水下連接器試壓帽結構動態(tài)仿真及密封性分析*

蔡志杰，趙天奉，曹 博，石中玉，張玉龍，段夢蘭

(中國石油大學(北京) 安全與海洋工程學院，北京 102249)

0 引言

水下連接器密封結構的性能直接影響著采油樹的安全性和可靠性[1-2]。安裝狀態(tài)不達標，服役期間遭遇惡劣環(huán)境，第三方損傷等都可能直接影響連接器的密封性。一旦密封失效，連接器無法正常工作甚至將造成災難性事故[3]。近年來，國內學者逐漸開展了金屬密封圈的設計研究，對其鎖緊后密封性能的驗證較為重視。李志剛等[4]對密封圈進行彈性力學分析，計算出密封比壓后改進了密封面角度，并提出了新型復合式內外壓密封結構;王仁華[5]基于金屬密封機理設計了水平卡箍連接器H 型密封圈，并利用有限元模型進行了校核;梁乃章等[6]發(fā)現了現有透鏡式密封螺栓載荷計算公式的不足，提出了更完善的模型，著重探討了摩擦力、介質以及工作壓力對螺栓載荷的影響;彭飛等[7-8]自主設計了一種連接鎖緊機構的透鏡式密封件，實現了與O型圈的雙重密封，并通過有限元模型驗證了設計預緊力下密封性能的提升；黃小光等[9]利用分步加載模擬了卡箍螺栓預緊加壓過程中壓力容器各部件的應力分布變化;陳曉芳等[10]探討了預緊和試壓工況下水下臥式采油樹井口連接器VX鋼圈的密封性。

到目前為止，業(yè)內對水下連接器密封性能的研究仍有不足，主要表現在：①力學模型仍不夠細化?，F有研究通常對上轂座(或盲轂)、下轂座和密封環(huán)3個部件建模，忽視了連接器執(zhí)行鎖緊動作時各部件間力傳遞效果的描述，使最終模擬結果產生偏差。②載荷施加與實際情況存在偏差。多數研究通過設置參考點耦合孔截面后在參考點加載集中力，這種螺栓預緊力的加載方式在動態(tài)研究中相比ABAQUS自帶的“Bolt Load(螺栓載荷加載方式)”更容易造成受力范圍不合理而影響結果的真實性。③雙頭螺柱結構因兩端布有螺紋的特殊結構亦無法采用“Bolt Load” 加載方式，且雙頭螺柱結構下的密封研究尚存欠缺。

針對以上問題，本文改進了基于ABAQUS的試壓帽多體結構動態(tài)接觸分析，探究了安裝和試壓工況下密封環(huán)的密封性能，建立了其與螺栓預緊力之間的非線性關聯。研究過程表明，動態(tài)隱式分析中模型簡化程度和力的加載形式對分析結果影響顯著，而部件實際約束情況、網格劃分質量、接觸對是否設置接觸容許誤差等對計算收斂與否影響較大。

本文在細化建模的基礎上，針對試壓帽中獨特的雙頭螺柱擰緊方式，選擇在螺母與承力構件的接觸面上加載螺栓預緊力，選用ABAQUS封裝的隱式動態(tài)分析方法實現了動態(tài)接觸分析，獲得了可信的分析結果，充分支持了南海某深水油田水下連接器試壓帽的優(yōu)化設計。

1 試壓帽結構及工作原理

水下連接器是一系列功能各異的部件的系統(tǒng)組成，試壓帽作為連接器的一部分與試壓轂座相連用于耐壓試驗和密封性能的研究。試壓帽主要由盲轂、卡箍、密封環(huán)等部件組成，其結構如圖1所示。左、右卡箍在雙頭螺柱產生的預緊力下沿支撐銷向中間卡緊，將盲轂、密封環(huán)、下轂座三者擠壓在一起，并通過密封環(huán)接觸面的合理塑性屈服達到密封效果。

圖1 試壓帽結構示意Fig.1 Schematic diagram for structure of pressure-testing cap

2 密封接觸面受力分析

密封環(huán)與盲轂、下轂座之間有配合過盈量，沿密封錐面1周的最小接觸應力不小于密封臨界點，且1周有密閉不間斷的足夠寬度的貼合面[11]，密封環(huán)材料所受的擠壓必須超過其彈性極限，接觸壓力使密封面產生的塑性增大了接觸部位的面積[12]，需通過2個工況下密封環(huán)的接觸情況進行密封性能分析。

試壓帽在安裝工況時，密封環(huán)錐面上的作用力是盲轂和下轂座分別與密封環(huán)擠壓下形成的。根據力學相關知識，其中密封環(huán)錐面受力分析如圖2所示，密封環(huán)參數見表1。

表1 密封環(huán)基本尺寸Table 1 Basic dimensions of sealing ring

圖2 預緊狀態(tài)時密封面受力分析Fig.2 Force analysis of sealing surface in pre-tightening state

在安裝工況下，錐面上的法向壓緊力計算公式如下：

(1)

式中：Fn0為錐面上法向壓緊力，N；DG為密封環(huán)的平均接觸直徑，mm；DG=D0+2B-tanα(h-c)/2，h為密封環(huán)的軸向長度，mm；c為錐面端部24°斜面間的軸向長度，mm；α為密封面與軸向的夾角,(°)；D0為連接器密封件的內圓柱直徑，mm；q0為安裝過程中的接觸面壓力，MPa。

通過力的傳遞分析可知，密封環(huán)錐面上的摩擦力Ff 0方向向下，壓緊力為Fn0，根據平行四邊形法則可得摩擦力與壓緊力合力：

(2)

式中：G0為摩擦力與壓緊力合力，N；β為密封環(huán)與槽之間的摩擦角，本文取8.5°[13]；G0可以分解成軸向力和徑向力，軸向力為W0，單位為N；單個密封環(huán)上的徑向力是0.5 NR[10]，單位為N，即：

W0=G0sin(α+β)

(3)

(4)

通過上式，可知軸向預緊力W0和接觸面接觸壓力成正相關，且對密封性能有很大的決定性作用。

在試壓工況中，根據密封比壓的定義，通過調研文獻[4]進行化簡，可以得到基本的密封比壓公式如式(5)所示，用于密封效果的分析。

(5)

式中：Pb為密封比壓，MPa;Ft為介質膜推力，N；S為密封面面積，mm2；b為有效密封寬度，需要根據有限元結果進行確定，mm；p為試驗內壓，MPa，取52 MPa。

3 試壓帽動態(tài)接觸分析

陸上試驗分2步進行：①安裝工況。通過螺栓預緊力逐漸增加到規(guī)定值。②試壓工況。保持最終螺栓預緊力不變，在試壓帽空腔中加載內壓，直至額定壓力。其中，試驗內壓考慮1.5倍的安全系數后采用52 MPa。

通過調研已投入使用的國產水下連接器中的試壓帽的工作性能及試驗結果可知：密封性符合要求且1 145 Nm螺栓擰緊力矩數值滿足實驗操作要求，但對操作過程關鍵參數變化過程未知。為探究試壓帽結構關鍵參數的變化以及最后結果是否符合實際試驗結果，則需要通過有限元進行模擬。

3.1 有限元模型

密封環(huán)錐面端部分別與盲轂、下轂座重合，卡箍分別與盲轂、下轂座恰好不發(fā)生干涉確定出試壓帽初始位置，然后通過Solidworks進行建模，建模結果如圖3所示。

圖3 試壓帽結構及條件設置Fig.3 Structure and conditions setting of pressure-testing cap

為了保證計算精度，分步采用ABAQUS中Dynamic-Implicit模式并開啟大變形開關，默認時長為1s，試壓帽各部件中相互接觸的部分采用C3D8R(三維8節(jié)點縮減積分單元)進行部件的動態(tài)分析設置[14]。最后網格劃分和條件設置如圖3所示。各部件采用的材料及相關數據均為在常溫下的實際參數，其中各部件材料屬性見表2，316 L應力應變曲線如圖4[15]所示。

圖4 材料316 L應力應變曲線Fig.4 Stress-strain curves of 316 L material

表2 試壓帽結構材料屬性Table 2 Material properties of pressure-testing cap structure

3.2 多體運動接觸條件設置

接觸關系采用面面接觸，有限滑移(Finite Sliding)方式，其中接觸面屬性設置為拉格朗日法描述接觸面間的法向行為，用罰函數定義切向行為，因密封環(huán)錐面相對光滑，將與密封環(huán)錐面接觸部分摩擦因數設置為0.12，其他接觸面設置為0.15[2]。

接觸對類型涉及卡箍與盲轂、卡箍與下轂座、盲轂與密封環(huán)、下轂座與密封環(huán)、盲轂和下轂座5種。結合圖2所示，密封環(huán)的上、下錐面端部的24°斜面分別與盲轂、下轂座重合，20°斜面分別與盲轂、下轂座相交為一條封閉圓線。接觸對漏設、主從面選擇錯誤、不同滑移形式等因素均會造成計算不收斂，其中必須考慮的因素是密封環(huán)上、下錐面中20°斜面與盲轂、下轂座的面面接觸設置中需要設置合理的接觸誤差值(Specify Tolerance for Adjustment Zone)，其他接觸面可不考慮此項。

如圖3所示，將下轂座的螺孔和底端焊縫處設置為全約束，卡箍、密封環(huán)不設置約束，將盲轂的頂面設置為僅有軸向的自由度。

3.3 載荷加載

3.3.1 安裝工況

螺栓連接方式通常使用ABAQUS自帶的Bolt Load方式加載螺栓預緊力，或者建立參考點耦合部分螺孔后加載集中力，但對于試壓帽中的雙頭螺柱(螺柱兩端分布螺紋)結構因作用形式不同無法采用Bolt Load方式加載，左、右卡箍孔無螺紋且后者加載方式與卡箍真實受力情況不符，亦無法采用。

通過雙頭螺柱作用時力的傳遞效果可知，螺母在擰緊力矩下推動卡箍向內動作，故加載方式可等效為將螺栓預緊力加載到螺母與卡箍接觸面上。本文采用的是M36螺母，實際測試時單根雙頭螺柱擰緊力矩采用Mt=1 145 Nm。螺栓預緊力以等效加載應力計算依據如式(6)所示。

單個螺母接觸面處加載載荷計算公式：

(6)

式中：σ為加載壓強值，MPa；S為卡箍與螺母接觸面積，mm2；F為單根卡箍預緊力，KN，其中預緊力計算依據：Mt=k×F×d×0.001，k為擰緊系數，取0.26；d為螺紋公稱直徑，mm，本文取36 mm。計算可得,σ=38 MPa。

3.3.2 試壓工況

試壓工況的設置是在安裝工況完成后，保持卡箍上的螺栓預緊力大小不變，向試壓帽結構內部空腔加載內壓直至52 MPa。

4 結果分析及討論

4.1 密封環(huán)密封性能分析

2種工況下的Mises應力計算結果如圖5所示，結合表2綜合分析可知35CrMoA，45鋼,2種材料的最小屈服值均大于圖5中的Mises應力，不會發(fā)生屈服狀態(tài)，即盲轂、卡箍、下轂座、支撐銷部件滿足強度要求。密封環(huán)具體分析見下文。

圖5 試壓帽在2種工況下的有限元計算結果Fig.5 Calculation results of finite element on pressure-testing cap under two conditions

4.1.1 密封環(huán)受力結果

密封環(huán)在2種工況下的Mises應力和CPRESS應力結果如圖6、圖7所示，其中Mises應力滿足密封的必要條件。將計算結果與圖4材料316 L的應力應變曲線結合分析，密封環(huán)上、下錐面的有效密封寬度為b=4.2 mm，通過式(5)計算可知，密封比壓為181.72 MPa。

圖7 2種工況下密封環(huán)接觸應力云圖Fig.7 Cloud map of contact stress for sealing ring under two conditions

4.1.2 安裝工況密封性能分析

上、下錐面節(jié)點標號如圖8所示，通過輸出接觸部位節(jié)點的接觸應力值探究在安裝過程中密封環(huán)錐面上的應力隨預緊力加載之間的關系，其中1號節(jié)點到6號節(jié)點錐面為6 mm長的24°斜面，6號節(jié)點到9號節(jié)點為5 mm長的20°斜面，斜面形狀如圖2所示。

圖8 上、下錐面節(jié)點標號Fig.8 Node labeling of upper and lower conical surfaces

輸出加載3.22，25.76，64.4，90.16，112.7和122.33 KN預緊力時上、下錐面的接觸應力值進行數據處理后可得曲線如圖9所示，上、下錐面6號節(jié)點的接觸應力變化如圖10所示。安裝工況下，隨預緊力的增加，密封環(huán)上、下錐面最大接觸應力先增大后略微減小，上錐面6號節(jié)點最終值約為550 MPa，下錐面6號節(jié)點最終值約為850 MPa。

圖9 接觸應力與螺栓預緊載荷關系Fig.9 Relationship between contact pressure and pre-tightening load of bolt

圖10 錐面6號節(jié)點接觸應力與螺栓預緊力關系Fig.10 Relationship between contact stress and pre-tightening force of bolt at No. 6 node on conical surface

4.1.3 試壓工況密封性能分析

同理，輸出試壓工況下加載0.01，1，15，30和52 MPa試驗內壓時上、下錐面的接觸應力值，并進行數據處理后可得變化曲線如圖11所示，上、下錐面6號節(jié)點的接觸應力變化如圖12所示。試壓工況下，隨試驗內壓的增加，密封環(huán)上錐面最大應力緩慢增加，下錐面最大接觸應力幾乎不變，最終2值近似相等，約為850 MPa。

圖11 接觸應力隨試驗內壓變化曲線Fig.11 Variation curves of contact pressure with testing internal pressure

圖12 錐面6號節(jié)點接觸應力與試驗內壓關系Fig.12 Relationship between contact stress and testing internal pressure at No. 6 node on conical surface

4.1.4 密封性能判別

安裝工況下接觸面應力大于密封比壓；試壓工況下接觸面應力大于6.5倍的實際工作壓力滿足密封要求，即約225 MPa，其中實際工作壓力為34.5 MPa。滿足以上內容密封環(huán)能達到密封要求。

由圖9和圖10可知安裝工況時上、下錐面的接觸應力大于密封比壓的有效寬度約為4.2 mm，滿足要求；由圖11和圖12可知試壓工況時上、下錐面的接觸應力225 MPa，有效密封寬度約為4.2 mm，滿足密封環(huán)密封性能要求。

4.2 螺栓預緊力數值分析

為判斷螺栓預緊力在安裝工況下可實現試壓帽結構鎖緊過程，在試壓工況下能保證部件不被彈開。分別繪制2種工況下卡箍的位移變化曲線如圖13所示。

圖13 2種工況下的卡箍位移Fig.13 Clamp displacement under two conditions

由圖13可知，安裝工況下卡箍位移隨預緊力的增加而增加，達到36.72 mm；試壓工況下卡箍位移隨試驗內壓的增加而略有減少，最終值為36.62 mm。2種工況下的卡箍徑向方向位移變化量為0.1 mm，且試驗內壓是在考慮1.5倍的安全系數后進行的模擬，因此滿足實際情況的誤差需求，即螺栓擰緊力矩滿足2種工況的需求。

5 結論

1)通過動態(tài)仿真分析，全面地驗證了2種工況下試壓帽的密封性能，檢驗了等效處理雙頭螺柱模擬方法的合理性和可行性。

2)1 145 Nm螺栓擰緊力矩滿足安裝工況下的承載要求以及試壓工況下鎖住卡箍的需求。上述2種工況下，除必要的密封環(huán)塑性變形外，其他部件的承載應變控制在彈性范圍內，符合強度設計要求。

3)有限元模擬獲得了承載條件下主要部件的應力分布，檢驗了該款國產水下連接器關鍵部件的密封性能及其結構設計合理性，并為后續(xù)實物測試的開展提供了參考。