高压大直径深水模拟试验舱自适应密封设计与分析*

蒋发光 李贞丽 梁 政 徐著华 袁欣然

(1. 西南石油大学机电工程学院 四川成都 610500; 2. 石油天然气装备教育部重点实验室 四川成都 610500;3. 四川海洋特种技术研究所 四川成都 610041; 4.中国石油天然气管道科学研究院 河北廊坊 065000)

高压大直径深水模拟试验舱自适应密封设计与分析*

蒋发光1，2李贞丽1，2梁 政1,2徐著华3袁欣然4

(1. 西南石油大学机电工程学院 四川成都 610500; 2. 石油天然气装备教育部重点实验室 四川成都 610500;3. 四川海洋特种技术研究所 四川成都 610041; 4.中国石油天然气管道科学研究院 河北廊坊 065000)

蒋发光,李贞丽,梁政，等.高压大直径深水模拟试验舱自适应密封设计与分析[J].中国海上油气，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.

为解决海洋深水高压模拟试验舱在大直径(2 500 mm)、高压(40 MPa)下的密封问题，基于双筒式结构受内压后内外层变形协调机理，设计了一种新型自适应膨胀式密封装置。根据推导的自适应膨胀式密封的径向补偿间隙理论计算公式，确定了既定密封圈厚度、高压舱舱体与膨胀圈的主体尺寸以及初始径向间隙值，在此基础上开展了高压大直径深水模拟试验舱自封式密封效果数值模拟与密封性能试验检测，结果表明所设计的自适应膨胀式密封装置能满足额定工作压力下高压舱的径向密封与端面密封要求，采用自适应膨胀密封设计的高压大直径深水模拟试验舱能够满足最高52.5 MPa试验压力下的密封要求。

深水；高压；大直径；试验舱；自适应；密封性能；数值模拟；试验检测

高压大直径深水模拟试验舱主要用于模拟海洋深水的压力环境，是检验海洋水下设施的关键设备。目前国外已具备模拟3 000 m水深压力环境的完善检验设备，而国内尚无模拟3 000 m水深压力环境的检验设备，不能对直径大于2 500 mm的试验件进行深水环境模拟试验研究，也没有相关的结构设计标准[1-3]。舱盖是深水模拟实验舱的核心部件之一，为减小制造成本、充分利用试验舱空间、实现舱盖快速启闭，通常采用全开式结构，但全通径开口式结构会导致密封问题突出。因此，舱盖密封装置的设计理念、结构和性能指标成为高压容器的关键技术[4-5]。轴向抗剪螺栓连接是高压端盖比较有效的密封方式[6]，但螺纹密封不能实现舱盖快速启闭，且易咬死。周凡 等[7]提出了一种直径700 mm在筒体外部开启操作、无受力螺栓、依靠尺寸链保证密封的新型高压容器密封结构，并通过数值模拟及实验对其进行了评价。张振华 等[8]提出了一种有效内径750 mm的深海模拟舱O形圈径向密封结构，并利用有限元方法对其结构进行了评价。Slee等[9]利用Abaqus编写定制的用户子程序，以克服有限元软件单向压力渗透的不足，实现直径762 mm、质量140 t的压力容器端盖金属密封的设计优化。但这些针对高压密封舱的研究均存在无法完成舱盖快速启闭、无法实现大直径密封的问题。本文基于双筒式结构受内压后内外层变形协调机理，借助自补偿式设计理念，首次成功设计出了一种大直径(2 500 mm)、高压(40 MPa)自适应膨胀式密封装置，建立了自适应膨胀式密封径向补偿间隙理论计算公式，开展了深水模拟试验舱自封式密封效果数值模拟与密封性能试验检测，成功解决了高压密封舱无法完成舱盖快速启闭、无法实现大直径密封的问题，对大型承压结构设计特别是承受内压容器的密封设计具有一定的借鉴意义。

1 高压舱密封结构设计

如图1所示，所设计的大直径高压舱舱盖密封主要由承载环、舱体、舱盖、膨胀密封组件等构成，舱体与舱盖之间通过膨胀密封组件实现密封，内压对舱盖所产生的推力靠承载环承受，膨胀密封组件主要由舱盖、轴向密封I、膨胀圈、径向密封II及舱体等组成(图2)。实现密封的必要条件是密封面接触区域内的比压大于工作介质压力[10]。自适应膨胀式密封圈位于舱体内部，在舱体内压作用下向外膨胀变形。若膨胀圈的径向变形大于舱体的径向变形，舱体与膨胀圈之间的间隙随着工作压力的升高而逐渐被消除，且当工作压力超过某一临界值时，膨胀圈与舱体之间的间隙将始终为零。实践表明，减小或消除密封面间隙，有利于防止密封圈突出、挤毁和剪切而引起的密封失效。

图1 高压舱舱盖密封半剖图

图2 高压舱膨胀密封组件局部图

2 自封式密封理论计算

2.1 径向密封机理

舱体的密封部分相对舱体的整体长度较短，计算时忽略舱体密封部分轴向长度的影响，仅考虑舱体在内压作用下的径向变形(舱体的极限膨胀状态)。为便于加工与安装，膨胀圈与舱体之间设置一定的初始径向间隙δ，径向间隙消除前膨胀圈与舱体均可简化为图3所示的受内压圆筒。

由受均布内压作用圆筒的力学模型[11]和边界条件可得径向位移，即

(1)

式(1)中：ur为径向位移，mm；μ为圆筒材料的泊松比；E为材料的弹性模量，MPa；p为圆筒内压，MPa；Ri为圆筒内径，mm；Ro为圆筒外径，mm；r为圆筒任意位置的半径，mm。

图3 受内压圆筒

在舱体与膨胀圈贴合前，舱体与膨胀圈径向补偿间隙为

δ′=δ+uor-uir

(2)

式(2)中：δ为舱体与膨胀圈初始径向间隙，mm；uor为舱体内壁径向位移，mm；uir为膨胀圈外壁径向位移，mm。

将式(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为高压舱设计内压，MPa；Roi为舱体内径，mm；Roo为舱体外径，mm；Rii为膨胀圈内径，mm；Rio为膨胀圈外径，mm；δ0为舱体壁厚，mm；δi为膨胀圈厚度，mm。

2.2 高压舱筒体壁厚确定

为满足高压大直径深水模拟试验舱承压要求，舱体最小壁厚δ0为[12]

δ0≥piDoi/(2SmK-pi)+a

(7)

式(7)中：取pi=42 MPa；Doi为高压舱有效设计内径，取Doi=2 500 mm；K为焊接影响系数，焊接采用100%无损探伤，取K=1；Sm为舱体钢材20 MnMoNb的许用拉应力，取Sm=254 MPa;a为腐蚀余量,mm,根据《腐蚀数据手册》可知，碳钢及低合金钢在淡水中的腐蚀速率为0.05～0.50 mm/a，属腐蚀较轻或无腐蚀的情况，高压舱的预期使用寿命为20 a，则设备材料腐蚀量为1.0～10.0 mm，另外，根据东方电气集团常年跟踪的各类设备的实际腐蚀量，对设计寿命为20 a的设备进行测量发现，淡水对设备的腐蚀量为1.0 mm左右,考虑本设备的重要性，因此取腐蚀余量a=3 mm。将这些参数取值代入式(7)，可得舱体最小壁厚δ0≥228 mm。

2.3 径向补偿间隙理论计算

在设计膨胀圈密封结构时，舱体与膨胀圈初始径向间隙δ的选择直接决定了加工与装配的难易程度,而舱体壁厚δ0则直接决定了舱体质量的大小。由式(2)、(3)可得舱体与膨胀圈径向补偿间隙δ′、初始径向间隙δ与舱体壁厚δ0应满足如下关系：

(8)

结合自膨胀密封原理，舱内设计压力pi=20 MPa时，舱体与膨胀圈之间的初始径向间隙消除；舱内压力进一步上升时，舱体与膨胀圈完全贴合，即当舱内压力pi≥20 MPa后，径向补偿间隙δ′≤0。取径向密封圈和轴向密封圈直径均为25 mm，计算得膨胀圈厚度δi≥80 mm。为保证低压密封效果，膨胀圈与舱体之间所形成的沟槽空间要满足“O”形密封圈对结构的要求[13]。取δi=90 mm、pi=20 MPa，由式(8)得到不同初始径向间隙下舱体壁厚与径向补偿间隙之间关系如图4所示，可见当初始径向间隙δ=0.90 mm时，几乎不满足径向补偿间隙δ′≤0的条件，即最多能消除0.80～0.85 mm的间隙，即满足δ′≤0.85 mm时安装膨胀圈的舱体段平均壁厚δ0=630 mm。取δ0=630 mm、pi=20 MPa，得到不同初始径向间隙下膨胀圈厚度与径向补偿间隙之间的关系如图5所示，可见要消除0.50 mm及以上间隙，即满足径向补偿间隙δ′≤0,须膨胀圈厚度δi≤130 mm。取初始径向间隙δ=1.00 mm、膨胀圈厚度δi=90 mm，得到不同压力下舱体壁厚与径向补偿间隙之间关系如图6所示，可见5、10、20 MPa工作压力不能消除1.00 mm及以上的初始径向间隙。

结合上述理论分析，并综合考虑加工、装配、构件质量等因素，取δ0=630 mm、δi≤90 mm、δ≤0.85 mm作为设计依据进行密封效果数值模拟分析。

图4 工作压力20 MPa时不同初始径向间隙下舱体壁厚与径向补偿间隙的关系

图5 工作压力20 MPa时，不同初始径向间隙下膨胀圈厚度与径向补偿间隙的关系

图6 不同工作压力下舱体壁厚与径向补偿间隙的关系

3 自封式密封效果数值模拟

3.1 径向补偿间隙

由于理论计算中进行了一定简化，而膨胀圈、舱体的实际结构并不是标准的单一圆环结构，因此采用数值模拟方法验证膨胀圈、舱体之间的间隙值，建立的平面轴对称模型如图7所示，模型中舱体、舱盖、膨胀圈材料屈服强度为500 MPa，分体承载环材料屈服强度为835 MPa。

图7 径向密封工作压力与径向补偿间隙研究数值模拟模型

建立分体承载环与舱体、分体承载环与舱盖、舱盖与舱体、舱盖与膨胀圈、膨胀圈与舱体等5处自适应接触对[14]。并在舱盖模型下端面、舱体内表面、膨胀圈内部面等密封圈能够密封并且承受高压的面施加工作载荷，在舱体研究模型的端面施加Y方向约束(图8a)，加载后的膨胀圈模型放大图如图8b所示。数值模拟计算得到径向密封工作压力与径向补偿间隙关系曲线如图9所示。

从图9可以看出，舱内压力为20.0 MPa时，径向补偿间隙为0.758 mm；舱内压力为22.5 MPa时，径向补偿间隙为0.850 mm。分析认为，自适应膨胀式密封装置的径向补偿间隙数值模拟结果与简化理论计算结果之间存在12%左右误差，考虑理论计算模型与数值模拟模型结构上的差异，理论计算与数值模拟结果基本吻合，因此初步设计时可用理论公式进行计算。

图8 径向密封工作压力与径向补偿间隙研究加载模型

图9 径向密封工作压力与径向补偿间隙关系曲线

3.2 径向密封圈密封性能

设计膨胀圈与舱体的初始径向间隙δ小于0.85 mm，舱内压力为22.5 MPa时舱体与膨胀圈之间的间隙被补偿，二者之间径向间隙消失。为模拟径向密封圈在高压下的密封效果，建立如图10所示的数值模拟模型，“O”形圈材料的本构模型选用文献[15]中Yeoh三次幂本构模型。

分析时首先对舱体施加径向位移，模拟装配过程，然后对“O”形密封圈承压面施加工作压力(系统最高计算压力为52.5 MPa)，得到工作压力在22.0、52.5 MPa时密封圈各密封面处接触应力分布图(图11、12)，可见径向密封圈各处密封面的计算接触应力值均高于舱内压力值，表明能够满足舱内对应压力下的密封性能要求[16-17]。

图10 径向密封圈密封效果数值模拟模型

图11 工作压力22.0 MPa时径向密封圈各密封面处接触应力分布

图12 工作压力52.5 MPa时径向密封圈各密封面处接触应力分布

3.3 端面密封圈密封性能

建立如图13所示的端面“O”形密封圈与舱盖之间的密封效果数值模拟模型，端面“O”形密封圈材料与径向“O”形密封圈材料性能一致。图14为工作压力42 MPa时端面密封圈各密封面处接触应力分布图，可见舱内加压后端面密封圈各密封面处的接触应力均大于对应的工作压力，能够实现密封。

图13 端面密封效果数值模拟模型

图14 工作压力42 MPa时端面密封圈各密封面处接触应力分布

4 密封性能试验检测

根据理论研究结果设计制造了深水高压模拟试验舱，并进行了最高52.5 MPa的静压密封试验。图15为舱盖提离高压舱时的状态。试验时先加压至42 MPa后稳压20 min，再增压至52.5 MPa后稳压30 min，然后降压至42 MPa后稳压30 min，最后进行泄压，结果表明稳压试验过程中无压力波动、无泄漏、无异响。图16为系统加载历程和试验舱内检测压力曲线对比，可以看出系统加载曲线与试验舱检测的压力曲线是一致的，这表明所设计的高压试验舱能够满足42 MPa工作压力和52.5 MPa最高试验压力的密封要求，验证了高压舱及密封设计的正确性。

图15 静压试验前装配的高压试验舱

图16 系统加载历程和试验舱内检测压力曲线

5 结论

基于双筒式结构受内压后内外层变形协调机理，成功设计出了一种新型自适应膨胀式密封装置，并根据所推导的自适应膨胀式密封径向补偿间隙理论计算公式确定了既定密封圈尺寸与舱体最小内径。在此基础上，开展了高压大直径深水模拟试验舱自封式密封效果数值模拟与密封性能试验检测，结果表明所设计的试验舱能实现预期的密封设计效果，采用自适应膨胀密封设计的高压大直径深水模拟试验舱能够满足最高52.5 MPa试验压力下的密封要求。

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(编辑：吕欢欢)

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”国家科技重大专项“大型油气田及煤层气开发”子课题“深水模拟高压舱研究(编号：2011ZX05027-004-003-002-003)”、工信部“第七代超深水钻井平台(船)创新专项——钻井包集成及部分关键设备应用研究(编号：工信部联装[2016]24号)”部分研究成果。

蒋发光，男，讲师，西南石油大学在读博士研究生，主要从事石油天然气装备设计与仿真工作。地址：四川省成都市新都区新都大道8号(邮编：610500)。E-mail：jiangfg@126.com。

李贞丽，女，西南石油大学机电工程学院机械工程在读硕士研究生，主要从事石油天然气装备设计与仿真。地址：四川省成都市新都区新都大道8号(邮编：610500)。E-mail：717396690@qq.com。

TE95;TH123.4

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2016-04-13 改回日期：2016-05-31