高壓大直徑深水模擬試驗(yàn)艙自適應(yīng)密封設(shè)計(jì)與分析*

蔣發(fā)光 李貞麗 梁 政 徐著華 袁欣然

(1. 西南石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 四川成都 610500; 2. 石油天然氣裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 四川成都 610500;3. 四川海洋特種技術(shù)研究所 四川成都 610041; 4.中國(guó)石油天然氣管道科學(xué)研究院 河北廊坊 065000)

高壓大直徑深水模擬試驗(yàn)艙自適應(yīng)密封設(shè)計(jì)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(xué)機(jī)電工程學(xué)院 四川成都 610500; 2. 石油天然氣裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 四川成都 610500;3. 四川海洋特種技術(shù)研究所 四川成都 610041; 4.中國(guó)石油天然氣管道科學(xué)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(yàn)艙自適應(yīng)密封設(shè)計(jì)與分析[J].中國(guó)海上油氣，2016,28(6)：121-127.

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為解決海洋深水高壓模擬試驗(yàn)艙在大直徑(2 500 mm)、高壓(40 MPa)下的密封問題，基于雙筒式結(jié)構(gòu)受內(nèi)壓后內(nèi)外層變形協(xié)調(diào)機(jī)理，設(shè)計(jì)了一種新型自適應(yīng)膨脹式密封裝置。根據(jù)推導(dǎo)的自適應(yīng)膨脹式密封的徑向補(bǔ)償間隙理論計(jì)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(chǔ)上開展了高壓大直徑深水模擬試驗(yàn)艙自封式密封效果數(shù)值模擬與密封性能試驗(yàn)檢測(cè)，結(jié)果表明所設(shè)計(jì)的自適應(yīng)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(yīng)膨脹密封設(shè)計(jì)的高壓大直徑深水模擬試驗(yàn)艙能夠滿足最高52.5 MPa試驗(yàn)壓力下的密封要求。

深水；高壓；大直徑；試驗(yàn)艙；自適應(yīng)；密封性能；數(shù)值模擬；試驗(yàn)檢測(cè)

高壓大直徑深水模擬試驗(yàn)艙主要用于模擬海洋深水的壓力環(huán)境，是檢驗(yàn)海洋水下設(shè)施的關(guān)鍵設(shè)備。目前國(guó)外已具備模擬3 000 m水深壓力環(huán)境的完善檢驗(yàn)設(shè)備，而國(guó)內(nèi)尚無模擬3 000 m水深壓力環(huán)境的檢驗(yàn)設(shè)備，不能對(duì)直徑大于2 500 mm的試驗(yàn)件進(jìn)行深水環(huán)境模擬試驗(yàn)研究，也沒有相關(guān)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)[1-3]。艙蓋是深水模擬實(shí)驗(yàn)艙的核心部件之一，為減小制造成本、充分利用試驗(yàn)艙空間、實(shí)現(xiàn)艙蓋快速啟閉，通常采用全開式結(jié)構(gòu)，但全通徑開口式結(jié)構(gòu)會(huì)導(dǎo)致密封問題突出。因此，艙蓋密封裝置的設(shè)計(jì)理念、結(jié)構(gòu)和性能指標(biāo)成為高壓容器的關(guān)鍵技術(shù)[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(shí)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(jié)構(gòu)，并通過數(shù)值模擬及實(shí)驗(yàn)對(duì)其進(jìn)行了評(píng)價(jià)。張振華 等[8]提出了一種有效內(nèi)徑750 mm的深海模擬艙O形圈徑向密封結(jié)構(gòu)，并利用有限元方法對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行了評(píng)價(jià)。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(shí)現(xiàn)直徑762 mm、質(zhì)量140 t的壓力容器端蓋金屬密封的設(shè)計(jì)優(yōu)化。但這些針對(duì)高壓密封艙的研究均存在無法完成艙蓋快速啟閉、無法實(shí)現(xiàn)大直徑密封的問題。本文基于雙筒式結(jié)構(gòu)受內(nèi)壓后內(nèi)外層變形協(xié)調(diào)機(jī)理，借助自補(bǔ)償式設(shè)計(jì)理念，首次成功設(shè)計(jì)出了一種大直徑(2 500 mm)、高壓(40 MPa)自適應(yīng)膨脹式密封裝置，建立了自適應(yīng)膨脹式密封徑向補(bǔ)償間隙理論計(jì)算公式，開展了深水模擬試驗(yàn)艙自封式密封效果數(shù)值模擬與密封性能試驗(yàn)檢測(cè)，成功解決了高壓密封艙無法完成艙蓋快速啟閉、無法實(shí)現(xiàn)大直徑密封的問題，對(duì)大型承壓結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)特別是承受內(nèi)壓容器的密封設(shè)計(jì)具有一定的借鑒意義。

1 高壓艙密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

如圖1所示，所設(shè)計(jì)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(gòu)成，艙體與艙蓋之間通過膨脹密封組件實(shí)現(xiàn)密封，內(nèi)壓對(duì)艙蓋所產(chǎn)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(shí)現(xiàn)密封的必要條件是密封面接觸區(qū)域內(nèi)的比壓大于工作介質(zhì)壓力[10]。自適應(yīng)膨脹式密封圈位于艙體內(nèi)部，在艙體內(nèi)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(dāng)工作壓力超過某一臨界值時(shí)，膨脹圈與艙體之間的間隙將始終為零。實(shí)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(jì)算

2.1 徑向密封機(jī)理

艙體的密封部分相對(duì)艙體的整體長(zhǎng)度較短，計(jì)算時(shí)忽略艙體密封部分軸向長(zhǎng)度的影響，僅考慮艙體在內(nèi)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(shè)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(jiǎn)化為圖3所示的受內(nèi)壓圓筒。

由受均布內(nèi)壓作用圓筒的力學(xué)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(nèi)壓，MPa；Ri為圓筒內(nèi)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(nèi)壓圓筒

在艙體與膨脹圈貼合前，艙體與膨脹圈徑向補(bǔ)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(nèi)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(shè)計(jì)內(nèi)壓，MPa；Roi為艙體內(nèi)徑，mm；Roo為艙體外徑，mm；Rii為膨脹圈內(nèi)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(yàn)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(shè)計(jì)內(nèi)徑，取Doi=2 500 mm；K為焊接影響系數(shù)，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(yīng)力，取Sm=254 MPa;a為腐蝕余量,mm,根據(jù)《腐蝕數(shù)據(jù)手冊(cè)》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(yù)期使用壽命為20 a，則設(shè)備材料腐蝕量為1.0～10.0 mm，另外，根據(jù)東方電氣集團(tuán)常年跟蹤的各類設(shè)備的實(shí)際腐蝕量，對(duì)設(shè)計(jì)壽命為20 a的設(shè)備進(jìn)行測(cè)量發(fā)現(xiàn)，淡水對(duì)設(shè)備的腐蝕量為1.0 mm左右,考慮本設(shè)備的重要性，因此取腐蝕余量a=3 mm。將這些參數(shù)取值代入式(7)，可得艙體最小壁厚δ0≥228 mm。

2.3 徑向補(bǔ)償間隙理論計(jì)算

在設(shè)計(jì)膨脹圈密封結(jié)構(gòu)時(shí)，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(zhì)量的大小。由式(2)、(3)可得艙體與膨脹圈徑向補(bǔ)償間隙δ′、初始徑向間隙δ與艙體壁厚δ0應(yīng)滿足如下關(guān)系：

(8)

結(jié)合自膨脹密封原理，艙內(nèi)設(shè)計(jì)壓力pi=20 MPa時(shí)，艙體與膨脹圈之間的初始徑向間隙消除；艙內(nèi)壓力進(jìn)一步上升時(shí)，艙體與膨脹圈完全貼合，即當(dāng)艙內(nèi)壓力pi≥20 MPa后，徑向補(bǔ)償間隙δ′≤0。取徑向密封圈和軸向密封圈直徑均為25 mm，計(jì)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(duì)結(jié)構(gòu)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(bǔ)償間隙之間關(guān)系如圖4所示，可見當(dāng)初始徑向間隙δ=0.90 mm時(shí)，幾乎不滿足徑向補(bǔ)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(shí)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(bǔ)償間隙之間的關(guān)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(bǔ)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(bǔ)償間隙之間關(guān)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(jié)合上述理論分析，并綜合考慮加工、裝配、構(gòu)件質(zhì)量等因素，取δ0=630 mm、δi≤90 mm、δ≤0.85 mm作為設(shè)計(jì)依據(jù)進(jìn)行密封效果數(shù)值模擬分析。

圖4 工作壓力20 MPa時(shí)不同初始徑向間隙下艙體壁厚與徑向補(bǔ)償間隙的關(guān)系

圖5 工作壓力20 MPa時(shí)，不同初始徑向間隙下膨脹圈厚度與徑向補(bǔ)償間隙的關(guān)系

圖6 不同工作壓力下艙體壁厚與徑向補(bǔ)償間隙的關(guān)系

3 自封式密封效果數(shù)值模擬

3.1 徑向補(bǔ)償間隙

由于理論計(jì)算中進(jìn)行了一定簡(jiǎn)化，而膨脹圈、艙體的實(shí)際結(jié)構(gòu)并不是標(biāo)準(zhǔn)的單一圓環(huán)結(jié)構(gòu)，因此采用數(shù)值模擬方法驗(yàn)證膨脹圈、艙體之間的間隙值，建立的平面軸對(duì)稱模型如圖7所示，模型中艙體、艙蓋、膨脹圈材料屈服強(qiáng)度為500 MPa，分體承載環(huán)材料屈服強(qiáng)度為835 MPa。

圖7 徑向密封工作壓力與徑向補(bǔ)償間隙研究數(shù)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(yīng)接觸對(duì)[14]。并在艙蓋模型下端面、艙體內(nèi)表面、膨脹圈內(nèi)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(shù)值模擬計(jì)算得到徑向密封工作壓力與徑向補(bǔ)償間隙關(guān)系曲線如圖9所示。

從圖9可以看出，艙內(nèi)壓力為20.0 MPa時(shí)，徑向補(bǔ)償間隙為0.758 mm；艙內(nèi)壓力為22.5 MPa時(shí)，徑向補(bǔ)償間隙為0.850 mm。分析認(rèn)為，自適應(yīng)膨脹式密封裝置的徑向補(bǔ)償間隙數(shù)值模擬結(jié)果與簡(jiǎn)化理論計(jì)算結(jié)果之間存在12%左右誤差，考慮理論計(jì)算模型與數(shù)值模擬模型結(jié)構(gòu)上的差異，理論計(jì)算與數(shù)值模擬結(jié)果基本吻合，因此初步設(shè)計(jì)時(shí)可用理論公式進(jìn)行計(jì)算。

圖8 徑向密封工作壓力與徑向補(bǔ)償間隙研究加載模型

圖9 徑向密封工作壓力與徑向補(bǔ)償間隙關(guān)系曲線

3.2 徑向密封圈密封性能

設(shè)計(jì)膨脹圈與艙體的初始徑向間隙δ小于0.85 mm，艙內(nèi)壓力為22.5 MPa時(shí)艙體與膨脹圈之間的間隙被補(bǔ)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(shù)值模擬模型，“O”形圈材料的本構(gòu)模型選用文獻(xiàn)[15]中Yeoh三次冪本構(gòu)模型。

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

圖10 徑向密封圈密封效果數(shù)值模擬模型

圖11 工作壓力22.0 MPa時(shí)徑向密封圈各密封面處接觸應(yīng)力分布

圖12 工作壓力52.5 MPa時(shí)徑向密封圈各密封面處接觸應(yīng)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(shù)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(shí)端面密封圈各密封面處接觸應(yīng)力分布圖，可見艙內(nèi)加壓后端面密封圈各密封面處的接觸應(yīng)力均大于對(duì)應(yīng)的工作壓力，能夠?qū)崿F(xiàn)密封。

圖13 端面密封效果數(shù)值模擬模型

圖14 工作壓力42 MPa時(shí)端面密封圈各密封面處接觸應(yīng)力分布

4 密封性能試驗(yàn)檢測(cè)

根據(jù)理論研究結(jié)果設(shè)計(jì)制造了深水高壓模擬試驗(yàn)艙，并進(jìn)行了最高52.5 MPa的靜壓密封試驗(yàn)。圖15為艙蓋提離高壓艙時(shí)的狀態(tài)。試驗(yàn)時(shí)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(jìn)行泄壓，結(jié)果表明穩(wěn)壓試驗(yàn)過程中無壓力波動(dòng)、無泄漏、無異響。圖16為系統(tǒng)加載歷程和試驗(yàn)艙內(nèi)檢測(cè)壓力曲線對(duì)比，可以看出系統(tǒng)加載曲線與試驗(yàn)艙檢測(cè)的壓力曲線是一致的，這表明所設(shè)計(jì)的高壓試驗(yàn)艙能夠滿足42 MPa工作壓力和52.5 MPa最高試驗(yàn)壓力的密封要求，驗(yàn)證了高壓艙及密封設(shè)計(jì)的正確性。

圖15 靜壓試驗(yàn)前裝配的高壓試驗(yàn)艙

圖16 系統(tǒng)加載歷程和試驗(yàn)艙內(nèi)檢測(cè)壓力曲線

5 結(jié)論

基于雙筒式結(jié)構(gòu)受內(nèi)壓后內(nèi)外層變形協(xié)調(diào)機(jī)理，成功設(shè)計(jì)出了一種新型自適應(yīng)膨脹式密封裝置，并根據(jù)所推導(dǎo)的自適應(yīng)膨脹式密封徑向補(bǔ)償間隙理論計(jì)算公式確定了既定密封圈尺寸與艙體最小內(nèi)徑。在此基礎(chǔ)上，開展了高壓大直徑深水模擬試驗(yàn)艙自封式密封效果數(shù)值模擬與密封性能試驗(yàn)檢測(cè)，結(jié)果表明所設(shè)計(jì)的試驗(yàn)艙能實(shí)現(xiàn)預(yù)期的密封設(shè)計(jì)效果，采用自適應(yīng)膨脹密封設(shè)計(jì)的高壓大直徑深水模擬試驗(yàn)艙能夠滿足最高52.5 MPa試驗(yàn)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(guó)家科技重大專項(xiàng)“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(hào)：2011ZX05027-004-003-002-003)”、工信部“第七代超深水鉆井平臺(tái)(船)創(chuàng)新專項(xiàng)——鉆井包集成及部分關(guān)鍵設(shè)備應(yīng)用研究(編號(hào)：工信部聯(lián)裝[2016]24號(hào))”部分研究成果。

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

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

TE95;TH123.4

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2016-04-13 改回日期：2016-05-31