蔣發(fā)光 李貞麗 梁 政 徐著華 袁欣然

(1. 西南石油大學機電工程學院 四川成都 610500; 2. 石油天然氣裝備教育部重點實驗室 四川成都 610500;3. 四川海洋特種技術研究所 四川成都 610041; 4.中國石油天然氣管道科學研究院 河北廊坊 065000)

高壓大直徑深水模擬試驗艙自適應密封設計與分析*

蔣發(fā)光1，2李貞麗1，2梁 政1,2徐著華3袁欣然4

(1. 西南石油大學機電工程學院 四川成都 610500; 2. 石油天然氣裝備教育部重點實驗室 四川成都 610500;3. 四川海洋特種技術研究所 四川成都 610041; 4.中國石油天然氣管道科學研究院 河北廊坊 065000)

蔣發(fā)光,李貞麗,梁政，等.高壓大直徑深水模擬試驗艙自適應密封設計與分析[J].中國海上油氣，2016,28(6)：121-127.

Jiang Faguang,Li Zhenli,Liang Zheng,et al.Design and analysis of the sealing device for high pressure/large diameter simulating deep water cabins[J].China Offshore Oil and Gas,2016,28(6):121-127.

為解決海洋深水高壓模擬試驗艙在大直徑(2 500 mm)、高壓(40 MPa)下的密封問題，基于雙筒式結構受內壓后內外層變形協(xié)調機理，設計了一種新型自適應膨脹式密封裝置。根據推導的自適應膨脹式密封的徑向補償間隙理論計算公式，確定了既定密封圈厚度、高壓艙艙體與膨脹圈的主體尺寸以及初始徑向間隙值，在此基礎上開展了高壓大直徑深水模擬試驗艙自封式密封效果數值模擬與密封性能試驗檢測，結果表明所設計的自適應膨脹式密封裝置能滿足額定工作壓力下高壓艙的徑向密封與端面密封要求，采用自適應膨脹密封設計的高壓大直徑深水模擬試驗艙能夠滿足最高52.5 MPa試驗壓力下的密封要求。

深水；高壓；大直徑；試驗艙；自適應；密封性能；數值模擬；試驗檢測

高壓大直徑深水模擬試驗艙主要用于模擬海洋深水的壓力環(huán)境，是檢驗海洋水下設施的關鍵設備。目前國外已具備模擬3 000 m水深壓力環(huán)境的完善檢驗設備，而國內尚無模擬3 000 m水深壓力環(huán)境的檢驗設備，不能對直徑大于2 500 mm的試驗件進行深水環(huán)境模擬試驗研究，也沒有相關的結構設計標準[1-3]。艙蓋是深水模擬實驗艙的核心部件之一，為減小制造成本、充分利用試驗艙空間、實現(xiàn)艙蓋快速啟閉，通常采用全開式結構，但全通徑開口式結構會導致密封問題突出。因此，艙蓋密封裝置的設計理念、結構和性能指標成為高壓容器的關鍵技術[4-5]。軸向抗剪螺栓連接是高壓端蓋比較有效的密封方式[6]，但螺紋密封不能實現(xiàn)艙蓋快速啟閉，且易咬死。周凡 等[7]提出了一種直徑700 mm在筒體外部開啟操作、無受力螺栓、依靠尺寸鏈保證密封的新型高壓容器密封結構，并通過數值模擬及實驗對其進行了評價。張振華 等[8]提出了一種有效內徑750 mm的深海模擬艙O形圈徑向密封結構，并利用有限元方法對其結構進行了評價。Slee等[9]利用Abaqus編寫定制的用戶子程序，以克服有限元軟件單向壓力滲透的不足，實現(xiàn)直徑762 mm、質量140 t的壓力容器端蓋金屬密封的設計優(yōu)化。但這些針對高壓密封艙的研究均存在無法完成艙蓋快速啟閉、無法實現(xiàn)大直徑密封的問題。本文基于雙筒式結構受內壓后內外層變形協(xié)調機理，借助自補償式設計理念，首次成功設計出了一種大直徑(2 500 mm)、高壓(40 MPa)自適應膨脹式密封裝置，建立了自適應膨脹式密封徑向補償間隙理論計算公式，開展了深水模擬試驗艙自封式密封效果數值模擬與密封性能試驗檢測，成功解決了高壓密封艙無法完成艙蓋快速啟閉、無法實現(xiàn)大直徑密封的問題，對大型承壓結構設計特別是承受內壓容器的密封設計具有一定的借鑒意義。

1 高壓艙密封結構設計

如圖1所示，所設計的大直徑高壓艙艙蓋密封主要由承載環(huán)、艙體、艙蓋、膨脹密封組件等構成，艙體與艙蓋之間通過膨脹密封組件實現(xiàn)密封，內壓對艙蓋所產生的推力靠承載環(huán)承受，膨脹密封組件主要由艙蓋、軸向密封I、膨脹圈、徑向密封II及艙體等組成(圖2)。實現(xiàn)密封的必要條件是密封面接觸區(qū)域內的比壓大于工作介質壓力[10]。自適應膨脹式密封圈位于艙體內部，在艙體內壓作用下向外膨脹變形。若膨脹圈的徑向變形大于艙體的徑向變形，艙體與膨脹圈之間的間隙隨著工作壓力的升高而逐漸被消除，且當工作壓力超過某一臨界值時，膨脹圈與艙體之間的間隙將始終為零。實踐表明，減小或消除密封面間隙，有利于防止密封圈突出、擠毀和剪切而引起的密封失效。

圖1 高壓艙艙蓋密封半剖圖

圖2 高壓艙膨脹密封組件局部圖

2 自封式密封理論計算

2.1 徑向密封機理

艙體的密封部分相對艙體的整體長度較短，計算時忽略艙體密封部分軸向長度的影響，僅考慮艙體在內壓作用下的徑向變形(艙體的極限膨脹狀態(tài))。為便于加工與安裝，膨脹圈與艙體之間設置一定的初始徑向間隙δ，徑向間隙消除前膨脹圈與艙體均可簡化為圖3所示的受內壓圓筒。

由受均布內壓作用圓筒的力學模型[11]和邊界條件可得徑向位移，即

(1)

式(1)中：ur為徑向位移，mm；μ為圓筒材料的泊松比；E為材料的彈性模量，MPa；p為圓筒內壓，MPa；Ri為圓筒內徑，mm；Ro為圓筒外徑，mm；r為圓筒任意位置的半徑，mm。

圖3 受內壓圓筒

在艙體與膨脹圈貼合前，艙體與膨脹圈徑向補償間隙為

δ′=δ+uor-uir

(2)

式(2)中：δ為艙體與膨脹圈初始徑向間隙，mm；uor為艙體內壁徑向位移，mm；uir為膨脹圈外壁徑向位移，mm。

將式(1)代入式(2)可得

(3)

Rio=Roi-δ

(4)

Roo=Roi+δ0

(5)

Rii=Roi-δ-δi

(6)

式(3)～(6)中：pi為高壓艙設計內壓，MPa；Roi為艙體內徑，mm；Roo為艙體外徑，mm；Rii為膨脹圈內徑，mm；Rio為膨脹圈外徑，mm；δ0為艙體壁厚，mm；δi為膨脹圈厚度，mm。

2.2 高壓艙筒體壁厚確定

為滿足高壓大直徑深水模擬試驗艙承壓要求，艙體最小壁厚δ0為[12]

δ0≥piDoi/(2SmK-pi)+a

(7)

式(7)中：取pi=42 MPa；Doi為高壓艙有效設計內徑，取Doi=2 500 mm；K為焊接影響系數，焊接采用100%無損探傷，取K=1；Sm為艙體鋼材20 MnMoNb的許用拉應力，取Sm=254 MPa;a為腐蝕余量,mm,根據《腐蝕數據手冊》可知，碳鋼及低合金鋼在淡水中的腐蝕速率為0.05～0.50 mm/a，屬腐蝕較輕或無腐蝕的情況，高壓艙的預期使用壽命為20 a，則設備材料腐蝕量為1.0～10.0 mm，另外，根據東方電氣集團常年跟蹤的各類設備的實際腐蝕量，對設計壽命為20 a的設備進行測量發(fā)現(xiàn)，淡水對設備的腐蝕量為1.0 mm左右,考慮本設備的重要性，因此取腐蝕余量a=3 mm。將這些參數取值代入式(7)，可得艙體最小壁厚δ0≥228 mm。

2.3 徑向補償間隙理論計算

在設計膨脹圈密封結構時，艙體與膨脹圈初始徑向間隙δ的選擇直接決定了加工與裝配的難易程度,而艙體壁厚δ0則直接決定了艙體質量的大小。由式(2)、(3)可得艙體與膨脹圈徑向補償間隙δ′、初始徑向間隙δ與艙體壁厚δ0應滿足如下關系：

(8)

結合自膨脹密封原理，艙內設計壓力pi=20 MPa時，艙體與膨脹圈之間的初始徑向間隙消除；艙內壓力進一步上升時，艙體與膨脹圈完全貼合，即當艙內壓力pi≥20 MPa后，徑向補償間隙δ′≤0。取徑向密封圈和軸向密封圈直徑均為25 mm，計算得膨脹圈厚度δi≥80 mm。為保證低壓密封效果，膨脹圈與艙體之間所形成的溝槽空間要滿足“O”形密封圈對結構的要求[13]。取δi=90 mm、pi=20 MPa，由式(8)得到不同初始徑向間隙下艙體壁厚與徑向補償間隙之間關系如圖4所示，可見當初始徑向間隙δ=0.90 mm時，幾乎不滿足徑向補償間隙δ′≤0的條件，即最多能消除0.80～0.85 mm的間隙，即滿足δ′≤0.85 mm時安裝膨脹圈的艙體段平均壁厚δ0=630 mm。取δ0=630 mm、pi=20 MPa，得到不同初始徑向間隙下膨脹圈厚度與徑向補償間隙之間的關系如圖5所示，可見要消除0.50 mm及以上間隙，即滿足徑向補償間隙δ′≤0,須膨脹圈厚度δi≤130 mm。取初始徑向間隙δ=1.00 mm、膨脹圈厚度δi=90 mm，得到不同壓力下艙體壁厚與徑向補償間隙之間關系如圖6所示，可見5、10、20 MPa工作壓力不能消除1.00 mm及以上的初始徑向間隙。

結合上述理論分析，并綜合考慮加工、裝配、構件質量等因素，取δ0=630 mm、δi≤90 mm、δ≤0.85 mm作為設計依據進行密封效果數值模擬分析。

圖4 工作壓力20 MPa時不同初始徑向間隙下艙體壁厚與徑向補償間隙的關系

圖5 工作壓力20 MPa時，不同初始徑向間隙下膨脹圈厚度與徑向補償間隙的關系

圖6 不同工作壓力下艙體壁厚與徑向補償間隙的關系

3 自封式密封效果數值模擬

3.1 徑向補償間隙

由于理論計算中進行了一定簡化，而膨脹圈、艙體的實際結構并不是標準的單一圓環(huán)結構，因此采用數值模擬方法驗證膨脹圈、艙體之間的間隙值，建立的平面軸對稱模型如圖7所示，模型中艙體、艙蓋、膨脹圈材料屈服強度為500 MPa，分體承載環(huán)材料屈服強度為835 MPa。

圖7 徑向密封工作壓力與徑向補償間隙研究數值模擬模型

建立分體承載環(huán)與艙體、分體承載環(huán)與艙蓋、艙蓋與艙體、艙蓋與膨脹圈、膨脹圈與艙體等5處自適應接觸對[14]。并在艙蓋模型下端面、艙體內表面、膨脹圈內部面等密封圈能夠密封并且承受高壓的面施加工作載荷，在艙體研究模型的端面施加Y方向約束(圖8a)，加載后的膨脹圈模型放大圖如圖8b所示。數值模擬計算得到徑向密封工作壓力與徑向補償間隙關系曲線如圖9所示。

從圖9可以看出，艙內壓力為20.0 MPa時，徑向補償間隙為0.758 mm；艙內壓力為22.5 MPa時，徑向補償間隙為0.850 mm。分析認為，自適應膨脹式密封裝置的徑向補償間隙數值模擬結果與簡化理論計算結果之間存在12%左右誤差，考慮理論計算模型與數值模擬模型結構上的差異，理論計算與數值模擬結果基本吻合，因此初步設計時可用理論公式進行計算。

圖8 徑向密封工作壓力與徑向補償間隙研究加載模型

圖9 徑向密封工作壓力與徑向補償間隙關系曲線

3.2 徑向密封圈密封性能

設計膨脹圈與艙體的初始徑向間隙δ小于0.85 mm，艙內壓力為22.5 MPa時艙體與膨脹圈之間的間隙被補償，二者之間徑向間隙消失。為模擬徑向密封圈在高壓下的密封效果，建立如圖10所示的數值模擬模型，“O”形圈材料的本構模型選用文獻[15]中Yeoh三次冪本構模型。

分析時首先對艙體施加徑向位移，模擬裝配過程，然后對“O”形密封圈承壓面施加工作壓力(系統(tǒng)最高計算壓力為52.5 MPa)，得到工作壓力在22.0、52.5 MPa時密封圈各密封面處接觸應力分布圖(圖11、12)，可見徑向密封圈各處密封面的計算接觸應力值均高于艙內壓力值，表明能夠滿足艙內對應壓力下的密封性能要求[16-17]。

圖10 徑向密封圈密封效果數值模擬模型

圖11 工作壓力22.0 MPa時徑向密封圈各密封面處接觸應力分布

圖12 工作壓力52.5 MPa時徑向密封圈各密封面處接觸應力分布

3.3 端面密封圈密封性能

建立如圖13所示的端面“O”形密封圈與艙蓋之間的密封效果數值模擬模型，端面“O”形密封圈材料與徑向“O”形密封圈材料性能一致。圖14為工作壓力42 MPa時端面密封圈各密封面處接觸應力分布圖，可見艙內加壓后端面密封圈各密封面處的接觸應力均大于對應的工作壓力，能夠實現(xiàn)密封。

圖13 端面密封效果數值模擬模型

圖14 工作壓力42 MPa時端面密封圈各密封面處接觸應力分布

4 密封性能試驗檢測

根據理論研究結果設計制造了深水高壓模擬試驗艙，并進行了最高52.5 MPa的靜壓密封試驗。圖15為艙蓋提離高壓艙時的狀態(tài)。試驗時先加壓至42 MPa后穩(wěn)壓20 min，再增壓至52.5 MPa后穩(wěn)壓30 min，然后降壓至42 MPa后穩(wěn)壓30 min，最后進行泄壓，結果表明穩(wěn)壓試驗過程中無壓力波動、無泄漏、無異響。圖16為系統(tǒng)加載歷程和試驗艙內檢測壓力曲線對比，可以看出系統(tǒng)加載曲線與試驗艙檢測的壓力曲線是一致的，這表明所設計的高壓試驗艙能夠滿足42 MPa工作壓力和52.5 MPa最高試驗壓力的密封要求，驗證了高壓艙及密封設計的正確性。

圖15 靜壓試驗前裝配的高壓試驗艙

圖16 系統(tǒng)加載歷程和試驗艙內檢測壓力曲線

5 結論

基于雙筒式結構受內壓后內外層變形協(xié)調機理，成功設計出了一種新型自適應膨脹式密封裝置，并根據所推導的自適應膨脹式密封徑向補償間隙理論計算公式確定了既定密封圈尺寸與艙體最小內徑。在此基礎上，開展了高壓大直徑深水模擬試驗艙自封式密封效果數值模擬與密封性能試驗檢測，結果表明所設計的試驗艙能實現(xiàn)預期的密封設計效果，采用自適應膨脹密封設計的高壓大直徑深水模擬試驗艙能夠滿足最高52.5 MPa試驗壓力下的密封要求。

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(編輯：呂歡歡)

Design and analysis of the sealing device for high pressure/large diameter simulating deep water cabins

Jiang Faguang1,2Li Zhenli1,2Liang Zheng1,2Xu Zhuhua3Yuan Xinran4

(1.SchoolofMechatronicEngineering,SouthwestPetroleumUniversity,Chengdu,Sichuan610500,China;2.KeyLaboratoryofOilandGasEquipment,MinistryofEducation,Chengdu,Sichuan610500,China;3.SichuanInstituteofSpecialSeaTechnology,Chengdu,Sichuan610041,China;4.PipelineResearchInstituteofCNPC,Langfang,Hebei065000,China)

In order to solve the sealing problem of simulating deep water test cabins in conditions of large diameter (2 500 mm) and high pressure (40 MPa), a new adaptive/expanding sealing device was developed based on the compatible deformation mechanism of double-layer tubes subjected to internal pressure. The thickness of the proposed sealing device, main dimensions of the cabin body and the device, and the initial radial clearance between them were also figured out with the radial offset clearance formula derived here for the adaptive/expanding sealing device. Then on the basis of the above work, numerical simulation and physical test of sealing performance on the sealing device of high pressure/large diameter simulating deep water test cabins were carried out. The results showed that radial sealing and face sealing of the designed device can meet the sealing requirements under rated working pressure. Thus, high pressure/large diameter deep water simulating test cabins equipped with the adaptive/expanding sealing device can meet the requirements of test pressure up to 52.5 MPa.

deep water; high pressure; large diameter; test cabin; adaptive; sealing performance; numerical simulation;physical test

1673-1506(2016)06-0121-07

10.11935/j.issn.1673-1506.2016.06.020

*“十二五”國家科技重大專項“大型油氣田及煤層氣開發(fā)”子課題“深水模擬高壓艙研究(編號：2011ZX05027-004-003-002-003)”、工信部“第七代超深水鉆井平臺(船)創(chuàng)新專項——鉆井包集成及部分關鍵設備應用研究(編號：工信部聯(lián)裝[2016]24號)”部分研究成果。

蔣發(fā)光，男，講師，西南石油大學在讀博士研究生，主要從事石油天然氣裝備設計與仿真工作。地址：四川省成都市新都區(qū)新都大道8號(郵編：610500)。E-mail：jiangfg@126.com。

李貞麗，女，西南石油大學機電工程學院機械工程在讀碩士研究生，主要從事石油天然氣裝備設計與仿真。地址：四川省成都市新都區(qū)新都大道8號(郵編：610500)。E-mail：717396690@qq.com。

TE95;TH123.4

A

2016-04-13 改回日期：2016-05-31