(天津大學機械工程學院 天津 300350)

深海閥門是海底管道系統(tǒng)的重要組成部分，對海底油氣的安全運輸起著關鍵作用。目前深海高壓閥門的需求日漸增強，而國內(nèi)對深海閥門的開發(fā)尚未形成規(guī)模，深海閥門的結(jié)構設計、材料特性研究、可靠性分析成為國內(nèi)外研究的重要課題[1-2]。

目前世界上能生產(chǎn)水下閥門的廠家僅有Cameron、FMC及Tyco等[3]，水下閥門長期被國外壟斷，嚴重影響了我國海上油氣開發(fā)進程。國外對特種閥門的研究以結(jié)構和材料為主，ELLDAKLI 和SOLIMAN[4]對新型氣升閥閥座進行了優(yōu)化設計，用計算流體力學技術替代樣機實驗，極大地提升了設計效率。HIRATA等[5]研究了錐形閥座表面粗糙度及閥座環(huán)間的夾角變化對密封性能的影響，認為閥座圓度對密封性能的影響較大，并且粗糙度也不是越小越好。FEDOROV和PAVLOV[6]對以金屬陶瓷合金為材料的密封面進行了密封性能測試，測試得出，在一定溫度和一定載荷下循環(huán)的金屬陶瓷合金密封副，必須考慮密封面的偏差范圍，以獲得良好的密封性能。AHN等[7]研究了以柔性金屬為材料的閥座在低溫時的密封性能，模擬計算了閥瓣和密封接觸面間的接觸壓力。

我國海洋裝備產(chǎn)業(yè)起步較晚，但隨著中國南海油氣田的大規(guī)模開發(fā)，國內(nèi)閥門制造商也意識到這一塊的商機，并已經(jīng)組織研發(fā)。目前走在前端的分別是中閥科技下屬漢威閥門和五洲閥門集團。其中漢威閥門已建成400 m水深外壓試驗倉，并完成110 m水深實際應用[8]。

密封特性和密封材料是閥門密封研究的重要方向，張文博[9]針對低溫環(huán)境實驗要求，研制了低溫實驗室模擬裝置，在指定低溫環(huán)境下，對常見的3種閥門密封材料試樣的拉伸強度、拉斷伸長率和壓縮永久變形率進行了實驗。吳軍[10]對耐高溫高壓閥門密封面數(shù)控對焊機進行研究，完成了堆焊機結(jié)構設計、控制系統(tǒng)硬件的搭建以及控制系統(tǒng)軟件的編寫，用于閥門密封面修復和表面強化。陳慶文[11]對核級閥門密封面材料與焊接技術進行了研究，對比了不同材料及其焊接方法，確定了在不同標準中的相同點和不同點，為閥門在核電應用提供了有益的探索。

由于深海工況復雜，深海閥門密封結(jié)構常遇到不穩(wěn)定的工況,難以運用傳統(tǒng)的經(jīng)驗方法以及基于經(jīng)典力學理論的常規(guī)設計方法進行研究。本文作者從深海工況出發(fā)，設計出具有雙向密封結(jié)構的閥桿和螺栓固定式閥座的深海球閥；同時研究閥座在不同工況下的變形與受力，通過確定閥座變形與密封比壓之間的關系，優(yōu)化閥座結(jié)構參數(shù)，使閥座密封面上的最大密封比壓降低到材料允許范圍，使密封面上的密封比壓分布更加均勻，從而提高深海球閥的密封性能與可靠性。文中采用有限元數(shù)值模擬代替繁雜的實驗，解決閥門密封這類復雜問題，為深海閥門的設計提供了新思路，是對傳統(tǒng)憑借經(jīng)驗以及基于經(jīng)典力學理論的常規(guī)設計方法的補充。

1 深海球閥密封方案

1.1 深海球閥結(jié)構

考慮到深海高壓閥門的復雜工況，選用上裝式球閥結(jié)構。閥門具體結(jié)構如圖1所示，閥體材料選用雙相不銹鋼2205。閥門尺寸為150 mm，考慮到閥門的深海工況，閥門最小設計壁厚設計為tmin=15 mm[12]。

圖1 深海球閥結(jié)構

1.2 深海球閥閥桿密封設計

深海閥門與陸地閥門不同，除了避免內(nèi)部介質(zhì)不向外界泄漏之外，還必須保證外部介質(zhì)不能進入閥門內(nèi)部。閥桿是連接閥門內(nèi)外的重要組成部分，在閥桿與閥體的接觸部位，必須設計雙向密封結(jié)構，以滿足上述要求。具體結(jié)構如圖2所示。鋸齒形密封環(huán)和斜支撐環(huán)的材質(zhì)均為聚四氟乙烯，梯形支撐環(huán)的材質(zhì)為結(jié)構鋼。

圖2 閥桿雙向密封結(jié)構

1.3 深海球閥閥座密封設計

為了使閥芯與閥座緊密貼合，使閥座處具有良好的密封性能，設計了一種螺栓式固定球閥閥座結(jié)構。如圖3所示，螺栓底部錐面結(jié)構吻合地壓緊在閥座錐面結(jié)構上，當擰緊螺栓時，螺栓底部錐面結(jié)構壓緊閥座錐面結(jié)構，使閥座獲得向閥芯以及閥體方向的力，閥座貼合并緊壓閥體及閥芯。該方法的預緊力可調(diào)，且結(jié)構簡單、密封可靠。

圖3 螺栓式固定球閥閥座密封結(jié)構

2 閥座密封性能分析

2.1 閥座密封比壓分析

深海球閥閥座的初始設計尺寸如圖4所示，閥座內(nèi)徑D=55 mm。為了保證閥座的密封性，在閥座密封面周圍必須存在一條均勻的壓應力帶，其判斷標準為

qmf

(1)

式中：qmf為最小密封臨界比壓；q為實際密封比壓；[q]為密封材料許用密封比壓。

閥座主體材料為2205雙相不銹鋼，密封面堆焊材料為鈷基硬質(zhì)合金。依據(jù)文獻[10]，qmf=15 MPa，[q]=100 MPa。

圖4 閥座初始設計尺寸

對關閉狀態(tài)下的閥門進行了熱固耦合分析，得到了閥座密封面的密封比壓，如圖5(a)所示。可見，閥座密封面周圍存在一條密封比壓大于15 MPa的閉合環(huán)帶，但最大密封比壓超過許用值，密封比壓分布不均(如圖5(b)所示)。

圖5 閥座密封面密封比壓分布

2.2 閥座變形規(guī)律

在閥座密封過程中，由于閥體與閥座外環(huán)只有很小的間隙并存在O形圈密封，閥體與閥座相對固定，故水下閥門閥體經(jīng)過海水外壓、介質(zhì)內(nèi)壓、管道彎矩與熱應力的綜合作用產(chǎn)生變形后，閥座上與閥體接觸部分隨之產(chǎn)生變形，從而影響閥座與閥芯密封面的密封比壓。依據(jù)陸上閥門設計標準的閥座不能滿足密封要求，為了研究閥座變形與閥座密封面比壓之間的關系，選取閥座內(nèi)環(huán)上的三條邊作為研究對象，如圖6所示。

圖6 閥座變形提取路徑

設置水下閥門運輸介質(zhì)壓力為10 MPa，閥門內(nèi)部溫度為121 ℃，海水溫度為5 ℃，改變閥門外壓，可以得到閥座變形曲線及最大密封比壓的變化曲線，如圖7所示?？梢园l(fā)現(xiàn)外壓在0～15 MPa之間變化時，閥座上的最大變形量變化不大，而密封比壓從95 MPa增加到109 MPa，B1-B2邊上的最大變形量隨著外壓的增大而減小，A1-A2與C1-C2邊上的變形量隨著外壓的增大而增大。

圖7 改變外壓閥座變形與密封比壓的關系

當外壓一定時(設定為10 MPa)，內(nèi)壓為0～15 MPa時的閥座變形曲線及最大密封比壓變化曲線，如圖8所示，可以發(fā)現(xiàn)，A1-A2邊上的最大變形量隨著內(nèi)壓的增大先減后增，并且當內(nèi)壓為0與15 MPa時的最大變形量相同；B1-B2和C1-C2邊上的最大變形量隨著內(nèi)壓的增加而增大；最大密封比壓隨著內(nèi)壓的增大而減小。

對比圖7與圖8中A1-A2、B1-B2、C1-C2三條路徑上的變形，隨著內(nèi)壓與外壓工況下壓力的遞增，顯然外壓與內(nèi)壓相比變形變化幅度較小，這是由于外壓是間接作用在閥座上造成閥座變形的；對比A1-A2、B1-B2、C1-C2三條路徑上的變形與密封比壓變化關系時，顯然可以得出，B1-B2變形量的變化與密封比壓變化相反，在一定范圍內(nèi)B1-B2路徑上的最大變形越大密封比壓越小。另外，閥座密封面上的密封比壓隨著內(nèi)壓與外壓的遞增變化相反，增大內(nèi)壓密封面上的密封比壓卻反而減小。因此，增大內(nèi)壓導致閥座變形的情況可以作為閥座改進的參考依據(jù)。

圖8 改變內(nèi)壓閥座變形與密封比壓的關系

2.3 內(nèi)壓與各路徑變形量的關系

為了研究內(nèi)壓造成的變形與密封面比壓的關系，提取出內(nèi)壓在0～15 MPa范圍內(nèi)變化時A1-A2、B1-B2、C1-C2三條圓周路徑上的變形量，如圖9所示。對比三條路徑上的變形曲線與密封比壓曲線發(fā)現(xiàn)，60°與240°的鄰域內(nèi)皆存在極值點，在變形曲線中的極大值與極小值為局部變形最大或最小點處，而變形曲線中極值點對應為密封比壓曲線中的極大值點，因此可以說明閥座上變形的突變導致了密封面上密封比壓的突變。

圖9 改變內(nèi)壓各路徑變形量

對比圖9中閥門僅受內(nèi)壓的工況與內(nèi)壓從0～15 MPa變化時的其他4種工況，可以發(fā)現(xiàn)，隨著內(nèi)壓的增大，閥座A1-A2路徑上的變形量的極大值與極小值之差越來越小，變形更加均勻；而B1-B2和C1-C2路徑最大變形量越來越大，但最大值與最小值之差保持穩(wěn)定。

3 閥座尺寸優(yōu)化

基于閥座的變形規(guī)律與密封比壓之間的關系，適當增大B1-B2路徑的變形量可降低閥座密封面的密封比壓。根據(jù)海底幾種工況下產(chǎn)生的變形疊加，增大壓力使閥座產(chǎn)生的變形是單方向的、相對的，當海底工況條件不變，減小閥座徑向厚度也可增大B1-B2路徑變形。另外減小閥座徑向厚度相當于增大內(nèi)壓工況，可以使得A1-A2路徑上變形量更加均勻。為了研究閥座徑向厚度與密封比壓之間的關系，使閥座徑向厚度L從14 mm遞增至20 mm(調(diào)整閥座內(nèi)徑D，如圖4所示)，得到閥座上密封面中心處密封比壓最大及最小值如表1所示?？梢钥闯觯弘S著閥座厚度L從14 mm遞增至20 mm，閥座密封面中心處的密封比壓逐漸增大，并且當厚度較小時，密封比壓增大速度更快。但當L=14 mm時，由于閥座變形量過大，其密封比壓不再滿足密封要求。因此，選擇閥座厚度L=15 mm較為合適。

表1 閥座厚度變化與密封比壓計算結(jié)果

如圖10(a)所示為閥座厚度L=15 mm時的閥座密封比壓分布云圖，可以看出，最大密封比壓為83 MPa，最小值為45 MPa，整體小于許用值100 MPa且大于密封面必須比壓15 MPa(如圖10(b)所示)，符合閥門的密封評價標準。

圖10 改進后閥座密封面密封比壓分布

4 結(jié)論

(1)從深海工況出發(fā)，設計出具有雙向密封結(jié)構的閥桿和螺栓固定式閥座的深海球閥。

(2)研究了閥座變形與密封比壓之間的關系，結(jié)果表明，減小閥座徑向厚度可增大密封比壓，并使密封面上的密封比壓分布更加均勻，并且當厚度較小時，密封比壓增大速度更快。

(3)提出閥座的改進方案，使閥座密封面上的最大密封比壓降低到材料允許范圍內(nèi)，并使密封面上的密封比壓分布更加均勻，提高了閥座的密封性和可靠性。