海底管道封堵器封隔圈设计与试验研究*

李星標 樊 茵 万宇飞 曲兆光 刘春雨 曹学文

(1．中海石油(中国)有限公司天津分公司 2．中海油安全技术服务有限公司 3．中国石油大学(华东)储运与建筑工程学院)

0 引 言

随着海洋油气开发的深入，海底管道运行年限不断延长，受到环境、腐蚀等因素影响越来越严重。海底管道与立管的维护和更换以及支管废弃等作业，常采用囊式、塞式或盘式管道封堵器。但上述封堵器作业时需要进行管线带压开孔作业，作业工艺复杂且费用高，还会对管道产生二次损伤。海底管道进行新旧替换、平台进行拆除等作业时，需要尽可能在不改变管内压力的情况下进行。因此，海底管道智能封堵技术越来越受到国内外研究人员的重视。

美国TDW公司的Smart Plugs TM系列[1-2]产品，已顺利完成管道内部封堵作业80多次，表现出良好的安全性、快捷性和经济性。英国Stats Group公司封堵器Tecno-Plug系列[3-4]产品，可封堵公称直径100～1 200 mm(4～48 in)油气管道。从2008年开始，中国石油大学(北京)张仕民教授团队研究管内智能封堵技术，针对封堵器锚定性能、密封性能及液压控制性能进行理论和试验研究，搭建了管内智能封堵器的坐封与解封试验平台，以验证理论设计的可行性[5-8]。廊坊永春公司研发的智能封堵列车处于试研制阶段，并无海上施工业绩[9]。陈爱平[10]通过对胶筒进行受力分析，推荐在耐温耐压要求较高工况下选用氢化丁腈橡胶。陈大彬等[11]通过有限元模拟聚氨酯胶筒的载荷-应变曲线，并和试验实测曲线进行拟合，发现材料邵氏硬度为80 HS时，胶筒的密封和防突性能优良。刘天良等[12]通过对胶筒上40个测试点的接触应力分布状况进行分析，发现接触应力较大值集中在胶筒中间。伍开松等[13]研究了胶筒几何特征参数和接触压力之间的关系，结果发现，接触压力随着胶筒高度的增高而呈现降低趋势，且随倒角增大而增大。张斐斐等[14]建立了胶筒有限元模型，发现随着弹性常数的增加，胶筒接触压力逐渐增大，压缩量逐渐减小。付道明[15]基于正交试验设计方法，系统研究了坐封载荷和胶筒参数对胶筒接触应力的影响，研究结果表明：影响封隔器接触应力的主要因素是坐封载荷与胶筒厚度，随着坐封载荷增加，接触应力非线性增大，胶筒厚度的增加能明显提高接触应力。刘铜[16]分析单胶筒不同端面倾角对接触应力和摩擦面积的影响，并得出加装防突环可以提升密封效果的结论。

本文对ø304.8 mm(12 in)海底管道内智能封堵器封隔圈进行数值模拟，建立封隔圈密封有限元模型，获得封隔圈几何尺寸最优化方案；同时根据最优方案参数进行工装加工并试验，封堵前后压差10 MPa海底管道。

1 封堵器密封技术研究

海底管道智能封堵器的密封由封隔圈完成，封隔圈的工作过程类似于井下封隔器的胶筒，分为初封阶段和坐封阶段。初封阶段是指封堵器置入管道时，液压缸施加载荷将封隔圈压缩，使其和管壁接触的阶段，此时封隔圈还未承受压差；坐封阶段是指封隔圈和管道间产生足够的接触应力，在指定的工作压差下能够实现密封的阶段，这需要在初封的基础上继续施加载荷，以保证封隔圈和管壁产生足够的接触应力。

封隔圈的材质决定了密封效果。封堵器在海底管道中作业需要接触腐蚀性介质，且作业过程面临高温高压环境[17-18]。因此，封隔圈材料需具有良好的耐腐蚀性能、高强度高耐磨性能和可重复使用性能，故选取氢化丁腈橡胶作为封隔圈材料。

2 封隔圈密封性能有限元分析

2.1 本构模型及参数确定

橡胶材料的本构模型主要有Gent模型[19]、Yeoh模型[20]和Mooney-Rivlin模型等[21-22]。Gent模型能够拟合橡胶材料大变形时硬化的应变能，但不适用于小应变和中等应变；Yeoh模型在大变形条件下计算出的应变能与试验结果符合良好；Mooney-Rivlin模型可较好地拟合橡胶材料中等变形时的应变能。因此选择Mooney-Rivlin模型进行封隔圈有限元模拟。

封隔圈材料为氢化丁腈橡胶，设定材料的弹性模量为9.39 MPa，泊松比为0.499。金属构件材料为35CrMo，设定材料的弹性模量为206 GPa，泊松比为0.3。

2.2 网格划分和约束条件

利用PLANE182对称单元划分网格，建立轴对称约束，封隔圈与缸筒及管壁摩擦接触，对管壁外壁添加X方向的约束，对承压头添加Y方向的约束，建立有限元模型，如图1所示。由于智能封堵器初封采用液压动力单元加压实现，所以初封阶段接触应力的大小对封堵器能否成功封堵至关重要。因此采用液压动力单元提供最大纵向载荷，观察初封状态密封效果。最后采用坐封状态下液压动力系统和压差提供的总的纵向载荷进行密封效果校核。

图1 封隔器有限元轴对称模型Fig.1 Finite element axisymmetric model of the smart plug

2.3 几何参数优选

限定挤压碗高度D= 40 mm。封隔圈邵氏硬度选取60、65、70、75和80 HS进行对比研究。几何参数如图2所示，具体包括高度L1、宽度L2、侧面倾角θ1和表面倾角θ2。现研究各个参数对封隔圈封堵压力的影响。

图2 封隔圈参数设置Fig.2 Parameter setting of the sealing ring

2.4 结果及分析

封隔圈结构参数的选取需重点考虑初封过程，封堵器置入管道内液压缸施加载荷将封隔圈压缩，使其和管壁接触，此阶段封隔圈还未承受压差，所需轴向压力全部来自液压缸。封隔圈初封状态决定了整个封堵器是否能密封成功，因此将初封状态作为评价封隔圈结构参数的指标。

不同硬度封隔圈接触应力随接触节点变化如图3所示。由图3可知，封隔圈的接触应力随着接触节点的延伸先增大后减小，但是变化不大，说明封隔圈与管壁保持较为均匀的接触。在初封轴向载荷的作用下，封隔圈邵氏硬度越大，接触应力越小。因为初封时轴向载荷较小，在小硬度下可实现更大的密封压力。当硬度≤70 HS时，密封压力大于1.8 MPa；当硬度>70 HS时，密封压力小于1.4 MPa。总体来看，封隔圈硬度≤70 HS时，均可满足初封要求。

图3 不同硬度封隔圈接触应力随接触节点的变化关系Fig.3 Contact stress of the sealing ring vs.contact node under different hardnesses

考虑到坐封状态下轴向载荷较大，需要封隔圈的硬度和强度尽可能大，因此，应选取邵氏硬度为70 HS的氢化丁腈橡胶材料。

不同高度封隔圈接触应力随接触节点的变化如图4所示。

图4 不同高度L1封隔圈接触应力随接触节点的变化关系Fig.4 Contact stress of the sealing ring vs.contact node under different heights L1

由图4可以看出，封隔圈的接触应力随着接触节点的延伸，两侧的接触应力略小于中间的接触应力，随着封隔圈高度的增大，接触应力持续增大。其他条件相同情况下，封隔圈高度越大，与管壁距离越小，从而在相同轴向载荷的作用下会产生更大的接触应力。当高度L1= 41 mm时，封隔圈的接触应力最小，原因是封隔圈外径与管道内径的距离过大，初封阶段轴向推力先使封隔圈产生足够的径向形变，从而使其与管壁接触。相比之下，封隔圈从开始接触到管壁过程变形消耗的能量最多，但是其前期产生径向形变的过程耗费太多能量，故其接触压力最小。虽然高度L1越大对密封效果的影响越显著，但受环焊缝等因素的影响，封隔圈外径与管壁需维持一定的距离。当高度L1= 45 mm时，接触应力显著大于L1= 43 mm时的接触应力，此时封隔圈与管壁之间的距离为10 mm，满足安全要求和设计要求。因此结合上述分析并考虑安全封堵因素，取封隔圈高度L1为45 mm。

不同宽度封隔圈接触应力随接触节点的变化关系如图5所示。由图5可知，封隔圈的接触应力随着接触节点的延伸，两侧的接触应力显著小于中间的接触应力，随着封隔圈宽度的增大，接触应力值呈现先增大后减小的趋势。当宽度L2= 85 mm时，初封状态轴向载荷作用下具有最大接触应力，说明在轴向压缩过程中，宽度超过85 mm的封隔圈会在接触管壁之前，耗费更多能量，从而使得与管壁接触之后产生相对较小的接触应力。因此，选取封隔圈宽度L2为85 mm。

不同侧面倾角封隔圈接触应力随接触节点的变化如图6所示。

从图6可以看出，封隔圈的接触应力随着接触节点的延伸，两侧的接触应力分布不均匀。当侧面倾角θ1越大时，接触应力随着接触节点的延伸分布越均匀。当侧面倾角增大时，最大接触应力先增大后减小，并且当θ1= 15°时，封隔圈具有最大的接触应力。因此，选取封隔圈侧面倾角θ1为15°。

不同表面倾角接触应力随接触节点的变化关系如图7所示。从图7可以看出，封隔圈的接触应力随着接触节点的延伸，两侧的接触应力分布不均匀，但是总体呈现先增大后减小的趋势。当表面倾角增大时，最大接触应力先增大后减小，并且当θ2= 44°时，具有最大的接触应力。因此，选取封隔圈表面倾角θ2为44°。

图7 不同表面倾角θ2接触应力随接触节点的变化关系Fig.7 Contact stress of the sealing ring vs.contact node under different surface inclination angles θ2

通过初封状态模拟研究获得封隔圈最优几何参数，然后采用坐封状态下液压动力系统和压差提供的总纵向载荷进行校核，分析采用几何参数的合理性和可靠性。选取包括高度L1= 45 mm、宽度L2= 85 mm、侧面倾角θ1= 15°、表面倾角θ2= 44°和邵氏硬度70 HS的封隔圈建立有限元模型，并在坐封状态总的轴向载荷下获得接触应力，如图8所示。坐封条件下可实现13.3 MPa的密封压力，满足智能封堵器密封要求。

图8 坐封状态接触应力分布图Fig.8 Contact stress distribution after setting

3 室内密封性能试验

3.1 密封试验方案

封堵器的密封性能与封隔圈和管壁之间的接触应力密切相关，在封隔圈不出现“肩突”失稳的条件下，可以通过封隔圈密封介质压力的大小来判断封堵器的密封性能。试验装置为高压压力机和自制封隔圈密封测试工装，如图9所示。

图9 测定封隔圈接触应力的试验装置示意图Fig.9 Schematic diagram of the test device for measuring contact stress of the sealing ring

考虑到加工工艺的合理性和最大程度防止封隔圈变性，提出2种封隔圈加工形式，包括圆角处理和内嵌弹簧圈。

封隔圈密封试验推力分3级：第一级封堵器内液压缸提供等效推力131 kN，此为初封；第二级管内前后压差10 MPa，提供等效推力721 kN；第三级液压系统和管内前后压差提供等效推力852 kN，此为坐封。

试验第一步，将封隔圈与承压头配合，固定在支撑环上；压力机由上往下施加压力，推动挤压碗向下移动，直到封隔圈与管壁接触，而后继续加大推力，直至推力达到液压系统所能提供的最大推力131 kN。第二步，保持推力不变，向挤压碗一侧注入水，在特定压力下(2 MPa、5 MPa、7 MPa、10 MPa，……)停止注水并观察压力表读数是否变化(观察时间定为4 h)，直至封隔圈无法密封高压水，记录最终密封压力数据。第三步，增大压力机推力达到721和852 kN，重复第二步。第四步，总结对比记录参数。

3.2 密封试验结果分析

封隔圈测试数据见表1、表2。由表1可知，无内嵌弹簧圈的封隔圈初封状态达到3.5 MPa，满足初封要求，坐封状态达到10 MPa，满足封堵器密封10 MPa介质要求。压缩行程满足智能封堵器封堵单元行程要求。封隔圈会在挤压碗、承压头与管壁之间缝隙均匀凸出。试验过程保压4 h无泄漏产生，满足密封要求。

表1 封隔圈测试数据(无内嵌弹簧圈)Table 1 Test data of the sealing ring (without the embedded spring ring)

表2 封隔圈测试数据(内嵌弹簧圈)Table 2 Test data of the sealing ring (with the embedded spring ring)

由表2可知，内嵌弹簧圈的封隔圈初封状态达到3.7 MPa，满足初封要求，坐封状态达到11.2 MPa，满足封堵器密封10 MPa介质要求。内嵌弹簧圈的封隔圈密封压力明显高于未内嵌弹簧圈的密封压力，说明内嵌弹簧圈有助于提高密封压力。封隔圈内嵌弹簧圈之后，封隔圈会在挤压碗、承压头与管壁之间缝隙凸出，但内嵌弹簧圈一侧凸出较少。试验过程保压4 h无泄漏产生，满足密封要求。

3.3 密封过程和密封状态分析

内嵌弹簧圈封隔圈试验过程中，保持坐封状态轴向载荷不变，持续提高注水压力，分别为9、10和11 MPa时，稳压4 h后进行记录，如图10所示。封隔圈可满足3个差压的密封要求，但是封隔圈凸起高度明显增大。

当密封压力分别为9、10和11 MPa时，封隔圈在缝隙中凸起高度约为10.5、11.4和12.1 mm。说明在管内前后压差的作用下，不仅提高了坐封状态下轴向载荷，还会造成封隔圈出现“肩突”现象，且压差越大“肩突”约明显。与未内嵌弹簧圈的封隔圈试验结果对比发现，安装弹簧圈将减小封隔圈“肩突”，并提高密封压力。

试验后取出封隔圈，2 h内即可即恢复试验前状态，未见明显损伤，且压痕在未束缚状态下4 h消失(见图11)。这说明氢化丁腈橡胶弹性和回弹性良好，可多次使用，经济环保。

图11 封隔圈Fig.11 Photos of sealing rings

4 结 论

(1)采用Mooney-Rivlin本构模型研究了封隔圈结构参数对密封性能的影响，通过初封过程确定封隔圈硬度70 HS时密封性能最佳，同时改变封隔圈高度、宽度等参数优选出封隔圈几何参数。

(2)通过室内密封试验，未内嵌弹簧圈和内嵌弹簧圈的封隔圈最大密封压力分别为10.0和11.2 MPa，满足ø304.8 mm海底管道内压差10 MPa的封堵要求。

(3)内嵌弹簧圈封隔圈能够有效减小由高压差带来的封隔圈“肩突”并提高密封压力。氢化丁腈橡胶回弹性满足多次使用要求，经济环保。