分層采油泵迷宮密封槽結構對阻流效果的影響

余明浩 劉旭輝 李小龍 杜宇成 林天齊

(1.長江大學機械工程學院 湖北荊州 434023；2.湖北省油氣鉆完井工具技術研究中心湖北荊州 434023；3.非常規油氣湖北省協同創新中心 湖北武漢 430100；4.浙江蒼南儀表集團東星能源科技有限公司 浙江蒼南 325804)

油層層間干擾是分層采油中、后期常見的問題，而分層采油泵可有效解決油層層間干擾，提高采收率，因此分層采油泵廣泛用于采油作業中[1-3]。分層采油泵柱塞及泵筒間密封為非接觸型間隙密封，相較于接觸密封具有結構簡單、適用性強等優點[4-5]。而相較于傳統間隙密封，迷宮密封具有工作可靠、壽命長等優勢[6]。由于分層采油泵用于超深、高溫井，間隙密封泄漏問題突出，對密封間隙泄漏機制深入分析，可減少分層采油泵泄漏率，提高泵效率，具有重要的工程價值和經濟意義。針對間隙密封泄漏問題，王成剛等[7]研究了密封間隙寬度對間隙密封性能的影響，發現當間隙寬度小于0.03 mm時，壓力變化對泄漏量的影響大幅減小。巴鵬等人[8]分析了間隙寬度對類迷宮密封性能的影響，得到隨間隙寬度增加泄漏量增大的規律，當間隙寬度增大到0.5 mm時，密封失效。丁學俊等[9]對密封齒不同參數進行分析，得到流量系數隨密封齒不同參數變化的規律。BAKHTIZIN等[10]對比不同結構密封槽阻流效果，得到直角三角形密封槽阻流效果最佳，并優化直角三角形密封槽結構參數。綜上所述，間隙幾何參數和密封槽結構對阻流效果皆有影響，因此對迷宮密封間隙與密封槽結構等進行研究具有重要的工程意義。

由于密封間隙尺寸太小，難以通過實驗觀測其流場，本文作者基于計算流體動力學，對分層采油泵迷宮密封間隙流場進行數值實驗分析，探究其密封機制，得到在不同泵間隙和給定密封長度下密封效果隨密封槽的尺寸和數量變化的規律。研究結果可為分層采油泵結構優化和現場應用提供借鑒和參考。

1 理論基礎

1.1 控制方程

基于Naiver-Stokes方程，迷宮密封間隙內油液流動狀態為湍流，其流動過程中應滿足質量守恒、動量守恒及能量守恒定律，在曲線坐標系中具體的形式[11-12]為

(1)

(2)

(3)

1.2 泄漏率計算

泄漏率是評價密封性能的重要指標，在CFD仿真計算中，以出口邊界處質量流量作為迷宮密封泄漏率。在計算過程中，通過求解出口處各網格單元上速度，得到每個網格上通量，并根據流體密度求解整個出口處泄漏率，其計算公式[13]如下：

(4)

2 間隙流場數值實驗

2.1 幾何模型

在分層采油作業中，廣泛使用FCCYB38-28A型分層采油泵，由于該型號分層采油泵在高壓差作業條件下泵筒與柱塞間泄漏問題較為突出，故文中選取該型號分層采油泵作為研究對象。該泵柱塞直徑為30 mm，柱塞長度4.27 m，配合間隙寬度有3種，分別為0.045、0.095及0.145 mm，密封槽為方形。如圖1所示，當泵工作狀態為下沖程，泵筒內壓逐漸變大直至大于游動閥開啟壓力，該過程中柱塞兩端壓差使密封間隙內油液漏失；當泵工作狀態為上沖程，泵筒內壓逐漸變小直至低于固定閥開啟壓力，該過程中柱塞兩端壓差使密封間隙內油液漏失。假設正常作業時柱塞和泵筒同軸心，且密封間隙軸向尺寸遠大于徑向尺寸，間隙密封周向流場變化可忽略，因此可將環形流場模型簡化為二維流場模型，簡化過程如圖2所示，簡化后模型如圖3所示。

圖1 分層采油泵漏失原理

圖2 流場幾何模型建立過程

圖3 二維流場模型結構

2.2 網格劃分

采用Ansys中ICEM CFD對迷宮密封二維流場模型進行網格劃分。由于文中模型壁面流體黏性力作用影響較大，為得到較高計算精度的結果，對壁面網格進行加密。二維流場模型網格劃分如圖4所示。

圖4 二維流場模型網格劃分及邊界條件示意

2.3 網格無關性驗證

取網格單元尺寸變化大小為0.002 mm進行網格無關性分析，泄漏率隨網格單元尺寸變化如表1所示。

表1 迷宮密封泄漏率隨網格單元尺寸變化

如表1所示，當網格尺寸小于0.006 mm時，隨網格單元尺寸減小，計算結果波動在3%以內，認為此時網格尺寸已滿足精度要求[14]。因此，網格單元尺寸取0.006 mm，在此基礎上對壁面網格進行加密。

2.4 求解參數設置及邊界條件

根據FCCYB38-28A型分層采油泵在某井高壓差作業工況[3]，進出口壓差為10 MPa，進口壓力為11 MPa，出口壓力為1 MPa。

CFD計算分析具體設置為：

(1)設置求解器時，選擇湍流模型，打開能量方程；

(2)邊界條件設置入口為壓力入口，大小取11 MPa；設置出口為壓力出口，大小取1 MPa；流體區域：Interior邊界；壁面邊界條件。

2.5 CFD模型合理性驗證

為對CFD模型進行合理性驗證，選取文獻[15]的實驗數據，根據其實驗參數設置5個密封槽，密封槽大小取12.7 mm×12.7 mm，間隙寬度B取0.101 mm，維持出口壓力為1個標準大氣壓，改變不同入口壓力，得到不同入口壓力下泄漏率并與實驗數據進行對比，對比結果如表2所示。

表2 泄漏率CFD仿真結果與實驗數據對比

通過對比實驗數據，CFD仿真計算泄漏率與實驗測得泄漏率最大誤差為23.2%，大部分誤差在5%以內，且變化趨勢一致，可認為文中CFD計算模型所得結果具有合理性。

3 結果與分析

3.1 迷宮密封阻流機制分析

為了探究迷宮密封阻流機制，如圖3所示，取間隙尺寸B×A為0.145 mm×20 mm，密封槽槽寬E為1.5 mm，密封槽數量n為1，通過CFD計算和分析，得到密封間隙壓力、速度云圖及速度矢量圖，如圖5—7所示。

如圖5所示，在密封槽入口處壓力迅速降低，密封槽中心壓力最低。由于流道增大且密封槽內流體壓力較低，導致間隙流體壓力降低且流體向密封槽擴散。

圖5 密封間隙靜壓云圖

如圖6、7所示，在密封槽中心處形成大漩渦，在密封槽底部形成2個小漩渦。由于流體經過密封槽時壓力降低，且密封槽中心處壓力最低，在密封槽進口形成射流，促使密封槽內流體形成漩渦；在密封槽底部2個角內，由于流體無法擴散而發生停滯的現象，導致局部壓力升高，漩渦中流體無法突破壓力壁壘，高壓區流體在黏性力作用下反方向流動。

圖6 密封間隙速度云圖

圖7 密封間隙速度矢量圖

綜合圖5、6、7，在密封槽出口處存在節流效應導致局部壓力升高，流體從多方向流入密封槽出口，使間隙內泊肅葉流動發生變化，間隙下壁面即柱塞壁面邊界層增厚，且邊界層內流速減小；紊流狀態只存在密封槽出口后一小段距離，隨后恢復泊肅葉流動。

綜上，間隙流體流經密封槽后，流體壓力降低，在密封槽出口處形成射流使密封槽內形成漩渦，將壓力能轉化為動能，在流體接觸壁面后，由于黏性力將動能轉化為內能耗散；高壓區流體反向流動加速能量消耗；密封槽出口處節流效應產生紊流進一步增大能量消耗，使出口處壓力驟降，減小泄漏率。設置多個密封槽后，每個密封槽重復該過程，流體能量不斷減小最終使泄漏率達到要求。

3.2 迷宮密封槽槽寬對阻流效果的影響

為探究不同間隙寬度B下密封槽槽寬E與泄漏率的關系，根據行業標準JBZQ 4245—2006，分別取間隙寬度B=0.045、0.095、0.145 mm，間隙長度A=20 mm，取槽寬為間隙寬度B合理倍數單密封槽，油液黏度取1 mPa·s進行仿真[16]。通過監測出口處質量流量可得3種間隙泄漏率隨槽寬與間隙寬度比(E/B)變化規律，如圖8—10所示，0.04 5 mm間隙流場圖如圖11所示。

圖8 0.045 mm間隙下泄漏率隨槽寬與間隙寬度比E/B的變化

圖9 0.095mm間隙下泄漏率隨槽寬與間隙寬度比E/B的變化

圖10 0.145 mm間隙下泄漏率隨槽寬與間隙寬度比E/B的變化

圖11 0.045 mm間隙下流場圖

如圖8所示，0.045 mm間隙下，泄漏率隨E/B增大先減小后增大；當E/B=1時可減小5.6%的泄漏率；當E/B=20時泄漏率突增。如圖11所示，油液進入密封槽形成平面射流， ALBERTSON等[17]根據實驗結果結合湍流公式得出射流中線速度計算公式：

umax=2.28(B/x)1/2u0

(5)

式中：umax為射流中線速度;u0為出口流速;B為間隙寬度;x為距出口距離。

由式(5)可知，間隙寬度太小，槽寬過大時，使得B/x過小，導致油液距密封槽出口較遠處射流中心流速已很小，油液進入密封槽只在入口附近形成漩渦，能量消耗不充分，大部分流體隨漩渦向出口“聚積”。隨槽寬增加，流體向出口聚積程度也增加，使該節流效應增強，提高出口處流速，導致泄漏率隨槽寬E增大而增加。

如圖9所示，0.095 mm間隙下，泄漏率隨槽寬呈指數遞減關系，當E/B=25時可減小3.8%泄漏率；在增設密封槽后，形成的強勁的渦流，促使泄漏率減少。

如圖10所示，0.145 mm間隙下，泄漏率隨E/B呈指數遞減關系，在E/B=15后槽寬變大對泄漏率影響逐漸減小，當E/B=15時可減小6.8%泄漏率；隨著槽寬的增大，低壓區趨向密封槽中部，密封槽內形成強勁的渦流，進行了充分的能量耗散，使油液的動能盡可能地轉化為熱能，促使泄漏率減小。

以上所得3種間隙泄漏率隨槽寬變化規律與YANG等[18]所得結果變化趨勢一致。鑒于0.045 mm間隙下泄漏率隨槽寬增大的關系，進一步對0.095、0.145 mm間隙進行了探究，發現E/B=50及更大時，0.095、0.145 mm間隙下泄漏率較之前均增大，但此時密封槽尺寸過大，不具有實際意義。

3.3 迷宮密封密封槽數量對阻流效果的影響

由3.2節可知，0.145 mm間隙較0.045、0.095 mm間隙其數據點在擬合線附近，具有較好的規律，因此選取0.145 mm間隙探究密封槽數量對泄漏率的影響。取間隙尺寸B×A為0.145 mm×110 mm，由于過大的密封槽尺寸對結構強度有一定影響，且密封槽槽寬為1.5 mm時已有較好的阻流效果，故取槽寬為1.5 mm和不同槽數量的密封槽進行仿真，得到0.145 mm間隙下速度流場云圖并將結果與數學模型進行對比。速度流場云圖如圖12所示，泄漏率隨密封槽數量變化規律如圖13所示，間隙中線速度及壓力隨軸向位置變化規律如圖14所示。

圖12 0.145 mm間隙和25個密封槽下速度流場云圖

圖13 0.145 mm間隙泄漏率隨密封槽數量的變化

圖14 0.145 mm間隙下中線速度及壓力曲線

由圖12、13可知，0.145 mm間隙下的泄漏率隨密封槽數量增加呈指數遞減，且減小的趨勢越來越緩慢。如圖14所示，當密封槽的槽寬、間距不變時，流體經過密封槽后，壓力呈階梯式下降，速度也隨之發生波動；由于壓力逐漸減弱，密封槽出口處節流效應逐漸減弱，紊流區長度減小，使得流體能量沒有充分耗散的情況下進入下一個密封槽，間隙經過每個密封槽壓力及速度變化趨于一致，即透氣效應，導致流體經過密封槽阻流效果逐漸減弱。因此在密封槽數量達到25個以后再增加密封槽，間隙內泄漏率減小的速率越來越慢。

3.4 密封槽數量及尺寸對阻流效果的影響

由上可知，在一定條件下通過增加密封槽的數量和增大密封槽的槽寬，可以提高密封槽的阻流能力，進而降低泄漏率。但是在采油作業中密封長度是受限的，密封槽的槽寬和數量互相制約：密封槽的槽寬增大，數量減少；槽寬減小，數量增加。在給定密封長度下，密封槽的槽寬和數量對泄漏率的影響尚不明確，需要進一步研究。根據行業標準JBZQ 4245—2006取間隙尺寸為0.145 mm×50 mm，密封槽間距取0.5 mm，槽寬取0.5～1.5 mm進行研究，得到在給定密封長度下0.145 mm間隙下泄漏率隨槽寬和數量變化的規律如圖15所示。

圖15 給定密封長度下泄漏率與密封槽的數量及槽寬的關系

由圖15可知，在泵間隙為0.145 mm、密封長度為50 mm的條件下，間隙泄漏率隨槽寬增大而減小，密封槽數量隨槽寬增加而減小。但密封槽數量的增多而降低的泄漏率，無法有效補償槽寬減小而增高的泄漏率；且密封槽數量增多雖能減小泄漏率但密封槽阻流效果逐級減弱，其阻流效果無法有效補償槽寬減小而增加的泄漏，故泄漏率隨著槽寬的減小而增大，且增大的速率越來越快。

綜合考慮密封槽數量及槽寬，間隙內設置21個密封槽且尺寸取1.5 mm×1.5 mm時具有最優的阻流效果。

4 結論

(1)間隙內流體流經密封槽后壓力能轉化為動能，后由于黏性力作用通過內能耗散；密封槽出口節流效應進一步增加能量的消耗。

(2)對于0.045 mm間隙，迷宮密封槽槽寬在取0.045 mm時能減小泄漏率5.6%；對于0.095、0.145 mm泵間隙，根據行業標準JBZQ 4245—2006選取密封槽寬度為1.5 mm時，迷宮密封槽具有較優的阻流效果，相較于純間隙密封分別可減小3.8%、6.8%的泄漏率。

(3)0.145mm間隙下泄漏率隨著密封槽數量增加而減小，且泄漏率降低的趨勢越來越慢。

(4)在給定密封長度、密封槽間距保持不變的0.145 mm間隙條件下，密封槽數量取21個、尺寸取1.5 mm×1.5 mm具有較優阻流效果。