随着海洋油气勘探开发技术不断发展，油气开采已从300m以内的浅海区逐渐转向深海区。作为油气田水下生产系统中重要的组成部件，水下球阀具有低阻力、高可靠性及启闭快等优点，其性能优劣直接关系到水下油气田的作业及生产系统的安全。球阀在水下作业中，不仅承受着内部介质压力，还受到外部海水静压力的作用，为了防止内部介质渗漏或海水进入球阀，球阀阀座与球体之间的接触面起到了重要的密封作用。随着水下油气作业的深度不断增加，球阀所受到的海水静压力也逐渐增大，对球阀的密封可靠性提出了更高的要求。本文就不同水深下的海水静压力对阀座与球体之间密封面的密封比压和变形进行分析。

1 球阀密封工作机理

水下球阀的球面密封结构为固定球体、浮动阀座式密封，球体与阀座之间采用金属密封，如图1所示。

1—阀杆；2—压盖；3—隔环；4—阀盖；5—调节圈；

6—前阀座；7—球体；8—后阀座；9—阀体。

图1 水下球阀密封结构

阀座处的密封面为双活塞效应式，球体前、后都安装阀座，且前、后阀座均安装在具有活塞效应的调节圈内，调节圈后安装弹簧提供初始预紧力，使阀座压紧球体。

球阀关闭，前阀座受到流体介质压力和调节圈处弹簧的弹力被推向球体，在前阀座与球体的接触面上形成一定的密封比压。该比压使前阀座表面发生弹塑性变形，填塞接触面上微观不平处及补偿球体的加工误差以防止流体介质的渗漏，保证密封。

前阀座密封结构如图2所示。

图2 前阀座密封结构

阀门关闭后，前阀座受力为

    （1）

    （2）

式中：F1为前阀座受压面积上所受介质力；F2为前阀座反向受压面积上所受介质力；p为球阀内腔介质压力；d1为前阀座的外径；d2为前阀座密封面的内径；D1为前阀座的内径。

因d1＞d2，所以F1＞F2      （3）

由式（3）可知，流体介质压力可将前阀座推向球体，和调节圈处弹簧的弹力一起使前阀座压紧球体并保持密封。

若前阀座的密封结构失效，流体介质进入球阀中腔，后阀座受流体介质压力和弹簧的弹力被推向球体，也可保持密封。

后阀座密封结构如图3所示。

图3 后阀座密封结构

当前阀座的密封结构失效后，流体进入中腔，后阀座受力为

    （4）

     （5）

式中：F3为后阀座受压面积上所受介质力；F4为后阀座反向受压面积上所受介质力；D2为后阀座弹簧处外径；d5为后阀座的外径；dm为后阀座密封面的平均直径，d3为后阀座密封面的外径，d4为后阀座密封面的内径。

因dm＞d5，所以F4＞F3     （6）

由式（6）可知，当前阀座的密封结构失效后，流体介质压力也可将后阀座推向球体，和调节圈处弹簧的弹力一起使后阀座压紧球体并保持密封。

由此可见，前阀座密封结构起第1道密封作用，其密封可靠性关系到球阀能否良好防止流体介质的渗漏。尤其是在海水静压力逐渐增大的情况下，对前阀座密封可靠性就有了更高的要求。

2 密封面数值模拟

为了提高计算速度及收敛精度，对水下球阀进行简化，将对前阀座密封分析影响不大的零件（如阀杆、压盖、隔环及调节圈）及倒圆角、螺纹孔等特征省略。水下球阀简化后各零件材料性能参数如表1所示。阀体、球体及阀盖材料为A694F60，阀座材料为UNS　N07718。

表1 材料性能参数

2.1 有限元模型

由于球阀各零件结构复杂，本文采用高阶3维10节点solid187单元划分其不规则的结构。在划分网格时，对前阀座与球体之间的接触面及其周围区域的网格划分较为细密，对其他区域的网格划分较为稀疏，如图4所示。

图4 球阀有限元模型

2.2 接触对设置

前阀座与球体之间的接触类型设置为No　Sep－aration；前阀座上密封面设置为目标面，其目标单元为targe170；球体上密封面设置为接触面，其接触单元为conta174。

对于前阀座与球体之间的接触，可采用PurePenalty公式进行接触计算，该公式是基于罚函数方程。

Fn＝kn·xp     （7）

式中：Fn为法向接触力；kn为法向接触刚度；xp为穿透率。

法向接触刚度决定着穿透率的大小。法向接触刚度越大，穿透率越小及求解精度越高，但法向接触刚度过大，会使收敛困难，甚至会导致模型振动及接触面弹开。因此，法向接触刚度是影响求解精度和收敛最重要的参数。一般来说，所取的法向接触刚度在保证穿透率小的可以接受的同时，也应该要保证求解收敛性。但是在分析计算时，像这样一个合适的法向接触刚度是不容易确定的，不同的结构、不同的网格密度或不同的边界条件都会有不同的合适的法向接触刚度。本文进行了一系列的计算确定合适的法向接触刚度。

计算时，选取0.1～5.0的法向接触刚度进行计算，得出相应的穿透率并对其进行比较，如图5所示。

图5 法向接触刚度与穿透率的关系

随着法向接触刚度的逐渐增大，穿透率在不断的减小；曲线的拐点出现在法向接触刚度为1时的点；当法向接触刚度在0.1～1.0时，穿透率下降趋势明显；当法向接触刚度在1.0～5.0时，曲线趋近水平，穿透率变化差别极小。随着法向接触刚度超过1.0后，穿透率变化几乎不变，而收敛行为会随之变得困难，本文取法向接触刚度值为1.0。

2.3 边界条件与载荷设置

根据实际工况，将前阀座上与调节圈所装配的螺纹面的y和z方向固定并只允许前阀座沿x方向移动；球阀两端与其它管汇以法兰盘形式进行连接，则固定球阀两侧法兰盘端面的x、y和z方向，防止球阀发生刚体位移。

球阀关闭后，前阀座会受到25MPa流体介质压力和调节圈处弹簧的3MPa弹力，分别对前阀座相应的受力面进行加载；随着海水深度不断增加，球阀所受海水静压力的作用也逐渐变大。

2.4 有限元结果分析

根据球阀的边界条件和受载形式，分别模拟计算0、3、6、18MPa等4种不同海水静压力对前阀座与球体之间密封面密封比压和变形的影响。

2.4.1 密封面密封比压

从各不同海水静压力下密封面的密封比压结果中，分别沿密封比压最小值处径向方向上，依次等距提取密封面内径处到外径处之间8个节点的密封比压值，经数据处理后结果如图6所示。

图6 密封比压最小值处径向比压分布

随着海水静压力的增大，沿密封比压最小值处径向的比压总体趋势也逐渐增大，且均呈中间大而两头小的分布规律；当海水静压力为0时，在沿密封比压最小处径向的区域上，有87.5%区域面积上的密封比压大于必须密封比压（40.23MPa），可实现密封。所以，当海水静压力为3、6、18MPa时，前阀座与球体之间的密封面均可实现密封，且其密封性随海水静压力的增加，愈加可靠。

再从各不同海水静压力下密封面密封比压结果中，分别沿密封面内环、中环及外环的顺时针方向，依次提取0、45、90、135、180、225、270、315、360°等节点的密封比压值，经数据处理后结果如图7所示。

图7 不同海水静压力下密封面环向密封比压分布

从图7可知，当海水静压力为0、3、6、18MPa时，密封面上密封比压均呈现中环最大、内环较小、外环最小的分布特点；当海水静压力为0时，密封面中环、内环及外环上密封比压分布较为均匀，无明显波动；当海水静压力为3、6、18MPa时，密封面环向上密封比压分布随着海水静压力的增大，其波动也愈加明显，且当环向角度从0～180°时，密封面环向上的密封比压有逐渐增大趋势，当环向角度从180～360°时，密封比压有逐渐减小的趋势。不同海水静压力下，密封面环向上中环处的密封性能均是最好的，且随海水静压力的增大，环向角度为180°处的密封性相比其他环向角度处的密封性更加可靠。

在不同海水静压力下，密封面中环上环向角度为180°处的密封比压都是最大的，低于许用密封比压300MPa，此处的密封性是密封面上最好的，且该处不会因密封比压过大而导致密封破坏；在不同海水静压力下，密封面外环上环向角度为0°或360°处的密封比压最小，此处的密封性是密封面上最差的。

2.4.2 密封面变形

同理，分别沿密封面内环、中环及外环的顺时针方向，依次提取0、45、90、135、180、225、270、315、360°等节点的变形量，经数据处理后结果如图8所示。

图8 不同海水静压力下密封面变形分布

从图8可见，不同海水静压力下，密封面变形分布趋势几乎一致，密封面上变形均呈现内环最大、中环次之、外环最小的分布特点，且当环向角度从0～360°时，其均呈现出由小到大，再由大到小，最后又增大的变化过程。

3 结论

1）根据不同海水静压力，对前阀座与球体之间的密封面进行分析计算可知：在不同海水静压力下，密封面均可实现密封，且随着海水静压力的增大，密封性能更加可靠。

2）通过对不同海水静压力下的密封面环向密封比压分布规律的比较发现：密封面中环上环向角度为180°处的密封比压都是最大的，均低于许用密封比压300MPa，可见此处的密封性是密封面上最好的，且该处不会因密封比压过大而导致密封破坏；在不同海水静压力下，密封面外环上环向角度为0°或360°处的密封比压最小，此处的密封性是密封面上最差的。

3）通过对不同海水静压力下密封面变形分布趋势的比较，不同海水静压力下，密封面上变形均呈现内环最大、中环次之、外环最小的分布特点，且当环向角度从0～360°时，其均呈现出由小到大，再由大到小，最后又增大的变化过程。

 

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