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 ys и объем yv, определяющих геометрическую форму и условия загруженности с учетом объема, вырезов, распределенных в теле уплотнительного элемента. С учетом исследований определим ys и yv.
А для уплотнителя с концентрично расположенным отверстием имеем:
(1)
(2)
Приближенно оценим величину rв. 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 tmах и по высоте упругого элемента уменьшается до некоторого значения to.
Рис. 1. Зависимость безразмерного объёма выреза от самоуплотняющей относительной деформации упругого элемента:
1 - ys = 0,082...0,10; 2 - ys = 0,12...0,14; 3 - ys = 0,15...0,17
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: ys = 0,082...0,10; ys = 0,12...0,14; ys = 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; de = 0,076...0,955 м; твёрдость по ТМ-2-78...85.
Как видно из рис. 1, характер изменения ys (1), ys (2), ys (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/2VpEc (Q - осевое усилие, приложенное к упругому элементу; Ñh - осевая деформация упругого элемента; Vp объём упругого элемента) расходуется на трение между резинами и поверхностями упорной шайбы: Птр = 1 - Пэ, Пэ = П/Э (Пэ - 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.
Рис. 2. Зависимость упругой деформации, отнесённой к единице объёма, в безразмерном виде от относительной деформации самоуплотнения eсу
На основе экспериментальных испытаний выявлено (60, что для уменьшения самоуплотняющего осевого усилия для улучшения герметизирующей способности упругого элемента требуется прикладывать усилие с темпом tQ = 300 с; при этом усилие самоуплотнения уменьшается в 1,5 раза, а деформация увеличивается в 1,045 раза по сравнению с tQ = 30 с.
Рис. 3. В эластичных элементах зависимость между относительной деформацией уплотнителя eк и накопленной безразмерной энергией деформации . Эластичные элементы: с «о», «», «», Æ - вида;
однодырочные симметричные, h, мм: * - 60; + - 70; ~ - 80; w - 90: дырочные эксцентричные (один, два, три) h, мм: ● - 56,5; o - 60; D - 70; à - 80; - 90; - 100, Ñ - 110; - 120; N - теоретические точки
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)
Рис. 4. Уплотнительный узел упругого элемента
Выведем новые переменные
rвыр - х = z,
откуда dx = -dz
(8)
Обозначим
dz = rвыр 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
R = R1,
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 εпр - предельное значение относительной деформации;
- коэффициент заполнения до деформации уплотнения; β - коэффициент сжимаемости;
- упругая энергия в момент самоуплотнения;
- упругая энергия в момент предельных значений деформации.
Заключение
Таким образом, нами получены новые коэффициенты безразмерного объема ψv и безразмерной площади поверхности вырезов ψs, 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 ψv = 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
-
Аврущенко Б.Х. Резиновые уплотнители. - Л.: Химия, 1978. - 136 с.
-
Бартенеф Г.М. Структура и релаксационные свойства эластомеров. - М.: Химия, 1979. - 288 с.
-
Уплотнительный элемент однопроходного пакера: а.с. SU 161533 А1 СССР Кл. Е21 ВЗЗ/12 Бюл. Изобр. (1990), № 47 / В.Т. Мамедов, С.Р. Гурбанов.
-
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.
-
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.
-
Потураев В.Н., Дырда В.И. Резиновые детали ма- шин. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1977.
- 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.
Библиографическая ссылка
Мамедов Г.В. ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ РЕСУРСА УПРУГОГО ЭЛЕМЕНТА // Современные наукоемкие технологии. – 2012. – № 9. – С. 28-32;URL: https://top-technologies.ru/ru/article/view?id=30902 (дата обращения: 17.08.2024).