特高壓井口法蘭設(shè)計(jì)及復(fù)合載荷下密封性能

中圖分類號(hào)： TH931 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

Abstract：In viewof thecurrent lack ofdesign guidance for175 MPaUHP（ultra-high pressure）wellhead equipment，the flange structuredimensions with diameters of78mmand18O mmunderworking internal pressureof175MPa weredeterminedbyrefering to the methodfordetermining flange design parameters inAPI6Astandard.Thesealing performanceof the non-standard flange designed wasanalyzed underrated working internal pressreand1.5timesrated working internal pressure，andthe impactof diferent bossizesof the78-175flangeonflange performance wascomparedandanalyzed.Refering totheleakagecurveof thecompositeloadintheAPITRAF2 standard，theload-bearing capacityof the78-175and 180-175 non-standardflanges wascalculated basedonthecriterionof leakage，and multipleworking conditionson the line set wereverifiedandanalyzed，supplementingand improvingthedesign methodof175MPaflangesealing forUHPwellhead athome andabroad.Theresultsshowthatthe175MPaUHPflangedesignedhas goodsealing reliability，andthecorrectness of thedesignisverifiedbysealing testsand gasket deformation measurements.Theinfluenceofcompositeloadon flange sealing performance based on leakage criterion is further revealed.

Keywords： ultra-high pressure wellhead; flange;seal;composite loads; leakage curve;gasket ring；deformation

隨著油氣田勘探開發(fā)深度不斷增加，石油行業(yè) 迫切需要通過壓力等級(jí)更高的井口裝備來實(shí)現(xiàn)有交的油氣開采[1]。在油氣鉆井和生產(chǎn)過程中，井口裝置的法蘭密封承擔(dān)著防止油氣井漏氣、漏油以及確保工作環(huán)境安全的重要角色，井口法蘭的密封性能直接影響著油氣井生產(chǎn)的效率和安全性2。隨著井口壓力增加，井口法蘭密封同時(shí)面臨著一系列的挑戰(zhàn)，例如高溫、腐蝕性介質(zhì)和振動(dòng)等，這些因素對(duì)井口法蘭密封性能和可靠性提出了更嚴(yán)格的要求。因此，研究和分析井口法蘭密封性能及改進(jìn)提高其密封效果的方法具有重要意義。何川等[3]針對(duì)連接法蘭的漏油問題，通過Abaqus有限元軟件分析了不同裝配偏差下密封圈的密封規(guī)律，為法蘭裝配工藝提供了指導(dǎo)。韓傳軍等[4]研究了螺栓預(yù)緊力、介質(zhì)壓力對(duì)法蘭應(yīng)力、應(yīng)變和密封性能的影響。李龍飛等[5]對(duì)壓裂工況井口的 140MPa 超高壓非標(biāo)法蘭進(jìn)行了有限元分析和試驗(yàn)，并針對(duì)端部拉力和彎矩的組合工況提出了一種非標(biāo)法蘭強(qiáng)度的試驗(yàn)方案，填補(bǔ)了API標(biāo)準(zhǔn)中 140MPa 工作內(nèi)壓的試驗(yàn)空缺。姜峰等[6]針對(duì)螺栓預(yù)緊力對(duì)墊環(huán)壓潰的影響，提出了在一定溫度載荷和工作載荷下滿足強(qiáng)度和密封條件的螺栓預(yù)緊力確定方法，為選擇螺栓預(yù)緊力提供了指導(dǎo)。吳雨澤等[7]對(duì)油田高壓管線的腐蝕問題提出了具有較長使用壽命的連接方法。針對(duì)海底工作內(nèi)壓超過 138MPa 設(shè)備設(shè)計(jì)指導(dǎo)空缺，Parth等[提出了一種結(jié)合API標(biāo)準(zhǔn)和ASME規(guī)范的設(shè)計(jì)方法，并對(duì) 175MPa 額定工作內(nèi)壓、溫度為 204^°C 下的法蘭設(shè)備進(jìn)行驗(yàn)證。筆者針對(duì)石油行業(yè)175MPa特高壓井口法蘭設(shè)計(jì)的空缺，參考目前API的法蘭設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，提出特高壓井口通徑為78和180mm的法蘭設(shè)計(jì)參數(shù);針對(duì)所設(shè)計(jì)的非標(biāo)法蘭，進(jìn)行額定工作內(nèi)壓和1.5倍額定工作內(nèi)壓下的密封性能分析；針對(duì)在實(shí)際工況中復(fù)雜的復(fù)合載荷，研究在泄漏失效準(zhǔn)則下的非標(biāo)法蘭的承載能力情況。

1工況

在目前應(yīng)用最廣泛的API 6A^[10] 設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)中，Ta-bleD.6給出了額定工作內(nèi)壓 138MPa 下的6BX型法蘭的相關(guān)設(shè)計(jì)尺寸，部分尺寸參數(shù)[10]如表1所示。

表1 API6A-138MPa法蘭設(shè)計(jì)參數(shù)

Table 1 API 6A-138 MPa flange design parameters

通過分析，不同額定工作內(nèi)壓下法蘭連接能力的提高主要來自法蘭體基本尺寸（法蘭外徑和法蘭厚度等）、螺栓數(shù)量和螺栓尺寸的增加。隨著額定工作內(nèi)壓上升，同一通徑法蘭的各項(xiàng)設(shè)計(jì)尺寸均處于增大的趨勢。參考API6A中的法蘭尺寸增長趨勢，在 138MPa 額定工作內(nèi)壓的設(shè)計(jì)參數(shù)基礎(chǔ)上，確定了在 175MPa 額定工作內(nèi)壓下的法蘭設(shè)計(jì)參數(shù)，部分設(shè)計(jì)參數(shù)如表2所示。

表2 175MPa 非標(biāo)法蘭設(shè)計(jì)參數(shù)Table2 175 MPa non-standard flange design parameters

根據(jù)API6A[10]中表H.1螺栓預(yù)緊力的推薦值，確定78-175型法蘭使用的M39螺栓預(yù)緊力為346kN，180-175 型法蘭使用的M64螺栓預(yù)緊力為1032kN 。

78-175型法蘭組合示意圖見圖1。為降低計(jì)算量，根據(jù)法蘭與墊環(huán)均為回轉(zhuǎn)體、螺栓沿法蘭軸心線對(duì)稱的特點(diǎn)，采用原模型的四分之一進(jìn)行模擬計(jì)算。其中，螺栓、法蘭、密封墊環(huán)和剛性面設(shè)置如圖1中箭頭所指位置；為避免端部效應(yīng)，法蘭頸部長度設(shè)置為大于或等于 （ r 為法蘭端部的平均半徑， Φ_t 為壁厚）;墊環(huán)槽有大于等于 3.2mm 深度的堆焊合金。

圖178-175型法蘭組合示意圖

Fig.1 Schematic diagram of 78-175 flange combination

2 非標(biāo)法蘭有限元模型

在本文的法蘭模型中密封墊環(huán)采用316L不銹鋼[11-|12]，法蘭采用4130 鋼[13]，在法蘭墊環(huán)槽處堆焊625合金材料[14]，在滿足螺栓變形要求的情況下采用 40Cr 作為螺栓材料，各項(xiàng)材料的密度及力學(xué)參數(shù)如表3所示。

在螺栓預(yù)緊過程中，密封墊環(huán)、堆焊環(huán)槽和法蘭局部會(huì)產(chǎn)生塑性變形，密封墊環(huán)也會(huì)進(jìn)入塑性強(qiáng)化階段，各材料的部分塑性參數(shù)如圖2所示。在計(jì)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)能夠滿足模擬計(jì)算的要求。

表3法蘭組合中各材料參數(shù)Table 3Material parameters of flange components

圖2各材料的塑性參數(shù)Fig.2Plasticparameters of each material

對(duì)法蘭組合分析的工況主要包括：螺栓預(yù)緊、175MPa 額定工作內(nèi)壓、1.5倍額定工作內(nèi)壓、端部張力和端部彎矩工況

在工作內(nèi)壓的作用下，上法蘭會(huì)受到一個(gè)向上的拉力，其大小為工作內(nèi)壓與法蘭通徑面積的乘積，其計(jì)算公式為

F_t=PS_a.

式中， F_t 為向上拉力， N;P 為工作內(nèi)壓， MPa;S_a 為通徑面積， mm² 。

計(jì)算得到的拉力如表4所示。

表4175和 262.5MPa 下法蘭頸部端面拉力

Table 4Tensile force of flange hub end faces at 175 and 262.5MPa

3 法蘭密封性能

3.1 密封準(zhǔn)則

從宏觀上分析，金屬墊環(huán)密封[15]應(yīng)滿足：密封面的材料應(yīng)力小于材料的屈服強(qiáng)度，密封面上的接觸壓力大于最大內(nèi)壓。從微觀上分析，金屬墊環(huán)泄漏的影響因素[16包括壓緊密封面的載荷和密封面的光滑程度。

金屬墊環(huán)密封的泄漏形式[17-18]主要包括滲透泄漏和界面泄漏。本文中使用的6BX型金屬墊環(huán)密封可能發(fā)生的泄漏形式僅為界面泄漏，位于墊環(huán)與墊環(huán)槽的密封面之間。在螺栓預(yù)緊過程中，密封面在載荷作用下相互嵌合，將密封面間的微小間隙堵住。6BX型墊環(huán)為壓力自緊式密封墊環(huán)[18]，介質(zhì)的壓力越高，墊環(huán)外側(cè)接觸壓力越大，這一特點(diǎn)也使得其能承受較高的工作內(nèi)壓。

分析6BX金屬墊環(huán)是否密封，其應(yīng)滿足密封面上的接觸壓力大于密封比壓[19]。一般地，將密封面上的最大接觸壓力是否大于1.5倍最大介質(zhì)壓力作為密封是否有效的判定原則[20]，表示為

[σ]_max?1.5P.

式中， [σ]_max 為墊環(huán)密封面上最大接觸壓力， MPa 。

3.2 法蘭密封

圖3為78-175型法蘭在 175MPa 額定工作內(nèi)壓下進(jìn)行模擬計(jì)算得到的等效應(yīng)力云圖。其中最大等效應(yīng)力位于墊環(huán)上，且其最大值超過了材料的屈服強(qiáng)度，產(chǎn)生了塑性變形。

圖378-175法蘭等效應(yīng)力云圖

Fig.3 78-175 flange equivalent stress cloud diagram

圖4為78-175型法蘭局部發(fā)生塑性應(yīng)變的等效塑性應(yīng)變?cè)茍D。圖4中，塑性變形主要發(fā)生在墊環(huán)與墊環(huán)槽接觸位置，該塑性變形符合金屬墊環(huán)密封過程中消除金屬材料間微小間隙的密封特征。由最大等效塑性應(yīng)變來看，并未超出圖2中給定的316L和625材料的塑性參數(shù)。

圖5為78-175型法蘭密封墊環(huán)的接觸壓力云圖。圖5中，法蘭的內(nèi)側(cè)和外側(cè)均形成了均勻、帶狀的接觸壓力，說明墊環(huán)的內(nèi)側(cè)和外側(cè)均存在密封區(qū)域。由內(nèi)外側(cè)的接觸壓力可知，工作內(nèi)壓會(huì)導(dǎo)致外側(cè)的接觸壓力大于內(nèi)側(cè)的接觸壓力，此特征符合6BX型金屬墊環(huán)的自緊特征：工作內(nèi)壓越大，外側(cè)的接觸壓力越大。

圖478-175型法蘭局部等效塑性應(yīng)變?cè)茍DFig. 478-175 flange local equivalent plasticstrain cloud diagram

圖578-175型法蘭密封墊環(huán)接觸壓力云圖 Fig.578-175 flange gasket ring contact pressureclouddiagram

對(duì)圖5中墊環(huán)外側(cè)接觸區(qū)域進(jìn)行分析，排除帶狀區(qū)域中接觸壓力最大值（紅色區(qū)域），取其余大于工作內(nèi)壓的接觸壓力均值作為剩余接觸壓力，以此更加保守地分析剩余接觸壓力，統(tǒng)計(jì)結(jié)果如表5所示，

表5不同工作內(nèi)壓下墊環(huán)剩余接觸壓力及其與工作內(nèi)壓的倍數(shù)

Table 5 Remaining contact pressure of gasket ring and itsmultiple from working pressure under different internal pressure conditions

可以看出，78-175型法蘭和180-175型法蘭經(jīng)過螺栓預(yù)緊，在 175MPa 額定工作內(nèi)壓下，仍有高于工作內(nèi)壓3.5倍的接觸壓力；在1.5倍額定工作內(nèi)壓 262.5MPa 下，仍有高于工作內(nèi)壓2.4倍的接觸壓力，滿足密封準(zhǔn)則，且能應(yīng)對(duì)一定程度上的動(dòng)載荷影響。

在螺栓預(yù)緊過程中墊環(huán)的接觸壓力逐漸增大。當(dāng)工作內(nèi)壓不斷增加時(shí)，墊環(huán)上的最大接觸壓力變化如圖6所示。

由圖6可知，隨著工作內(nèi)壓增大，墊環(huán)上的最大接觸壓力先增大后減小。結(jié)合接觸壓力云圖可以得知其變化規(guī)律為：當(dāng)工作內(nèi)壓增大時(shí)，墊環(huán)外側(cè)的接觸壓力不斷增大；當(dāng)工作內(nèi)壓達(dá)到一定值時(shí)，法蘭上端的拉力（工作內(nèi)壓導(dǎo)致）削弱了墊環(huán)的受壓狀態(tài)，最大接觸壓力緩慢下降。

圖61.5倍額定工作內(nèi)壓范圍內(nèi)最大接觸壓力與工作內(nèi)壓關(guān)系

Fig.6The maximum contact pressure and working internalpressurecurvewithin1.5timesratedworking internal pressure range

3.3 凸臺(tái)直徑對(duì)法蘭密封影響

在螺栓預(yù)緊力作用下，不僅密封墊環(huán)與墊環(huán)槽發(fā)生了接觸，法蘭凸臺(tái)面也發(fā)生了接觸。圖7為78-175型法蘭凸臺(tái)面的接觸壓力云圖。

圖778-175型法蘭凸臺(tái)面接觸壓力云圖

Fig.778-175 flange boss contact pressure cloud diagram

由圖7可知，法蘭在螺栓預(yù)緊工況下，在凸臺(tái)面上產(chǎn)生了大于工作內(nèi)壓、均勻、帶狀的接觸壓力區(qū)，起到了雙重密封作用。

為研究凸臺(tái)直徑對(duì)法蘭密封效果的影響，針對(duì)78-175型法蘭進(jìn)行了不同凸臺(tái)直徑的計(jì)算分析，凸臺(tái)直徑分別為 ?205mm 和 Φ210mm ，其余設(shè)計(jì)參數(shù)與工況均相同，計(jì)算結(jié)果如圖8所示。

由圖8可知，當(dāng)法蘭凸臺(tái)直徑減小時(shí)，凸臺(tái)和法蘭上的應(yīng)力均有一定程度增大。凸臺(tái)面上，大于工作內(nèi)壓的剩余接觸壓力帶狀區(qū)域面積及墊環(huán)上剩余接觸壓力如表6所示

圖8不同凸臺(tái)直徑計(jì)算結(jié)果對(duì)比Fig.8Calculation results comparison under different boss diameters

表6不同凸臺(tái)直徑下墊環(huán)剩余接觸壓力及其與工作內(nèi)壓倍數(shù)

Table 6 Remaining contact pressure of gasket ring and itsmultiple from working pressure under different boss dimensions

由此可知：凸臺(tái)直徑越大，凸臺(tái)最大應(yīng)力、凸臺(tái)最大接觸壓力、法蘭組合最大應(yīng)力、法蘭組合最大接觸壓力、墊環(huán)剩余接觸壓力和凸臺(tái)密封區(qū)域面積均有一定程度減小。考慮凸臺(tái)直徑對(duì)法蘭強(qiáng)度和彎矩載荷的影響，法蘭的凸臺(tái)直徑不應(yīng)太小。

3.4 試驗(yàn)對(duì)比

對(duì)78-175法蘭組合試驗(yàn)后墊環(huán)的塑性變形進(jìn)行了對(duì)比分析。采用全自動(dòng)三坐標(biāo)測試儀測量試驗(yàn)后塑性變形墊環(huán)與新墊環(huán)的截面尺寸，描繪其截面圖。密封墊環(huán)的安裝和掃描路徑如圖9所示。

圖9密封墊環(huán)全自動(dòng)三坐標(biāo)尺寸測量結(jié)果 Fig. 9 Automaticthree-dimensional dimension measurement results of sealing gasket ring

通過此方法對(duì)密封墊環(huán)上不同截面位置進(jìn)行測量，結(jié)果如表7所示。其中一處截面示意圖見圖9（b），外輪廓為變形前密封墊環(huán)輪廓，內(nèi)輪廓為已經(jīng)發(fā)生塑性變形的密封墊環(huán)輪廓，

由測量結(jié)果可知，外側(cè)密封墊環(huán)上、下的塑性變形量平均值分別為0.55和 0.34mm ，內(nèi)側(cè)密封墊環(huán)上、下的塑性變形量平均值分別為0.47和0.31mm 。墊環(huán)四角變形趨勢與模擬計(jì)算結(jié)果一致，且變形量接近。

表7已發(fā)生塑性變形密封環(huán)不同截面上的變形量

Table 7Amount of deformation on different sections of gasketringthatbeingplasticallydeformed

圖10為密封環(huán)線切割現(xiàn)場情況與試驗(yàn)結(jié)果通過線切割方法對(duì)密封墊環(huán)進(jìn)行切片（圖10（a）），將試驗(yàn)后已發(fā)生塑性變形的密封環(huán)和新密封環(huán)分別切出厚度為 2mm 的薄片，對(duì)比其塑性變形

圖10密封環(huán)線切割現(xiàn)場情況與試驗(yàn)結(jié)果 Fig.10Sealing ring wire cutting site situation and experimentalresults

可以看出，對(duì)比新密封墊環(huán)薄片，已發(fā)生塑性變形密封墊環(huán)的4個(gè)角明顯發(fā)生了不可逆的塑性變形，因此不可再重復(fù)使用

非標(biāo)法蘭承載能力

4.1 泄漏準(zhǔn)則方法

根據(jù) API TR 6AF^[21] 、API TR 6AF2[22]和 APITR6AF3[23]中給定的失效準(zhǔn)則曲線分析，各載荷的力學(xué)響應(yīng)之間呈線性關(guān)系。其中判斷失效的準(zhǔn)則包括密封泄漏、法蘭體應(yīng)力過大、螺栓應(yīng)力過大等。在各失效準(zhǔn)則中，同尺寸法蘭的泄漏臨界線比其他準(zhǔn)則更為安全和保守，因此以泄漏準(zhǔn)則確定法蘭的復(fù)合載荷承載能力。

APITR6AF2[22]中的泄漏準(zhǔn)則認(rèn)為，當(dāng)墊環(huán)上一點(diǎn)的支反力為零時(shí)，此時(shí)開始發(fā)生泄漏。結(jié)合實(shí)際工況，各載荷產(chǎn)生的支反力構(gòu)成了泄漏臨界曲線

的理論公式，表示為

R_g=R_muσ_mk+R_puP+R_tuT+R_buM.

式中， R_mu 為單位螺栓預(yù)緊力產(chǎn)生的反作用力， N N;R_pu 為單位工作內(nèi)壓產(chǎn)生的反作用力， N/MPa R_u 為單位端部張力產(chǎn)生的反作用力， N/N;R_bu 為單位彎矩產(chǎn)生的反作用力 N/（N?m）;σ_mk 為螺栓預(yù)緊力， N;P 為工作內(nèi)壓， MPa;T 為端部張力， N;M 為彎矩， N?m 。

當(dāng) R_g=0 時(shí)，將式（3）進(jìn)行移項(xiàng)變換得

P=-（R_muσ_mk+R_uT+R_buM）/R_pu.

由式（4）在不同復(fù)合載荷作用下形成了泄漏線組。APITR6AF2[22]中在壓力 138MPa 下，法蘭通徑為 78mm 的泄漏線組如圖11所示。

圖11 API 78mm-138MPa 法蘭泄漏線組 Fig.11API 78mm-138 MPa flange leakage line set

在同一泄漏線組圖中各不同截距的線條分別代表不同端部張力載荷的法蘭承載能力。以端部張力為0的線條（最右側(cè)線條）為例，線條上的點(diǎn)代表了該尺寸法蘭的臨界承載能力。在拉力為0下，當(dāng)彎矩增大時(shí)，法蘭不發(fā)生泄漏的臨界工作內(nèi)壓隨之下降。由此可以認(rèn)為，當(dāng)所選取的法蘭承受的復(fù)合載荷處于泄漏線組的左側(cè)時(shí)，法蘭不會(huì)發(fā)生泄漏失效；當(dāng)復(fù)合載荷位于泄漏線條右側(cè)時(shí)，法蘭易發(fā)生泄漏及其他形式失效。

4.2 泄漏線組計(jì)算結(jié)果

為驗(yàn)證單位支反力結(jié)果，建立API 6A^[10] 中對(duì)應(yīng)的法蘭有限元計(jì)算模型，對(duì)式（3）中各項(xiàng)單位載荷下支反力進(jìn)行計(jì)算，得到泄漏線組計(jì)算結(jié)果。

圖12中實(shí)線表示APITR6AF2[22]中泄漏線組，虛線為計(jì)算得到的泄漏線組。以張力為0的曲線作為參考，78-138型和180-138型法蘭通過計(jì)算得到的泄漏線組的偏差情況如表8所示。

通過此方法可以計(jì)算得到78-175型和 180- 175型非標(biāo)法蘭的臨界泄漏線組，78-175型的臨界泄漏線組如圖13所示。

為驗(yàn)證非標(biāo)法蘭泄漏線組的可靠性，對(duì)78-175型和180-175型法蘭的泄漏線組分別取10組工況，進(jìn)行工作內(nèi)壓、端部張力和端部彎矩工況的復(fù)合載荷計(jì)算，驗(yàn)證其承載能力，工況序號(hào)如圖13所示。

考慮特高壓井口實(shí)際工況中所應(yīng)用的各載荷，將78-175型和180-175型法蘭連接的泄漏線組分別向左側(cè)（保守側(cè)）平移。將78-175型法蘭的零拉力、零內(nèi)壓彎矩位置平移至APITR6AF2[22]中78-138型法蘭在零拉力、零內(nèi)壓時(shí)彎矩的 90% 的位置；將180-175型法蘭的零拉力、零內(nèi)壓彎矩位置平移至APITR6AF2[22]中180-138型法蘭在零拉力、零內(nèi)壓時(shí)彎矩值的 85% 的位置。

針對(duì)兩組平移后的線組，對(duì)其在工作內(nèi)壓為0和 175MPa 時(shí)的10組臨界點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算，得到的法蘭組合最大等效應(yīng)力及最大等效塑性應(yīng)變?nèi)鐖D14所示。

由圖14可知，法蘭與墊環(huán)均未出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，且法蘭與墊環(huán)在10組工況下的應(yīng)變量十分接近，驗(yàn)證了泄漏準(zhǔn)則線組的可靠性。

參照表5中剩余接觸壓力的分析方法，得到78-175型和180-175型法蘭的剩余接觸壓力如表9所示。

由表9可知，通過一種較保守的剩余接觸壓力的取值方法進(jìn)行取值，得到的各剩余接觸壓力均高于工作內(nèi)壓的1.5倍。最大的剩余接觸壓力為78法蘭的第1組，其值為工作內(nèi)壓的3.83倍；最小的剩余接觸壓力為180法蘭的第10組，其值為工作內(nèi)壓的2.6倍，在滿足密封準(zhǔn)則的情況下，仍有一定的承受動(dòng)載荷的能力。

5結(jié)論

（1）設(shè)計(jì)的非標(biāo)法蘭在兩種工況下可以滿足密封準(zhǔn)則，且能應(yīng)對(duì)一定程度的動(dòng)載荷。（2）法蘭墊環(huán)經(jīng)過螺栓預(yù)緊實(shí)現(xiàn)密封功能后，將發(fā)生塑性變形，不可再重復(fù)使用；試驗(yàn)后密封墊環(huán)的變形趨勢與模擬計(jì)算趨勢一致，且變形量接近。（3）以APITR6AF2的泄漏準(zhǔn)則計(jì)算得出了78-175型和180-175型非標(biāo)法蘭的復(fù)合載荷承載能力線組，復(fù)合載荷下設(shè)計(jì)的法蘭在選取的20個(gè)工況點(diǎn)均滿足密封和強(qiáng)度條件。

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