吴冬宇， 彭枧明， 孙 强， 张鑫鑫， 杨冬冬

(吉林大学 建设工程学院，长春 130021)



碟簧对射流式冲击器密封影响研究

吴冬宇， 彭枧明， 孙 强， 张鑫鑫， 杨冬冬

(吉林大学 建设工程学院，长春 130021)

以SC-86H高压高能射流式冲击器为研究对象，通过密封试验及ANSYS-LSDYNA有限元分析手段，研究了碟簧对用于端面密封的密封圈密封性能的影响。结果表明：在高压流体环境下，碰撞后碟簧变形会引起密封盖与射流元件密封配合面出现分离间隙，而较大的间隙张开量是导致密封圈失效的关键。间隙张开量与碟簧叠合数量负相关，当碟簧叠合数量为三片以下时，最大间隙张开量大于0.187 mm，密封圈损毁失效；当碟簧叠合数量为四片时，最大间隙张开量为0.086 mm，密封圈存在较高的失效风险；当碟簧叠合数量达到五片以上时，最大间隙张开量小于0.049 mm,可保证密封圈密封长期有效。此外,随着碟簧数量增加，碟簧中最大应力下降，三片碟簧叠合可满足碟簧的应力强度最低要求，考虑到疲劳及密封，碟簧数量应选择五片以上。

碟簧；射流式冲击器；高压流体；分离间隙；密封圈；ANSYS-LSDYNA

射流式液动冲击器可提高石油钻井效率30%以上，且具有易损件少，纠斜效果好，高围压环境适应性强等优点，在深孔钻井领域具有良好的应用前景[1-3]。新型研制的高能高压射流式液动冲击器在保留现有射流式液动冲击器优点的基础上，冲击功大幅提升，冲击末速度已经突破7 m/s。然而高压条件下密封圈频繁失效大幅缩短了冲击器连续作业时间，成为了亟待解决的关键问题。

密封圈是实现射流式冲击器高压流体密封的主要部件，其密封效果对射流式冲击器工作的连续性和稳定性具有重要影响[4-5]。射流式液动冲击器装配后的轴向余量通常由碟簧补偿[6]，在高速运动的冲锤活塞高频冲击下，碟簧发生周期性形变，冲击器轴向由碟簧预紧的各部件随着碟簧压缩状态变化而相互分离。较大的张开间隙会使得间隙流道急剧变化，在高压流体作用下易发生冲蚀和气蚀现象[7-8]，导致密封圈密封失效[9]。在井底高温、潮湿以及泥浆侵蚀作用下密封圈老化速率大幅增加，耐磨性下降，使用寿命大幅减小[10-12]，而间隙张开量的增加会加大密封圈动载下的变形量，进一步加速密封圈的疲劳损坏，加快了密封失效进程[13-14]。因此，控制间隙张开量十分必要，在满足装配需求的同时，保证端面动密封的长久有效对于维持冲击器连续正常工作、减小辅助作业时间、降低生产成本具有重要意义。笔者通过试验观察不同数量碟簧预紧下的冲击器工作状态及密封情况，并应用ANSYS-LSDYNA计算出密封配合面的间隙张开量，揭示了高压流体环境下密封圈工作状态与间隙张开量的关系，以期为高能高压射流式冲击器以及其他相似密封结构的碟簧排布与密封设计提供指导。

1 密封性试验

1.1 试验装置与设备

图1 密封试验设备及装置Fig.1 The seal experimental devices and apparauses

现场实验装置如图1所示，包括：SC-86H高压高能射流式液动冲击器、3P30三柱塞式高压泵、稳压罐、水箱等等。SC-86H冲击器工作压力13～16 MPa，冲击频率13～18 Hz，冲击功110～128 J；柱塞式变频泵最大流量250 L/min,额定功率90 kW，允许承受的最高压力为18 MPa，可无级调节柱塞泵的流量输入频率。

1.2 试验原理及方法

高压高能射流式冲击器上部密封结构如图2所示，缸体与射流元件、射流元件与密封盖分别由O型密封圈进行端面密封。高压高能射流式冲击器以双稳态射流元件作为控制部件。高压流体在柱塞泵泵送下由密封盖进入射流元件，通过射流元件喷嘴形成高速水射流并附壁向一侧，驱动冲锤高频往复运动。随着高速回程的冲锤频繁撞击，不同叠合方式的碟簧会产生不同位移量，对各个密封圈工作状态的影响也会有所不同。由于碟簧对合组合方式产生的位移量较大，不利于实现高压条件下的密封，因而碟簧组合仅采用叠合方式，即单片碟簧、双片碟簧叠合、三片碟簧叠合、四片碟簧叠合以及五片碟簧叠合五种[15]。试验时将泵的输入流量调节至40 L/min，待冲击器工作平稳后逐渐加大泵量，观察并记录压力表读数。当压力表读数下降或冲击器连续工作30分钟后停泵，取出密封圈观察其变化情况。

1. 密封盖；2. 碟簧；3. 垫片；4. 密封圈； 5.射流元件；6. 密封圈；7.缸体 图2 高压高能射流式冲击器上部密封结构图Fig.2 Sealing structure of liquid-jet hammer with high pressure and high energy

1.3 试验结果

图3为密封压力与叠合碟簧数量关系曲线，单片碟簧补偿的冲击器在泵压达到9 MPa时压力突然下降，发生密封失效，而双片碟簧叠合组和三片碟簧叠合组在压力分别达到12 MPa和13.8 MPa时出现了同样的情况。四片碟簧叠合和五片碟簧叠合试验组则达到了预期工作压力15 MPa，且冲击器工作较为平稳。拆卸检查时发现，采用了单片碟簧、双片碟簧叠合以及三片碟簧叠合的试验组，密封盖和射流元件配合面处的密封圈被严重挤压破坏；四片碟簧叠合试验组密封圈出现撕裂缺口，且外边缘一小部分被压平；五片碟簧叠合试验组的密封圈则较为完好。图4为不同程度损坏的密封圈。对射流元件与缸体配合面处密封圈进行检查，所有碟簧试验组的密封圈均无破损。

图3 不同数量碟簧叠合密封压力曲线Fig.3 The curves of sealing pressures of different amounts of disk springs

分析认为，单片碟簧、双片碟簧叠合以及三片碟簧叠合试验组由于刚度相对较小，密封盖与射流元件配合面处的密封圈变形后一部分进入配合间隙中，受到密封配合面的严重挤压而发生破坏；四片碟簧叠合试验组的刚度有所提高，分离间隙与前三组相比较小，维持了冲击器的正常工作压力，但密封圈仍存在一定程度的破损，钻进过程中一旦遇到卡堵引起瞬时压力升高可能会导致密封圈被完全破坏，长期工作存在很大的失效风险；五片碟簧叠合试验组的分离间隙很小，密密封圈工作状态造成影响。射流元件与缸体运动较为同步，配合面的间隙张开量较小，且射流元件出口处压力相对入口压力有所减小，密封圈可始终保持在密封圈槽内而没有被流体挤压进入间隙当中。

为进一步明确高压流体环境下不同数量碟簧间隙张开量的大小，以及与密封圈工作状态的关系，本文运用ANSYS-LSDYNA数值模拟分析了碰撞后的碟簧应力状态，并对间隙张开量进行求解。

2 数值模拟

2.1 仿真模型建立

对SC-86H高能高压射流式液动冲击器进行网格划分，划分后的网格模型如图5所示。对于变形较大的碟簧采用高密度网格以保证计算精度。网格采用非结构化SOLID185隐式单元进行预应力加载计算，加载后将单元转换为SOLID164单元进行显式求解[16]。碟簧的预加载压缩量为0.25 mm，对冲锤活塞施加的初始速度为4.1 m/s。上接头设为固定约束，其余各部件侧向边界均设置径向约束。所有接触均设为单面自动接触，接触摩擦为Coulomb模型，考虑到流体润滑影响，摩擦因数取0.05。根据GB/T 1972—2005，碟簧材料为60Si2MnA，弹性模量为206 GPa，密度7 850 kg/m3,泊松比0.3。除碟簧外各部件材料均为35CrMo，弹性模量207 GPa，密度7 800 kg/m3，泊松比0.286。

图5 SC-86H射流式冲击器网格模型Fig.5 Mesh models of liquid-jet hammer of SC-86H

2.2 网格独立性验证

为了保证模型的计算精度，同时尽可能降低计算时间，须对仿真模型的网格独立性进行检验。五片碟簧装配模型的网格总量分别为189 506、313 137、491 362时，单次碰撞时密封盖与射流元件、射流元件与缸体的分离量(间隙张开量)如表1所示。对比可知，当网格数为189 506时计算精度较差，而当网格数达到313 137时，计算结果趋于收敛，在满足精度的同时计算时间相对较短，认为该模型较为合理。

表1 网格独立性验证结果Tab.1 The result of grid independence test

2.3 碰撞结果分析

单片碟簧碰撞后密封盖、射流元件和缸体的轴向位移随时间变化曲线如图6所示。随着吸收能量的逐渐耗散，经过0.019 2 s，密封盖、射流元件和缸体的运动趋于停止。冲击器正常工作时冲锤活塞的运动频率为13～15 Hz，运动周期为0.067～0.083 s。碟簧的叠合数增加，组合体的刚度会随之增加，撞击后的弹性储能减少，因而各碟簧组总振动时间均小于0.019 2 s，远小于冲锤活塞运动周期。故可排除冲锤活塞往复运动影响，采用单次冲击模拟的计算结果较为可靠。

图6 密封盖、射流元件和缸体轴向位移随时间变化曲线Fig.6 The curves of displacement-time history of sealed cap，fluidic amplifier and cylinder

图7为不同数量碟簧叠合装配后密封盖与射流元件的最大间隙张开量随碰撞次数变化曲线。初次碰撞时密封盖和射流元件在冲锤活塞推动下运动保持一致，各接触面没有发生分离。在随后与冲锤活塞脱离的2～4次自由碰撞中，接触面出现较大分离量。由图7可知，密封盖和射流元件的间隙张开量与碟簧叠合数量负相关，分析是由于叠合数量增加，碟簧整体碰撞刚度增加，撞击后冲击器各部件轴向位移量减小，间隙张开量也随之减小。随着碟簧叠合数量增加曲线逐渐趋于平缓，曲线的波动反映了多个反弹周期中两个部件运动的非同步性，相同时间内二者运动的同步性降低，彼此碰撞加剧，接触面的间隙张开量随之增加。相对于波形较为平缓的四片和五片碟簧，曲线波动幅度较大的单片和双片碟簧组密封圈出现密封失效的几率较高，与试验情况相一致。根据计算结果可知，当间隙张开量在0.187～0.331 mm时密封圈损毁；当间隙张开量在0.187～0.049 mm之间时密封圈存在较高失效风险；当间隙张开量小于0.049 mm时密封圈可保持稳定的工作状态。

图7 密封盖与射流元件配合面最大间隙张开量曲线Fig.7 Curves of the maximum gaps of matching face of sealed cap and fluidic amplifier

图8为多次碰撞的射流元件与缸体最大间隙张开量曲线，射流元件与缸体间隙张开量并未表现出明显波动，而是随碰撞次数增加而增加，且各模拟组的最大间隙张开量较小，最大值均未超过0.08 mm，认为其对密封的影响较小。分析可能是由于缸体的质量力较大而密封盖的质量力相对较小，碰撞后密封盖的运动速度高于缸体的运动速度从而导致射流元件与缸体的分离间隙相对较小。

图8 射流元件与缸体配合面最大间隙张开量曲线Fig.8 Curves of the maximum gaps of surface of fluidic amplifier and cylinder

碟簧在井底高温高压作用、泥浆侵蚀以及高频大冲击功撞击下，易发生断裂失效[17-18]，在碟簧装配满足密封要求的同时，其受力也应满足动载下的应力强度要求。图9为各组碟簧中最大应力随碰撞次数变化曲线。由图9可知，随着碟簧数量增加，碟簧中的最大应力减小，且随着往复自由碰撞对能量的消耗，最大应力值逐渐下降。

图9 碟簧最大应力随碰撞次数变化曲线Fig.9 The curves of maximum stress in disk springs along with impacts

单片碟簧和双片叠合的碟簧中最大应力在分别经历三个和两个自由碰撞周期后才明显下降，而三片叠合、四片叠合和五片叠合的碟簧最大应力随碰撞次数增加呈近乎线性减小，该结果表明随着碟簧数量增加，能量释放加快，碟簧中最大应力下降速率增加。根据GBT 1972—2005，A类φ31.5碟簧应力极限为1 190～1 320 MPa,单片碟簧组和双片碟簧叠合组最大应力分别为1 470 MPa和1 330 MPa，均大于1 320 MPa,不满足许用应力条件；三片碟簧、四片碟簧以及五片碟簧叠合组的最大应力为分别为1 010 MPa，858 MPa，641 MPa，均低于1 210 MPa，满足了应力强度条件。上述分析可知，三片以上数量的碟簧叠合即可满足应力强度要求，但为提高碟簧的使用寿命，延长冲击器连续工作时间，应适当增加碟簧的叠合数量。

3 结 论

(1)试验结果表明，高压流体环境下碟簧对冲击器中密封圈工作状态具有重要影响，其变形后产生的间隙张开量是造成密封圈损坏的直接原因。随着碟簧数量增加，密封圈密封压力提高，当碟簧为五片叠合时，可满足高压高能冲击器的密封要求。

(2)数值模拟结果表明，碰撞后密封盖与射流元件之间的间隙张开量相对较大，而射流元件与缸体之间的间隙张开量较小。密封配合面的最大间隙张开量与碟簧叠合的数量负相关，碟簧叠合数越多，间隙张开量越小。随着碟簧叠合数量增加，碟簧中最大应力减小，三片碟簧叠合即可满足应力强度最低要求。但为了保证冲击器能够长期工作，碟簧最好选择五片以上叠合。

(3)将数值模拟与试验对照可知，当碟簧叠合数量在三片以下时，最大间隙张开量大于0.187 mm，密封盖与射流元件配合面处密封圈由于挤压破坏而失效；当四片碟簧叠合时，最大间隙张开量为0.086 mm，密封圈存在较高失效风险；当采用五片碟簧叠合时，最大间隙张开量仅为0.049 mm，在实现预期压力密封的同时，可保持密封圈完好。该结果可为其他以碟簧作为缓冲或补偿的密封结构设计提供参考。

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Effect of disk spring on the seal of liquid-jet hammer

WU Dongyu, PENG Jianming, SUN Qiang, ZHANG Xinxin, YANG Dongdong

(College of Construction Engineering, Ji Lin University, Changchun 130021, China)

By sealing tests and simulations based on ANSYS-LSDYNA, the effect of disk springs on the seal performance of sealing rings in SC-86H liquid-jet hammer was investigated. The results show that the seperated gap between the sealing surfaces of sealed cap and fluidic amplifier is a key factor which causes the failure of sealing rings under high-pressure fluid environment. The negative correlation between the value of gap and the amount of superposed disk springs was presented. With no more than three disk springs, the sealing rings may be destroyed as the gap is over 0.187 mm. When the amount of disk springs is four, the gap may reach 0.086 mm and the sealing rings may fail after longtime work. In order to ensure that the sealing rings work safely, the amount of disk springs should be no less than five so that the value of gap can reduce to below 0.049 mm. It is also found that the maximum stress in disk springs would decrease with the increasing amount of disk springs, and five disk springs can meet the requirements of sealing and strength design simultaneously.

disk spring; liquid-jet hammer; high-pressure fluid; separated gap; sealing ring; ANSYS-LSDYNA

国土资源公益性行业科研专项经费资助(201311112)

2015-10-08 修改稿收到日期：2016-01-18

吴冬宇 男，博士生，1989年生

彭枧明 男，教授，博士生导师，1975年生

TP136; TE242.7

A

10.13465/j.cnki.jvs.2016.22.033