Scientific journal

Modern high technologies

ISSN 1812-7320

"Перечень" ВАК

ИФ РИНЦ = 0,940

Резиновые уплотнители широко применяются в уплотнительных узлах нефтепромыслового оборудования, таких как обвязка обсадных колонн, универсальный превентор, скважинный пакер с концентрично и эксцентрично расположенными проходными отверстиями, погружной центробежный электронасос и др.

Следует отметить, что узел уплотнения скважинного пакера весьма важен с точки зрения безопасной и нормальной эксплуатации скважин. При продолжительных сжимающих нагрузках может произойти затекание резины в зоне между стенкой трубы и металлическими частями пакера, что может быть причиной залипания пакера в колонне [1].

Несмотря на разновидность данных уплотнителей, существует один общий критерий - критерий уплотнения, т.е. время службы уплотнителя, который, главным образом, зависит от физико-механических свойств, геометрических форм уплотнителя, условий нагружения и т.д. Для устранения явления разрушения уплотнители изготавливаются из специальной нефтегазостойкой резины различной твердости [2].

Однако влияние геометрии уплотнителя на его самоуплотнение в условиях сложного деформирования пока неизвестно. Для выбора геометрических параметров уплотнительного узла пакерных устройств пока не разработана общая методика расчета.

Как было отмечено выше, уплотнители скважинных пакеров конструктивно оформлены в виде «упорная шайба - уплотнитель (резина)», где упорные шайбы упираются на плоские поверхности верхнего и нижнего торца уплотнительного элемента. Это приводит к неравномерному деформированию элементов за счет возникновения силы трения между поверхностями «упорная шайба - уплотнитель», что отрицательно влияет на механизм уплотнения. В результате чего уплотнитель приобретает бочкообразную форму.

Кроме того, согласно Г.М. Бартеневу [3], контурная площадь контакта, будучи обусловлена объемной и поверхностной деформациями, в сильной степени зависит от геометрии тела и регулирования степени деформации. Поэтому в существующих конструкциях уплотнительного узла с увеличением осевого усилия самоуплотнения не обеспечивается. Это объясняется тем, что в торцах уплотнительных элементов не предусмотрен свободный объем для уплотнительных элементов и шайб, уменьшающий силы трении. С этой целью предложена новая конфигурация уплотнительных узлов, обеспечивающих самоуплотнение [4, 5].

Проведенные исследования показали, что при наличии в уплотнительном элементе «свободного объема» условия уплотнения в значительной степени улучшаются. Это достигается не только наличием свободного объема в теле уплотнительного элемента, но и за счет условия нагружения его опорных поверхностей.

Поэтому целесообразно рассматривать два основных безразмерных параметра: безразмерные площадь y_s и объем y_v, определяющих геометрическую форму и условия загруженности с учетом объема, вырезов, распределенных в теле уплотнительного элемента. С учетом исследований определим y_s и y_v.

А для уплотнителя с концентрично расположенным отверстием имеем:

 (1)

 (2)

Приближенно оценим величину r_в. Примем, что к шайбе приложено осевое усилие Q, которое будет обеспечивать соприкосновение уплотнителя со стенкой эксплуатационной колонны. Пусть сила трения, отнесенная к единице площади между упорной шайбой и уплотнительным элементом, достигает максимального значения t_mах и по высоте упругого элемента уменьшается до некоторого значения t_o.

Изучение влияния геометрии на механизм уплотнения сводится экспериментально к выяснению условий проявления самоуплотнения. В соответствии с этим были изготовлены уплотнители с различными геометрическими формами и размерам: y_s = 0,082...0,10; y_s = 0,12...0,14; y_s = 0,15...0,17. При этом параметры уплотнителя были следующие: h = 0,060; 0,070; 0,080; 0,090; 0,100 м; D = 0,134...0,140 м; d_e = 0,076...0,955 м; твёрдость по ТМ-2-78...85.

Как видно из рис. 1, характер изменения y_s (1), y_s (2), y_s (3) oт относительной деформации самоуплотнения e соответствуют кривым, полученным для уплотнителя с эксцентрично расположенным проходным отверстием.

Экспериментально подтверждено (рис. 2), что в существующих резиновых элементах внутренняя упругая деформация накапливается неравномерно из-за неравномерности упругого элемента [7]. При этом большая часть приложенной энергии Э - QÑh/2V_pE_c (Q - осевое усилие, приложенное к упругому элементу; Ñh - осевая деформация упругого элемента; V_p объём упругого элемента) расходуется на трение между резинами и поверхностями упорной шайбы: П_тр = 1 - П_э, П_э =П/Э (П_э - полезная упругость уплотнителя) (рис. 3).

Эффект от действия закона Паскаля можно достигнуть на основе конструктивных изменений и технологических совершенств при посадке пакеров, что увеличит внутреннюю упругую деформацию в упругом элементе при возможно наименьшей осевой нагрузке, т.е. равномерного распределения напряжений как в радиальном направлении, так и по высоте упругого элемента. Исследованиями установлено, что одним из методов повышения герметизирующей способности упругого элемента кроме конструктивных изменений является темп приложения осевого усилия к упругому элементу.

На основе экспериментальных испытаний выявлено (60, что для уменьшения самоуплотняющего осевого усилия для улучшения герметизирующей способности упругого элемента требуется прикладывать усилие с темпом t_Q = 300 с; при этом усилие самоуплотнения уменьшается в 1,5 раза, а деформация увеличивается в 1,045 раза по сравнению с t_Q = 30 с.

Результаты исследования показывают, что резиновый упругий элемент независимо от числа отверстий (одно-, двух - или трехпроходных) и их расположения (концентрично или эксцентрично) при e > 0,5 ведёт себя, как жидкий материал в соответствии с законом Паскаля.

При деформации торцов упругого элемента (для необходимого уплотнения) касательные напряжения изменяются от «0» до  по направлению вдоль x по закону окружности (рис. 4):

 (3)

Зная уравнение окружности (вырез у торца уплотнительного элемента выполнен по полусферическим формам):

 (4)

Решая уравнения, получим:

 (5)

Из (4) и (5) находим:

 (6)

Теперь можно определить внутреннее давление в пределах выреза:

 (7)

Выведем новые переменные

откуда dx = -dz

(8)

Обозначим

 dz = r_выр cosada.

Получим:

 (9)

Тогда находим:

 (10)

Известно из [13], что внешняя осевая сила Q уравновешивается касательными напряжениями:

 (11)

Тогда

Получим:

Максимальные напряжения будут возникать на внутренней стороне, где

т.е.

С другой стороны допускаемое внутреннее давление (по Ламе):

 (12)

Тогда находим:

 (13)

Согласно эксперименту [4]

 (14)

Тогда

 (15)

где - коэффициент концентрации нормальных напряжений, основной критерий самоуплотнения.

(16)

где , здесь ε_пр - предельное значение относительной деформации; - коэффициент заполнения до деформации уплотнения; β - коэффициент сжимаемости; - упругая энергия в момент самоуплотнения; - упругая энергия в момент предельных значений деформации.

Таким образом, нами получены новые коэффициенты безразмерного объема ψ_v и безразмерной площади поверхности вырезов ψ_s, характеризующие влияние геометрии уплотнителя с концентрично и эксцентрично расположенными отверстиями, и коэффициент концентрации нормальных напряжений, основной критерий самоуправления.

Установлено влияние этого параметра на величину самоуплотняющей относительной деформации.

Показано, что при различных геометрических формах ψ_v = 0,091.. .0,099 минимальное значение e составляет 0,20...0,22, что является вполне естественным, т.к. резина, находясь в замкнутом объеме, ведёт себя подобно жидкости.

Список литературы

1. Аврущенко Б.Х. Резиновые уплотнители. - Л.: Химия, 1978. - 136 с.
2. Бартенеф Г.М. Структура и релаксационные свойства эластомеров. - М.: Химия, 1979. - 288 с.
3. Уплотнительный элемент однопроходного пакера: а.с. SU 161533 А1 СССР Кл. Е21 ВЗЗ/12 Бюл. Изобр. (1990), № 47 / В.Т. Мамедов, С.Р. Гурбанов.
4. Уплотнительный элемент однопроходного эксцентричного пакера: а.с. SU 1609964 А1 СССР Кл. Е21 ВЗЗ/12 Бюл. Изобр. (1990), №44, В.Т.Мамедов, С.Р. Гурбанов.
5. Прикладные методы расчёта изделий из высокоэлаcтичных материалов. С.И. Дымников, Э.Э. Лавендел, А.М. Павловский, М.И. Сниегс; под. ред. Э.Э. Лавендела. - Рига: Зинатне, 1980. - 238 с.
6. Потураев В.Н., Дырда В.И. Резиновые детали ма- шин. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1977.
7. Гурбанов Р.С., Мамедов В.Т., Гурбанов С.Р. Исследование эффекта самоуплотнения в пакерах с упругим элементом с аксиальными отверстиями // Баку, изд. АзСУ. Известия высших учебных заведений «Нефть и газ». - 1991. - № 5, 89. - 96 с.