司江偉，劉軍鵬2，羅曉蘭，張 濤

(1.中國石油大學(北京) 機械與儲運工程學院，北京102249；2.中國石油大學(北京) 安全與海洋工程學院，北京102249)

隨著國內外海洋油氣開發(fā)的不斷深入，海洋石油開發(fā)逐步走向深海，作業(yè)水深的增加和作業(yè)環(huán)境的不同，使得深海浮式結構物的可靠性和安全性變得越來越重要，水下監(jiān)測技術在海洋石油及其他水下工程領域中的需求量不斷增大。水下監(jiān)測技術主要是通過傳感器來檢測、監(jiān)測水下環(huán)境以及水下設備的運行情況。由于水下環(huán)境復雜多變，在進行監(jiān)測時，良好的承壓、水密性能是水下設備正常工作的前提。

耐壓殼體是水下設備電子元器件最重要的載體，用于盛裝各類電子控制儀器和監(jiān)測用的傳感器、電池等關鍵部件，耐壓殼體一旦在水下作業(yè)過程中出現(xiàn)泄漏甚至破壞，將直接導致水下整個系統(tǒng)的損壞。因此，在水下必須保證其不會因海水壓力和腐蝕而損壞[1-2]。耐壓殼體在深水環(huán)境下作業(yè)時，為了不影響到水下儀器設備可靠的工作，殼體既要能承受外部海水的壓力，又不能讓海水進入內部。耐壓殼體一般采用O形密封圈來進行密封，由于其密封結構屬于靜密封[3]，出于對工作安全性的考慮，防止泄漏事故的發(fā)生，對耐壓殼體的結構設計完成后，通過有限元軟件對密封性能進行分析和驗證是十分必要的。本文基于實際工況條件，針對水下監(jiān)測耐壓殼體的密封結構進行設計，主要包括監(jiān)測耐壓外殼與上端蓋的密封設計，并結合理論計算和數(shù)值模擬對O形圈進行了密封性能的研究與分析。

1 耐壓外殼結構設計

1.1 結構簡介

根據(jù)圓柱體易于加工、耐壓性能好以及方便安裝等因素[4]，本次所采用的耐壓殼體為圓筒形結構，耐壓殼體由上、下兩個端蓋和圓柱形外殼組成，其中上端蓋通過螺紋與外殼連接，兩者之間的結合部位采用O形圈進行密封，上端蓋與把手通過焊接的方式連接，方便拿取。下端蓋通過焊接的方式與外殼固連；電池、控制模塊、傳感器全部放置于內殼里，內殼與上端蓋通過螺紋連接，使內殼與上端蓋成為一體。耐壓殼體結構如圖1所示。其結構具有以下優(yōu)點：

1) 端蓋與電池、傳感器等連接為一體，更換內部的電池時，只需旋轉上端蓋，即可整體抽出。

2) 端蓋與外殼使用O形密封圈進行密封，結構簡單，密封可靠。

3) 端蓋上安裝有泄壓閥，防止打開記錄儀的瞬間，發(fā)生安全事故。

1—下端蓋；2—外殼；3—內殼；4—O形圈；5—上端蓋；6—泄壓閥；7—把手。

耐壓殼體的材料采用不銹鋼316。不銹鋼316是水下設備制造常用材料，具有良好的抗氯化物侵蝕的性能、耐海水腐蝕、價格低及比強度相對較高等諸多優(yōu)勢，可采用所有標準的焊接方法進行焊接，因此，被廣泛應用于監(jiān)測設備的耐壓殼體。

1.2 強度和穩(wěn)定性理論計算

根據(jù)深水監(jiān)測設備工作水深不低于1 000 m的使用要求，提出了如下設計要求：

1) 能承受的外部靜壓力不小于15 MPa，即設計壓力p=15 MPa。

2) 在-18～70 ℃環(huán)境下能連續(xù)工作3個月以上，每間隔1 h采集數(shù)據(jù)1次。

3) 根據(jù)內部安裝電源、電路控制板等零部件的需要，設計圓筒長度L=441 mm，內徑D4=128 mm。

4) 監(jiān)測到電池低電壓時，設備停止工作，進入睡眠狀態(tài)。

5) 傳感器模塊需要穩(wěn)定地安裝在記錄儀的機械結構上，防止運動偏移。

根據(jù)殼體承壓設計要求，查找不銹鋼無縫鋼管的國家標準GB/T 17395—2008，選擇外徑D0=140 mm，壁厚為δe=6 mm的標準不銹鋼無縫鋼管。由于不銹鋼316車削比較困難，選用該尺寸的標準不銹鋼無縫鋼管，省去了不必要的加工制造工藝，也容易購買。

外壓圓筒的失效形式有強度失效和失穩(wěn)兩種情況[5-6]。前者因為容器承受的橫向外壓達到極值時，容器的橫截面會突然失去原來的形狀，發(fā)生強度失效；后者因為剛度或慣性矩不足時，外壓容器喪失了穩(wěn)定性。外壓圓筒設計分為D0/δ≥20、D0/δ<20兩種情況[7]，當D0/δ≥20時，圓筒在工程上被視為薄壁圓筒，在計算外壓承載能力時僅需要考慮穩(wěn)定性問題；當D0/δ<20時，圓筒在工程上被視為剛性圓筒，在計算外壓承載能力時需要同時考慮強度與穩(wěn)定性問題。

通過計算得知承壓所用的不銹鋼無縫鋼管屬于薄壁圓筒，因此，需要進行穩(wěn)定性的計算。在進行穩(wěn)定性計算校核時，應先依據(jù)臨界長度判斷外壓圓筒是長圓筒還是短圓筒[8]。臨界長度Lcr的表達式為：

(1)

當長度L>Lcr時，圓筒為長圓筒；反之，圓筒為短圓筒。

將外徑D0=140 mm，壁厚為δe=6 mm帶入式(1)得

Lcr=791.23 mm>L=441 mm

即該圓筒為短圓筒。

外壓圓筒穩(wěn)定性校核計算的臨界壓力以R.V.Mises公式為基礎，分為長圓筒和短圓筒兩類。

短圓筒臨界壓力：

(2)

式中：E1為不銹鋼的彈性模量，MPa。

取外壓圓筒穩(wěn)定系數(shù)m=3，帶入式(2)可得

[p]=20.11 MPa>p=15 MPa

則設計的壁厚δe符合要求。

2 密封結構設計

密封設計是保證水下設備正常使用、安全可靠的關鍵環(huán)節(jié)。密封泄漏或失效，輕者使裝備不能正常工作，重者會使裝備產(chǎn)生腐蝕或破壞，甚至危及人員生命安全。本文設計的密封位置是承壓殼與上端蓋之間，如圖1所示。O形圈在受壓時形成合理的彈性變形，填充承壓殼體和上端蓋之間的縫隙，起到密封作用。由于上端蓋需要經(jīng)常拆裝，使用兩道O形密封圈，確保密封的可靠性。

采用O形圈進行密封，其優(yōu)點主要有：

1) 可用于動靜兩用密封，密封性能優(yōu)良，使用壽命長。

2) 結構簡單、成本低、質量輕，拆裝和更換方便。

3) 在一定壓力范圍內，其密封性隨著外界流體壓力的增加而提高。

4) 適用范圍廣，靜密封壓力最高可達100 MPa，工作溫度-60～200 ℃。

該耐壓圓筒承受的外界壓力基本屬于靜壓力，端蓋與筒體之間是徑向密封，且需要經(jīng)常的拆裝，在端蓋上的兩個溝槽分別安裝O形圈,拆裝方便，因而選用O形圈是適合的。

已知承壓殼內徑D4=128 mm；根據(jù)GB/T 3452.1和GB/T 3452.3，O形圈的內徑D=118 mm；溝槽槽底直徑D1=119.8 mm；O形圈截面直徑d=5.3 mm。

2.1 O形圈拉伸率

為保證初始安裝和低壓狀態(tài)下的密封效果，密封圈裝入密封圈溝槽時，都會有一定的拉伸量。但是，拉伸量太大，會使O形圈的變形較大，產(chǎn)生應力松弛，從而造成泄漏。因此，在保證有效密封的條件下，應盡量選擇適當?shù)睦炻剩娱L密封圈的壽命。O形圈的拉伸率按式(3)計算[9]。

(3)

式中：D1為O形圈內徑配合的軸或溝的槽底直徑，mm；D為O形圈內徑，mm；δ為拉伸率。

O形圈在徑向受到擠壓時，密封設計應注意徑向變形量的控制。安裝在內溝軸槽時，O形圈的拉伸量最大不超過4%。

通過計算δ1=1.53%，符合要求。

2.2 密封溝槽尺寸

O形密封圈與溝槽配合時，為避免配合溝槽對O形圈造成損傷，溝槽的槽口和槽底處要按照規(guī)定倒角或者去毛刺。密封表面上不得有凹坑、開槽、劃痕、偏心或螺旋狀的加工痕跡，溝槽表面粗糙度應為:Ra≤0.8 μm。

1) 溝槽寬度。

小槽寬的優(yōu)點是密封尺寸結構緊湊，但O形圈不能自由變形，因受到槽側壁的阻擋而處于四面受擠的狀態(tài)，受力不均時，增加了O形圈擠入間隙而被損壞的可能性，使其壽命與可靠性大幅下降。大槽寬的設計有利于拆裝，但是，槽寬過大，易導致O形圈扭曲、翻轉，從而影響密封效果。查GB/T 3452.3得，密封溝槽寬度b如表1，取b=7.1 mm。

表1 O形圈密封溝槽寬度

2) 溝槽深度。

溝槽深度在密封圈的設計過程是一個非常重要的參數(shù)，溝槽深度等于承壓殼內徑D4與溝槽槽底直徑D1的差值除以2。

(4)

通過計算t=4.1 mm。

3) 槽底圓角和槽口圓角半徑。

為了防止O形密封圈與溝槽配合時發(fā)生損傷，密封溝槽的槽底和槽口處應去除毛刺或者倒角。槽口倒角主要改變剪切應力的大小從而對密封性能產(chǎn)生影響，在外界海水壓力的作用下，如果設計的倒角不合理，將會造成O形密封圈發(fā)生剪切破壞，從而導致密封失效。為了防止槽口的倒角對密封造成影響，溝槽的槽口處不進行倒角，僅去除槽口的毛刺，槽底圓角半徑r1=0.5 mm。

2.3 O形圈壓縮率

O形圈被裝入溝槽后，截面都要發(fā)生一定的變形。密封性能的好壞和初始接觸壓力的大小直接受到O形圈的壓縮率影響。壓縮率太小，密封壓力得不到保證。壓縮率過大，又容易造成密封圈變形過大，長時間使用彈性降低，從而失去密封能力[10-11]。所以，實際選用O形密封圈時，將壓縮率控制在一定范圍內是非常重要。根據(jù)GB/T 3452可知，液壓、氣動靜密封O形圈的直徑與壓縮率的關系如圖2所示。

圖2 液壓、氣動靜密封O形圈的直徑與壓縮率的關系

O型密封圈的壓縮率按式(5)計算。

(5)

式中：t為溝槽的深度，mm；d為O形圈的截面直徑，mm；ε為壓縮率。

通過計算ε=22.64%，符合要求。

2.4 單邊徑向間隙

由于加工制造的原因，外殼與端蓋之間存在一定的間隙，當間隙過大時，O形密封圈在外界海水的作用下很容易被擠入間隙，導致泄漏，設計時也應該考慮此因素。單邊徑向間隙等于最大的外殼內徑減去最小端蓋外徑。

(6)

gmax=0.073 mm≈0.1 mm

3 密封性能分析

3.1 接觸應力計算

O形圈裝入溝槽后,其截面受到擠壓變形,產(chǎn)生徑向壓縮位移。在接觸面上產(chǎn)生一反力，即接觸應力。當接觸應力超過被密封的流體壓力時，阻止流體向另一側的流動，從而實現(xiàn)了密封[12]。因此，接觸應力的大小反映了O形圈的密封能力，保證O形圈有效密封的必要條件是密封界面上的最大接觸壓力大于或等于介質壓力[13]。

Karaszkiewicz基于Hertz接觸理論，提出了O形圈在小壓縮情況下(ε=7%～25%)，接觸應力分布的計算模型[14-15]，并將模型計算值與實驗數(shù)據(jù)進行了對比，驗證了模型的可靠性。關于O形圈接觸應力的計算模型分為兩種，分別是預壓縮和介質壓力下的接觸模型。

O形圈處于預壓縮狀態(tài)下的模型如下:

p1=0.67E2(2ε+0.13)

(7)

b1=(2ε+0.13)d

(8)

式中：b1為預壓縮狀態(tài)的接觸長度，mm；p1為預壓縮狀態(tài)的最大接觸應力，MPa；E2為橡膠的彈性模量，其值為7.8 MPa。

在此基礎上，Karaszkiewicz推導出O形密封圈在介質壓力下的接觸模型如下：

(9)

(10)

式中：p2為有介質壓力下的最大接觸應力，MPa；b2為有介質壓力下的接觸長度，mm；p為介質的壓力，MPa；μ為橡膠材料的泊松比，其值為0.499。

帶入式(7)、(8)、(9)、(10)得：p1=3.04 MPa、b1=3.088 mm；p2=17.98 MPa、b2=4.21 mm。

3.2 有限元仿真分析

耐壓圓筒選用的O形圈規(guī)格是118 mm×5.3 mm，采用丁腈橡膠材料制成。橡膠是一種高度非線性復合材料，其特點是在很小的力作用下，就可以產(chǎn)生較大的變形，即橡膠的超彈性。由于橡膠材料的超彈性和非線性，使得在進行有限元分析時，還需要選擇合理的本構模型，并通過計算得到材料常數(shù)。

對于橡膠類的材料，常用的本構模型有Neo-Hookean模型、Polynomial模型、Arruda Boyce模型、Ogden模型、Mooney-Rivlin模型和Yeoh模型[16-17]。本文采用Mooney-Rivlin模型來進行描述，由于Mooney-Rivlin本構模型為線性本構，關系簡單，但能夠準確描述橡膠在發(fā)生大變形的力學行為，故而選用Mooney-Rivlin模型進行有限元模擬。其Mooney-Rivlin本構方程為[18]：

(11)

式中：W為應變能密度；Cij為Rivlin系數(shù)；I1和I2為第1和第2 Green應變不變量，其中，

(12)

I2=(λ1λ2)2+(λ2λ3)2+(λ1λ3)2

(13)

式中：λ1、λ2、λ3為主伸長率

一般采用兩參數(shù)的Mooney-Rivlin模型，該參數(shù)下的模型能夠準確描述變形在150%以內時橡膠的力學行為，則公式(11)轉化為

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(14)

式中：C10、C01為Mooney-Rivlin系數(shù)，通過計算其值分別為1.05、0.26。

由于ABAQUS能很好地解決了大變形、接觸等不容易收斂的問題，并且專門針對發(fā)生不同程度變形的橡膠材料提供了各種超彈性本構模型。因此，本文選擇ABAQUS來進行有限元分析。在建模過程做如下的假設:

1) 與O形圈接觸的殼體與端蓋都為不銹鋼，其彈性模量遠遠大于橡膠的彈性模量，因此忽略其變形，即將徑向與O形圈接觸的部位視為剛體邊界。

2) 橡膠材料為各向同性。

3) 由于橡膠的泊松比接近于0.5，視為不可壓縮材料。

4) O形圈的建模及其接觸邊界都按軸對稱問題處理。

建立O形圈的二維軸對稱有限元模型，如圖3所示。

圖3 軸對稱有限元模型

殼體與端蓋兩者的材料都為不銹鋼，不銹鋼材料的彈性模量遠遠大于橡膠的彈性模量，故簡化模型，將殼體與端蓋設置為解析剛體，只需對O形圈進行網(wǎng)格劃分，在O形圈進行網(wǎng)格劃分時，選擇雜交單元，采用了自由劃分網(wǎng)格劃分模型。在模型中定義了2個載荷步:①對上端蓋施加向下的位移載荷，使O形圈產(chǎn)生徑向預壓縮，模擬O形圈與密封溝槽過盈裝配時的應力應變情況；②在O形圈右側邊界上施加了均布壓力載荷，模擬O形密封圈受到介質壓力時的變化情況。模型中定義了3個接觸對:①外殼與O形圈接觸對；②O形圈與溝槽底接觸對；③O形圈與溝槽左側邊接觸對。

O形圈在預壓縮狀態(tài)時，其應力分布如圖4所示?？梢钥闯鯫形圈的應力分布呈現(xiàn)紡錘形，應力值由對稱中心向兩側逐漸減小。此時的接觸壓應力如圖5所示，最大初始壓應力為3.02 MPa。在預壓縮狀態(tài)結束后，在O形圈的右側施加15 MPa的壓力，O形圈的應力分布如圖6所示。在15 MPa海水壓力的作用下，O形圈向左側產(chǎn)生了明顯的位移。在實際工作中這種位移對于O密封圈的密封性能有很重要的影響，如果O形圈向左側移動的位移過大，則會導致密封圈的部分被擠出溝槽，從而引起肩部突出和剪切破壞。此時的接觸壓應力如圖7所示，最大接觸應力為18.0 MPa。從圖7可以看出，O形圈未被擠出溝槽，并且與溝槽上下端面緊密接觸，沒有發(fā)生剪切破壞，但可以看出O形圈左上角的應力較大。為了防止O形圈發(fā)生突出和滑移，O形圈應選硬度較大的橡膠，溝槽的槽口處的倒角應盡可能的小。

圖4 預壓縮狀態(tài)應力分布

圖5 預壓縮狀態(tài)接觸應力分布

圖6 介質壓力為15 MPa時應力分布

圖7 介質壓力15 MPa時接觸應力分布

4 結論

1) 通過對水下監(jiān)測耐壓殼體的材料、結構進行了選擇設計，對耐壓外殼的穩(wěn)定性進行了校核計算，驗證了結構、尺寸確定的理論可靠性，證明該水下監(jiān)測耐壓外殼可以承受外界海水15 MPa的靜壓力。

2) 結合所設計的殼體結構，對O形圈的密封性能進行了理論計算和有限元分析，兩者的最終結果是基本一致，驗證了耐壓殼體密封設計的合理性和可行性。分析可知O形圈都在溝槽內部，未被擠出溝槽，并且與溝槽上下端面緊密接觸，沒有發(fā)生剪切破壞和肩部突出，滿足設計要求。