安維崢,王瑩瑩,劉國(guó)恒,汪 聰,段夢(mèng)蘭,劉云迪

（1.中國(guó)石油大學(xué)（北京）安全與海洋工程學(xué)院,北京 102249;2.中海油研究總院有限責(zé)任公司工程研究設(shè)計(jì)院,北京 100028）

0 引 言

水下管道連接器是水下生產(chǎn)系統(tǒng)必不可少的關(guān)鍵裝備，主要用于水下裝備連接時(shí)的密封，使其形成油流的密封通道，防止海洋油氣泄漏，保障海上油氣田高效開發(fā)的安全可靠性。水下連接器長(zhǎng)期工作于海底，不僅受到海底的波浪海流等環(huán)境因素的影響，而且在外部環(huán)境載荷和內(nèi)部流體的壓力以及腐蝕等因素的聯(lián)合作用下，可能誘發(fā)其產(chǎn)生密封部件裂紋、腐蝕或者斷裂，導(dǎo)致輕微的原油泄漏，嚴(yán)重者可能導(dǎo)致一口或多口井關(guān)井停產(chǎn)，造成大量的經(jīng)濟(jì)損失。一旦發(fā)生嚴(yán)重的原油泄漏，其危害難以估計(jì)，作業(yè)公司不僅承受關(guān)井和原油流失的損失，后續(xù)的清理浮油工作更要耗費(fèi)巨額資金，甚至導(dǎo)致人員傷亡、海洋環(huán)境嚴(yán)重污染、海洋生態(tài)系統(tǒng)被破壞等[1]。因此，探究水下連接器密封圈的密封性能，及時(shí)找到其裂紋的成因及發(fā)展規(guī)律，預(yù)防油氣泄露，是水下生產(chǎn)系統(tǒng)生產(chǎn)維護(hù)中的關(guān)鍵問(wèn)題。

針對(duì)水下連接器故障與密封性能方面的研究，國(guó)內(nèi)外學(xué)者已做了大量工作。2005年，F(xiàn)assina 等[2]對(duì)12個(gè)卡爪結(jié)構(gòu)的水下連接器進(jìn)行了有限元模擬和實(shí)驗(yàn)研究，分析出卡爪斷裂的原因;同年，胡勇等[3]對(duì)救生鐘在水下對(duì)接過(guò)程中和對(duì)接后的密封性能做了全面分析，研究了在各種密封失效形式下，不同海流、對(duì)接深度、對(duì)接角度等多種影響參數(shù)綜合作用下的救生鐘密封性能；2015 年，萬(wàn)波等[4]研究了連接器的失效原因、失效形式，并利用故障樹法定性分析了驅(qū)動(dòng)環(huán)的可靠性；2016 年，曹偉楓[5]建立了水下井口連接器的簡(jiǎn)化力學(xué)模型和有限元分析模型，研究了連接器密封圈的密封接觸特性和疲勞壽命，推導(dǎo)出驅(qū)動(dòng)環(huán)上的驅(qū)動(dòng)力與連接器受到的內(nèi)壓以及預(yù)緊力的關(guān)系式；2017 年，Zhang 等[6]提出了連接器密封機(jī)構(gòu)抗壓能力的理論計(jì)算方法，通過(guò)分析不同部件之間的載荷傳遞關(guān)系推導(dǎo)出了密封接觸載荷與鎖緊力之間的關(guān)系表達(dá)式，并利用建立的透鏡密封圈與法蘭的接觸模型推導(dǎo)了壓縮解析表達(dá)式;2019 年，蔡志杰等[7]在ABAQUS 平臺(tái)應(yīng)用新的動(dòng)態(tài)接觸法，分析了水下連接器試壓帽在安裝和試壓過(guò)程中的密封接觸特性，研究了其與等效鎖緊力矩的關(guān)聯(lián)性；同年，程子云等[8]介紹了一種鎖塊式連接器的結(jié)構(gòu)和原理，利用有限元方法分析了安裝、鎖緊、鉆完井和生產(chǎn)四種工況下的密封連接性能，得到了井口采油樹接觸力、密封圈接觸應(yīng)力以及鎖緊塊受力情況與外載的關(guān)系表達(dá)式;同時(shí)，曾威等[9]利用有限元方法并應(yīng)用Norsok腐蝕模型，把密封接觸強(qiáng)度當(dāng)作密封性能的評(píng)價(jià)指標(biāo)，得到了密封接觸強(qiáng)度隨時(shí)間的變化曲線。

綜上，從國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀可知，目前對(duì)于水下連接器密封性能的研究多停留在影響參數(shù)和接觸特性等方面的研究，缺乏針對(duì)預(yù)置裂紋的水下連接器裂紋故障的密封性能研究。因此，本文針對(duì)水下連接器金屬密封圈的預(yù)置裂紋故障，探尋不同裂紋損傷參數(shù)對(duì)密封圈密封性能與結(jié)構(gòu)性能的影響，對(duì)于提高水下連接器在實(shí)際工程應(yīng)用中的安全可靠性具有重要的參考價(jià)值。

1 金屬密封圈密封失效準(zhǔn)則與判斷標(biāo)準(zhǔn)

1.1 金屬密封機(jī)理

水下連接器的主要結(jié)構(gòu)如圖1 所示，包含連接蓋、驅(qū)動(dòng)環(huán)、卡爪、對(duì)中底座、上轂座、金屬密封圈、下轂座。鎖緊過(guò)程為：液壓力推動(dòng)驅(qū)動(dòng)環(huán)向下運(yùn)動(dòng)，同時(shí)帶動(dòng)與其緊密貼合的卡爪收攏，卡爪將上、下轂座卡緊，擠壓處于中間的密封圈，產(chǎn)生密封接觸區(qū)域。液壓力通過(guò)接觸面的傳遞，最終轉(zhuǎn)化成轂座與密封圈之間的壓縮載荷，使密封圈產(chǎn)生變形，填充轂座表面和密封圈表面的微觀間隙，形成有效密封[10]。

圖1 水下連接器結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure of subsea connector

1.2 金屬密封準(zhǔn)則

由GB150—2010 可得到金屬密封的判據(jù)，因?yàn)樗逻B接器密封圈屬于鋼制金屬環(huán)，故取墊片系數(shù)m為6.5，密封比壓y為179.3 MPa。標(biāo)準(zhǔn)中密封件滿足密封性能的要求為：預(yù)緊工況時(shí)，接觸面應(yīng)力需大于密封比壓；工作工況時(shí)，接觸面應(yīng)力需大于墊片系數(shù)和工作內(nèi)壓的乘積。同時(shí)，文獻(xiàn)[11]指出，總密封寬度至少在1.5～2 mm 以上時(shí)，才能實(shí)現(xiàn)金屬密封圈可靠密封。因此本文建立如下密封設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：

（1）q0＞y，b≥2 mm；

（2）q＞mp，b≥2 mm。

式中，q0為預(yù)緊接觸應(yīng)力，q為工作接觸應(yīng)力，y為密封比壓，m為墊片系數(shù)，p為工作內(nèi)壓，b為有效密封寬度。

2 水下連接器金屬密封力學(xué)模型分析

2.1 預(yù)緊工況

預(yù)緊工況下，對(duì)錐形密封面進(jìn)行受力分析，結(jié)果見(jiàn)圖2。圖中，F(xiàn)n0為垂直于密封面的擠壓力；Ff0為密封件受到的摩擦力；G0為Fn0與Ff0的合力；W0為G0在垂直方向的分力，即軸向預(yù)緊力；NR為G0在水平方向的分力，即密封面的回彈力。預(yù)緊時(shí)，在錐面上的法向擠壓力大小為

圖2 預(yù)緊時(shí)的密封面受力分析[12]Fig.2 Force analysis of preload sealing surface

式中，Dm表示密封圈中徑，單位為mm；b是接觸面有效寬度，單位為mm；q0表示預(yù)緊時(shí)的接觸應(yīng)力，單位為MPa。

由于連接器卡爪的收緊，相對(duì)于上轂座，密封圈有向上移動(dòng)的趨勢(shì)，所以密封面上的摩擦力Ff0方向向下，F(xiàn)f0與Fn0的合力G0為

式中，ρ表示兩個(gè)接觸密封面之間的摩擦角，鋼和鋼接觸時(shí)取ρ=8.5°[13]。

G0在垂直方向的分力為軸向預(yù)緊力W0，在水平方向的分力為密封圈被壓縮后材料自身產(chǎn)生的回彈力NR，單個(gè)密封面上的力為NR/2，即

式中，α為密封圈錐面與豎直方向夾角。

預(yù)緊結(jié)束后，密封圈的壓縮量達(dá)到最大狀態(tài)。設(shè)徑向壓縮量為2Δ時(shí)，則密封圈上的周向應(yīng)變?chǔ)纽燃爸芟驊?yīng)力σθ為

式中，ER為密封圈材料的彈性模量，單位為MPa。

由于是軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)，取二分之一密封圈進(jìn)行受力分析，受力圖如圖3所示。根據(jù)靜力平衡可得

圖3 密封圈的環(huán)向靜力平衡Fig.3 Circumferential static force equilibrium of the sealing ring

式中，NR/πDm為密封圈周向單位長(zhǎng)度上的回彈力；FR表示密封圈截面積，單位為mm2；Rm表示二分之一中徑，單位為mm。

由式（7）可得回彈力NR和周向應(yīng)力σθ的關(guān)系為

結(jié)合式(3)及式(4)，可得接觸面壓力q0與徑向壓縮量Δ的關(guān)系為

可知，預(yù)緊時(shí)密封面接觸應(yīng)力主要取決于密封圈的徑向預(yù)壓縮量Δ或軸向預(yù)緊力W0。

2.2 工作工況

工作時(shí)，密封圈受到的軸向力由四個(gè)部分組成：預(yù)緊時(shí)的軸向預(yù)緊力W0、內(nèi)壓垂直作用在連接器上產(chǎn)生的軸向載荷Wp、內(nèi)壓徑向作用在密封圈內(nèi)表面而產(chǎn)生的軸向載荷W1和密封圈發(fā)生回彈后的回彈力產(chǎn)生的軸向載荷W2。對(duì)連接器做靜力學(xué)分析，得到連接器在預(yù)緊力反方向上受到的合力為

式中：Δ'為密封圈回彈后徑向壓縮量，單位為mm；h表示密封件在垂直方向的高度，單位為mm；p為工作內(nèi)壓，單位為MPa；Sp表示連接器上軸向受到的內(nèi)壓面積，單位為mm2。

在內(nèi)壓逐漸增大的過(guò)程中，一開始?jí)毫Ξa(chǎn)生的軸向力小于轂座的自重，此時(shí)轂座沒(méi)有上抬，密封圈保持預(yù)緊時(shí)的徑向壓縮量，密封錐面上的壓緊力由三個(gè)力的合力提供，分別為預(yù)壓縮量回彈產(chǎn)生的回彈力NR/2、內(nèi)部液體壓力作用的徑向載荷Np/2 及軸向預(yù)緊力W01，此時(shí)密封錐面上的預(yù)緊力最小。其中，軸向預(yù)緊力W01為內(nèi)壓垂直作用在連接器上的軸向載荷、轂座自重和預(yù)緊力的合力。

內(nèi)壓繼續(xù)增大，轂座被向上抬起，密封錐面上的接觸壓緊力只有W″，

密封面壓力q為

但是，以上接觸應(yīng)力計(jì)算公式具有一定的局限性：一是根據(jù)理論需要知道密封圈具體結(jié)構(gòu)與材料的參數(shù)，計(jì)算比較復(fù)雜；二是得到的接觸應(yīng)力是理想狀態(tài)下的集中力，對(duì)于要求形成連續(xù)密封的金屬密封圈來(lái)說(shuō)，所得到的接觸應(yīng)力參考價(jià)值不大；三是該公式?jīng)]有考慮裂紋因素的影響，無(wú)法準(zhǔn)確計(jì)算含裂紋故障密封圈的接觸應(yīng)力。下面給出了一種有限元的數(shù)值計(jì)算方法，可采用ABAQUS 軟件的接觸求解功能，直接求得含裂紋故障密封圈的接觸應(yīng)力分布，以滿足研究需求，并且將理論公式計(jì)算值與有限元分析計(jì)算值作了對(duì)比，說(shuō)明有限元計(jì)算方法的必要性。

3 無(wú)裂紋金屬密封圈模擬分析

3.1 有限元模型建立

水下連接器三維模型如圖4（a）所示，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，將水下連接器核心的密封圈與上下轂座組成的密封組件作為研究對(duì)象，簡(jiǎn)化模型如圖4（b）所示。

圖4 水下連接器模型Fig.4 Models of subsea connector

對(duì)模型進(jìn)行全局網(wǎng)格劃分，為了更準(zhǔn)確地得到密封圈接觸面的應(yīng)力與接觸狀態(tài)，利用邊界種子對(duì)密封圈接觸面進(jìn)行詳細(xì)網(wǎng)格劃分[14]。將密封圈與轂座的接觸面網(wǎng)格分為10份，每份網(wǎng)格為0.5 mm。

水下連接器工作狀態(tài)下與管道內(nèi)部的高壓油氣流體、外部的海水直接接觸，因此連接器直接受到的載荷有內(nèi)部油氣的內(nèi)壓、外部海水外壓和軸向預(yù)緊力。根據(jù)實(shí)際情況，設(shè)內(nèi)部油氣壓力為34.5 MPa，垂直作用在上轂座、下轂座和密封圈的內(nèi)表面上；外部海水壓力為15 MPa，作用在下轂座外表面；施加到上轂座端面的預(yù)緊力為445 kN；預(yù)緊與工作工況下，約束下轂座端面豎直方向的運(yùn)動(dòng)。整體網(wǎng)格劃分結(jié)果、接觸面11個(gè)網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)分布情況與載荷施加情況如圖5所示。

圖5 網(wǎng)格模型與載荷模型Fig.5 Meshing and loading models

3.2 材料屬性

由于金屬密封圈的工作環(huán)境，應(yīng)該選擇屈服強(qiáng)度高、塑性良好且耐腐蝕性能較好的金屬材料以滿足工作要求。各部件的材料參數(shù)見(jiàn)表1，其中Inconel 625的應(yīng)力應(yīng)變曲線如圖6所示[15]。

表1 各部件材料參數(shù)Tab.1 Material parameters of different parts

圖6 Inconel 625應(yīng)力應(yīng)變曲線Fig.6 Relationship between plastic deformation and stress of Inconel 625

3.3 接觸分析參數(shù)設(shè)置

接觸問(wèn)題為狀態(tài)非線性問(wèn)題，接觸面間的相互作用包括法向作用與切向作用。對(duì)于法向作用，ABAQUS中接觸壓力與間隙的默認(rèn)關(guān)系是“硬接觸”，即只有當(dāng)兩表面之間完全無(wú)間隙時(shí)才施加約束。對(duì)于切向作用，ABAQUS中常用的摩擦模型為庫(kù)侖摩擦、罰函數(shù)模型等，罰函數(shù)模型允許接觸面有“彈性滑移”。本文選擇罰函數(shù)的摩擦模型，定義摩擦因數(shù)為0.15[16]。本文的金屬密封圈模型有2對(duì)接觸，即上、下轂座分別與密封圈的接觸。

3.4 無(wú)裂紋密封圈的有限元分析結(jié)果

無(wú)裂紋密封圈兩種工況下的等效應(yīng)力和等效塑性應(yīng)變的分布如圖7所示。預(yù)緊工況的最大等效應(yīng)力值為454.2 MPa，最大等效塑性應(yīng)變值為0.001 2，工作工況的最大等效應(yīng)力值為467.1 MPa，最大等效塑性應(yīng)變值為0.003 8，位置都出現(xiàn)在密封圈與轂座的接觸面處。兩種工況的最大等效應(yīng)力值均大于密封圈屈服強(qiáng)度345 MPa，可知由于預(yù)緊力、介質(zhì)壓力等的作用，密封圈與轂座的接觸面發(fā)生了一定程度的塑性變形，為后節(jié)預(yù)置裂紋分析提供了參考區(qū)域。

圖7 無(wú)裂紋密封圈的有限元分析云圖Fig.7 Finite element analysis of sealing ring without crack

4 預(yù)置裂紋的水下連接器金屬密封圈模擬分析

4.1 預(yù)置裂紋

無(wú)裂紋密封圈最大等效應(yīng)力位置與最大塑性變形位置都在密封圈與轂座的接觸面上，該區(qū)域是決定密封性能的重點(diǎn)研究區(qū)域。為了研究裂紋的深度、位置、角度對(duì)水下連接器密封性能的影響，在密封圈與轂座的接觸面上，分別設(shè)置了不同深度、位置、角度的裂紋。其具體參數(shù)定義如圖8所示。

圖8 預(yù)置裂紋參數(shù)Fig.8 Parameters of the preset crack

4.2 不同裂紋參數(shù)對(duì)密封性能的影響

（1）裂紋深度對(duì)密封性能的影響

采取的裂紋深度為0.5 mm、1 mm、2 mm、3 mm、4 mm和5 mm。取節(jié)點(diǎn)3的接觸應(yīng)力為參考值，得到不同裂紋深度時(shí)的節(jié)點(diǎn)3 處接觸應(yīng)力與有效密封寬度的變化趨勢(shì)如圖9 所示。對(duì)比1.2 節(jié)密封標(biāo)準(zhǔn)，預(yù)緊工況與工作工況的有效密封寬度均符合不小于2 mm 的要求。且裂紋深度越深，節(jié)點(diǎn)3處接觸應(yīng)力基本趨于增大，密封寬度也越大。

圖9 節(jié)點(diǎn)3接觸應(yīng)力、密封寬度與裂紋深度關(guān)系Fig.9 Relationship between contact stress, sealing width and crack depth

為解釋該現(xiàn)象，以1 mm 深度的裂紋為例，密封圈工作接觸應(yīng)力局部分布情況如圖10（a）所示；采取同樣方法，分別在密封圈無(wú)裂紋處接觸面、1 mm深裂紋處接觸面、5 mm深裂紋處接觸面提取11 個(gè)節(jié)點(diǎn)的工作接觸應(yīng)力數(shù)值，如圖10（b）所示；裂紋初始狀態(tài)與加載后的狀態(tài)對(duì)比如圖10（c）所示。由圖10 可知，在裂紋初期，密封圈裂紋處受壓時(shí)與轂座的接觸狀態(tài)與無(wú)裂紋處相比產(chǎn)生了以下變化：裂紋將密封圈與轂座的接觸面分成上、下兩個(gè)部分，壓力載荷的施加使密封圈裂紋處上部結(jié)構(gòu)與下部結(jié)構(gòu)產(chǎn)生偏移，進(jìn)而上部結(jié)構(gòu)與轂座的接觸形成了獨(dú)立的接觸面，在該接觸面，最大接觸應(yīng)力相較無(wú)裂紋處有所減小，說(shuō)明裂紋使載荷在接觸面處重新分配。最大接觸應(yīng)力位置的上移導(dǎo)致有效密封寬度位置上移。并且，裂紋越深，上部結(jié)構(gòu)與下部結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的偏移越明顯，導(dǎo)致上部結(jié)構(gòu)與轂座的接觸越均勻，接觸應(yīng)力極值越小，有效密封寬度越大。

圖10 有裂紋密封面接觸情況Fig.10 Contact situation of sealing surface with a crack

（2）裂紋位置對(duì)密封性能的影響

取裂紋距節(jié)點(diǎn)10的距離為裂紋位置，采取的裂紋位置為0 mm、0.5 mm、1 mm 和1.5 mm，得到裂紋在不同位置時(shí)的節(jié)點(diǎn)3處接觸應(yīng)力與有效密封寬度的變化趨勢(shì)如圖11所示。對(duì)比1.2節(jié)密封標(biāo)準(zhǔn)，預(yù)緊工況與工作工況的有效密封寬度均符合不小于2 mm 的要求。且裂紋距節(jié)點(diǎn)10的距離為0.5 mm 時(shí)接觸應(yīng)力與密封寬度最小，最容易產(chǎn)生密封失效。將圖7（c）局部放大，如圖12所示，無(wú)裂紋密封圈工作工況受到的最大等效應(yīng)力中心距節(jié)點(diǎn)10 的距離為0.5 mm，裂紋最容易在此處產(chǎn)生，驗(yàn)證了計(jì)算結(jié)果的合理性。

圖11 節(jié)點(diǎn)3接觸應(yīng)力、密封寬度與裂紋位置關(guān)系Fig.11 Relationship between contact stress, sealing width and crack position

圖12 無(wú)裂紋密封圈的最大等效應(yīng)力位置Fig.12 Maximum Mises position of sealing ring without crack

（3）裂紋角度對(duì)密封性能的影響

取裂紋與接觸面的夾角為裂紋角度，采取的裂紋角度為30°、60°、90°、120°和150°，得到不同裂紋角度時(shí)的節(jié)點(diǎn)3處接觸應(yīng)力與有效密封寬度的變化趨勢(shì)如圖13所示。對(duì)比1.2節(jié)的密封標(biāo)準(zhǔn)，預(yù)緊工況與工作工況的有效密封寬度均符合不小于2 mm的要求。且裂紋角度為90°時(shí)接觸應(yīng)力與密封寬度最小，密封圈最容易密封失效。圖14 同樣為圖7（c）的局部放大圖，無(wú)裂紋密封圈工作工況受到的最大等效應(yīng)力范圍與接觸面大致呈90°角，裂紋最容易在該角度產(chǎn)生，說(shuō)明了計(jì)算結(jié)果的合理性。

圖13 節(jié)點(diǎn)3接觸應(yīng)力、密封寬度與裂紋角度關(guān)系Fig.13 Relationship between contact stress, sealing width and crack angle

圖14 無(wú)裂紋密封圈的最大等效應(yīng)力角度Fig.14 Maximum Mises angle of sealing ring without crack

（4）有限元計(jì)算結(jié)果與理論值的對(duì)比

以裂紋深度為0.5 mm、裂紋距節(jié)點(diǎn)10 的位置為0.5 mm、裂紋角度為90°的裂紋為例，圖15 為兩種工況下密封面上接觸應(yīng)力通過(guò)有限元軟件的計(jì)算值與第2 章理論公式的計(jì)算值的對(duì)比圖。由圖可知，兩種工況下接觸應(yīng)力的理論值與有限元計(jì)算值的總體變化趨勢(shì)基本一致，均隨著預(yù)緊力、工作內(nèi)壓的增大而增大。然而，隨著預(yù)緊力、工作內(nèi)壓增大到一定程度，接觸應(yīng)力有限元計(jì)算值的增幅漸緩。這是因?yàn)槊芊饷嫔嫌行芊鈱挾戎饾u增大，導(dǎo)致接觸應(yīng)力出現(xiàn)增幅減緩的趨勢(shì)。在兩種不同工況下，接觸應(yīng)力最終的有限元計(jì)算結(jié)果和理論計(jì)算結(jié)果的誤差分別為18.6%和11.6%。

圖15 接觸應(yīng)力對(duì)比圖Fig.15 Comparison of contact stress

4.3 裂紋對(duì)密封圈結(jié)構(gòu)性能的影響

在不同裂紋深度、位置和角度下，提取密封圈預(yù)緊工況與工作工況的最大等效應(yīng)力與最大塑性變形如圖16所示。由圖16（a）可知，預(yù)緊、工作工況的最大等效應(yīng)力、最大塑性變形均隨裂紋深度的增加而變大，說(shuō)明裂紋的擴(kuò)展讓密封圈結(jié)構(gòu)性能變得更加危險(xiǎn)；由圖16（b）可知，預(yù)緊、工作工況的最大等效應(yīng)力、最大塑性變形在裂紋與節(jié)點(diǎn)10的距離為1 mm時(shí)最大，與前節(jié)結(jié)果相差0.5 mm，說(shuō)明裂紋位置對(duì)密封性能與結(jié)構(gòu)性能的影響存在差異；由圖16（c）可知，預(yù)緊、工作工況的最大等效應(yīng)力、最大塑性變形在裂紋與接觸面的夾角為90°時(shí)最大，密封圈最容易結(jié)構(gòu)失效，與前節(jié)結(jié)果一致。并且，有裂紋密封圈預(yù)緊、工作工況的最大等效應(yīng)力與最大塑性變形相較3.4 節(jié)無(wú)裂紋密封圈的應(yīng)力、應(yīng)變值有所增大，位置都出現(xiàn)在密封圈與轂座的接觸面上的裂紋處，表明裂紋的產(chǎn)生使密封圈結(jié)構(gòu)性能更加危險(xiǎn)。

圖16 結(jié)構(gòu)性能與裂紋深度、位置、角度的關(guān)系Fig.16 Relationship between structure performance and crack depth,position,angle

5 結(jié) 論

為了揭示水下連接器密封圈預(yù)置裂紋故障的密封性能影響成因，本文分別對(duì)無(wú)裂紋和有裂紋密封圈進(jìn)行了有限元分析，研究了不同的裂紋深度、位置、角度對(duì)密封圈密封性能與結(jié)構(gòu)性能的影響，并將理論推導(dǎo)結(jié)果和有限元計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比，得到的主要結(jié)論如下：

（1）水下連接器金屬密封圈在工作時(shí)，與轂座的接觸面為應(yīng)力集中區(qū)域，且處于塑性變形狀態(tài)，容易產(chǎn)生橫向裂紋。

（2）裂紋深度越深，密封圈接觸面節(jié)點(diǎn)3處接觸應(yīng)力與密封寬度越大；裂紋距節(jié)點(diǎn)10為0.5 mm 時(shí)節(jié)點(diǎn)3 處接觸應(yīng)力與密封寬度最小；裂紋角度為90°時(shí)節(jié)點(diǎn)3 處接觸應(yīng)力與密封寬度最小。但有效密封寬度始終滿足要求，裂紋前期對(duì)密封圈密封性能影響不大。

（3）裂紋深度越深，密封圈最大等效應(yīng)力值、最大等效塑性變形量越大；裂紋距節(jié)點(diǎn)10為1 mm 時(shí)最大等效應(yīng)力值、最大等效塑性變形量最大；裂紋角度為90°時(shí)最大等效應(yīng)力值、最大等效塑性變形量最大。且相較無(wú)裂紋密封圈，有裂紋密封圈的應(yīng)力、應(yīng)變極值有所增大，位置在裂紋尖端處，長(zhǎng)期使用會(huì)導(dǎo)致裂紋擴(kuò)展，從而使結(jié)構(gòu)斷裂，密封發(fā)生失效。