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    關(guān)于換熱器螺栓擰緊力矩計算方法的商榷

    2013-10-29 11:46:06郭建成
    石油工程建設(shè) 2013年1期
    關(guān)鍵詞:水壓試驗墊片校核

    支 左,郭建成,聶 勇

    (新疆煉化建設(shè)集團有限公司,新疆獨山子 833600)

    0 引言

    在石油化工行業(yè)中螺栓法蘭聯(lián)接可謂比比皆是,比如壓力管道連接、換熱器密封面、壓力容器進出口等部位,它們都屬于螺栓受預(yù)緊力和工作載荷,且密封性能要求較高的一種螺栓聯(lián)接形式。特別是對有毒有害介質(zhì)、大型設(shè)備、高溫高壓設(shè)備或管道,這種聯(lián)接的安全性對裝置安全和平穩(wěn)生產(chǎn)尤顯得重要。

    這種聯(lián)接合格與否的判定,一般從兩方面考慮:一是密封性,做到 “不漏即好”,即在水壓試驗時,密封面不發(fā)生泄漏;在操作溫度和操作壓力下,介質(zhì)不發(fā)生泄漏。二是零部件安全性,做到螺栓危險截面上的應(yīng)力對碳素鋼不超過屈服極限的60%~70%,對合金鋼不超過屈服極限的50%~60%;密封墊片受到的比壓大于最小密封比壓y,且一般不超過4 y。

    在設(shè)備制造安裝和檢修中,施工單位大都是通過控制擰緊力矩實現(xiàn)上述條件的。但在螺栓擰緊力矩定量計算上,筆者查閱了大學(xué)教科書 《機械零件》[1]、 《機械設(shè)計手冊》[2]、 GB 150-1998《鋼制壓力容器》[3]、SESA 0301-2001《管道法蘭螺栓緊固力矩》[4]等資料,并且在Internet網(wǎng)上也進行了大量查找,發(fā)現(xiàn)目前國內(nèi)有兩種算法,但這兩種算法得到的結(jié)果差異較大,而且許多參數(shù)的確定要么無從查找,要么取值范圍很大,讓人無所適從。

    1 相關(guān)計算方法

    下面以2011年9月在獨山子石化全裝置大修中檢修的位號10-E-5511的浮頭式換熱器管箱螺栓擰緊力矩計算為例,介紹相關(guān)的計算方法。該換熱器總體尺寸:D 2 200 mm×δ 22 mm×12 418 mm,設(shè)備凈質(zhì)量:96.2 t, 其他參數(shù)見表1。

    表1 10-E-5511換熱器參數(shù)

    該換熱器管箱處螺栓規(guī)格M423、材質(zhì)35CrMoA(螺母 30CrMoA),共 72套,執(zhí)行標準為 HG 20634-1997,查得該螺栓標準抗拉強度下限值σb=805 MPa,常溫下屈服強度σs=685 MPa,常溫下許用應(yīng)力 [σ]=228 MPa,82℃操作溫度下許用應(yīng)力 [σ]t=206 MPa。螺紋副采用二硫化鉬鋰基脂手工涂抹潤滑,擰緊力矩系數(shù)K≈0.15。采用內(nèi)外環(huán)纏繞式墊片 (柔性石墨+不銹鋼帶),墊片密封圓中徑DG=2 240 mm,密封面寬度b=20 mm,墊片最小密封比壓y=68 MPa,墊片系數(shù)m=3~4。

    1.1 第1種計算方法,按 《機械零件》[1]中公式

    1.1.1 計算步驟

    (1)求水壓試驗在每個螺栓上產(chǎn)生的平均拉力。

    式中F——水壓試驗作用在每個螺栓上產(chǎn)生的平均拉力/N;

    DG——墊片壓緊力作用中心圓直徑/mm,式中取值2 240 mm;

    pc——介質(zhì)壓力/MPa,式中取值3.64 MPa;

    n——螺栓數(shù)量,式中取n=72。

    (2)求單個螺栓的殘余預(yù)緊力。

    為保證聯(lián)接的緊密性,防止聯(lián)接受載后接合面產(chǎn)生縫隙,須使殘余預(yù)緊力Q′P>0。對有密封要求的聯(lián)接,Q′P=(1.5~1.8)F;對于一般聯(lián)接,工作載荷穩(wěn)定時 Q′P=(0.2~0.6)F, 工作載荷不穩(wěn)定時 Q′P= (0.6~ 1.0)F 。

    在換熱器制造和檢修中,筆者根據(jù)工作經(jīng)驗,一般取偏小值1.5,即

    Q′P= (1.5~1.8)F≈ 1.5×200=300 (kN)

    (3)求水壓試驗時單個螺栓受到的總載荷。

    F總=Q′P+F=500 (kN)

    (4)根據(jù)變形協(xié)調(diào)條件,求初始預(yù)緊力。

    Qp=Q′P+[1-Cb/(Cb+Cm)]F

    式中Qp——螺栓初始預(yù)緊力/kN;

    Cb/(Cb+Cm)——螺栓的相對剛度,其大小與螺栓和被聯(lián)接件的結(jié)構(gòu)尺寸、材料以及墊片、工作載荷的作用位置等因素有關(guān),其值在0~1之間變動。對金屬纏繞式墊片,筆者取值為0.5。

    故 Qp=Q′P+[1-Cb/(Cb+Cm)]F ≈ 300+ (1-0.5) ×200=400 (kN)

    (5)求預(yù)緊時螺栓的擰緊力矩。

    T=KQpd

    式中T——預(yù)緊時螺栓的擰緊力矩/N·m;

    K——擰緊力矩系數(shù),主要與螺旋副潤滑條件有關(guān),一般取0.1~0.3,式中取值0.15;

    d——螺栓公稱直徑/mm,本例為42 mm。

    故 T=K Qpd=0.15×400×103×42×10-3=2 520 (N·m)

    (6)校核螺栓危險截面上的工作應(yīng)力σca。強度條件為:

    式中 σca——螺栓危險截面上的工作應(yīng)力/MPa;

    d1——外螺紋小徑/mm,查表得d1=39 mm;

    [σ]——螺栓常溫下許用應(yīng)力/MPa,查表得本材質(zhì)規(guī)格螺栓 [σ]=228 MPa。

    故在預(yù)緊狀態(tài)下 σca=1.3×400×103/(0.785×392) =435 (MPa)≈ 0.64 σs> [σ]

    水壓試驗時 σca=1.3×500×103/(0.785×392)=544 (MPa) ≈ 0.79 σs> [σ]

    校核結(jié)果表明兩種狀態(tài)下,螺栓危險截面上的工作應(yīng)力均超過許用應(yīng)力,且超過 “合金鋼不超過屈服極限的50%~60%”的判定條件。

    (7)校核墊片實際獲得的比壓。

    按墊片整個接觸面積均勻受到壓縮簡化計算:

    預(yù)緊狀態(tài)下: ya=400×103×72/(π×2 240×20) =205 (MPa) ≈ 3 y

    水壓試驗時: yp=300×103×72/(π ×2 240×20) =154 (MPa) ≈ 2.26 y

    式中ya——預(yù)緊狀態(tài)下墊片實際獲得的比壓/MPa;

    yp——水壓試驗時墊片實際獲得的比壓/MPa;

    y——墊片最小密封比壓/MPa。

    校核結(jié)果符合 “墊片比壓大于y,且小于4 y”的判定條件。

    1.1.2 按 《機械零件》公式計算存在的問題

    (1)殘余預(yù)緊力Q′P取值范圍較寬,何時應(yīng)取下限,何時取上限,該教科書中缺乏說明。筆者在計算時,根據(jù)經(jīng)驗均按下限取值。

    (2) 螺栓相對剛度系數(shù) Cb/(Cb+Cm), 該教科書和 《機械設(shè)計手冊》[2]中數(shù)據(jù)嚴重過時,沒有目前大量使用的纏繞式墊片、高強石墨墊片、波齒復(fù)合墊片等的剛度參考數(shù)據(jù)。筆者根據(jù)經(jīng)驗,用插值法,取采用纏繞式墊片時Cb/(Cb+Cm)≈0.5。

    (3)螺栓危險截面上的應(yīng)力在兩種工狀下,達到 (0.64~0.79)σs, 超過合格判據(jù) (50%~60%)σs的要求,更遠超室溫下的許用應(yīng)力228MPa,那么到底應(yīng)該以屈服極限還是許用應(yīng)力做評判標準呢?

    (4)墊片比壓驗算合格,但本算法是按全部接觸面積受壓縮假定的,使用雖然簡單,但與GB 150-1998計算方法有較大出入。

    (5)對高溫工況引起的螺栓伸長變形,公式中沒有考慮,在施工方案報業(yè)主和監(jiān)理審批時,受到較多質(zhì)疑,施工單位也無法解釋清楚。

    1.2 第2種計算方法,按GB 150-1998《鋼制壓力容器》中公式

    1.2.1 計算步驟

    (1)求墊片有效密封寬度。

    式中b——墊片有效密封寬度/mm;

    b0——墊片基本密封寬度/mm,查表得b0=N/2,N為墊片接觸寬度,本例中b0=10 mm。

    (2)求預(yù)緊時單個螺栓受到的最小載荷。

    Wa=πDGby/n

    式中Wa——預(yù)緊時單個螺栓受到的最小載荷/kN;

    DG——墊片壓緊力作用中心圓直徑/mm。當b0>6.4 mm時,DG等于墊片接觸的外徑D0減去2b,在本例中DG=D0-2b=2 260-2×8=2 244 (mm);

    y——墊片最小密封比壓/MPa,查制造廠商技術(shù)參數(shù)表得知,本墊片y=68 MPa;

    n——螺栓數(shù)量,本例中n=72。

    故Wa=3.14×2244×8×68×10-3/72=53.2(kN)

    (3)求水壓試驗下需要的最小螺栓載荷。

    式中Wp——水壓試驗下需要的最小螺栓載荷/kN;

    pc——介質(zhì)壓力/MPa,本例中水壓試驗壓力為3.64 MPa;

    m——墊片系數(shù),查表對柔性石墨纏繞式墊片,m=3~4,本例取m=3.5。

    故Wp= (0.785×2 2442×3.64+6.28×2 244×8×3.5×3.64) ×10-3/72=220 (kN)

    (4)求單個螺栓最小截面積Am。

    設(shè) [σ]、 [σ]t分別為常溫和設(shè)計溫度下螺栓的許用應(yīng)力。

    預(yù)緊時 Aa≥ Wa/[σ] =53.2×103/228=233(mm2)

    操作時 Ap≥Wp/[σ]t=220×103/206=1 068 (mm2)

    取二者大值,所以Am=1 068 mm2

    實際單個螺栓最小截面積Ab=0.785×392=1 194 (mm2)

    (5)求預(yù)緊時螺栓設(shè)計最大載荷。

    Wy=0.5 (Am+Ab)[σ]

    式中Wy——預(yù)緊狀態(tài)螺栓設(shè)計最大載荷/kN。

    故 Wy=0.5 (Am+Ab)[σ]=0.5× (1 068+1194) ×228×10-3=258 (kN)

    (6)求預(yù)緊時的擰緊力矩。

    T=KWyd=0.15×258×42=1 625 (N·m)

    (7)校核螺栓工作應(yīng)力 σca。 (注:GB 150-1998中無以下算法,筆者參照第1種算法的思路,采用相同的螺栓相對剛度系數(shù)推導(dǎo)得出。

    預(yù)緊時 σca=1.3258×103/(0.785×392) =280 (MPa)≈ 0.41σs> [σ]

    水壓時 σca=1.3× (258+0.5200)× 103/(π/4×392)=390(MPa) ≈ 0.57 σs> [σ]

    校核結(jié)果表明,兩種狀態(tài)下的工作應(yīng)力均超過許用應(yīng)力,但仍符合 “合金鋼不超過屈服極限的50%~60%”的判定條件。

    (8)按有效密封寬度校核墊片比壓。

    預(yù)緊時 ya=258×103×72/(π ×2 244×8) =329(MPa)≈4.8 y

    水壓時 yp=Q′pn/(πDGb)=158 × 103× 72/(π ×2 244×8) =202 (MPa) ≈2.9 y

    校核結(jié)果表明,墊片在預(yù)緊時比壓超過上限值,存在壓潰危險。水壓試驗時比壓合格。

    1.2.2 按GB 150-1998中公式計算存在的問題

    (1)本方法中墊片有效密封寬度b=8 mm,約占接觸寬度的1/3。可是在計算預(yù)緊狀態(tài)下螺栓最小載荷時,公式中取有效密封寬度b=8 mm;而在計算水壓狀態(tài)下螺栓最小載荷時,公式中又取有效密封寬度b=16 mm,對此該標準中沒有任何解釋。

    (2)本算法的實質(zhì)即螺栓預(yù)緊時危險截面上的應(yīng)力剛好等于許用應(yīng)力。但換熱器在實際操作中,由于介質(zhì)壓力、溫度上升,螺栓受到的總拉力將變大,而螺栓許用應(yīng)力又下降,可是螺栓中儲備的應(yīng)力富余在預(yù)緊時已被用完,將處于危險狀態(tài)。

    (3)螺栓危險截面上的工作應(yīng)力在預(yù)緊、水壓試驗兩種狀態(tài)下均超過許用應(yīng)力,但符合 “合金鋼不超過屈服極限的50%~60%”的判定條件,是否意味著今后應(yīng)以 “合金鋼不超過屈服極限的50%~60%”做判定條件更實用,值得深入探討。

    (4)按有效密封寬度概念校核的墊片比壓接近或超過最大許用比壓,出現(xiàn)壓潰或者說出現(xiàn)塑性變形不回彈導(dǎo)致密封失效的風(fēng)險太大。

    1.3 第3種計算方法,即簡單查表

    目前社會上出現(xiàn)一些螺栓專業(yè)緊固公司,配有先進的工具和計算軟件,經(jīng)考證也有許多成功的業(yè)績。2011年獨山子石化公司大修時業(yè)主就請這種單位做施工單位的現(xiàn)場技術(shù)指導(dǎo)。針對本案例,他們提供的操作參數(shù)如表2所示,查得對應(yīng)扭矩是2507 N·m。查表法雖然獲取數(shù)據(jù)簡單,但未考慮介質(zhì)溫度、壓力,未考慮螺栓材質(zhì)、墊片型式規(guī)格等,看不到校驗結(jié)果。此法不妨作為參考。

    表2 某專業(yè)公司的螺栓緊固操作參數(shù)

    前述兩種正規(guī)計算方法和第3種參考查表法獲得的結(jié)果分別是2 520、1 625、2 507 N·m,之間差距顯然太大,讓人無所適從。實際檢修中,本例是按2 000 N·m折中取值進行擰緊的,水壓試驗一次通過驗收,換熱器投用至今情況正常。

    2 新計算方法探討

    前述第1、2種算法的差別,關(guān)鍵就在墊片有效密封寬度的假設(shè)和殘余預(yù)緊力計算上。筆者認為,對常用的纏繞式墊片、高強石墨墊片、波齒復(fù)合墊片、金屬包墊片,在窄面對焊法蘭聯(lián)接下,不妨認為墊片是平行、均勻地受到壓縮變形,忽略微觀上楔形變形帶來的偏差,并用墊片接觸寬度進行計算。 《機械零件》中的殘余預(yù)緊力 Q′P=(1.5~1.8)F,計算結(jié)果顯然偏高,而GB 150-1998只給出殘余預(yù)緊力下限值的計算方法 Q′P≥ 6.28 DGbmpc,有沒有一種適中的計算方法還得從墊片比壓方面探討。

    如圖1所示,對任一墊片其壓縮變形量與單位面積上受到的壓力成正比。預(yù)緊時 (圖中A點)墊片受到的比壓最大,為ya。當操作介質(zhì)進來后(圖中P點),螺栓受拉伸長,此時墊片的初始壓縮變形得到部分恢復(fù),墊片比壓也由ya降到y(tǒng)p。

    顯然墊片殘余密封比壓yp必須大于墊片最小密封比壓y,否則就會發(fā)生泄漏,且按照經(jīng)驗yp應(yīng)接近2 y較合適。通常介質(zhì)工作壓力pc相對于y而言小得多,墊片系數(shù)與介質(zhì)工作壓力的乘積mpc往往也小于y,為此筆者在實際運算中,常取yp=y+Z m pc≈ (1.5~2.0)y, 且隨介質(zhì)危險等級和操作壓力升高,取值偏走上限 (式中Z為放大系數(shù),一般取值2~4)。這個殘余比壓與墊片接觸面積的乘積,就是一個較合理的殘余預(yù)緊力,即Q′P=πDGbyp。將這一公式代入第1種算法中,并取yp=1.55 y,得:

    Q′P=3.14×2 240×20×1.55×68/72=206 (kN)

    Qp=Q′P+ [(1-Cb/(Cb+Cm)]F=206+0.5×200=306 (kN)

    T=KQpd=0.15×306×42=1 928 (N·m)

    預(yù)緊時螺栓工作應(yīng)力 σca=1.3×306×103/(0.785× 392)=333 (MPa)≈ 0.486 σs

    水壓時螺栓工作應(yīng)力σca=1.3× (206+200)×103/(0.785 × 392) =442 (MPa ) ≈ 0.65 σs

    預(yù)緊時墊片比壓 ya=306× 103× 72/(π× 2 240×20) =156 (MPa) ≈2.30 y

    水壓時墊片比壓yp=206×103×72/(π×2 240×20) =105 (MPa)≈1.55 y

    上述計算結(jié)果與原先三種算法相比,擰緊力矩、螺栓工作應(yīng)力和墊片比壓均較合適。在其他換熱器等螺栓法蘭聯(lián)接中,這種方法計算的結(jié)果經(jīng)實際操作使用,也達到較滿意效果。

    3 幾點建議

    (1) 《機械零件》中殘余預(yù)緊力 Q′P= (1.5~1.8)F取值偏大,建議往小進行修改,并按簡易公式Q′P=πDGbyp進行計算,式中墊片殘余密封比壓yp=y+Z m pc≈ (1.5~2.0)y,Z為放大系數(shù), 一般取值2~4。

    (2)墊片有效密封寬度建議按實際接觸寬度計算,計算簡便,計算精度滿足現(xiàn)場需要。

    (3)在 《機械零件》和 《機械設(shè)計手冊》中均沒有收入目前大量使用的纏繞式墊片、波齒復(fù)合墊片、金屬包墊片、高強石墨墊片等新型材料的螺栓相對剛度系數(shù)Cb/(Cb+Cm),建議通過試驗予以增補。

    (4)在簡單查表法中,預(yù)緊時按螺栓工作應(yīng)力等于全部許用應(yīng)力的簡易計算方法,在高壓、高溫工況下不準確,不安全,應(yīng)謹慎使用。

    (5)換熱器檢修中,通過力矩扳手可以獲得相同的擰緊力矩。但在每根螺栓中是否獲得了相同的預(yù)緊力與螺栓的潤滑條件關(guān)系極大,其差值在一倍之內(nèi)。因此,檢修中應(yīng)特別重視螺栓、螺母的保養(yǎng)修復(fù),確保幾十套、甚至上百套螺栓具有基本相同的配合和摩擦系數(shù),拆卸和恢復(fù)安裝時,螺栓螺母應(yīng)保持相同的配對關(guān)系,不得任意改變。

    (6)螺栓法蘭聯(lián)接密封一次成功的條件,除應(yīng)獲得合適的擰緊力矩外,還與加載的程序、工具方法、均勻性有較大關(guān)系,在螺栓的松卸和擰緊操作中,應(yīng)格外重視過程控制。

    [1]濮良貴.機械零件[M].北京:高等教育出版社,1982.

    [2]成大先.機械設(shè)計手冊[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,1999.

    [3]GB 150-1998,鋼制壓力容器[S].

    [4]SESA 0301-2001,管道法蘭螺栓緊固力矩[S].

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