王 運(yùn)，陳曉芳，段夢(mèng)蘭，肖 玄，吳 文

（1.中海石油（中國(guó)）有限公司深圳分公司，廣東深圳 518067；2.中國(guó)石油大學(xué)（北京）海洋油氣研究中心，北京 102249；3.江漢石油鉆頭股份有限公司，武漢 430223）

水下臥式采油樹(shù)堵塞器冠狀密封件力學(xué)分析

王 運(yùn)1，陳曉芳2，段夢(mèng)蘭2，肖 玄2，吳 文3

（1.中海石油（中國(guó)）有限公司深圳分公司，廣東深圳 518067；2.中國(guó)石油大學(xué)（北京）海洋油氣研究中心，北京 102249；3.江漢石油鉆頭股份有限公司，武漢 430223）

為使堵塞器密封件的性能滿足采油樹(shù)的要求，需要進(jìn)行密封件力學(xué)特性及相關(guān)參數(shù)的計(jì)算。根據(jù)堵塞器冠狀密封件金屬錐形密封的工作原理，運(yùn)用高壓容器雙錐密封的力學(xué)分析方法，對(duì)冠狀密封件密封錐面進(jìn)行預(yù)緊及操作工況下的力學(xué)分析，推導(dǎo)出了錐形密封件的預(yù)緊接觸應(yīng)力和操作接觸應(yīng)力公式，并用ABAQUS有限元軟件模擬了冠狀密封件在不同工況下的力學(xué)狀態(tài)。結(jié)果表明，有限元分析結(jié)果與理論推導(dǎo)值吻合較好，證實(shí)了理論計(jì)算公式的合理性，并很好地驗(yàn)證了理論設(shè)計(jì)計(jì)算公式。

采油樹(shù)；密封件；力學(xué)；有限元分析

密封結(jié)構(gòu)的性能決定著水下采油樹(shù)的安全性和可靠性［1］。密封一旦失效，直接導(dǎo)致停工返修，增加成本，嚴(yán)重時(shí)將造成災(zāi)難性事故。以前采油樹(shù)的密封采用耐高溫、高壓性能差的彈性體密封，滿足不了采油樹(shù)向更深海域發(fā)展的要求［2］。

隨著材料與密封技術(shù)發(fā)展，金屬密封被引入到水下臥式采油樹(shù)中，金屬對(duì)金屬密封成功應(yīng)用在堵塞器上，使堵塞器密封性能更好，使用的范圍更廣。因此，金屬密封對(duì)采油樹(shù)堵塞器主密封的研究和采油樹(shù)的設(shè)計(jì)，乃至水下生產(chǎn)系統(tǒng)都有著重要意義［3］。

目前，國(guó)內(nèi)外學(xué)者關(guān)于金屬錐形密封的研究工作開(kāi)展較少。在國(guó)內(nèi)，饒松海［4］在1998年開(kāi)始對(duì)金屬錐形密封結(jié)構(gòu)VX鋼圈進(jìn)行跟蹤試驗(yàn)，并進(jìn)行了受力和變形分析。黃小光，韓忠英［5］用ABAQUS有限元軟件對(duì)其進(jìn)行了接觸特性方面的研究。Sawa T，Ogata N，Nishida T［6］對(duì)其在預(yù)緊及操作狀態(tài)下進(jìn)行了應(yīng)力分析。Catalin Teodoriu and Marius Badicioiu［7］對(duì)其進(jìn)行了理論和試驗(yàn)相結(jié)合的密封性能研究。本文著重分析水下臥式采油樹(shù)堵塞器冠狀密封件的密封機(jī)理，以得到密封件接觸應(yīng)力的理論計(jì)算式，并用ABAQUS有限元法驗(yàn)證密封件的力學(xué)特性，為密封件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 堵塞器冠狀密封件結(jié)構(gòu)及密封原理

堵塞器冠狀密封件的結(jié)構(gòu)如圖1。材質(zhì)為金屬。該金屬密封件用于密封堵塞器與油管懸掛器豎直孔之間的間隙，防止高壓油品沿該間隙泄漏。

圖1 堵塞器冠狀密封件的結(jié)構(gòu)

密封位置如圖2。堵塞器冠狀密封件為錐形金屬密封，只有1個(gè)密封錐面。堵塞器密封件與配合的密封槽之間存在配合的過(guò)盈量。預(yù)緊（安裝）時(shí)，密封件靠自身的預(yù)壓縮量產(chǎn)生的回彈力保持錐面上有相當(dāng)?shù)念A(yù)緊力；操作工況下，當(dāng)內(nèi)壓升高，密封件又靠?jī)?nèi)壓作用在密封件上的徑向力，進(jìn)一步增大了密封面上的壓緊力。堵塞器密封是屬于預(yù)緊后的自緊式密封。

圖2 冠狀密封件密封位置示意

2 受力計(jì)算與參數(shù)分析

在對(duì)冠狀密封件設(shè)計(jì)之前，針對(duì)密封件在預(yù)緊工況（安裝）及操作工況（有內(nèi)壓）的2種情況下，對(duì)冠狀密封件的密封面進(jìn)行理論上的受力分析，以得到密封面的接觸應(yīng)力計(jì)算公式。在對(duì)密封件的理論分析中，只考慮其彈性變形。

2.1 預(yù)緊工況

堵塞器安裝工具通過(guò)鎖緊裝置將限位臺(tái)肩壓到位，此時(shí)的密封件壓緊，實(shí)現(xiàn)預(yù)緊。根據(jù)工程力學(xué)的相關(guān)理論，對(duì)冠狀密封件的密封錐面進(jìn)行受力分析，如圖3。

圖3 冠狀密封件預(yù)緊狀態(tài)的受力分析

預(yù)緊時(shí)，在錐面上的法向壓緊力大小為

式中：Dm為密封圈中徑，mm；b為接觸面寬度，mm；q0為預(yù)緊時(shí)的接觸面壓力，MPa，若要保證密封，q0至少為預(yù)緊密封比壓y。

此時(shí)，液壓裝置驅(qū)動(dòng)鎖塊鎖緊，密封圈有向下的運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)，故密封面上的摩擦力Ff0向上，F(xiàn)f0與Fn0合力G0為

式中：ρ為密封圈與密封槽之間的摩擦角，鋼與鋼接觸時(shí)ρ＝8.5°。

密封面上的合力G0可以分解成軸向和徑向，軸向的力為鎖緊裝置所提供的軸向預(yù)緊力W0，徑向的力為密封圈被壓縮而產(chǎn)生的回彈力NR，由于堵塞器密封件僅有單個(gè)密封錐面，故：

式中：α為密封圈錐面與豎直方向夾角。

預(yù)緊時(shí)，密封圈被壓縮至最大，壓縮量為2Δ，徑向變形為2Δ時(shí)，密封圈對(duì)應(yīng)的周向應(yīng)變?chǔ)纽燃跋鄳?yīng)的周向應(yīng)力σθ

式中：ER為密封圈材料的彈性模量。

由于是軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)，取半個(gè)密封圈，對(duì)其進(jìn)行靜力平衡分析，受力如圖4所示。密封圈單位周向長(zhǎng)度上的回彈力為，由靜力平衡得到

式中：AR為密封圈截面積，mm2；Rm為中徑Dm的1／2，mm；φ為單位周向長(zhǎng)度上的回彈力與半密封圈截面的夾角。

圖4 密封圈的環(huán)向靜力平衡

由式（7）求出回彈力NR與徑向預(yù)壓縮量Δ的關(guān)系

式（8）表示密封圈產(chǎn)生2Δ的徑向變形時(shí)引起的回彈力，結(jié)合式（3）及式（4），得到接觸面應(yīng)力q 0與徑向壓縮量Δ及軸向預(yù)緊力W0的關(guān)系

2.2 操作工況

操作狀態(tài)時(shí)，堵塞器冠狀密封件受預(yù)緊載荷和流體壓力影響，密封件上方由鎖緊裝置固定，下方受流體壓力作用，如圖5。對(duì)堵塞器冠狀密封件來(lái)說(shuō)，內(nèi)壓作用在密封件內(nèi)腔上，使密封件更貼緊密封槽，增大了密封面的接觸壓力，而軸向的流體壓力對(duì)密封件的沖擊由鎖緊密封件的鎖塊裝置承受。因此，堵塞器冠狀密封件在操作狀態(tài)時(shí)，徑向預(yù)壓縮量不變，仍然是密封面保持預(yù)緊狀態(tài)的受力狀況；內(nèi)徑方向的內(nèi)壓作用力，使密封圈有著徑向自緊力，密封圈密封錐面受到的內(nèi)壓徑向自緊力為：

式中：h為密封圈內(nèi)徑高度，mm；p為工作內(nèi)壓，MPa。

受力分析如圖5所示。在操作狀態(tài)，堵塞器冠狀密封件密封面接觸應(yīng)力：

式中：m為金屬環(huán)實(shí)現(xiàn)密封時(shí)的墊片系數(shù)，墊片材料為不銹鋼，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB150—2010此處選取墊片系數(shù)m＝6.5。

圖5 操作時(shí)冠狀密封件受力分析

3 冠狀密封件力學(xué)特性的有限元模型

通過(guò)對(duì)冠狀密封件的受力進(jìn)行分析，推出冠狀密封件接觸應(yīng)力載荷的計(jì)算公式?？紤]到零件之間的相互接觸產(chǎn)生彈塑性變形及接觸，設(shè)計(jì)計(jì)算公式的推導(dǎo)過(guò)程是否正確有效，因此，需要對(duì)密封件的密封過(guò)程進(jìn)一步驗(yàn)證。

3.1 幾何模型

以設(shè)計(jì)壓力為34.5 MPa（5 000 psi）、公稱尺寸103.19 mm（4 1/16英寸）的油管懸掛器配套的堵塞器作為實(shí)例，設(shè)計(jì)堵塞器冠狀密封件。堵塞器冠狀密封件的基本尺寸如表1。

表1 堵塞器冠狀密封件基本尺寸

堵塞器的冠狀密封件在結(jié)構(gòu)和受力上均為軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)，為減小有限元分析的工作量，建立堵塞器冠狀密封件的平面軸對(duì)稱模型，如圖6所示。

圖6 冠狀密封件的幾何模型

3.2 網(wǎng)格劃分

對(duì)堵塞器模型使用全局種子，對(duì)需要重點(diǎn)研究的密封件密封面及密封槽接觸面使用邊界種子詳細(xì)劃分網(wǎng)格［8］。這樣劃分出的網(wǎng)格能夠很好地體現(xiàn)密封件和密封接觸面的應(yīng)力及接觸狀態(tài)，讓有限元分析結(jié)果更加合理。本文分析時(shí)使用CAX4R網(wǎng)格單元類(lèi)型，網(wǎng)格模型如圖7。

圖7 冠狀密封件的有限元網(wǎng)格

3.3 載荷和邊界條件

為了限制模型整體的大位移，將油管掛底部所有節(jié)點(diǎn)的軸向位移約束為零。操作狀態(tài)時(shí)，在密封件和油管懸掛器內(nèi)腔施加均布的內(nèi)壓載荷。在ABAQUS中設(shè)置接觸對(duì)模擬密封面接觸狀況［9］。冠狀密封件的密封面為接觸對(duì)的從面，油管掛密封槽的密封面為主面，同時(shí)考慮2個(gè)接觸面的摩擦力，取摩擦因數(shù)0.15。

ABAQUS模擬時(shí)，根據(jù)實(shí)際情況設(shè)置2個(gè)工作步：第1個(gè)工作步是預(yù)緊狀態(tài)，堵塞器頂部施加軸向預(yù)緊力由零增大至規(guī)定值；第2個(gè)工作步是操作狀態(tài)，施加在腔體內(nèi)表面的操作內(nèi)壓壓力載荷由零增加至試驗(yàn)壓力（設(shè)計(jì)壓力的1.5倍）p＝34.5 MPa× 1.5＝51.75 MPa，此時(shí)堵塞器密封件頂端軸向位移約束為0。

4 有限元模擬結(jié)果與分析

由式（9）、式（11）及材料力學(xué)中的第四強(qiáng)度理論——畸變能密度理論，結(jié)合表1和圖2中的結(jié)構(gòu)參數(shù)，得到徑向預(yù)壓縮量Δ為0.038 mm～0.300 mm，軸向預(yù)緊力W0為30.24～38.30 k N。

4.1 預(yù)緊狀態(tài)

4.1.1 冠狀密封件徑向壓縮量與軸向預(yù)緊力關(guān)系

圖8是在預(yù)緊狀態(tài)下，有限元分析的堵塞器冠狀密封件模型的徑向預(yù)壓縮量結(jié)果與理論推導(dǎo)的理論值的對(duì)比。由圖8知，有限元分析的徑向壓縮量結(jié)果與理論推導(dǎo)值重合很好，均與軸向預(yù)緊力成線性關(guān)系。

圖8 徑向預(yù)壓縮量-軸向預(yù)緊力關(guān)系曲線

4.1.2 冠狀密封件接觸應(yīng)力與軸向預(yù)緊力關(guān)系［10］

在預(yù)緊狀況下，堵塞器冠狀密封件有限元分析接觸應(yīng)力云圖如圖9。圖10是接觸應(yīng)力有限元分析值與理論計(jì)算值的對(duì)比，其中y值為預(yù)緊密封比壓，是預(yù)緊時(shí)金屬密封的密封判據(jù)，取y＝179.5 MPa。

圖9 堵塞器冠狀密封件的接觸應(yīng)力云圖

圖10 接觸應(yīng)力與軸向預(yù)緊力關(guān)系曲線

4.2 操作狀態(tài)

4.2.1 冠狀密封件徑向壓縮量與內(nèi)壓關(guān)系

操作狀態(tài)下，在W03＝34.27 k N、W05＝38.30 k N兩種情況下密封件對(duì)應(yīng)的徑向壓縮量Δ3、Δ5與內(nèi)壓的關(guān)系如圖11所示?？梢钥闯?，徑向壓縮量幾乎是不變的，這個(gè)結(jié)果與理論分析中堵塞器沒(méi)有軸向位移的分析結(jié)論一致。

圖11 徑向壓縮量與操作內(nèi)壓關(guān)系曲線

4.2.2 冠狀密封件接觸應(yīng)力與內(nèi)壓關(guān)系

取Δ3＝0.292 mm與Δ5＝0.447 mm兩種不同的徑向預(yù)壓縮量的情況下，堵塞器冠狀密封件的接觸應(yīng)力隨操作壓力的增大而增大，如圖12所示。從圖12可以看出，與理論接觸應(yīng)力的趨勢(shì)一致。其中mp為墊片系數(shù)m與操作壓力p的乘積，是操作時(shí)金屬密封的密封判據(jù)，根據(jù)GB150—2010取m＝6.5。圖13是操作狀態(tài)時(shí)密封面的部分接觸應(yīng)力云圖。

圖12 接觸應(yīng)力—操作內(nèi)壓關(guān)系曲線

圖13 操作狀態(tài)時(shí)接觸應(yīng)力云圖

5 結(jié)論

1） 堵塞器冠狀密封圈的操作接觸應(yīng)力與內(nèi)壓成線性關(guān)系，隨著內(nèi)壓增大，操作接觸應(yīng)力線性增大，實(shí)現(xiàn)自緊密封。

2） 利用ABAQUS有限元軟件對(duì)冠狀密封件密封性能進(jìn)行分析及驗(yàn)證，得到的有限元結(jié)果與理論推導(dǎo)值吻合較好，證實(shí)了理論計(jì)算公式的合理性，并很好地驗(yàn)證了理論設(shè)計(jì)計(jì)算公式。

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Mechanical Analysis of Crown Plug Coronal Seal in Subsea Horizontal Xmas Tree

In order that the performance of the seal can make xmas Tree run normally，the calculations of the mechanical performance and the relevant parameters are needed.According to the operating principle of cone sealing，the method of mechanical analysis of double-cone seal was applied to analyze the force on conical surface in preloaded condition and operating condition，and the formulas of the preloaded and operation contact stress of cone seal were deduced.Then ABAQUS finite element software was used to simulate mechanical state of the coronary seal under different working conditions.The results show that the consistency between the finite element analysis results and the values of the theoretical derivation is good.This confirms the rationality of the theoretical calculation formulas，and then verifies theoretical design formulas.

christmas tree；seal element；mechanical；FEA

TE952

A

10.3969／j.issn.1001-3482.2014.10.001

1001-3482（2014）10-0001-06

2014-04-09

國(guó)家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃（863計(jì)劃）項(xiàng)目資助“水下采油樹(shù)設(shè)備關(guān)鍵技術(shù)研究”（2012AA09A205）；國(guó)家科技重大專(zhuān)項(xiàng)“深水水下應(yīng)急維修方法研究與半物理仿真系統(tǒng)研制”（2011ZX05027-005）

王 運(yùn)（1982-），男，河南太康人，工程師，主要從事水下油氣生產(chǎn)裝備研究，E-mail：yun_wang＠cnooc.com.cn。