帶壓電纜天滑輪密封圈擠出失效分析及結構優化

2024-04-17 13:18:36吳澤兵蔣夢潔楊晨娟胡詩堯張文溪

潤滑與密封 2024年3期

吳澤兵，蔣夢潔，楊晨娟，胡詩堯，張文溪

(西安石油大學機械工程學院，陜西西安 710065)

隨著我國石油開采技術的持續發展，為了降低現場對起吊設備的高度要求，降低油田電纜測井、射孔及其他類似帶壓作業的作業成本，一種新型帶壓電纜天滑輪——帶壓滑輪被研發出來。帶壓滑輪除了可以作為天滑輪承載起吊功能，同時可承受作業環境中井液或者氣體壓力，進行帶壓作業，其幾何結構如圖1所示。其采用O形密封圈進行密封，實現帶壓作業。目前，該帶壓滑輪可以在介質壓力不超過35 MPa的作業環境下進行現場作業，但介質壓力一旦超過52.5 MPa就會發生密封失效，如圖2所示，帶壓滑輪密封結構中的O形密封圈發生被擠出損傷。

由于帶壓滑輪是帶壓作業，帶壓的壓力范圍為0～35 MPa的高壓，因此，其密封結構設計是帶壓滑輪結構設計的關鍵，若密封泄漏或失效，輕者使帶壓滑輪不能正常工作，重則會造成帶壓輪滑損壞，甚至造成財產損失和人身傷害。

因此，本文作者先根據密封原理分析造成密封圈被擠出現象的原因，然后應用有限元分析軟件建立帶壓滑輪密封結構的二維軸對稱模型，采用非線性有限元方法計算了O形密封圈在高壓(≥35 MPa)工作狀態下的變形及應力，分析了外殼和密封槽之間由于受力產生的間隙、初始壓縮量、密封介質壓力等典型參數對密封性能的影響，總結了 O形密封圈壓縮率、介質壓力及接觸壓力間的關系，并提出優化建議。

1 密封原理

1.1 自緊原理

帶壓滑輪采用的密封結構為典型的自緊密封結構—O形圈密封，其結構簡圖如圖3所示。O形圈被安裝至密封位置后，O形圈會因被擠壓而在接觸面上產生一定預接觸壓力；當O形圈受到介質作用時會將受到的介質壓力傳遞到接觸面上，O形圈與上下密封面的接觸壓力變大，形成連續的密封面，從而達到密封的目的。

密封圈在介質壓力p1作用下，產生的接觸壓力為

pc=pco+Δpc

(1)

式中：pc為介質壓力下的總接觸壓力，MPa；pco為密封圈初始壓力，稱之為預接觸壓力，MPa；Δpc為介質壓力作用而產生的接觸壓力，Δpc=kp1，MPa，其中k為側壓系數，對于橡膠密封件k為0.9～0.985。

只有當pc>p1時，才可以實現有效密封，即設計密封圈時要有足夠的預壓縮率，才能實現足夠的預接觸壓力來保證密封的有效性[1-3]。

1.2 壓縮率

安裝后的O形圈會有一定的徑向壓縮，從而保證結構的密封性[4-7]。壓縮率公式如下：

(2)

式中：ε為O形圈壓縮率；d為O形圈截面直徑；h為密封溝槽的深度。

帶壓滑輪密封結構的O形圈的壓縮率ε計算值為22.6%。由于其密封結構為靜密封，并且工作時受到的介質壓力為35 MPa的高壓，O形圈的壓縮率要盡量設計得稍大一些。但由于后續裝配過程中，O形圈的拉伸量與密封間隙對壓縮率都會有所影響，壓縮率的選取要綜合考量[8-9]。

1.3 拉伸量

帶壓滑輪密封結構中的O形圈工作在徑向孔密封場合，因此O形圈安裝到密封溝槽時會存在一定的拉伸量。若O形圈拉伸量過小，會產生啃切現象；若O形圈拉伸量過大，會導致其內應力增加和安裝時出現扭曲等現象，從而無法實現有效密封。一般拉伸量取值為2%～5%，拉伸量計算公式如式(3)[10-11]所示。

(3)

式中：δ為拉伸量；d3為密封溝槽底面直徑，mm；d2為密封圈內徑，mm。

由于O形圈被拉伸后截面形狀與尺寸均會發生變化，一般截面形狀會由圓形變為橢圓形，并且拉伸后橢圓截面的短軸部分會與上下密封面接觸實現密封，即拉伸后O形密封圈的高度變化會影響到密封圈的壓縮率，進而影響到預接觸壓力。因此，文獻[6，10]根據經驗總結了拉伸后O形圈的高度，即橢圓短軸尺寸的計算公式，如式(4)所示。

(4)

式中：δ為拉伸量；d為O形圈截面直徑；d′為拉伸后O形圈高度。

將帶壓滑輪密封結構參數代入式(4)，計算得到拉伸后O形圈高度為5.28 mm，而O形圈拉伸量僅為0.56%，遠小于推薦取值。由于拉伸量遠小于推薦拉伸值，可能會發生啃切現象。

1.4 密封間隙

在實際運用中，出于加工精度與成本的考慮，內外殼體之間的配合為間隙配合且最大公差為0.3 mm，再加上由于內外環受介質壓力與電纜重力作用產生變形而造成的間隙，有可能導致密封結構的密封間隙大于設計的最大間隙，導致O形圈在介質壓力的作用下被擠進內殼體與外殼體之間的間隙中，出現間隙咬傷現象。

因此，文中根據帶壓滑輪的幾何結構和工作原理建立了幾何仿真模型，對受到介質壓力與電纜重力作用后，內外殼體之間產生的間隙進行有限元分析。

1.4.1 帶壓滑輪有限元模型的建立

圖4所示為帶壓滑輪的有限元仿真幾何模型，帶壓滑輪的主體部分包括外殼體、內殼體及端口密封，其材料均采用鈦合金TC4，為剛體且硬度較大，其彈性模量E=110 GPa，泊松比λ=0.34。

1.4.2 網格劃分和邊界條件

建立內殼體與外殼體、外殼體與端口密封、端口密封與內殼體共3個接觸對，其接觸方式均為面-面接觸，接觸對算法采用廣義拉格朗日法。

具體的邊界條件如下：

(a)對外殼體上方突出的圓柱體施加固定約束；

(b)根據帶壓滑輪的原理，對承受介質壓力的面施加法向壓力，對承受電纜重力的工作面施加均布力。

文中在兼顧計算效率和精度的情況下，對有限元模型采用自由網格劃分，網格數量為185 596個，劃分網格后的有限元模型如圖5所示。

1.4.3 分析結果

通過ANSYS分析了當帶壓滑輪分別在額定工作載荷(20 kN)和工作壓力(35 MPa)及強度試驗載荷(50 kN)與壓力(52.5 MPa)作用下的形變與內外殼體之間最大間隙，結果如圖6所示。

從圖6中可看出，帶壓滑輪在載荷和壓力的作用下內外殼體產生了變形，密封間隙變大。其中，在額定工作狀態下產生的最大密封間隙為0.524 mm，在強度試驗狀態下產生的最大間隙為0.937 mm。而密封結構設計的標準最大間隙是0.3 mm，最小間隙是0，顯然有限元分析的結果遠大于設計的標準間隙，推測O形圈失效的主要原因為：由于間隙過大O形圈被擠出，失去密封性能。

圖2表明，帶壓滑輪密封失效是由于密封結構中的O形圈被擠出導致的。一般造成該現象的原因主要有：介質壓力過大，未加擋圈，O形圈材料選取不當，O形圈拉伸量選取過小(相對于密封溝槽尺寸太大)，密封間隙過大等。文中研究的帶壓滑輪密封結構在O形圈的非承壓側設置了一矩形擋圈，并且O形圈的材料選用邵氏硬度為90的丁腈橡膠，可以達到設計硬度要求。然而通過前面的理論計算可以發現，密封圈的拉伸量取值過小；另外，運用有限元分析得到，隨工作載荷與壓力的增加密封間隙會增大。因此，下文將運用有限元分析的方法驗證密封圈拉伸量與密封間隙增大是否與帶壓滑輪的密封失效有關。

2 有限元模型

2.1 密封結構有限元分析模型的建立

圖7所示是帶壓滑輪加擋圈的密封結構的有限元分析幾何模型。可知，該幾何結構由聚四氟乙烯(PTFE)擋圈、橡膠O形圈、內外殼體4部分組成。其中，O形圈尺寸為φ320 mm×5.3 mm；溝槽結構形狀為矩形槽，其中溝槽的寬度B=9.8 mm，深度H=4.1 mm；矩形密封擋圈的高度h=4.1 mm，厚度a=3 mm。圖7所示的軸向推進仿真模型考慮了O形圈預拉伸與內殼體裝入外殼的過程[12]。

圖7 密封結構有限元仿真幾何模型

2.2 材料參數

外殼和溝槽材質均選用為TC4，為剛體、且硬度較大，其彈性模量E=110 GPa，泊松比λ=0.34。密封擋圈的材料為聚四氟乙烯(PTFE)，其彈性模量E=960 MPa，泊松比λ=0.45。O形橡膠密封圈的材質為氫化丁腈橡膠，硬度為90HA，泊松比λ=0.5，力學模型表現為復雜的材料非線性和幾何非線性的超彈性體，在密封的過程中還體現為接觸非線性。對橡膠類物理非線性材料，一般選用Mooney-Rivlin模型來描述[13-17]，即

(5)

式中：W為應變能密度；Cij為 Rivlin系數；I1，I2為第1、第2 Green應變不變量。

文中采用兩參數的Mooney-Rivlin模型，則式(5)變為

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(6)

式中：C10和C01為材料系數。

依照參考文獻[17]中橡膠材料常數的確定方法，根據橡膠材料的硬度與泊松比，便可確定C10和C01分別為2.79和0.7 MPa。

2.3 網格劃分和邊界條件

建立O形圈與外殼體、O形圈與內殼體、矩形擋圈與外殼體、矩形擋圈與內殼體和矩形擋圈與O形圈共5個接觸對，其接觸方式均為面-面接觸，接觸類型為剛-柔接觸。接觸對算法采用廣義拉格朗日法，并對O形圈與密封溝槽底徑面接觸設置Pinball Radius為1.9 mm。取 O形圈與內外殼體的摩擦因數為0.1，矩形擋圈與內外殼體的摩擦因數為0.03。

文中在兼顧計算效率和精度的情況下，對可能發生接觸的關鍵部位進行網格加密處理，在確保計算精度較高的同時也使計算時間較短[18]。對有限元模型網格劃分的數量為4 707個，劃分網格后的有限元模型如圖8所示。

圖8 劃分網格后有限元模型

在數值模擬過程中，分為3個載荷步進行：

STEP1：模擬O形密封圈安裝時拉伸過程；

STEP2：模擬外殼安裝時，對O形密封圈的壓縮過程；

STEP3：給O形密封圈施加介質壓力，仿真介質壓力對密封圈的影響[19]。

具體的邊界條件如下：

(a) 所有過程中密封溝槽均施加固定支撐；

(b) 對外殼體施加Y軸正方向位移，直至達到初始安裝位置，完成安裝預壓縮過程；

2.4 幾個基本假設

在對橡膠密封圈進行有限元仿真時作出如下假設：

(1)橡膠密封圈材料具有確定的彈性模量和泊松比；

(2)橡膠材料是均勻連續的，橡膠被擠壓時體積不變；

(3)密封結構的外殼、密封槽和密封擋圈的彈性模量遠大于密封圈，作為剛體進行分析，并且其結構在理想情況下是完全軸對稱的[20]。

3 分析結果

3.1 O形密封圈拉伸仿真結果

前文通過理論計算，發現該帶壓滑輪密封圈的拉伸量僅為0.56%。雖然密封圈的材料為邵氏硬度為90HA的丁腈橡膠，硬度較大，拉伸量取值可以小一些，但密封圈的拉伸量推薦取值一般為2%～5%，拉伸量過小會出現啃切現象。為增大密封圈拉伸量，文中采用了減小O形圈內徑的方法，并分別建立內徑為320、318、316和315 mm密封圈的二維軸對稱模型，對O形圈安裝在溝槽里產生的預拉伸量進行分析。帶壓滑輪原設計的O形圈預拉伸后的變形與等效應力分布如圖9、10所示，表1給出了內徑尺寸為320、318、316和315 mm時密封圈的預拉伸分析結果。

表1 密封圈不同預拉伸量下的計算值與分析值

圖9 內徑為320 mm的O形圈變形

圖10 內徑為320 mm的O形圈等效應力

從表1中可以看出，O形圈在不同預拉伸量下形變量的計算值與仿真值的誤差都不超過0.5%，證明了文中建立的有限元分析模型的正確性。從分析結果來看，隨著拉伸量的增大，O形圈產生的變形、接觸壓力與等效應力都在增大，且O形圈的最大等效應力始終小于0.5 MPa，說明預拉伸狀態下的O形圈的變形、接觸壓力與等效應力都較小，不會由于拉伸量過大而產生較大的應力與變形，從而影響O形圈的壽命。因此，可以適當增大O形圈的拉伸量來防止發生啃切現象，并且后續對密封結構進行加壓分析與優化時，可以暫不考慮預拉伸的影響。

3.2 不同介質壓力對密封圈性能的影響

圖11、12所示為壓縮率為22.64%，密封壓力分別為0、35、70、105、140和175 MPa時，徑向壓縮和軸向推進2種模型分析得到的O形圈等效應力(von Mises)及接觸壓力云圖。通常O形圈的等效應力峰值區域會出現裂紋，O形圈發生撕裂破壞。此外，von Mises應力越大，O形圈的松弛越快，從而造成“剛度”下降。

圖11 不同介質壓力下密封圈的等效應力

從圖11中可以看出，隨著密封介質壓力的增加，O形密封圈截面上出現最大等效應力的位置發生了變化，而且最大值增大。顯然，從圖11中可以看出，當介質壓力到達105 MPa時密封圈的等效應力已遠超20 MPa，極易使密封圈發生損傷。

接觸壓力的大小反映了O形密封圈的密封能力。圖12表明，隨著密封介質壓力的增加，接觸壓力亦隨之增加，其最大值總是大于介質壓力，保證了O形密封圈的密封功能，也反映了O形密封圈的“自動”密封能力。

圖12 不同介質壓力下密封圈的接觸壓力

根據接觸壓力和von Mises應力分布，繪制出最大von Mises應力和接觸壓力與密封介質壓力的關系，如圖13所示。

圖13 接觸壓力和等效應力與密封介質壓力關系

隨著密封介質壓力的增加，最大接觸壓力增大越來越明顯，且主要密封面的接觸壓力始終大于介質壓力，可以有效地實現密封。von Mises應力和密封介質壓力呈非線性關系，當密封介質壓力為0～105 MPa時，最大von Mises應力隨著介質壓力的增加而增大明顯，當介質壓力超過105 MPa后，最大von Mises應力隨著介質壓力增加而增大的幅值開始變小。

3.3 不同溝槽間隙對密封圈性能的影響

圖14—17所示為介質壓力為35 MPa，溝槽間隙分別為0、0.3、0.6和0.9 mm條件下，O形密封圈的變形、von Mises應力以及接觸壓力的分布云圖。可知，O形圈的最大變形隨溝槽間隙的增大而增大，O形圈被擠進間隙部分的體積也隨著增大；并且當溝槽間隙僅為0.3 mm時，矩形密封擋圈也無法阻止O形圈被擠出。然而在實際運用中，出于加工精度與成本的考慮，內外殼體之間的配合為間隙配合且最大公差為0.3 mm，因此，即使不考慮由于內外環受介質壓力與電纜重力作用產生的間隙，O形圈也會由于受到介質壓力的作用，被擠進內殼體與外殼體之間的間隙中，出現間隙咬傷現象。

圖14 溝槽間隙為0時密封圈的總變形、等效應力和接觸應力云圖

圖15 溝槽間隙為0.3 mm時密封圈的總變形、等效應力和接觸應力云圖

圖16 溝槽間隙為0.6 mm時密封圈的總變形、等效應力和接觸應力云圖

圖17 溝槽間隙為0.9 mm時密封圈的總變形、等效應力和接觸應力云圖

最大等效von Mises應力均出現在O形圈與矩形擋圈倒角上接觸的部分，即在這部分形成了應力集中，并且隨著溝槽間隙的增大O形圈的最大等效應力也在增大，并且在溝槽間隙從0.3 mm增大到0.6 mm時，O形圈的最大應力也從21.907 MPa激增到72.894 MPa，增大了50.987 MPa。O形圈被擠出部分的應力值較大，材料很容易出現裂紋和咬傷現象。當溝槽間隙繼續從0.6 mm增大到0.9 mm時，O形圈的最大等效應力增長幅值減緩，但被擠出部分的體積變大明顯，若繼續加大介質壓力，密封圈有被擠出風險。

雖然隨著溝槽間隙的增大，密封圈的最大接觸壓力也在增大，但是密封圈實現密封目的的主密封面的接觸壓力在減小；當溝槽間隙為0.9 mm時，O形圈主密封面的最大接觸壓力僅為36.1 MPa，只比介質壓力35 MPa大了1.1 MPa，顯然當溝槽間隙大于0.9 mm后，O形圈便無法實現密封功能；并且此時O形圈的整體變形與被擠入間隙現象十分嚴重，基本可以確定密封失效的主要原因是內外殼體在實際工況中產生較大的密封間隙。

圖18所示為O形橡膠密封圈與矩形溝槽配合使用，O形橡膠密封圈密封介質壓力35 MPa時，改變壓縮率通過有限元分析得到的軸向推進預壓縮模型的最大等效應力和主密封面最大接觸壓力的變化情況。可見，間隙越大等效應力越大，密封圈越易被擠入縫隙而失效，同時密封能力下降甚至導致介質泄漏。

圖18 主密封面最大接觸壓力和最大等效應力與溝槽間隙關系

4 優化方案

4.1 在O形密封圈承壓面增加一三角形擋圈

原密封結構是在密封圈溝槽的承壓面設置一矩形擋圈，保護O形密封圈不被擠進內外殼體之間的間隙內，但為了便于裝配，矩形擋圈與外殼體內壁之間也會有一定間隙，而在使用過程中該間隙會導致O形圈產生疲勞損壞。因此文中對密封結構進行了優化，將O形圈溝槽的承壓面倒45°斜角，在O形圈承壓面設置一個三角形擋圈[21]，材料為聚四氟乙烯(PTFE)，如圖19所示。

圖19 改進后的密封結構

4.2 有限元分析結果

對優化的密封結構在不同溝槽間隙下的密封圈性能進行了有限元分析，得到密封結構總變形和O形密封圈的變形、等效應力、接觸壓力分布，如圖20—22所示。可以看出，三角形擋圈可以很好地補償內外殼體由于受力而產生的間隙，有效地阻止了O形圈被擠進內外殼體之間間隙，避免了O形圈的損傷；O形圈在承受35 MPa介質壓力，溝槽間隙分別為0.3、0.6 mm時，對應最大等效應力分別為9.384 3、8.853 8 MPa，遠小于矩形擋圈組合密封結構中密封圈所承受的等效應力，并維持足夠的接觸壓力或密封能力；另外，可以發現隨著溝槽間隙的增大，O形圈的等效應力在減小。

圖20 不同溝槽間隙密封結構總變形

圖21 溝槽間隙為0.3 mm時O形圈總變形、等效應力和接觸應力

圖22 溝槽間隙為0.6 mm時O形圈總變形、等效應力和接觸應力

5 結論

(1)帶壓滑輪O形圈的等效應力的峰值隨著拉伸量的增大而增大，但預拉伸產生的變形、等效應力與接觸壓力都較小，對O形圈的密封效果影響不大。

(2)對壓縮率為22.6%的軸向壓縮模型的有限元分析表明，隨著密封介質壓力的增加，最大接觸壓力增大越來越明顯，且主要密封面的接觸壓力始終大于介質壓力，可以有效地實現密封。當介質壓力到達105 MPa時密封圈的等效應力已遠超密封圈的強度20 MPa，因此極易使密封圈發生損傷。

(3)建立帶壓滑輪在介質壓力和電纜載荷共同作用下的有限元仿真模型，有限元分析得到其內外殼體之間最大密封間隙分別為0.58與0.95 mm，嚴重超過了設計的標準間隙。

(4)通過改變軸向壓縮模型的密封間隙，分析了在35 MPa的工作壓力、不同密封間隙下O形圈的變形、應力與密封效果，得出隨著間隙的增大，O形圈的變形量與應力值增大明顯，會發生O形圈被擠出與應力集中問題。

(5)由于內外殼體之間存在間隙，密封圈會因工作時的介質壓力被擠進間隙中，還會產生應力集中問題，因此，文中將密封溝槽的非壓力側倒45°角，并采用一個三角形密封擋圈配合O形圈進行密封，結果表明，三角形密封擋圈能夠對內外殼體之間產生的間隙進行自動補償，有效地阻止了密封圈被擠入間隙中及對密封結構的破壞。