陳 振，熊 濤，楊延青，薛曉偉

（1.西南石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，四川成都 610500；2.渤海鉆探工程有限公司井下作業(yè)分公司，河北任丘 062550；3.中國石油天然氣股份有限公司長慶油田分公司油氣工藝研究院，陜西西安 710000）

近年來，我國原油進(jìn)口量快速增長。2018年我國原油進(jìn)口量達(dá)4.619億t，原油對(duì)外依存度達(dá)70.8%，比2017年增加了2.4%［1］。我國常規(guī)油氣資源相對(duì)匱乏，以致密油為代表的非常規(guī)油氣資源逐漸成為油氣開發(fā)的主力。非常規(guī)油氣儲(chǔ)層物性條件較差，且天然裂縫發(fā)育造成的儲(chǔ)層非均質(zhì)性較強(qiáng)，用常規(guī)的水力壓裂方式難以實(shí)現(xiàn)經(jīng)濟(jì)、有效的開發(fā)［2-3］。應(yīng)用體積壓裂技術(shù)進(jìn)行儲(chǔ)層改造可以弱化這些缺點(diǎn)，提升油氣開發(fā)產(chǎn)量。

水平井體積壓裂工具主要包括水力噴射分段多簇體積壓裂工具、橋塞/球座與分簇射孔聯(lián)作分段壓裂工具、可開關(guān)套管滑套壓裂工具［4］。其中橋塞/球座與分簇射孔聯(lián)作分段壓裂具有施工排量大、作業(yè)效率高、可實(shí)現(xiàn)無限級(jí)壓裂等優(yōu)點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于水平井分段體積壓裂［5-7］。然而，在壓裂施工后，傳統(tǒng)的可鉆復(fù)合橋塞須進(jìn)行鉆磨，而鉆磨過程會(huì)受到連續(xù)油管長度的限制，且須耗費(fèi)一定時(shí)長，并存在一定的安全風(fēng)險(xiǎn)。隨著水平井段不斷加深，可鉆復(fù)合橋塞已經(jīng)不能滿足深層致密油氣藏勘探與開發(fā)的需求。應(yīng)用于壓裂工藝的井下工具由可鉆、易鉆向可降解的方向發(fā)展［8］。目前，斯倫貝謝、哈里伯頓、貝克休斯等幾家跨國石油服務(wù)公司已經(jīng)研制出可降解橋塞。在國內(nèi)，中國石油測井有限公司西南分公司進(jìn)行了可溶橋塞與坐封工具優(yōu)選、管串設(shè)計(jì)與泵送排量模擬等工作，并對(duì)可溶橋塞進(jìn)行了現(xiàn)場應(yīng)用［9］。中國石油勘探開發(fā)研究院也成功研發(fā)了具有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的可溶橋塞［10］，該橋塞已在吐哈油田、大慶油田9口油井的壓裂作業(yè)中使用，并于2016年年底在四川威遠(yuǎn)成功應(yīng)用于頁巖氣井的分段壓裂改造。

相較于可鉆復(fù)合橋塞，可溶橋塞無需連續(xù)油管鉆除作業(yè)，但其膠筒等部件難以完全溶解，完成壓裂后須對(duì)井筒進(jìn)行清掃、沖砂［11］，導(dǎo)致占井周期長、費(fèi)用高。相對(duì)于可溶橋塞，壓裂用可溶球座用金屬密封代替膠筒密封，無膠筒等不易溶解部件，其溶解后可實(shí)現(xiàn)井筒全通徑，井筒中不產(chǎn)生碎屑，降低了井筒堵塞的風(fēng)險(xiǎn)。目前，對(duì)可溶橋塞的密封性能展開了不少研究［12-15］，而對(duì)壓裂用可溶球座及其應(yīng)用缺少相關(guān)的報(bào)道。對(duì)可溶球座密封性能的評(píng)價(jià)主要通過現(xiàn)場試驗(yàn)或模擬試驗(yàn)實(shí)現(xiàn)，尚缺少相應(yīng)的評(píng)價(jià)體系。密封環(huán)性能是可溶球座密封性能的關(guān)鍵，決定著水平井壓裂作業(yè)的成敗。本文基于一種擁有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的適用于內(nèi)徑為124.26 mm套管的可溶球座，對(duì)其密封環(huán)的密封性能進(jìn)行有限元仿真分析。通過改進(jìn)密封環(huán)的材料和結(jié)構(gòu)，來改善可溶球座的密封性能，以期為可溶球座的進(jìn)一步推廣與應(yīng)用奠定基礎(chǔ)。

1 可溶球座密封環(huán)工作原理

可溶球座密封環(huán)的工作原理如圖1所示。在可溶球座坐封過程中，滑動(dòng)體受到坐封力的作用對(duì)密封環(huán)產(chǎn)生擠壓，密封環(huán)向外擴(kuò)張；隨著坐封力的增大，密封環(huán)外側(cè)與套管內(nèi)壁接觸并受到套管壁的擠壓，從而實(shí)現(xiàn)可溶球座的密封。可溶球座坐封后投入可溶球，注入壓裂液進(jìn)行壓裂。

圖1 可溶球座密封環(huán)工作原理示意Fig.1 Schematic of working principle of sealing ring of soluble ball seat

2 可溶球座密封環(huán)密封性能仿真分析

2.1 密封副有限元模型的建立

根據(jù)可溶球座的結(jié)構(gòu)和工作原理，建立可溶球座密封副有限元模型。本文主要研究密封環(huán)尺寸對(duì)密封效果和安全性的影響，因此建模中省略卡瓦、箍環(huán)，保留滑動(dòng)體、密封環(huán)和套管。采用ANSYSMeshing智能網(wǎng)格生成器進(jìn)行模型的網(wǎng)格劃分。對(duì)各個(gè)零部件的圓環(huán)面進(jìn)行四邊形結(jié)構(gòu)化控制，然后采用掃掠的方式生成結(jié)構(gòu)化六面體網(wǎng)格，設(shè)置網(wǎng)格尺寸為3 mm。可溶球座密封副的有限元模型及其網(wǎng)格劃分如圖2所示。其中網(wǎng)格數(shù)為48 482個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)為70 349個(gè)。

圖2 可溶球座密封副的有限元模型及其網(wǎng)格劃分Fig.2 Finite element model and mesh generation of sealing pair of soluble ball seat

可溶球座密封環(huán)采用2種材料：材料1為一種超塑性的Al-Mg合金材料；材料2為在材料1中添加一定比例的Ga、In、Zn、Sn等而形成的一種新材料?？扇芮蜃钠溆嘟Y(jié)構(gòu)采用結(jié)構(gòu)鋼。可溶球座密封環(huán)材料的應(yīng)力—應(yīng)變曲線如圖3所示。

圖3 可溶球座密封環(huán)材料的應(yīng)力—應(yīng)變曲線Fig.3 Stress-strain curve of sealing ring material of soluble ball seat

將材料的應(yīng)力、應(yīng)變數(shù)據(jù)輸入ANSYS Workbench，并采用Mooney-Rivlin兩參數(shù)模型對(duì)材料的應(yīng)力—應(yīng)變曲線進(jìn)行擬合，得到密封環(huán)材料的Mooney-Rivlin模型參數(shù)，如表1所示。

表1 密封環(huán)材料的Mooney-Rivlin模型參數(shù)Table 1 Mooney-Rivlin model parameters of sealing ring material

給予滑動(dòng)體上側(cè)端面向下的位移，套管外側(cè)設(shè)置固定約束，密封環(huán)下側(cè)端面施加0 mm的軸向位移約束。密封環(huán)與滑動(dòng)體之間的摩擦系數(shù)設(shè)為0.3，密封環(huán)與套管內(nèi)壁之間的摩擦系數(shù)設(shè)為0.5。選擇分析設(shè)置中的自動(dòng)時(shí)間步選項(xiàng)，啟用求解控制中的大變形進(jìn)行計(jì)算。

經(jīng)過邊界條件施加、參數(shù)設(shè)置后，可以進(jìn)行密封環(huán)力學(xué)和密封性能的仿真分析，得到滑動(dòng)體在不同位移下的上側(cè)端面支反力，從而得到在坐封力作用下滑動(dòng)體的位移及密封環(huán)的應(yīng)力、應(yīng)變及接觸壓力等相關(guān)數(shù)據(jù)。

2.2 密封環(huán)密封性能仿真結(jié)果分析

在可溶球座坐封過程中坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線如圖4所示。

圖4 坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線Fig.4 Relationship curve between setting force and displacement of sliding body,stress of sealing ring

密封環(huán)材料為材料1時(shí)，當(dāng)滑動(dòng)體位移約為69 mm時(shí)，坐封力與滑動(dòng)體位移的關(guān)系曲線出現(xiàn)拐點(diǎn)，此時(shí)密封環(huán)被撐開，與套管內(nèi)壁接觸；隨著滑動(dòng)體繼續(xù)移動(dòng)，球座進(jìn)一步坐封，坐封力繼續(xù)增大，當(dāng)坐封力達(dá)到50 kN時(shí)，坐封完成。坐封完成后密封環(huán)所受應(yīng)力為182.26 MPa，大于密封環(huán)許用應(yīng)力（約為161 MPa）。密封環(huán)與滑動(dòng)體直徑較大一側(cè)的接觸處所受應(yīng)力最大，密封環(huán)可能在該處發(fā)生破壞。密封環(huán)材料為材料2時(shí)，當(dāng)滑動(dòng)體位移約為78 mm時(shí)，密封環(huán)開始與套管內(nèi)壁接觸；當(dāng)位移達(dá)到90 mm時(shí)，坐封完成，此時(shí)坐封力為26.48 kN。坐封完成后密封環(huán)所受應(yīng)力為112.18 MPa，大于密封環(huán)許用應(yīng)力（約為83 MPa）。密封環(huán)所受應(yīng)力最大處位于密封環(huán)中部凹槽，密封環(huán)可能在該處發(fā)生破壞。

密封環(huán)的密封主要通過與套筒內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的接觸實(shí)現(xiàn)，因此須分析密封環(huán)與套筒內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的接觸壓力。分析得到密封環(huán)的密封性能參數(shù)如表2所示。其中：pmax1、pmax2分別為密封環(huán)與套管內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的最大接觸壓力；pmean1、pmean2分別為密封環(huán)與套管內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的平均接觸壓力；σ1、σ2分別為密封環(huán)與套管內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間接觸壓力的方差。密封環(huán)與套筒內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的接觸壓力分布分別如圖5和圖6所示。

表2 密封環(huán)的密封性能參數(shù)Table 2 Sealing performance parameters of sealing ring

圖5 密封環(huán)與套筒內(nèi)壁之間的接觸壓力分布Fig.5 Contact pressure distribution between sealing ring and inner wall of sleeve

圖6 密封環(huán)與滑動(dòng)體之間的接觸壓力分布Fig.6 Contact pressure distribution between sealing ring and sliding body

密封環(huán)材料為材料1時(shí)，密封環(huán)與套管內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的最大接觸壓力大于50 MPa，但接觸面上接觸壓力分布較不均勻，平均接觸壓力較小。密封環(huán)上端與套管內(nèi)壁之間、密封環(huán)中部與滑動(dòng)體之間出現(xiàn)間隙。在50 MPa壓差下，該密封環(huán)結(jié)構(gòu)存在失效風(fēng)險(xiǎn)。

1.5 HE染色 將腫瘤組織用10%福爾馬林浸泡，包埋后切片，切4 μm薄片。行常規(guī)HE染色，觀察組織細(xì)胞的形態(tài)。

密封環(huán)材料為材料2時(shí)，密封環(huán)與套管內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的最大接觸壓力小于50 MPa，接觸面上接觸壓力分布不均勻，平均接觸壓力也較小。密封環(huán)上端與套管內(nèi)壁之間出現(xiàn)較大的間隙，密封環(huán)中部未與滑動(dòng)體接觸。在50 MPa壓差下，該密封環(huán)也不能保證有效密封。

3 可溶球座密封環(huán)材料的選擇及其結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.1 密封環(huán)材料選擇

通過以上分析可知，選用材料1時(shí)密封環(huán)與套管內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的接觸壓力大于選用材料2的密封環(huán)，但前者坐封所需的坐封力大于后者，達(dá)50 kN，且其最大應(yīng)力更大，超過材料的許用應(yīng)力。若想進(jìn)一步增大接觸壓力，需要更大的坐封力，則密封環(huán)所受最大應(yīng)力會(huì)隨之增大。

選用材料2時(shí)球座坐封所需的坐封力較小，可以通過密封環(huán)結(jié)構(gòu)的優(yōu)化來進(jìn)一步增大接觸壓力，且其最大應(yīng)力位于中部凹槽，也可以通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化減小所受應(yīng)力，故選擇材料2為密封環(huán)材料。

3.2 密封環(huán)結(jié)構(gòu)優(yōu)化

原密封環(huán)存在密封不均勻、密封面存在間隙、凹槽處應(yīng)力過大等缺點(diǎn)，其可以通過增大密封環(huán)靠近滑動(dòng)體處的厚度來克服。筆者設(shè)計(jì)了一種新的密封環(huán)結(jié)構(gòu)，并仿真分析不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)密封環(huán)密封及安全性能的影響。

結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后密封環(huán)的剖面如圖7所示。下面仿真分析密封環(huán)厚度d1、凹槽深度d2、凹槽上側(cè)傾角θ1、凹槽下側(cè)傾角θ2、密封環(huán)與滑動(dòng)體接觸面的傾角θ3、密封環(huán)與套管內(nèi)壁上接觸面的傾角θ4對(duì)密封環(huán)密封性能的影響。

圖7 密封環(huán)剖面示意Fig.7 Section diagram of sealing ring

3.2.1 密封環(huán)厚度d1對(duì)密封環(huán)密封性能的影響

不同密封環(huán)厚度下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線如圖8所示。由圖可知：隨著d1增大，滑動(dòng)體移動(dòng)更小的距離即可使密封環(huán)與套管內(nèi)壁接觸，同時(shí)球座坐封所需的坐封力增大；當(dāng)d1=8.4，10.4 mm時(shí)，密封環(huán)最大應(yīng)力小于81 MPa；當(dāng)d1=9.4 mm時(shí)，密封環(huán)最大應(yīng)力達(dá)到146.82 MPa，超過密封環(huán)許用應(yīng)力，密封環(huán)結(jié)構(gòu)不安全；密封環(huán)最大應(yīng)力出現(xiàn)在凹槽處。

圖8 不同密封環(huán)厚度下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線Fig.8 Relationship curve between setting force and displacement of sliding body，stress of sealing ring under different thickness of sealing ring

不同密封環(huán)厚度下密封環(huán)的密封性能參數(shù)如表3所示。由表可知：當(dāng)d1=9.4，10.4 mm時(shí)，密封環(huán)與套管內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的接觸壓力比d1=8.4 mm時(shí)大，密封性能提升；d1=10.4 mm時(shí)，密封環(huán)與套管內(nèi)壁之間的最大接觸壓力與d1=9.4 mm時(shí)無明顯差別，密封環(huán)與滑動(dòng)體之間的最大接觸壓力大于d1=9.4 mm時(shí)，但平均接觸壓力較小，密封效果無明顯改善。綜上，優(yōu)選d1=9.4，10.4 mm。

表3 不同密封環(huán)厚度下密封環(huán)的密封性能參數(shù)Table 3 Sealing performance parameters of sealing ring under different sealing ring thickness

3.2.2 凹槽深度d2對(duì)密封環(huán)密封性能的影響

不同凹槽深度下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線如圖9所示，密封環(huán)的密封性能參數(shù)如表4所示。由圖可知：當(dāng)d2=1.8，2.8，3.8 mm時(shí)，坐封所需的坐封力分別為49.954，49.122，48.368 kN，密封環(huán)的最大應(yīng)力分別為98.314，84.171，79.345 MPa；隨著d2增大，坐封所需的坐封力減小，同時(shí)密封環(huán)的最大應(yīng)力也減小。由表可知：隨著d2增大，密封環(huán)與套管內(nèi)壁之間的接觸壓力有所降低，同時(shí)接觸壓力的方差也減小，接觸力更為均勻，同時(shí)密封環(huán)應(yīng)力減小。因密封環(huán)凹槽部位的應(yīng)力較大，為保證可溶球座坐封安全，優(yōu)選d2=2.8，3.8 mm。

圖9 不同凹槽深度下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線Fig.9 Relationship curve between setting force and displacement of sliding body，stress of sealing ring under different groove depths

表4 不同凹槽深度下密封環(huán)的密封性能參數(shù)Table 4 Sealing performance parameters of sealing ring under different groove depths

3.2.3 凹槽上側(cè)傾角θ1對(duì)密封環(huán)密封性能的影響

不同凹槽上側(cè)傾角下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線如圖10所示，密封環(huán)的密封性能參數(shù)如表5所示。由圖可知：當(dāng)θ1=20°，30°，40°時(shí)，坐封所需的坐封力分別為46.113，469.16，478.25 kN，無明顯差別；密封環(huán)最大應(yīng)力分別為117.52，132.07，126.67 MPa，θ1=20°時(shí)的密封環(huán)最大應(yīng)力略小于θ1=30°，40°時(shí)。由表可知：不同凹槽上側(cè)傾角下密封環(huán)的密封性能參數(shù)均無顯著差別；當(dāng)θ1=20°時(shí)，密封環(huán)與套管內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的平均接觸壓力稍大，且坐封所需的坐封力和密封環(huán)應(yīng)力均較小。綜上，優(yōu)選θ1=20°。

圖10 不同凹槽上側(cè)傾角下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線Fig.10 Relationship curve between setting force and displacement of sliding body，stress of sealing ring under different groove upper roll angles

表5 不同凹槽上側(cè)傾角下密封環(huán)的密封性能參數(shù)Table 5 Sealing performance parameters of sealing ring under different groove upper roll angles

3.2.4 凹槽下側(cè)傾角θ2對(duì)密封環(huán)密封性能的影響

不同凹槽下側(cè)傾角下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線如圖11所示，密封環(huán)的密封性能參數(shù)如表6所示。由圖可知，當(dāng)θ2=20°，25°，30°，35°時(shí)，密封環(huán)最大應(yīng)力分別為 159.32，115.83，79.345，79.334 MPa，隨著θ2增大，密封環(huán)凹槽處最大應(yīng)力減小。可見，增大密封環(huán)凹槽下側(cè)傾角有利于提高密封環(huán)安全性。由表可知，隨著θ2增大，密封環(huán)與套管壁之間的平均接觸壓力增大，密封效果改善，且增大凹槽下側(cè)傾角能減小凹槽處所受應(yīng)力。綜上，優(yōu)選θ2=35°。

表6 不同凹槽下側(cè)傾角下密封環(huán)的密封性能參數(shù)Table 6 Sealing performance parameters of sealing ring under different groove lower roll angles

圖11 不同凹槽下側(cè)傾角下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線Fig.11 Relationship curve between setting force and displacement of sliding body，stress of sealing ring under different groove lower roll angles

3.2.5 密封環(huán)與滑動(dòng)體接觸面的傾角θ3對(duì)密封環(huán)密封性能的影響

不同密封環(huán)與滑動(dòng)體接觸面的傾角下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線如圖12所示，密封環(huán)的密封性能參數(shù)如表7所示。由圖可知：隨著θ3增大，密封環(huán)上端厚度減小，密封環(huán)變徑壓力減??；θ3=12°時(shí)的密封環(huán)最大應(yīng)力小于θ3=8°，10°時(shí)。由表可知：隨著θ3增大，密封環(huán)與套管內(nèi)壁和滑動(dòng)體之間的平均接觸壓力均減??；當(dāng)θ3=12°時(shí)，雖然密封環(huán)所受應(yīng)力較小，但接觸面上接觸壓力較小，密封環(huán)與套管內(nèi)壁和滑動(dòng)體未充分接觸，無法滿足密封要求。綜上，優(yōu)選θ3=8°，10°。

表7 不同密封環(huán)與滑動(dòng)體接觸面的傾角下密封環(huán)的密封性能參數(shù)Table 7 Sealing performance parameters of sealing ring under different inclination angles between sealing ring and sliding body

圖12 不同密封環(huán)與滑動(dòng)體接觸面的傾角下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線Fig.12 Relationship curve between setting force and displacement of sliding body，stress of sealing ring under different inclination angles of contact surface between sealing ring and sliding body

3.2.6 密封環(huán)與套管壁上接觸面的傾角θ4對(duì)密封環(huán)密封性能的影響

不同密封環(huán)與套管壁上接觸面的傾角下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線如圖13所示，密封環(huán)的密封性能參數(shù)如表8所示。由圖可知：當(dāng)θ4=4°，7°，10°時(shí)，坐封所需的坐封力分別48.796，49.853，50.155 kN，密封環(huán)最大應(yīng)力分別為151.51，156.19，159.04 MPa；隨著θ4增大，坐封所需的坐封力和最大應(yīng)力稍有增加。由表可知：隨著θ4增大，密封環(huán)與滑動(dòng)體的接觸壓力明顯增大；θ4=10°時(shí)密封環(huán)與套管內(nèi)壁接的觸壓力大于θ4=10°時(shí)，且接觸壓力的方差更小，接觸更均勻。綜上，優(yōu)選θ4=10°。

表8 不同密封環(huán)與套管壁上接觸面的傾角下密封環(huán)的密封性能參數(shù)Table 8 Sealing performance parameters of sealing ring under different inclination angles of upper contact surface between sealing ring and casing wall

圖13 不同密封環(huán)與套管壁上接觸面的傾角下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線Fig.13 Relationship curve between setting force and displacement of sliding body，stress of sealing ring under different inclination angles of upper contact surface between sealing ring and casing wall

3.2.7 正交試驗(yàn)

對(duì)密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行單一變量分析后得出：當(dāng)d1=9.4，10.4 mm，d2=3.8，2.8 mm，θ1=20°，θ2=35°，θ3=8°，10°，θ4=10°時(shí)，密封環(huán)的密封性能較好。為了得到最佳的密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)組合，設(shè)計(jì)了正交試驗(yàn)。將正交試驗(yàn)簡化為三因素二水平試驗(yàn)，選用L4（23）正交表。密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)組合如表9所示。

通過仿真分析得到不同密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)組合下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線，如圖14所示，密封環(huán)的密封性能參數(shù)如表9所示。

表9 不同密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)組合下密封環(huán)的密封性能參數(shù)Table 9 Sealing performance parameters of sealing ring under different combinations of structural parameters of sealing ring

圖14 不同密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)組合下坐封力與滑動(dòng)體位移和密封環(huán)應(yīng)力的關(guān)系曲線Fig.14 Relationship curve between setting force and displacement of sliding body，stress of sealing ring under different combinations of structural parameters of sealing ring

表9 密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)組合Table 9 Combination of structural parameters of sealing ring

由圖可知：d1和θ3對(duì)密封環(huán)最大應(yīng)力有較大影響；當(dāng)d1=9.4 mm時(shí)，密封環(huán)最大應(yīng)力較d1=10.4 mm時(shí)小，θ3=10°時(shí)密封環(huán)最大應(yīng)力小于θ3=8°時(shí)。由表可知：參數(shù)組合為1和2時(shí)密封環(huán)與套管壁的接觸壓力較組合3和4大，此時(shí)d1=9.4 mm，密封環(huán)較容易變徑與套管壁產(chǎn)生接觸；參數(shù)組合為2時(shí)，pmax1、pmax2均大于可溶球座的最大工作壓差（50 MPa），滿足了密封要求，且密封環(huán)最大應(yīng)力較小，可溶球座能安全坐封。綜合比較，結(jié)構(gòu)參數(shù)組合2是最有利于提高可溶球座密封性能的。

經(jīng)過正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)，優(yōu)選出了密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)：d1=9.4 mm，d2=3.8 mm，θ1=20°，θ2=35°，θ3=10°，θ4=10°。

4 結(jié)論

1）本文對(duì)適用于內(nèi)徑為124.26 mm套管的可溶球座密封環(huán)的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。增大密封環(huán)靠近滑動(dòng)體一側(cè)的厚度，以及在密封環(huán)凹槽設(shè)置上、下側(cè)傾角，可以使密封環(huán)與套管內(nèi)壁之間的接觸壓力分布均勻，同時(shí)密封環(huán)所受最大應(yīng)力減小。

2）通過對(duì)單個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)的分析和參數(shù)組合的正交試驗(yàn)，確定密封環(huán)厚度為9.4 mm，密封環(huán)凹槽深度為3.8 mm，密封環(huán)凹槽上側(cè)傾角為20°，密封環(huán)凹槽下側(cè)傾角為35°，密封環(huán)與滑動(dòng)體接觸面傾角為10°，密封環(huán)與套管壁上接觸面傾角為10°。在此結(jié)構(gòu)參數(shù)下密封環(huán)的密封性能良好且結(jié)構(gòu)可靠，坐封后可承受50 MPa的壓差。