水下卡箍连接器金属密封圈结构优化*

2022-07-14胡晓明运飞宏孙海亭杨成鹏王立权刘伟丰矫克丰

润滑与密封 2022年7期

胡晓明运飞宏石磊孙海亭杨成鹏王立权刘伟丰矫克丰

(1.海洋石油工程股份有限公司设计院天津 300450；2.哈尔滨工程大学机电工程学院黑龙江哈尔滨 150000)

水下卡箍连接器应用于海洋石油管道连接，金属密封圈及法兰是管道连接密封的关键零件，金属密封圈的结构形式及核心尺寸优化研究对提高密封性能、降低泄漏风险具有重要意义。练章华等[1]对线型、正弦、椭圆、抛物线 4 种不同的金属(316 L)密封圈结构进行了仿真和试验研究，结果表明椭圆型接触面最有利于密封的稳定。张妙恬等[2]提出一种利用万能电子试验机和压力敏感试纸测量弹性金属密封圈接触应力的实验方法，并通过 ANSYS 软件对C形弹性金属密封圈进行接触应力验证。ZHAO等[3]分析金属密封圈的密封过程时，总结了接触应力随工作压力和结构参数的变化规律，提出金属密封圈的结构参数是影响其变化规律的主要因素。运飞宏等[4]对深水卡爪连接器的透镜式密封圈的球面半径和法兰锥面角度进行了研究，通过仿真得到相对较佳的尺寸，并通过试验进行了验证。张玮钰等[5]基于金属密封圈的温度循环失效机制，通过有限元仿真结合Conffin-Manson疲劳模型，解决了对真空中金属密封圈使用寿命的预测问题。吴继媛[6]提出了金属密封总成性能评价方法，指出温度是金属密封设计及性能评价过程中不可忽略的因素，并构建了“有限元分析+室内测试+无损探伤”的评价流程。KIM等[7]设计了一个新的金属O形圈，与标准金属O形圈相比，可显著提高回弹性能，进而可以保证密封圈长时间的密封性能。LI等[8]分析了在预紧力和工作条件下海底井口连接器中金属密封圈的机械性能，同时确定了接触应力在密封圈与结构参数之间的理论关系中的作用以及工作压力。QIAO等[9]建立了三维有限元模型分析了所有的密封组件，并将仿真结果与实验结果进行比较，分析讨论了各密封元件因性能变化而产生的材料波动以及不同密封直径对密封力的敏感性。ZHANG等[10]以波纹金属密封圈为研究对象，探究密封圈在航空发动机恶劣工况下的密封性能，通过分层求解法将多目标优化问题转化为单目标优化问题，并对密封结构进行参数化。GONG等[11]提出了一种数值方法来研究不同密封材料制作的密封圈中的局部高温热点问题，并设计了一种测试方法来评估密封圈的热不稳定性。FISCHER等[12]研究了钢球和具有圆锥表面的刚体之间的泄漏，并设计了一种用于研究金属密封件中流体泄漏的实验装置。ZHANG和XIAO[13]利用有限元分析金属对金属接触的法兰连接在不同内部压力、温度和外部弯矩下的应力分布，以评估密封和强度性能。运飞宏[14]以深水卡爪式连接器为研究对象，开展水下精准对接、复合式密封技术、密封结构多目标优化、热-结构耦合分析等研究，探讨温度载荷对深水连接器密封性能的影响。

国内连接器技术与国外相比有很大差距，水下油气开发装备核心技术长期被欧美国家的石油公司所垄断。水下卡箍连接器的金属密封是水下油气开发装备的核心技术之一，国内连接器的研究虽取得了一定的进展，但其金属密封所需的轴向力较大，导致连接器整体的结构和质量随之变大。如何在较小的轴向力的作用下，实现密封更高的管道压力是研究的难点和重点。

本文作者为提高水下卡箍连接器金属密封圈的弹性接触性能，对金属密封圈与法兰进行接触分析，得到影响接触性能的结构尺寸参数；以最大接触应力和最小法兰轴向力为目标函数，以密封圈最大等效应力为约束变量，对金属密封圈结构进行优化仿真。

1 水下卡箍连接器密封结构及原理

水下卡箍连接器结构如图1所示，拉紧螺栓通过螺纹传动将三瓣卡箍啮合，三瓣卡箍内部的卡箍爪径向夹紧，向法兰提供轴向力，2个法兰挤压金属密封圈，形成接触密封环实现密封功能。

图1 水下卡箍连接器关键结构

如图2所示，金属密封圈各尺寸中影响密封性能的主要尺寸有边缘厚度h、半宽度w、接触角度α、圆弧半径Rc等，法兰压紧金属密封圈的接触挤压程度用最大接触应力pmax表示，根据文献[15]可得到最大接触应力和接触密封压力的关系：

(1)

式中：pmax为法兰和金属密封圈接触环接触应力最大值，MPa；m为垫片系数，金属密封圈的材料为Incoloy 825，其垫片系数m=6.5；p内为密封液体压力，MPa。

从式(1)可知密封性能好坏可以由最大接触应力直接体现，下面利用有限元接触仿真对密封圈各尺寸进行优化分析。

图2 金属密封圈关键尺寸

2 金属密封圈接触仿真设置及初步仿真分析

由于法兰挤压金属密封圈的接触模型是回转模型，整体受力均匀，约束和载荷也沿轴线对称，故使用片体模型进行求解，从而减少网格数量，降低计算时间。使用三维建模软件UG对法兰和金属密封圈进行参数化建模，参数化尺寸包括金属密封圈边缘厚度h、半宽度w、接触角度α、圆弧半径Rc。将片体模型导入Ansys Workbench进行静力学接触仿真分析。

2.1 参数设置

有限元参数设置如下：(1)按照表1设置金属密封圈和法兰的材料参数；(2)忽略法兰和金属密封圈接触表面的摩擦影响，设置无摩擦接触；(3)整体网格划分为1 mm，接触点网格细化为0.01 mm；(4)如图3所示，在左侧法兰添加固定支撑，右侧法兰添加位移载荷，金属密封圈与密封油液接触表面添加液体压力载荷，水下石油管道压力设计标准中34.5 MPa(5 000 psi)是应用最广泛的压力等级，按照1.2倍安全系数即压力41.4 MPa(6 000 psi)进行研究(6 000 psi是文中研究的15.24 cm卡箍连接器金属密封圈材料在屈服临界点(220 MPa)能达到的最极限密封压力)。在海水与金属密封圈接触表面添加水深压力载荷，文中以零水深(100 m以内水深压力不足1 MPa，与油压相比可以近似忽略)为例，设置海水压力为0；(5)输出结果包括金属密封圈最大等效应力、法兰最大等效应力、最大接触应力pmax、金属密封圈受到的法兰挤压轴向力F轴。

表1 材料和尺寸参数

图3 金属密封圈接触仿真设置

根据国外金属密封圈产品及国内研究，确定金属密封圈尺寸参数范围如表2所示，在密封内压41.4 MPa前提下，要求密封圈整体等效应力最大值在屈服强度220 MPa以下，密封圈受到的法兰轴向力越小越好，接触表面最大接触应力pmax越大越好，根据式(1)可得pmax应大于等于342.7 MPa，在进行优化时取整为343 MPa。确定优化目标如表3所示。

表2 密封圈初步尺寸范围

表3 优化目标

2.2 初步仿真分析

如图4所示，经过492次运算，在3个优化目标限制下，金属密封圈4个参数化尺寸都朝着一定范围收敛。如图5所示为半宽度w的采样点产生的优化过程曲线，其余参数同理。取20个最佳采样点在各个尺寸及目标参数的范围如图6所示，P1半宽度w二次优化范围取45～50 mm，P2圆弧半径Rc二次优化范围取170～200 mm，P3接触角度α收敛在最低边缘附近，所以范围下限降低，二次优化范围取13°～17°，P4边缘厚度h二次优化范围取13～15 mm。

图4 优化参数及目标优化曲线

图5 半宽度优化过程曲线

图6 各参数较佳取值范围

3 二次优化灵敏度分析

结构尺寸参数的灵敏度常用于判断各个变量引起设计目标的变化率。在金属密封圈优化过程中，通过初步仿真分析尚不能精确量化尺寸参数变化对设计目标的影响，为提高优化效率，减少无关迭代，首先在Ansys Workbench软件中进行目标函数对设计变量的灵敏度分析。当灵敏度的值大于0时，绝对值越大，增加单位变量值对最大接触应力pmax、法兰轴向力F轴及密封圈最大等效应力σmax增幅越大；反之，当灵敏度的值小于0时，绝对值越大，增加单位变量值对目标函数减幅越大。

如图7所示，最大接触应力pmax对半宽度w、圆弧半径Rc、接触角度α及边缘厚度h的灵敏度分别为：-12.02%、-48.17%、30.93%、-8.36%；金属密封圈最大等效应力σmax对半宽度w、圆弧半径Rc、接触角度α及边缘厚度h的灵敏度分别为-9.57%、-32.99%、24.49%、-6.37%；法兰轴向力F轴对半宽度w、圆弧半径Rc、接触角度α及边缘厚度h的灵敏度分别为-5.77%、1.34%、64.77%、0.78%。可以看出，接触角度越小，则所需的法兰轴向力F轴越小。pmax和σmax对Rc灵敏度最高，F轴对α灵敏度最高，虽然3项目标函数对w和h敏感度相对较低，但也可以将目标函数推向更加优化的结果。

图7 目标函数对尺寸参数灵敏度百分比

4 优化参数对目标函数的响应分析

使用响应面优化方法及MOGA算法对模型进行优化分析，下面仅从优化目标轴向力F轴说明单独参数分析过程，其他两项优化目标同理。图8所示为法兰轴向力随各个参数单独变化响应曲线。可知：在二次优化尺寸范围内、接触应力最大值在343 MPa附近、密封圈最大应力在215 MPa附近的前提下，半宽度w、圆弧半径Rc、接触角度α与法兰轴向力F轴的单独响应近似成正比关系。当其他3个参数变化时，只会影响曲线斜率，一次曲线关系不会变化。边缘厚度h与法兰轴向力F轴近似成抛物线关系。单独考虑各个指标，为使F轴最低，半宽度w应取最大值，圆弧半径Rc、接触角度α应取最小值，边缘厚度h应取抛物线最底端的两侧极值中较小者。当只修改一个参数时，这种取值方法合理，但是多个参数互相影响以后，配合最佳的尺寸未必是各个参数下的最佳尺寸。下面仅从2个和4个参数共同作用对最大接触应力pmax影响来说明这一问题，其他2个目标函数同理。

图8 法兰轴向力随各个参数单独变化响应曲线

在2个参数共同作用下，4个参数会有6种组合方式，这里仅用与h相关的2组说明问题。前提条件：在二次优化尺寸范围内、轴向力在85 kN附近、密封圈最大应力在215 MPa附近。图9(a)所示为厚度和半宽度共同对最大接触应力的响应曲面，图9(b)所示为取5个半宽度对应的厚度和接触应力的响应曲线，可以得出：当半宽度减小时，每个半宽度对应最佳厚度在增大，厚度和半宽度共同作用最佳点为h=13.6 mm、w=45 mm、pmax=347 MPa。从图10中可以得出：当角度减小时，每个角度对应最佳厚度在增大，厚度和角度共同作用最佳点为h=13.2 mm、α=17°、pmax=356 MPa。

图9 厚度、半宽度对最大接触应力响应

图10 厚度、角度对最大接触应力响应

在4个参数共同作用下，在三维空间里无法生成响应曲面或者曲线，需要五维空间，理解较为困难，这里利用最优解得到的5个最佳候选点进行说明。如表4所示，优化目标符合预设目标要求，综合比较在密封圈未屈服前，达到最大接触应力并且施加轴向力最小，选择候选点1作为最佳参考尺寸，将尺寸取整，最终设定w=45.2 mm、Rc=170 mm、α=13°、h=15 mm。

表4 4个参数最优解组合

5 优化前后性能对比

5.1 有限元分析对比

优化前密封圈尺寸为w=58 mm、Rc=168.148 mm、α=20°、h=13 mm，这套尺寸得来时仅对灵敏度较大的Rc和α进行了优化研究，上节结论中还考虑了灵敏度相对较低尺寸w和h的影响，下面建立两组结构尺寸模型，对其进行仿真对比分析。

如图11所示，在最大接触应力都为354 MPa(即最大密封压力42.7 MPa)的前提下，优化前密封圈最大等效应力为240.52 MPa，优化后密封圈最大等效应力为222.01 MPa，在材料屈服边界，最大等效应力降低7.7%；优化前需要法兰提供轴向力113.370 kN，优化后需要法兰提供轴向力71.030 kN，法兰轴向力降低37.3%，即密封相同压力下，优化后密封圈需要的轴向力更小，使用寿命更长。

图11 优化前后密封圈性能参数

5.2 试验验证

试验采用的密封结构如图12所示。通过打压试验来验证金属密封在实际工作中能否保证油液不出现泄漏。

图12 密封结构

试验采用的打压试验装置由液压泵、压力机、控制器等组成。如图13所示，打压试验由压力机以恒力F压力机挤压上、下法兰，通过打压泵向内腔加压，法兰受液体压力产生的轴向力Fp内轴与金属密封圈受到轴向力F轴之和等于压力机提供的恒力：

(2)

打压试验输入为压力机恒力F压力机，输出为该力下能密封液体压力的最大值。

图13 打压试验装置

试验数据如表5与6所示，压力机压力范围为1 000～1 200 kN，在37.8～47.9 MPa的密封内压范围内压降均满足标准要求。通过式(2)可以求得各压力机载荷下对应的密封保压压力所需要的法兰轴向力。

表5 密封圈优化前打压试验数据

通过数据对比可知：(1)在相同F压力机作用下，密封圈优化后比优化前可密封的内腔压力提高4%～4.6%；(2)在相同F压力机作用下，密封圈优化后比优化前所需的F轴降低34%～37.7%。

误差产生原因有：(1)压力机压力示数与实际提供压力值之间的误差；(2)压力泵液压表示数与实际液体压力的误差；(3)液压油路本身的压降；(4)试验误差波动较大，主要原因是内腔打压时液体压力分担了大多数的压力机压力，作用在密封圈上的轴向力仅占压力机提供轴向力的5%～11%，试验测量数据误差波动会使式(2)得到的F轴误差波动放大。