特高壓井口法蘭設計及復合載荷下密封性能

中圖分類號： TH931 文獻標志碼：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深度不斷增加，石油行業 迫切需要通過壓力等級更高的井口裝備來實現有交的油氣開采[1]。在油氣鉆井和生產過程中，井口裝置的法蘭密封承擔著防止油氣井漏氣、漏油以及確保工作環境安全的重要角色，井口法蘭的密封性能直接影響著油氣井生產的效率和安全性2。隨著井口壓力增加，井口法蘭密封同時面臨著一系列的挑戰，例如高溫、腐蝕性介質和振動等，這些因素對井口法蘭密封性能和可靠性提出了更嚴格的要求。因此，研究和分析井口法蘭密封性能及改進提高其密封效果的方法具有重要意義。何川等[3]針對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律，為法蘭裝配工藝提供了指導。韓傳軍等[4]研究了螺栓預緊力、介質壓力對法蘭應力、應變和密封性能的影響。李龍飛等[5]對壓裂工況井口的 140MPa 超高壓非標法蘭進行了有限元分析和試驗，并針對端部拉力和彎矩的組合工況提出了一種非標法蘭強度的試驗方案，填補了API標準中 140MPa 工作內壓的試驗空缺。姜峰等[6]針對螺栓預緊力對墊環壓潰的影響，提出了在一定溫度載荷和工作載荷下滿足強度和密封條件的螺栓預緊力確定方法，為選擇螺栓預緊力提供了指導。吳雨澤等[7]對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。針對海底工作內壓超過 138MPa 設備設計指導空缺，Parth等[提出了一種結合API標準和ASME規范的設計方法，并對 175MPa 額定工作內壓、溫度為 204^°C 下的法蘭設備進行驗證。筆者針對石油行業175MPa特高壓井口法蘭設計的空缺，參考目前API的法蘭設計標準，提出特高壓井口通徑為78和180mm的法蘭設計參數;針對所設計的非標法蘭，進行額定工作內壓和1.5倍額定工作內壓下的密封性能分析；針對在實際工況中復雜的復合載荷，研究在泄漏失效準則下的非標法蘭的承載能力情況。

1工況

在目前應用最廣泛的API 6A^[10] 設計標準中，Ta-bleD.6給出了額定工作內壓 138MPa 下的6BX型法蘭的相關設計尺寸，部分尺寸參數[10]如表1所示。

表1 API6A-138MPa法蘭設計參數

Table 1 API 6A-138 MPa flange design parameters

通過分析，不同額定工作內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）、螺栓數量和螺栓尺寸的增加。隨著額定工作內壓上升，同一通徑法蘭的各項設計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 額定工作內壓的設計參數基礎上，確定了在 175MPa 額定工作內壓下的法蘭設計參數，部分設計參數如表2所示。

表2 175MPa 非標法蘭設計參數Table2 175 MPa non-standard flange design parameters

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

78-175型法蘭組合示意圖見圖1。為降低計算量，根據法蘭與墊環均為回轉體、螺栓沿法蘭軸心線對稱的特點，采用原模型的四分之一進行模擬計算。其中，螺栓、法蘭、密封墊環和剛性面設置如圖1中箭頭所指位置；為避免端部效應，法蘭頸部長度設置為大于或等于 （ 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 非標法蘭有限元模型

在本文的法蘭模型中密封墊環采用316L不銹鋼[11-|12]，法蘭采用4130 鋼[13]，在法蘭墊環槽處堆焊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，各項材料的密度及力學參數如表3所示。

在螺栓預緊過程中，密封墊環、堆焊環槽和法蘭局部會產生塑性變形，密封墊環也會進入塑性強化階段，各材料的部分塑性參數如圖2所示。在計算分析結果中，各材料產生的應變量均未超過給定的最大應變量，因此認為圖2中塑性材料參數能夠滿足模擬計算的要求。

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

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

對法蘭組合分析的工況主要包括：螺栓預緊、175MPa 額定工作內壓、1.5倍額定工作內壓、端部張力和端部彎矩工況

在工作內壓的作用下，上法蘭會受到一個向上的拉力，其大小為工作內壓與法蘭通徑面積的乘積，其計算公式為

F_t=PS_a.

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

計算得到的拉力如表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 密封準則

從宏觀上分析，金屬墊環密封[15]應滿足：密封面的材料應力小于材料的屈服強度，密封面上的接觸壓力大于最大內壓。從微觀上分析，金屬墊環泄漏的影響因素[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型金屬墊環密封可能發生的泄漏形式僅為界面泄漏，位于墊環與墊環槽的密封面之間。在螺栓預緊過程中，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型墊環為壓力自緊式密封墊環[18]，介質的壓力越高，墊環外側接觸壓力越大，這一特點也使得其能承受較高的工作內壓。

分析6BX金屬墊環是否密封，其應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 額定工作內壓下進行模擬計算得到的等效應力云圖。其中最大等效應力位于墊環上，且其最大值超過了材料的屈服強度，產生了塑性變形。

圖378-175法蘭等效應力云圖

Fig.3 78-175 flange equivalent stress cloud diagram

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

圖5為78-175型法蘭密封墊環的接觸壓力云圖。圖5中，法蘭的內側和外側均形成了均勻、帶狀的接觸壓力，說明墊環的內側和外側均存在密封區域。由內外側的接觸壓力可知，工作內壓會導致外側的接觸壓力大于內側的接觸壓力，此特征符合6BX型金屬墊環的自緊特征：工作內壓越大，外側的接觸壓力越大。

圖478-175型法蘭局部等效塑性應變云圖Fig. 478-175 flange local equivalent plasticstrain cloud diagram

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

對圖5中墊環外側接觸區域進行分析，排除帶狀區域中接觸壓力最大值（紅色區域），取其余大于工作內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，統計結果如表5所示，

表5不同工作內壓下墊環剩余接觸壓力及其與工作內壓的倍數

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型法蘭經過螺栓預緊，在 175MPa 額定工作內壓下，仍有高于工作內壓3.5倍的接觸壓力；在1.5倍額定工作內壓 262.5MPa 下，仍有高于工作內壓2.4倍的接觸壓力，滿足密封準則，且能應對一定程度上的動載荷影響。

在螺栓預緊過程中墊環的接觸壓力逐漸增大。當工作內壓不斷增加時，墊環上的最大接觸壓力變化如圖6所示。

由圖6可知，隨著工作內壓增大，墊環上的最大接觸壓力先增大后減小。結合接觸壓力云圖可以得知其變化規律為：當工作內壓增大時，墊環外側的接觸壓力不斷增大；當工作內壓達到一定值時，法蘭上端的拉力（工作內壓導致）削弱了墊環的受壓狀態，最大接觸壓力緩慢下降。

圖61.5倍額定工作內壓范圍內最大接觸壓力與工作內壓關系

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

3.3 凸臺直徑對法蘭密封影響

在螺栓預緊力作用下，不僅密封墊環與墊環槽發生了接觸，法蘭凸臺面也發生了接觸。圖7為78-175型法蘭凸臺面的接觸壓力云圖。

圖778-175型法蘭凸臺面接觸壓力云圖

Fig.778-175 flange boss contact pressure cloud diagram

由圖7可知，法蘭在螺栓預緊工況下，在凸臺面上產生了大于工作內壓、均勻、帶狀的接觸壓力區，起到了雙重密封作用。

為研究凸臺直徑對法蘭密封效果的影響，針對78-175型法蘭進行了不同凸臺直徑的計算分析，凸臺直徑分別為 ?205mm 和 Φ210mm ，其余設計參數與工況均相同，計算結果如圖8所示。

由圖8可知，當法蘭凸臺直徑減小時，凸臺和法蘭上的應力均有一定程度增大。凸臺面上，大于工作內壓的剩余接觸壓力帶狀區域面積及墊環上剩余接觸壓力如表6所示

圖8不同凸臺直徑計算結果對比Fig.8Calculation results comparison under different boss diameters

表6不同凸臺直徑下墊環剩余接觸壓力及其與工作內壓倍數

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

由此可知：凸臺直徑越大，凸臺最大應力、凸臺最大接觸壓力、法蘭組合最大應力、法蘭組合最大接觸壓力、墊環剩余接觸壓力和凸臺密封區域面積均有一定程度減小。考慮凸臺直徑對法蘭強度和彎矩載荷的影響，法蘭的凸臺直徑不應太小。

3.4 試驗對比

對78-175法蘭組合試驗后墊環的塑性變形進行了對比分析。采用全自動三坐標測試儀測量試驗后塑性變形墊環與新墊環的截面尺寸，描繪其截面圖。密封墊環的安裝和掃描路徑如圖9所示。

圖9密封墊環全自動三坐標尺寸測量結果 Fig. 9 Automaticthree-dimensional dimension measurement results of sealing gasket ring

通過此方法對密封墊環上不同截面位置進行測量，結果如表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輪廓，內輪廓為已經發生塑性變形的密封墊環輪廓，

由測量結果可知，外側密封墊環上、下的塑性變形量平均值分別為0.55和 0.34mm ，內側密封墊環上、下的塑性變形量平均值分別為0.47和0.31mm 。墊環四角變形趨勢與模擬計算結果一致，且變形量接近。

表7已發生塑性變形密封環不同截面上的變形量

Table 7Amount of deformation on different sections of gasketringthatbeingplasticallydeformed

圖10為密封環線切割現場情況與試驗結果通過線切割方法對密封墊環進行切片（圖10（a）），將試驗后已發生塑性變形的密封環和新密封環分別切出厚度為 2mm 的薄片，對比其塑性變形

圖10密封環線切割現場情況與試驗結果 Fig.10Sealing ring wire cutting site situation and experimentalresults

可以看出，對比新密封墊環薄片，已發生塑性變形密封墊環的4個角明顯發生了不可逆的塑性變形，因此不可再重復使用

非標法蘭承載能力

4.1 泄漏準則方法

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

APITR6AF2[22]中的泄漏準則認為，當墊環上一點的支反力為零時，此時開始發生泄漏。結合實際工況，各載荷產生的支反力構成了泄漏臨界曲線

的理論公式，表示為

R_g=R_muσ_mk+R_puP+R_tuT+R_buM.

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

當 R_g=0 時，將式（3）進行移項變換得

P=-（R_muσ_mk+R_uT+R_buM）/R_pu.

由式（4）在不同復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（最右側線條）為例，線條上的點代表了該尺寸法蘭的臨界承載能力。在拉力為0下，當彎矩增大時，法蘭不發生泄漏的臨界工作內壓隨之下降。由此可以認為，當所選取的法蘭承受的復合載荷處于泄漏線組的左側時，法蘭不會發生泄漏失效；當復合載荷位于泄漏線條右側時，法蘭易發生泄漏及其他形式失效。

4.2 泄漏線組計算結果

為驗證單位支反力結果，建立API 6A^[10] 中對應的法蘭有限元計算模型，對式（3）中各項單位載荷下支反力進行計算，得到泄漏線組計算結果。

圖12中實線表示APITR6AF2[22]中泄漏線組，虛線為計算得到的泄漏線組。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。

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

為驗證非標法蘭泄漏線組的可靠性，對78-175型和180-175型法蘭的泄漏線組分別取10組工況，進行工作內壓、端部張力和端部彎矩工況的復合載荷計算，驗證其承載能力，工況序號如圖13所示。

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

針對兩組平移后的線組，對其在工作內壓為0和 175MPa 時的10組臨界點進行計算，得到的法蘭組合最大等效應力及最大等效塑性應變如圖14所示。

由圖14可知，法蘭與墊環均未出現應力集中現象，且法蘭與墊環在10組工況下的應變量十分接近，驗證了泄漏準則線組的可靠性。

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行取值，得到的各剩余接觸壓力均高于工作內壓的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，其值為工作內壓的2.6倍，在滿足密封準則的情況下，仍有一定的承受動載荷的能力。

5結論

（1）設計的非標法蘭在兩種工況下可以滿足密封準則，且能應對一定程度的動載荷。（2）法蘭墊環經過螺栓預緊實現密封功能后，將發生塑性變形，不可再重復使用；試驗后密封墊環的變形趨勢與模擬計算趨勢一致，且變形量接近。（3）以APITR6AF2的泄漏準則計算得出了78-175型和180-175型非標法蘭的復合載荷承載能力線組，復合載荷下設計的法蘭在選取的20個工況點均滿足密封和強度條件。

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