深海球阀阀座密封性能分析与优化*

(天津大学机械工程学院 天津 300350)

深海阀门是海底管道系统的重要组成部分，对海底油气的安全运输起着关键作用。目前深海高压阀门的需求日渐增强，而国内对深海阀门的开发尚未形成规模，深海阀门的结构设计、材料特性研究、可靠性分析成为国内外研究的重要课题[1-2]。

目前世界上能生产水下阀门的厂家仅有Cameron、FMC及Tyco等[3]，水下阀门长期被国外垄断，严重影响了我国海上油气开发进程。国外对特种阀门的研究以结构和材料为主，ELLDAKLI 和SOLIMAN[4]对新型气升阀阀座进行了优化设计，用计算流体力学技术替代样机实验，极大地提升了设计效率。HIRATA等[5]研究了锥形阀座表面粗糙度及阀座环间的夹角变化对密封性能的影响，认为阀座圆度对密封性能的影响较大，并且粗糙度也不是越小越好。FEDOROV和PAVLOV[6]对以金属陶瓷合金为材料的密封面进行了密封性能测试，测试得出，在一定温度和一定载荷下循环的金属陶瓷合金密封副，必须考虑密封面的偏差范围，以获得良好的密封性能。AHN等[7]研究了以柔性金属为材料的阀座在低温时的密封性能，模拟计算了阀瓣和密封接触面间的接触压力。

我国海洋装备产业起步较晚，但随着中国南海油气田的大规模开发，国内阀门制造商也意识到这一块的商机，并已经组织研发。目前走在前端的分别是中阀科技下属汉威阀门和五洲阀门集团。其中汉威阀门已建成400 m水深外压试验仓，并完成110 m水深实际应用[8]。

密封特性和密封材料是阀门密封研究的重要方向，张文博[9]针对低温环境实验要求，研制了低温实验室模拟装置，在指定低温环境下，对常见的3种阀门密封材料试样的拉伸强度、拉断伸长率和压缩永久变形率进行了实验。吴军[10]对耐高温高压阀门密封面数控对焊机进行研究，完成了堆焊机结构设计、控制系统硬件的搭建以及控制系统软件的编写，用于阀门密封面修复和表面强化。陈庆文[11]对核级阀门密封面材料与焊接技术进行了研究，对比了不同材料及其焊接方法，确定了在不同标准中的相同点和不同点，为阀门在核电应用提供了有益的探索。

由于深海工况复杂，深海阀门密封结构常遇到不稳定的工况,难以运用传统的经验方法以及基于经典力学理论的常规设计方法进行研究。本文作者从深海工况出发，设计出具有双向密封结构的阀杆和螺栓固定式阀座的深海球阀；同时研究阀座在不同工况下的变形与受力，通过确定阀座变形与密封比压之间的关系，优化阀座结构参数，使阀座密封面上的最大密封比压降低到材料允许范围，使密封面上的密封比压分布更加均匀，从而提高深海球阀的密封性能与可靠性。文中采用有限元数值模拟代替繁杂的实验，解决阀门密封这类复杂问题，为深海阀门的设计提供了新思路，是对传统凭借经验以及基于经典力学理论的常规设计方法的补充。

1 深海球阀密封方案

1.1 深海球阀结构

考虑到深海高压阀门的复杂工况，选用上装式球阀结构。阀门具体结构如图1所示，阀体材料选用双相不锈钢2205。阀门尺寸为150 mm，考虑到阀门的深海工况，阀门最小设计壁厚设计为tmin=15 mm[12]。

图1 深海球阀结构

1.2 深海球阀阀杆密封设计

深海阀门与陆地阀门不同，除了避免内部介质不向外界泄漏之外，还必须保证外部介质不能进入阀门内部。阀杆是连接阀门内外的重要组成部分，在阀杆与阀体的接触部位，必须设计双向密封结构，以满足上述要求。具体结构如图2所示。锯齿形密封环和斜支撑环的材质均为聚四氟乙烯，梯形支撑环的材质为结构钢。

图2 阀杆双向密封结构

1.3 深海球阀阀座密封设计

为了使阀芯与阀座紧密贴合，使阀座处具有良好的密封性能，设计了一种螺栓式固定球阀阀座结构。如图3所示，螺栓底部锥面结构吻合地压紧在阀座锥面结构上，当拧紧螺栓时，螺栓底部锥面结构压紧阀座锥面结构，使阀座获得向阀芯以及阀体方向的力，阀座贴合并紧压阀体及阀芯。该方法的预紧力可调，且结构简单、密封可靠。

图3 螺栓式固定球阀阀座密封结构

2 阀座密封性能分析

2.1 阀座密封比压分析

深海球阀阀座的初始设计尺寸如图4所示，阀座内径D=55 mm。为了保证阀座的密封性，在阀座密封面周围必须存在一条均匀的压应力带，其判断标准为

qmf

(1)

式中：qmf为最小密封临界比压；q为实际密封比压；[q]为密封材料许用密封比压。

阀座主体材料为2205双相不锈钢，密封面堆焊材料为钴基硬质合金。依据文献[10]，qmf=15 MPa，[q]=100 MPa。

图4 阀座初始设计尺寸

对关闭状态下的阀门进行了热固耦合分析，得到了阀座密封面的密封比压，如图5(a)所示。可见，阀座密封面周围存在一条密封比压大于15 MPa的闭合环带，但最大密封比压超过许用值，密封比压分布不均(如图5(b)所示)。

图5 阀座密封面密封比压分布

2.2 阀座变形规律

在阀座密封过程中，由于阀体与阀座外环只有很小的间隙并存在O形圈密封，阀体与阀座相对固定，故水下阀门阀体经过海水外压、介质内压、管道弯矩与热应力的综合作用产生变形后，阀座上与阀体接触部分随之产生变形，从而影响阀座与阀芯密封面的密封比压。依据陆上阀门设计标准的阀座不能满足密封要求，为了研究阀座变形与阀座密封面比压之间的关系，选取阀座内环上的三条边作为研究对象，如图6所示。

图6 阀座变形提取路径

设置水下阀门运输介质压力为10 MPa，阀门内部温度为121 ℃，海水温度为5 ℃，改变阀门外压，可以得到阀座变形曲线及最大密封比压的变化曲线，如图7所示。可以发现外压在0～15 MPa之间变化时，阀座上的最大变形量变化不大，而密封比压从95 MPa增加到109 MPa，B1-B2边上的最大变形量随着外压的增大而减小，A1-A2与C1-C2边上的变形量随着外压的增大而增大。

图7 改变外压阀座变形与密封比压的关系

当外压一定时(设定为10 MPa)，内压为0～15 MPa时的阀座变形曲线及最大密封比压变化曲线，如图8所示，可以发现，A1-A2边上的最大变形量随着内压的增大先减后增，并且当内压为0与15 MPa时的最大变形量相同；B1-B2和C1-C2边上的最大变形量随着内压的增加而增大；最大密封比压随着内压的增大而减小。

对比图7与图8中A1-A2、B1-B2、C1-C2三条路径上的变形，随着内压与外压工况下压力的递增，显然外压与内压相比变形变化幅度较小，这是由于外压是间接作用在阀座上造成阀座变形的；对比A1-A2、B1-B2、C1-C2三条路径上的变形与密封比压变化关系时，显然可以得出，B1-B2变形量的变化与密封比压变化相反，在一定范围内B1-B2路径上的最大变形越大密封比压越小。另外，阀座密封面上的密封比压随着内压与外压的递增变化相反，增大内压密封面上的密封比压却反而减小。因此，增大内压导致阀座变形的情况可以作为阀座改进的参考依据。

图8 改变内压阀座变形与密封比压的关系

2.3 内压与各路径变形量的关系

为了研究内压造成的变形与密封面比压的关系，提取出内压在0～15 MPa范围内变化时A1-A2、B1-B2、C1-C2三条圆周路径上的变形量，如图9所示。对比三条路径上的变形曲线与密封比压曲线发现，60°与240°的邻域内皆存在极值点，在变形曲线中的极大值与极小值为局部变形最大或最小点处，而变形曲线中极值点对应为密封比压曲线中的极大值点，因此可以说明阀座上变形的突变导致了密封面上密封比压的突变。

图9 改变内压各路径变形量

对比图9中阀门仅受内压的工况与内压从0～15 MPa变化时的其他4种工况，可以发现，随着内压的增大，阀座A1-A2路径上的变形量的极大值与极小值之差越来越小，变形更加均匀；而B1-B2和C1-C2路径最大变形量越来越大，但最大值与最小值之差保持稳定。

3 阀座尺寸优化

基于阀座的变形规律与密封比压之间的关系，适当增大B1-B2路径的变形量可降低阀座密封面的密封比压。根据海底几种工况下产生的变形叠加，增大压力使阀座产生的变形是单方向的、相对的，当海底工况条件不变，减小阀座径向厚度也可增大B1-B2路径变形。另外减小阀座径向厚度相当于增大内压工况，可以使得A1-A2路径上变形量更加均匀。为了研究阀座径向厚度与密封比压之间的关系，使阀座径向厚度L从14 mm递增至20 mm(调整阀座内径D，如图4所示)，得到阀座上密封面中心处密封比压最大及最小值如表1所示。可以看出：随着阀座厚度L从14 mm递增至20 mm，阀座密封面中心处的密封比压逐渐增大，并且当厚度较小时，密封比压增大速度更快。但当L=14 mm时，由于阀座变形量过大，其密封比压不再满足密封要求。因此，选择阀座厚度L=15 mm较为合适。

表1 阀座厚度变化与密封比压计算结果

如图10(a)所示为阀座厚度L=15 mm时的阀座密封比压分布云图，可以看出，最大密封比压为83 MPa，最小值为45 MPa，整体小于许用值100 MPa且大于密封面必须比压15 MPa(如图10(b)所示)，符合阀门的密封评价标准。

图10 改进后阀座密封面密封比压分布

4 结论

(1)从深海工况出发，设计出具有双向密封结构的阀杆和螺栓固定式阀座的深海球阀。

(2)研究了阀座变形与密封比压之间的关系，结果表明，减小阀座径向厚度可增大密封比压，并使密封面上的密封比压分布更加均匀，并且当厚度较小时，密封比压增大速度更快。

(3)提出阀座的改进方案，使阀座密封面上的最大密封比压降低到材料允许范围内，并使密封面上的密封比压分布更加均匀，提高了阀座的密封性和可靠性。