考虑到深海高压阀门的复杂工况， 选用上装式球阀结构。阀门具体结构如图１ 所示， 阀体材料选用双相不锈钢2205。阀门尺寸为150 ｍｍ， 考虑到阀门的深海工况， 阀门最小设计壁厚设计为tmin ＝15 ｍｍ 。

２、深海球阀阀杆密封设计
    深海阀门与陆地阀门不同， 除了避免内部介质不向外界泄漏之外， 还必须保证外部介质不能进入阀门内部。阀杆是连接阀门内外的重要组成部分， 在阀杆与阀体的接触部位， 必须设计双向密封结构， 以满足上述要求。具体结构如图２ 所示。锯齿形密封环和斜支撑环的材质均为聚四氟乙烯， 梯形支撑环的材质为结构钢。

３、深海球阀阀座密封设计
    为了使阀芯与阀座紧密贴合， 使阀座处具有良好的密封性能， 设计了一种螺栓式固定球阀阀座结构。如图３ 所示， 螺栓底部锥面结构吻合地压紧在阀座锥面结构上， 当拧紧螺栓时， 螺栓底部锥面结构压紧阀座锥面结构， 使阀座获得向阀芯以及阀体方向的力， 阀座贴合并紧压阀体及阀芯。该方法的预紧力可调， 且结构简单、密封可靠。
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4、阀座密封性能分析
4.1阀座密封比压分析
    深海球阀阀座的初始设计尺寸如图４ 所示， 阀座内径Ｄ＝55 ｍｍ。为了保证阀座的密封性， 在阀座密封面周围必须存在一条均匀的压应力带， 其判断标准为qmf ＜q＜［q］
    式中：qmf为最小密封临界比压；q 为实际密封比压；［q］ 为密封材料许用密封比压。
    阀座主体材料为2205 双相不锈钢， 密封面堆焊材料为钴基硬质合金。依据文献［１０］， qmf＝ 15ＭＰａ， ［ｑ］ ＝100 ＭＰａ。

对关闭状态下的阀门进行了热固耦合分析， 得到了阀座密封面的密封比压， 如图5（ａ） 所示。可见，阀座密封面周围存在一条密封比压大于15 Mpa 的闭合环带， 但最大密封比压超过许用值， 密封比压分布不均（如图5（ｂ） 所示）。

4.2阀座变形规律
    在阀座密封过程中， 由于阀体与阀座外环只有很小的间隙并存在Ｏ 形圈密封， 阀体与阀座相对固定， 故水下阀门阀体经过海水外压、介质内压、管道弯矩与热应力的综合作用产生变形后， 阀座上与阀体接触部分随之产生变形， 从而影响阀座与阀芯密封面的密封比压。依据陆上阀门设计标准的阀座不能满足密封要求， 为了研究阀座变形与阀座密封面比压之间的关系， 选取阀座内环上的三条边作为研究对象， 如图６ 所示。



    设置水下阀门运输介质压力为10 Mpa， 阀门内部温度为121 ℃， 海水温度为5 ℃， 改变阀门外压，可以得到阀座变形曲线及最大密封比压的变化曲线，如图７ 所示。可以发现外压在0～ 15 Mpa 之间变化时， 阀座上的最大变形量变化不大， 而密封比压从95 Mpa 增加到109 Mpa ， B1-B2 边上的最大变形量随着外压的增大而减小， A1-A2与C1-C2 边上的变形量随着外压的增大而增大。

当外压一定时（设定为10 ＭＰａ）， 内压为０～15ＭＰａ 时的阀座变形曲线及最大密封比压变化曲线，如图８ 所示， 可以发现， A1-A2 边上的最大变形量随着内压的增大先减后增， 并且当内压为0与15ＭＰａ 时的最大变形量相同；B1-B2 和C1-C2 边上的最大变形量随着内压的增加而增大；最大密封比压随着内压的增大而减小。
    对比图７ 与图８ 中A1-A2、B1-B2、C1-C2 三条路径上的变形， 随着内压与外压工况下压力的递增，显然外压与内压相比变形变化幅度较小， 这是由于外压是间接作用在阀座上造成阀座变形的；对比A1-A2、B1-B2、C1-C2 三条路径上的变形与密封比压变化关系时， 显然可以得出， B1-B2 变形量的变化与密封比压变化相反， 在一定范围内B1-B2 路径上的最大变形越大密封比压越小。另外， 阀座密封面上的密封比压随着内压与外压的递增变化相反， 增大内压密封面上的密封比压却反而减小。因此， 增大内压导致阀座变形的情况可以作为阀座改进的参考依据。
4.３　内压与各路径变形量的关系
    为了研究内压造成的变形与密封面比压的关系，提取出内压在０ ～ １５ ＭＰａ 范围内变化时Ａ１ － Ａ２、Ｂ１－Ｂ２、Ｃ１－Ｃ２ 三条圆周路径上的变形量， 如图９ 所示。对比三条路径上的变形曲线与密封比压曲线发现， ６０°与２４０°的邻域内皆存在极值点， 在变形曲线中的极大值与极小值为局部变形最大或最小点处， 而变形曲线中极值点对应为密封比压曲线中的极大值点， 因此可以说明阀座上变形的突变导致了密封面上密封比压的突变。




    对比图９ 中阀门仅受内压的工况与内压从０～１５ＭＰａ 变化时的其他４ 种工况， 可以发现， 随着内压的增大， 阀座A1-A2 路径上的变形量的极大值与极小值之差越来越小， 变形更加均匀；而B1-B2 和C1-C2路径最大变形量越来越大， 但最大值与最小值之差保持稳定。
5、阀座尺寸优化
    基于阀座的变形规律与密封比压之间的关系， 适当增大B1-B2 路径的变形量可降低阀座密封面的密封比压。根据海底几种工况下产生的变形叠加， 增大压力使阀座产生的变形是单方向的、相对的， 当海底工况条件不变， 减小阀座径向厚度也可增大B1-B2路径变形。另外减小阀座径向厚度相当于增大内压工况， 可以使得A1-A2 路径上变形量更加均匀。为了研究阀座径向厚度与密封比压之间的关系， 使阀座径向厚度Ｌ 从14 ｍｍ 递增至20 ｍｍ （调整阀座内径Ｄ，如图４ 所示）， 得到阀座上密封面中心处密封比压最大及最小值如表１ 所示。可以看出：随着阀座厚度Ｌ从14 ｍｍ 递增至20 ｍｍ， 阀座密封面中心处的密封比压逐渐增大， 并且当厚度较小时， 密封比压增大速度更快。但当Ｌ ＝14 ｍｍ 时， 由于阀座变形量过大， 其密封比压不再满足密封要求。因此， 选择阀座厚度Ｌ ＝15 ｍｍ 较为合适。


    如图10（ａ） 所示为阀座厚度L＝ 15 ｍｍ 时的阀座密封比压分布云图， 可以看出， 最大密封比压为83MPa， 最小值为45MPa ， 整体小于许用值100MPa且大于密封面必须比压15MPa （如图１０ （ｂ） 所示）， 符合阀门的密封评价标准。