壓力容器中八角墊密封設計的研究

，榮貴

(中國五環(huán)工程有限公司，湖北 武漢 430223)

近年來，我國壓力容器廣泛采用了八角墊密封，因為八角墊密封是屬于徑向自緊密封結構，其依靠密封元件各自結構上的特點，在壓力升高后，密封件與平蓋、筒體端部之間的壓緊力自動加大，從而達到了密封的目的。而螺栓力僅用來產(chǎn)生初始密封所需要的壓緊力，特別適用于內(nèi)壓較高或壓力與溫度有波動的場合。為此，國際標準化組織已把這種墊圈作為主要密封元件，并正式編入了國際標準ISO/DIS7483，我國也將該墊圈列入HG標準中。對于一定公稱尺寸、公稱壓力的管道或設備可以直接按標準選用，給設計、使用、制造帶來了很大的方便。但隨著裝置的大型化和特殊化，上述標準往往無法滿足設計要求，需要自行設計八角墊。

1 八角墊密封原理

常用的八角墊有3種形式(見圖1)：①無孔墊圈，見圖1(a)；②有孔墊圈，見圖1(b)；③不等邊有孔墊圈，見圖1(c)。通常采用無孔墊圈，墊圈密封面與八角墊墊圈中心軸線呈23°。

圖1 八角墊

八角墊密封結構是將八角墊放入設有梯形槽的法蘭里，法蘭裝配時，內(nèi)部無壓力在螺栓預緊狀態(tài)下，螺栓全部載荷通過法蘭兩錐面，使墊圈外側密封面與密封溝槽面接觸，導致墊圈受到壓縮，當螺栓預緊力繼續(xù)加大時，墊圈內(nèi)移直至墊圈內(nèi)側封面也接觸到槽面，此時墊圈變形處于彈性狀態(tài)，墊圈內(nèi)的壓應力使墊圈產(chǎn)生抵抗變形的回彈力，此力使密封面產(chǎn)生部分自緊。當操作壓力形成時，墊圈還產(chǎn)生了由壓力作用下的徑向擴張，從而形成了徑向自緊的作用。八角墊密封結構見圖2。

2 八角墊墊圈法蘭的設計

上世紀，美國API對法蘭與八角墊墊圈做了許多試驗，根據(jù)試驗得知，墊圈外側面接觸壓力等于3倍工作壓力時就已經(jīng)足夠，由此得出每一側接觸面的高度等于整個墊圈高度的1/6。同時，試驗還得出,要使密封系統(tǒng)能產(chǎn)生初始密封比壓，又要滿足壓力能夠作用在八角墊墊圈的內(nèi)側，法蘭安裝時應保證其之間的距離尺寸S1為3.2mm，此時墊圈外側密封接觸面才能與密封溝槽面接觸。當螺栓繼續(xù)系緊，八角墊墊圈內(nèi)移直至兩法蘭相距S2=1.2mm時(見圖2)，墊圈內(nèi)側接觸面也與密封溝槽面接觸，螺栓進一步系緊法蘭直至幾乎接觸，八角墊墊圈與槽側面完全密合，從而達到完全密封。

3 八角墊墊圈機構設計

非標準八角墊結構尺寸計算公式是基于八角墊外側倒角處的接觸壓力為操作壓力的3倍時，便能達到密封的這一條件導出的，并假設：

八角墊墊圈23°，斜接觸面高度各為墊圈整個高度的1/6(見圖2)；

墊圈的高度LG與內(nèi)徑的關系：

(1)

式中：DI為法蘭內(nèi)徑，mm；

API的研究人員認為墊圈寬度應是壓力的函數(shù)，其彎曲應力不超過51.7MPa，即可保證密封不泄漏。

4 墊圈寬度的計算

墊圈在內(nèi)壓p作用下，墊圈外側支持在接觸面的中點上，此時，內(nèi)壓力產(chǎn)生的載荷作用在高度LG上，其單位長度的彎矩為：

(2)

八角墊墊圈的彎曲應力：

(3)

式中：Z為單位長度斷面模數(shù)，mm3/mm；

(4)

p為設計壓力，MPa；TG為墊圈寬度，mm。

故八角墊圈寬度TG為：

為了使墊圈安全運行，在API規(guī)定八角墊墊圈的許用彎曲應力取為[σ]t=51.7MPa，故可求得墊圈寬度TG：

(5)

從式中可以得出TG與p的關系(見表1)。

表1 八角墊圈寬度TG與p之間的關系

5 八角墊剪應力的校核

(6)

在API標準中規(guī)定了許用剪應力[τ]t=44.5MPa，并要求：

τ≤[τ]t

(7)

6 八角墊墊圈外直徑和溝槽尺寸的設計

當法蘭獲得密封時，法蘭兩側相距應為1.2mm，此時N值應為：

(8)

式中：GG為墊圈槽外徑，mm；

G2為八角墊圈的外徑，mm；

故：

(9)

將φ=23°及S2=1.2mm代入式(9)，得出：

N=TG+0.283LG-0.51

(10)

將式(1)代入上式，得：

(11)

從圖2 (b)知道，

(12)

通常Q=0.6LG，同時將(11)式N代入(12)，化簡后得：

(13)

(14)

密封后的八角墊圈外徑G2即為壓力作用時八角墊的直徑。

7 八角墊槽座外徑的確定

(15)

(16)

式中，其他符號及意義見圖2。

8 自由狀態(tài)下墊圈的外徑

為了使八角墊墊圈在預緊之前(即自由狀態(tài))與法蘭溝槽外側密封面接觸，墊圈取大的尺寸，以便保證兩法蘭相距3.2mm。

(17)

(18)

將S1=3.2mm，φ=23°代入式(18)，得：

G1=GG-0.283LG+1.35

(19)

(20)

=G2+0.84

(21)式中：G1即是八角墊墊圈的制造外徑，mm。

9 墊圈、環(huán)槽材料的硬度要求

可按GB/T 150.3附錄C6.3進行設計。

10 密封墊圈和密封溝槽尺寸公差的要求

八角墊墊圈和密封溝槽尺寸的制造公差對自緊密封性能影響很大，為此，國內(nèi)外標準對八角墊都提出了嚴格的要求，表2及圖3為GB/T 150.3附錄C中表8與API標準的八角墊墊圈和密封溝槽尺寸公差范圍要求比較。

圖3 八角墊密封結構尺寸

/mm

續(xù)表

注：1.槽與八角墊環(huán)接觸斜面(23°表面)的表面粗糙度不高于3.2μm；2.允許環(huán)高有1.9mm的正偏差，但在整個圓周上任何部位的墊環(huán)高度差應不大于0.5mm。

11 關于螺栓載荷的計算

從目前的一些文獻來看，計算八角墊螺栓載荷有以下幾種計算方法。

(1)按GB/T 150/2011附錄C6計算。

預緊狀態(tài)螺栓載荷：

Wa=3.14bDGy

(22)

操作狀態(tài)下的螺栓載荷：

(23)

(2)按美國API及ASA標準計算。

預緊狀態(tài)螺栓載荷：螺栓預緊時的載荷HJ等于螺栓面積乘以室溫下螺栓許用應力，即

Hj=AbxSb

(24)

操作狀態(tài)下的螺栓載荷：

HT=H+HP

(25)

式中：

Hp=3.14G2LGptanφ

(26)

(27)

G2為受壓面積的直徑(見圖2)，mm；LG為墊圈的高度，mm；Ab為螺栓的實際面積(螺紋根部直徑)，mm2；Sb為室溫下螺栓材料的許用應力，MPa；

其他符號及意義同前。

(3)《壓力容器手冊》計算。

操作狀態(tài)下的螺栓載荷：

WP=W+Q

(33)

式中，W為工作密封壓力下的軸向力：

W=πDGhptanα

(34)

Q為介質(zhì)壓力P作用下的軸向力：

(35)

h為墊圈高度，mm。

其他符號及意義同前。

11.4 幾種計算公式、計算結果的比較

筆者對幾種墊圈的計算公式進行實例計算比較，發(fā)現(xiàn)在預緊狀態(tài)時，以GB/T 150.3—2011方法計算結果比用其他公式計算時的力要大。操作狀態(tài)時，幾種公式計算結果較接近，最大相差7%左右，其不同的原因是在于受壓直徑的選擇，有的按八角墊槽的外側直徑作為計算直徑，也有的取八角墊墊圈中徑，造成誤差，同時，發(fā)現(xiàn)螺栓載荷主要取決于操作狀態(tài)。故有些文獻不考慮預緊狀態(tài)下的螺栓載荷，如 《壓力容器手冊》 。

12 結語

(1)八角墊及槽的設計尺寸如下：

Q=0.6LG

G1=G2+0.84

八角墊斜面角度取度取φ=23°，誤差±0.5°，其他粗糙度與公差見表2。

(2)螺栓載荷的計算。通過計算比較，認為應按GB/T 150—2011進行設計螺栓載荷較為合理，對于法蘭的設計可按GB/T 150.3—2011計算。

參考文獻：

[1]王心明.工程壓力容器設計與計算 [M].北京：國防工藝出版社，1986.

[2]GB/T 150—2011，壓力容器[S].

[3]張康達，等.壓力容器手冊[M].北京：勞動人事出版社，1990.