特高壓平板閘閥設(shè)計與密封性能分析

樊春明 鄭家偉 杜文波 韓傳軍 劉鳴 李中華

摘要：針對特高壓井口平板閘閥設(shè)計指導(dǎo)空缺問題，參考API 6A和API 6D標(biāo)準(zhǔn)中的平板閘閥設(shè)計參數(shù)確定方法，給出175 MPa工作內(nèi)壓下閥體通徑為78 mm的平板閘閥設(shè)計參數(shù)，補(bǔ)充并完善了國內(nèi)外特高壓井口平板閘閥設(shè)計方法，對所設(shè)計的平板閘閥采用有限元法分析其在螺栓預(yù)緊工況、額定工作內(nèi)壓工況和1.5倍靜水壓工況下的密封性能。所設(shè)計的平板閘閥可以滿足密封準(zhǔn)則，且能應(yīng)對一定量的動載荷，可為特高壓井口平板閘閥設(shè)計提供參考。

關(guān)鍵詞：特高壓；井口裝備，平板閘閥，密封，載荷

中圖分類號：TE931.1

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

doi：10.3969/j.issn.1001-3482.2024.01.007

Design and Analysis of Sealing Performance of UHP Plate Gate Valve

FAN Chunming^1，2，ZHENG Jiawei¹，DU Wenbo¹，HAN Chuanjun³， LIU Ming¹， LI Zhonghua^1，2

（1. CNPC Baoji Oilfield Machinery Co.， Ltd.，Baoji 721002， China;

2. National Oil and Gas Drilling Equipment Engineering Technology Research Center，Baoji 721002， China;

3. School of Mechanical and Electrical Engineering ，Southwest Petroleum University，Chengdu 610065， China）

Abstract：Aiming at the current vacancy of UHP llhead plate gate valve design guidance， the structural size of the flat gate valves with a diameter of 78 mm under 175 MPa working internal pressure was given by referring to the method of determining the design parameters of flat gate valves in API 6A and API 6D standards. For the designed non-standard plate gate valves， the sealing performance under bolt pretension， rated working internal pressure condition， and 1.5 times hydrostatic pressure condition were analyzed by finite element method and the design methods of 175 MPa flat gate valves for UHP（Ultra-high pressure） wellheads at home and abroad were supplemented and improved. The non-standard flat gate valves designed accordingly can meet the sealing criteria and cope with a certain amount of dynamic load， providing a reference for the design of the flat plate gate valves of the ultra-high-pressure wellhead.

Key words：ultra-high pressure; wellhead equipment; plate gate valve; seal; load

隨著全球能源需求的增長和對石油資源的開采，油氣井口壓力等級不斷提升。特高壓井口系統(tǒng)工作環(huán)境復(fù)雜，井口處存在著極高的壓力和溫度條件，平板閘閥作為關(guān)鍵的控制元件，在流量控制、阻止井口事故和應(yīng)急切斷等方面具有重要作用，因此對平板閘閥的密封性能提出了更高要求。

車強(qiáng)等^［1］通過對水下閘閥密封試驗(yàn)測試、幾種典型閥座密封結(jié)構(gòu)及密封機(jī)理、閘閥關(guān)鍵部件材料選擇和熱噴涂技術(shù)等進(jìn)行分析，得出水下閘閥閥座密封結(jié)構(gòu)設(shè)計要求點(diǎn)。李斌等^［2］在泛塞密封環(huán)的基礎(chǔ)上，設(shè)計了一種密封圈本體唇邊開有鋸齒狀凸起的新型柔性密封結(jié)構(gòu)，運(yùn)用有限元分析方法模擬密封圈的工作狀況，分析柔性密封結(jié)構(gòu)特性參數(shù)對密封圈密封性能的影響，獲得不同柔性密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)下密封面間接觸應(yīng)力分布規(guī)律，并對新型密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，從而進(jìn)一步提高了采油樹平板閘閥密封圈的密封性能。張?jiān)玫?sup>［3^］對平板閘閥閘板和閥座的傳統(tǒng)材料與耐磨耐蝕的熱噴涂涂層材料進(jìn)行了鹽酸腐蝕對比試驗(yàn)、硫化氫腐蝕對比試驗(yàn)、不同比壓下的摩擦對比試驗(yàn)和700平板閘閥臺架模擬試驗(yàn)，并用掃描電鏡對摩擦表面進(jìn)行了形貌觀察和分析。陳宗杰^［4］采用有限元方法進(jìn)行了高溫閘閥溫度場數(shù)值模擬，建立了散熱片目標(biāo)優(yōu)化分析模型，研究了高溫閘閥的溫度場分布，以及散熱片對填料溫度的影響特性。黃曉云等^［5］對浮動閥座-板密封結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度、接觸應(yīng)力以及靈敏度情況進(jìn)行分析，并利用響應(yīng)面法對浮動閥座的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，得到了一種可快速高效設(shè)計此類閥門的方法。文獻(xiàn)［6］為提高閘閥的使用壽命，研究了摩擦對閘閥密封組件的影響。文獻(xiàn)［7］設(shè)計了一種內(nèi)徑150 mm的高壓閘閥，并計算分析了高壓閘閥的力學(xué)響應(yīng)。雖然不少學(xué)者對閘閥的密封性能進(jìn)行了分析研究，但目前針對175 MPa特高壓井口平板閘閥設(shè)計和分析基本上仍是空白。

本文針對175 MPa特高壓井口平板閘閥設(shè)計空缺，基于API設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行延伸設(shè)計，確定了閥體通徑78 mm的平板閘閥設(shè)計參數(shù)，并進(jìn)行螺栓預(yù)緊、額定工作壓力和1.5倍靜水壓^［8］工況下的平板閘閥強(qiáng)度和密封性能分析。從密封面最大接觸壓力、密封面接觸壓力分布情況和剩余接觸壓力三個方面深入分析了平板閘閥的密封性能，進(jìn)一步完善了八角墊環(huán)密封的平板閘閥密封性能研究方法。

1 工況分析

目前應(yīng)用最廣泛的API系列設(shè)計參考標(biāo)準(zhǔn)中，設(shè)計平板閘閥結(jié)構(gòu)尺寸需結(jié)合API 6A^［9］和API 6D^［10］，部分設(shè)計參數(shù)如表1所示。

根據(jù)API 6A^［9］中Table H.1中螺栓預(yù)緊力的推薦值，確定平板閘閥使用的M52螺栓預(yù)緊力為644 kN。

175型平板閘閥三維模型如圖1a所示，圖1b為平板閘閥的有限元模型。為提高計算效率和精度，根據(jù)閥體以xy平面、yz平面和zx平面對稱、閥蓋與墊環(huán)均為回轉(zhuǎn)體、螺栓沿閥蓋軸心線對稱的特點(diǎn)，采用原模型的八分之一進(jìn)行仿真計算。其中，螺栓、閥體、閥蓋和密封墊環(huán)如圖中箭頭所指，墊環(huán)槽處堆焊不少于3.2 mm深度的合金。

2 平板閘閥有限元模型

本文研究的平板閘閥模型中，密封墊環(huán)采用316L不銹鋼^［11-12］，閥體和閥蓋采用4130鋼^［13］，在墊環(huán)槽處堆焊625合金材料^［14］，螺栓采用40Cr，各項(xiàng)材料的密度以及力學(xué)性能參數(shù)如表2所示，各材料的塑性參數(shù)如圖2所示。

在計算分析結(jié)果中，各材料產(chǎn)生的應(yīng)變量均未超過給定的最大應(yīng)變量，因此認(rèn)為圖2中塑性材料參數(shù)能夠滿足仿真計算的要求。

對模型對稱的截面施加沿其法向方向的截面對稱約束。對特高壓平板閘閥的工況分析主要包括：螺栓預(yù)緊工況、工作壓力工況、靜水壓工況，載荷如表3所示。

3 平板閘閥密封性能分析

3.1 平板閘閥密封原理

在螺栓預(yù)緊工況下，墊環(huán)上產(chǎn)生了垂直于密封面的接觸力。同時，墊環(huán)與墊環(huán)槽存在相對滑動趨勢，因此墊環(huán)受到由材料表面產(chǎn)生的摩擦力作用，摩擦力與接觸力在豎直方向的分量的合力與螺栓預(yù)緊力相等。由接觸力除以接觸面的面積即可得到接觸壓力，但金屬墊環(huán)密封過程中會發(fā)生塑性變形^［15］，導(dǎo)致接觸面的面積發(fā)生變化。當(dāng)螺栓預(yù)緊后，密封墊環(huán)與墊環(huán)槽的接觸面形成了密封區(qū)域。

當(dāng)工作壓力進(jìn)入后，密封墊環(huán)在其自身結(jié)構(gòu)的作用下，墊環(huán)外側(cè)與墊環(huán)槽的接觸力增加，接觸壓力也隨之增加。隨著工作壓力增加，其作用在閥蓋上產(chǎn)生的端部張力也增加，且其方向與螺栓預(yù)緊力的方向相反，導(dǎo)致螺栓預(yù)緊形成的密封接觸壓力和密封區(qū)域減少。通常，金屬墊環(huán)的有效密封將密封面上的接觸壓力大于1.5倍最大介質(zhì)壓力作為密封準(zhǔn)則^［16］，如式（1）所示。

［σ］_max≥1.5p（1）

式中：［σ］_max為墊環(huán)密封面上最大接觸壓力，MPa；p為最大介質(zhì)壓力，MPa。

3.2 螺栓預(yù)緊工況下平板閘閥性能分析

圖3所示為平板閘閥在螺栓預(yù)緊工況下的等效應(yīng)力云圖。其中最大等效應(yīng)力位于密封墊環(huán)與墊環(huán)槽接觸位置，且最大等效應(yīng)力值超過了316L材料的屈服強(qiáng)度，產(chǎn)生了塑性變形。

圖4所示為平板閘閥的等效塑性應(yīng)變云圖。圖中，塑性變形主要發(fā)生在墊環(huán)與墊環(huán)槽接觸位置，且墊環(huán)槽內(nèi)側(cè)塑性量變形比外側(cè)變形量更大。從圖中最大等效塑性應(yīng)變值來看，并未超出所設(shè)置的塑性

參數(shù)。在此過程中，密封墊環(huán)材料進(jìn)行了塑性強(qiáng)化，且消除了密封墊環(huán)與墊環(huán)槽接觸面間的微小間隙^［17］。

圖5所示為螺栓預(yù)緊工況下，密封墊環(huán)的接觸壓力云圖。可以看到，密封墊環(huán)的內(nèi)側(cè)和外側(cè)均形成了帶狀的、均勻的、大于工作壓力的接觸壓力。

3.3 工作壓力工況下平板閘閥性能分析

圖6所示為平板閘閥在工作壓力175 MPa下的等效應(yīng)力云圖。圖6中，密封墊環(huán)內(nèi)側(cè)的等效應(yīng)力值降低，密封墊環(huán)外側(cè)等效應(yīng)力值升高，且最大等效應(yīng)力位于密封墊環(huán)外側(cè)位置，符合金屬八角墊環(huán)自緊特性^［18］。

圖7所示為平板閘閥等效塑性應(yīng)變云圖。圖中，在工作壓力的作用下，墊環(huán)槽處產(chǎn)生塑性變形區(qū)域仍集中在墊環(huán)槽的內(nèi)側(cè)。密封墊環(huán)外側(cè)產(chǎn)生的塑性變形量比螺栓預(yù)緊工況產(chǎn)生的變形量更大。在密封墊環(huán)不產(chǎn)生密封失效的情況下，進(jìn)一步消除了墊環(huán)槽與密封墊環(huán)接觸表面間材料的微小間隙。

螺栓預(yù)緊工況、175 MPa工作壓力工況和262.5 MPa工作壓力工況下的平板閘閥力學(xué)性能計算結(jié)果如表4所示。

由上述圖表可知，在三種工況下平板閘閥發(fā)生塑性變形的區(qū)域主要在墊環(huán)與墊環(huán)槽處，且塑性變形情況與密封所需塑性變形趨勢相符，其余部件均未產(chǎn)生過大的應(yīng)力集中與變形。說明在三種工況下，平板閘閥不會產(chǎn)生因應(yīng)力集中導(dǎo)致部件失效，滿足強(qiáng)度性能要求。

3.4 平板閘閥密封性能分析

在工作內(nèi)壓增大的過程中，由于八角墊環(huán)的自緊特性，密封墊環(huán)外側(cè)的接觸壓力值會隨之增大，在計算結(jié)果中，密封墊環(huán)上最大接觸壓力與工作壓力的關(guān)系圖如圖8所示。

由圖8可知，隨著工作壓力的增大，平板閘閥的最大接觸壓力也隨之增大。當(dāng)工作壓力增加到175 MPa時，最大接觸壓力達(dá)到了1 055 MPa；當(dāng)工作壓力繼續(xù)增加到262.5 MPa時，最大接觸壓力達(dá)到了1 107 MPa，兩工作壓力工況下的最大接觸壓力值均遠(yuǎn)大于被密封的介質(zhì)壓力。

圖9所示為墊環(huán)在175 MPa作壓力下的墊環(huán)接觸壓力云圖。圖9中，密封墊環(huán)內(nèi)側(cè)的接觸壓力明顯小于墊環(huán)外側(cè)的接觸壓力。在密封墊環(huán)上，接觸壓力形成的區(qū)域沿著墊環(huán)環(huán)向發(fā)生了變化。其原因主要包括：工作壓力導(dǎo)致靠近閥體內(nèi)徑側(cè)的墊環(huán)受到擠壓；工作壓力的作用下，閥蓋產(chǎn)生了一定的轉(zhuǎn)角^［19］，使得閥蓋與墊環(huán)接觸的內(nèi)側(cè)受到的接觸壓力減小，外側(cè)的接觸壓力增大。

密封墊環(huán)的密封性能應(yīng)考慮墊環(huán)環(huán)向上接觸壓力值和有效密封區(qū)域最小的位置。在螺栓預(yù)緊和工作壓力的作用下，八角墊環(huán)的內(nèi)側(cè)和外側(cè)均與墊環(huán)槽緊密接觸。因此，分析了密封墊環(huán)內(nèi)側(cè)與外側(cè)密封能力最弱的區(qū)域的接觸壓力分布情況，如圖10～11所示。

由圖10～11可以看到，八角密封墊環(huán)在螺栓預(yù)緊工況和175 MPa工作壓力工況下，內(nèi)側(cè)仍有大于密封介質(zhì)的接觸壓力。當(dāng)工作內(nèi)壓繼續(xù)增大時，由其引起的端部張力也隨之增大，導(dǎo)致密封墊環(huán)內(nèi)側(cè)的接觸壓力較小。八角墊環(huán)主要密封區(qū)域?yàn)閴|環(huán)外側(cè)，由外側(cè)接觸區(qū)域的接觸壓力分布情況可以看到，三種工況下外側(cè)的接觸壓力均大于密封介質(zhì)壓力。

為進(jìn)一步分析密封墊環(huán)外側(cè)接觸區(qū)域的密封效果，取密封墊環(huán)環(huán)向上密封性能最弱的位置進(jìn)行剩余接觸壓力分析，如圖12所示。將密封墊環(huán)接觸面上的接觸壓力均值作為剩余接觸壓力，由此以更加保守的記錄剩余接觸壓力。剩余接觸壓力與工作壓力的倍數(shù)關(guān)系如表5所示。

由表5可以看出，平板閘閥在經(jīng)過螺栓預(yù)緊后，在175 MPa工作壓力下，仍有工作壓力3.8倍的剩余接觸壓力；在262.5 MPa工作壓力下，仍有工作壓力2.3倍的剩余接觸壓力，滿足密封準(zhǔn)則，且能應(yīng)對一定程度動載荷的影響。

4 結(jié)論

1） 針對目前特高壓井口平板閘閥的設(shè)計指導(dǎo)空缺問題，參考API 6A和API 6D中的平板閘閥設(shè)計方法，給出了175 MPa額定工作內(nèi)壓下閥體通徑為78 mm的平板閘閥設(shè)計尺寸，為設(shè)計特高壓井口平板閘閥提供了參考。

2） 在螺栓預(yù)緊工況、額定工作壓力工況和1.5倍靜水壓工況下，設(shè)計的平板閘閥在工作過程中不會出現(xiàn)應(yīng)力集中和過大變形，滿足強(qiáng)度性能要求。

3） 基于最大接觸壓力變化、密封面接觸壓力分布和剩余接觸壓力三種情況下的分析表明，所設(shè)計的非標(biāo)平板閘閥可以滿足密封準(zhǔn)則，且能應(yīng)對一定量的動載荷。

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