 0.20mm 到二止面距離 0.35mm 處（最大竄動量位置），再向下移動 0.35mm 到二止面相接觸，無水平位移和轉動。

3.2有限元計算結果分析

在最大竄動量位置時，即距二止面 0.35mm 處，有墊結構和無墊結構的金屬環端面所密封的區域均較小，有墊結構的密封面積為 25.84mm² 無墊結構的密封面積為 18.56mm² ；隨著牙輪和牙掌之間的距離減小，有墊結構金屬環端面的接觸面積逐漸增大，到二止面距離為0時，所密封區域的面積增大到 128.65mm² ，接觸面積較大，接觸狀態相對穩定，達到了良好的密封效果。無墊結構的密封面積則變化較小，金屬環端面與鑲套接觸面積較小，接觸不平穩，密封性能較差。金屬環端面接觸面積與二止面距離的關系如圖7所示。

圖8為在最大竄動量時供能圈I、Ⅱ和原墊的應力云圖。其中供能圈I為原墊結構的密封組件，供能圈Ⅱ為原墊結構的密封組件。通過密封保護墊的添加，減小了供能圈應力。

原墊和無墊結構供能圈的應力如表1所示。供能圈I、Ⅱ的最大徑向應力和最大軸向應力均出現在牙掌溝槽拐角處，最大徑向應力已超過3MPa ，此時的應力可能超過材料能力的許用范圍，易導致膠圈彈性能力降低甚至失效。

圖9為金屬環接觸壓力沿接觸路徑上節點的變化曲線。從圖9可見，在最大竄動量位置，金屬環端面的接觸壓力呈不均勻分布，原墊結構的最大接觸壓力為 8.42MPa ，而無墊結構的最大接觸壓力為 7.43MPa 。隨著牙輪和牙掌之間距離減小，原墊結構金屬環端面接觸壓力的最大值14.96MPa ，而無墊結構金屬環端面接觸壓力的最大值到與二止面重合時增大到 8.14MPa 。

圖10為供能圈接觸壓力沿接觸路徑上節點的變化曲線。

從圖10可見：在與二止面距離為 0.35mm 時，供能圈端面的接觸壓力呈不均勻分布，有密封墊結構供能圈最大接觸壓力值為 4.03MPa ；無保護墊結構供能圈接觸壓力出現2個峰值，其中一個為 4.49MPa ，另一個峰值為 2.88MPa ；在與二止面接觸時，供能圈端面的接觸壓力變化趨勢和其在最大竄動量時相似，原墊結構的最大接觸壓力值為 4.05MPa ，而無墊結構的最大接觸壓力值為 4.49MPa ，較其在最大竄動量位置時更大。

4新型單金屬密封結構有限元分析

從上面分析可知，現有結構的密封保護墊受力大，易導致金屬密封結構失效。因此，通過改進原結構，即改進牙掌密封槽結構和密封保護墊形狀，一方面增強供能圈所提供金屬密封力的作用；另一方面通過減小密封保護墊的法向受力，延長密封保護墊壽命，以增強密封保護墊對供能圈的保護作用。原墊和新墊設計結構如圖11所示。新結構有限元計算模型如圖12所示。

4.1新型密封結構有限元計算結果分析

新、舊密封結構在最大竄動量和與二止面接觸時的變形規律如圖13所示。主要通過比較供能圈和密封保護墊的應力分布來對比分析新、舊結構不同位置最大應力值，如表2所示。按金屬密封要求，供能圈、金屬密封環、密封保護墊各個部件相互接觸處的最大當量應力小于 3MPa 。分析結果表明，原墊結構的最大應力大于 3MPa ，新墊結構的最大應力小于 3MPa ，改進的金屬密封結構可延長鉆頭的使用壽命。圖13中 ① 位置為供能圈與牙掌溝槽接觸處， ② 位置為供能圈與金屬環接觸處， ③ 位置為密封墊與金屬環接觸處。

4.2金屬環受力計算結果分析

圖14為金屬環接觸壓力沿接觸路徑上節點的變化曲線。從圖14可知：在最大竄動量位置時，新結構金屬密封環端面的接觸壓力最大為 7.83MPa 而原結構金屬密封環端面的接觸壓力最大為8.42MPa 。隨著牙輪和牙掌之間距離減小，新結構金屬密封環端面接觸壓力最大值增大到11.95MPa ；與二止面重合時，原結構金屬密封環端面接觸壓力最大值增大到 14.55MPa 。

圖15為供能圈接觸壓力沿接觸路徑上節點的變化曲線。

從圖15可知：在與二止面距離為 0.35mm 時，原結構供能圈接觸壓力最大值為 4.03MPa ，新結構供能圈接觸壓力出現2個峰值，峰值基本相等；在與二止面接觸時，供能圈端面的接觸壓力變化趨勢和其在最大竄動量時相似，原墊結構供能圈的最大接觸壓力為 4.05MPa ，而新墊結構供能圈為 3.45MPa ，較其在最大竄動量位置時更大。

新、原結構供能圈和密封保護墊的軸向變形量與徑向變形量變形規律如圖16所示。由圖16可知，2種密封保護墊的供能圈都有保護墊支撐，能阻礙供能圈往下變形，在牙輪向下位移時，保護墊會往上變形，新結構供能圈最大軸向變形量為2.34mm ，原結構供能圈為 1.21mm 。在牙掌朝向牙輪運動時，與二止面距離減小，金屬環下端面逐漸與密封墊上端面接觸，新、原密封保護墊受到金屬環和牙掌溝槽的擠壓作用向下變形，密封保護墊上端面被金屬環下端擠壓形成凹槽，密封保護墊下端面與牙掌溝槽充分接觸，使密封保護墊下端面變得更平整。

新、原密封保護墊徑向應力和軸向應力云圖如圖17所示。在最大竄動量位置時，新墊最大徑向應力為 1.10MPa ，最大軸向應力為 1.84MPa 原墊最大徑向應力為 2.26MPa ，最大軸向應力為2.88MPa ，二者最大徑向應力和最大軸向應力都未超過 3MPa 。但原墊應力值明顯大于新墊，新密封墊底部出現徑向應力集中，原密封墊底部產生軸向應力集中。新密封墊底部產生軸向應力和徑向應力集中，原密封墊除底部產生軸向應力集中之外，在密封墊上端面與金屬密封環底部接觸處也產生軸向應力集中。

圖18為新、原密封保護墊接觸壓力云圖和變化規律曲線。從圖18可知，在最大竄動量時，新墊的最大接觸壓力值為 1.92MPa ，原墊的最大接觸壓力值為 3.73MPa 。此時原墊變形嚴重，易發生失效，而新墊變形量較小。在與二止面接觸時，新墊的接觸壓力得以提高，能提供更大的密封力。

5單金屬密封總成力學性能測試

41. 1mm 密封總成進行單元密封試驗研究，以驗證密封結構的有效性。試驗參數如下：軸承轉速450r/min ，載荷 2000N ，軸向串動 0.3mm ，試驗時間 80h 。圖19和圖20為新、原結構密封力沿止推面位移特性曲線。新密封結構在新硬墊和原有墊情況下都能保持有效密封，新硬墊在加載和卸載情況下較原墊密封力更大，同時新結構中密封摩擦副的磨損情況也沒有明顯變化。新密封結構優于原結構，且能滿足使用要求。

為了比較新、原結構密封性能，針對直徑進一步分析密封保護墊硬度對密封總成力學壓力/MPa 起始點 壓 起始點 0 2沿路徑上的節點編號1214a.接觸壓力云圖 b.接觸壓力曲線

性能的影響，再嘗試削弱密封保護墊對密封系統的密封力作用。試用不同硬度的密封保護墊，其中硬墊同原密封保護墊的硬度為 55HA ，軟墊的硬度為 45HA 。新結構軟墊和硬墊密封總成密封力與止推面力學性能對比曲線如圖21所示。對比結果證明，軟墊的密封力會更小，密封摩擦副的磨損情況得到改善。

對新、原結構的密封總成進行對比測試研究，證實密封保護墊軟硬程度對供能圈的支撐作用以及磨損影響。在軟墊和硬墊情況下整體密封總成都能滿足密封要求，軟墊下密封力會有顯著減小，既能滿足密封要求，同時還能改善密封摩擦副之間的磨損情況。新結構不同密封環密封力與止推面力學性能測試對比如圖22所示。

新密封結構在轉速 450r/min 下，總轉數達216×10⁴r ，密封仍能正常工作。圖23為試驗后的試件照片。試驗完成后觀察發現，軟墊結構各密封部位及密封座內部完好，密封接觸部位無磨損；牙掌和牙輪接觸面完好，無明顯摩擦痕跡。

改進的單金屬密封結構滿足密封技術要求，新密封結構在硬墊和軟墊情況下都通過了 80h 的密封試驗，說明新結構相對原結構具有一定的性能優勢

6結論

（1）密封結構裝配過程中，無密封保護墊結構金屬環端面密封區域基本不變，而原密封保護墊結構金屬環端面密封區域密封面積明顯增大，接觸更加平穩，密封效果顯著提高。在最大竄動量時，無墊結構供能圈的徑向應力過大，而有墊結構仍在安全范圍內。結果表明，密封保護墊與橡膠供能圈共同作用更有利于密封。

（2）新型密封保護墊結構與原密封結構相比，新型密封結構供能圈變形量較大，當牙輪牙掌之間的距離減小時，供能圈、鑲套以及金屬環端面的有效接觸面積較大，避免橡膠供能圈和金屬環端面摩擦生熱而使密封失效。

（3）原密封保護墊多處位置產生應力集中，易使這些部位磨損較快造成密封失效；而新密封保護墊應力分布較均勻，應力集中較輕。原密封保護墊在最大竄動量時提供的密封力更大，更易造成金屬環端面磨損；而新密封保護墊變形更平穩，在最大竄動量時接觸壓力不僅滿足密封系統密封功能要求，而且還能夠減輕磨損。

（4）密封單元力學性能測試中，新密封保護墊在加載和卸載情況下較原密封保護墊的密封力更大，且新結構中密封摩擦副的磨損較小，新密封結構能滿足使用要求，比原結構具有優勢。試驗結果表明，新結構軟、硬墊均能滿足密封要求，但軟墊的密封力會有顯著降低，因而軟墊既能滿足密封要求，還能改善密封摩擦副之間的磨損，比硬墊更優越。

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