雙楔角環(huán)墊法蘭接頭密封性能研究

(吉林化工學院，吉林 吉林 132022）

螺栓法蘭接頭是現(xiàn)代過程工業(yè)常見的可拆卸式連接方式，在石油、化工、能源、機械及航空航天等行業(yè)領域有著廣泛的應用。這種接頭結構簡單，但其實際應用涉及的過程非常復雜，除了各結構材料的力學性能呈現(xiàn)非線性、黏彈性和塑性變形等特征外［1］，在使用過程中法蘭接頭還會發(fā)生偏轉，墊片的接觸應力也會發(fā)生變化，這些都是導致法蘭接頭泄漏失效的重要因素。近些年工業(yè)環(huán)保法規(guī)要求的嚴格化對法蘭連接接頭的密封性提出了更高要求，法蘭結構的改進及密封性能的提升得到更多研究。

李慧芳等［2］從泄漏率計算模型、密封泄漏失效預測模型和影響螺栓法蘭墊片系統(tǒng)的關鍵因素等方面對螺栓法蘭墊片接頭的密封性能進行文獻綜述，探討了螺栓法蘭連接結構設計進展情況。王璐等［3］通過建立三維有限元模型，分析了DN80 mm法蘭接頭預緊中的螺栓載荷及墊片應力變化。徐永杰等［4-5］對一種法蘭密封接頭用雙楔角環(huán)墊的密封接觸壓力進行了理論分析，并用數(shù)值模擬方法研究了雙楔角環(huán)墊的結構尺寸對其密封接觸壓力的影響，同時對雙楔角環(huán)墊結構參數(shù)影響密封接觸壓力和接頭應力的程度進行了顯著性分析，并對環(huán)墊高度和小端厚度的設計進行了探討。郭姊君等［6］建立了螺栓法蘭墊片接頭的整體結構有限元模型，研究了法蘭盤厚度、螺栓數(shù)目、工作壓力及螺栓預緊力等參數(shù)對法蘭偏轉角和泄漏率的影響。盧軍等［7-8］采用數(shù)值模擬方法研究了法蘭結構參數(shù)對雙楔角環(huán)墊密封接觸壓力及有效密封寬度的影響，并通過正交實驗法對法蘭結構參數(shù)進行了顯著性分析。Sawa T等［9］進行了非石棉纏繞墊片在高溫狀態(tài)下的力學性能試驗，對比了試驗數(shù)據(jù)與三維有限元結果。Akli Nechache等［10］研究了高溫下載荷變化時螺栓法蘭接頭的密封性能，通過比較驗證了分析模型的正確性和有效性。Vinod V等［11］研究了鍋爐中螺栓法蘭接頭在高溫下的性能，討論了不同材料的熱膨脹系數(shù)在高溫作用下的性能差異。鄭小濤等［12］利用有限元軟件分析了高溫螺栓法蘭連接系統(tǒng)在預緊工況和操作工況下的應力分布及其變形，得出了不同工況下的應力分布規(guī)律，并對螺栓法蘭接頭進行了安全評定。曹占飛［13］應用三維有限元技術，按照法蘭螺栓接觸面及預緊單元類型，計算了一系列法蘭連接的應力分布，并將計算結果與按照國際標準計算的結果比較。陸曉峰等［14］根據(jù)國際螺栓法蘭接頭安全標準規(guī)定，應用連接系統(tǒng)的本構方程及變形協(xié)調(diào)方程，嘗試定義了一種新的以緊密性分析為基礎的螺栓法蘭連接系統(tǒng)的安全性等級評定方法。這些研究對法蘭連接的設計、計算及應用提供了可供參考的方式和方法，具有一定的現(xiàn)實指導意義。文中以雙楔角環(huán)墊法蘭接頭為研究對象，進行預緊、操作工況下的強度分析及墊片的密封性能分析，重點分析螺栓力及內(nèi)壓對墊片密封的影響。

1 雙楔角環(huán)墊密封接頭結構組成及材料參數(shù)

雙楔角環(huán)墊密封接頭是一種新型螺栓法蘭接頭，主要由主法蘭、從法蘭、雙楔角環(huán)墊及緊固螺栓組成，其結構組成及尺寸見圖1。

圖1 法蘭及環(huán)墊結構尺寸

法蘭、緊固螺栓、雙楔角環(huán)墊的材料及材料參數(shù)見表1。其中雙頭螺柱規(guī)格為8×M20。

2 雙楔角環(huán)墊法蘭密封接頭數(shù)值模擬

2.1 有限元建模

考慮法蘭密封接頭均為軸對稱結構，采用有限元軟件ABAQUS分析時建立雙楔角環(huán)墊法蘭接頭的1/2幾何模型，見圖2。為了避免邊界效應，計算模型接管長度取大于(R為接管半徑，T為與法蘭連接的管道筒體壁厚)。

表1 雙楔角環(huán)墊密封接頭材料性能參數(shù)

圖2 法蘭密封接頭1/2幾何模型

2.2 網(wǎng)格劃分

對圖2模型進行網(wǎng)格劃分，見圖3。其中，法蘭、墊片、螺栓和螺母均采用三維實體單元C3D8R網(wǎng)格，對其與雙楔角環(huán)墊接觸處部位進行網(wǎng)格局部細化處理。

圖3 雙楔角環(huán)墊法蘭接頭有限元網(wǎng)格

2.3 載荷計算

載荷包括螺栓預緊力、介質內(nèi)壓和筒體端面壓力。其中，螺栓預緊力按照僅受端部靜壓力時的平墊片計算。

式中，Wp為預緊工況所需的最小螺栓預緊載荷，N；G為墊片平均直徑，取墊片反力作用處的墊片直徑，mm；p 為設計內(nèi)壓力，MPa。

單個螺栓載荷為7 120 N。螺栓法蘭接頭介質內(nèi)壓為5 MPa。為等效由于內(nèi)壓引起的軸向力效應，在筒體端面上施加當量壓力peq=pR/(2T)。

2.4 約束條件

在模型對稱面設置對稱約束，下筒體端面固支。采用罰函數(shù)摩擦模型，摩擦因數(shù)為0.15。有限元分析共設置8個分析步，均采用STATIC分析步，其中分析步Step1～Step5設置見表2。

表2 STATIC分析步設置

3 雙楔角環(huán)墊法蘭密封接頭數(shù)值模擬結果與討論

3.1 墊片密封性能分析

圖4 預緊工況下墊片接觸應力分布云圖

圖5 操作工況下墊片接觸應力分布云圖

預緊工況下墊片接觸應力分布云圖見圖4，操作工況下墊片接觸應力分布云圖見圖5。由圖4可知，預緊工況下墊片最大接觸應力為87.4 MPa，出現(xiàn)在墊片靠近螺栓處，主要原因是受到螺栓的壓緊力作用。由圖5可知，操作工況下墊片最大接觸應力為104.2 MPa，位置與預緊工況相同。對比圖4和圖5可知，2種工況下墊片接觸應力周向分布均勻，操作工況的墊片接觸應力整體高于預緊工況的，主要是由于操作工況下系統(tǒng)內(nèi)部承受介質壓力作用，使得上、下法蘭進一步被壓緊，因此墊片應力有所增大。

從墊片主、從密封面上分別選取截面路徑進行接觸應力及密封寬度的分析，墊片有效密封寬度是指當墊片密封面接觸應力大于mp（m為墊片系數(shù)）所對應的墊片寬度。雙楔角環(huán)墊主密封面接觸應力分布曲線見圖6，雙楔角環(huán)墊從密封面接觸應力分布曲線見圖7。圖6、圖7中直線上部應力區(qū)域對應的m=5.5、p=5 MPa。

圖6 雙楔角環(huán)墊主密封面接觸應力分布曲線

圖7 雙楔角環(huán)墊從密封面接觸應力分布曲線

3.2 法蘭最大應力值

預緊工況下，主法蘭應力分布云圖見圖8，從法蘭應力分布云圖見圖9。

圖8中，主法蘭的最大應力為90.3 MPa，出現(xiàn)在主法蘭突出端。

圖9中，從法蘭最大應力為 96.7 MPa，出現(xiàn)在與墊片配合使用的臺階處。

圖8 預緊工況下主法蘭應力分布云圖

圖9 預緊工況下從法蘭應力分布云圖

操作工況下，主法蘭應力分布云圖見圖10，從法蘭應力分布云圖見圖11。

圖10中，主法蘭最大應力分別為87.0 M Pa，出現(xiàn)在主法蘭凸出端。

圖11中，從法蘭最大應力為102.0 MPa，出現(xiàn)在與墊片配合使用的臺階處。

圖10 操作工況下主法蘭應力分布云圖

圖11 操作工況下從法蘭應力分布云圖

對比圖10和圖11可知，主法蘭在操作工況下的最大應力比其在預緊工況下的最大應力小，從法蘭在操作工況下的最大應力比其在預緊工況下的最大應力大。這是由于主法蘭受到螺栓預緊力和介質內(nèi)壓的共同作用，使環(huán)墊主面與法蘭產(chǎn)生相對分離，環(huán)墊從面被進一步壓緊，因此從法蘭與墊片從面安裝配合的臺階處應力集中程度也相應增加。

3.3 螺栓最大應力值

預緊工況下螺栓應力分布云圖見圖12，操作工況下螺栓應力分布云圖見圖13。圖12中，預緊工況下螺栓的最大應力為78.6 MPa，出現(xiàn)在上端與法蘭接觸處。圖13中，操作工況下螺栓的應力分布情況和預緊工況基本一致，最大應力為98.5 MPa。

圖12 預緊工況下螺栓應力分布云圖

圖13 操作工況下螺栓應力分布云圖

3.4 法蘭位移與轉角

預緊及操作工況下法蘭位移分布云圖分別見圖14和圖15。由圖14和圖15可以看出，法蘭最大位移發(fā)生在預緊工況下，分布位置處于法蘭的徑向外緣處，其最大值為0.236 mm。法蘭外緣處的最大位移主要是由2部分組成，①法蘭剛度遠大于墊片剛度，螺栓受預緊載荷的夾緊作用，墊片在軸向產(chǎn)生較大的壓縮變形，根據(jù)變形協(xié)調(diào)關系，法蘭也會發(fā)生連帶的軸向位移。②在螺栓載荷的作用下法蘭發(fā)生偏轉。在這兩方面的共同作用下，法蘭外緣處出現(xiàn)最大位移。

圖14 預緊工況下法蘭位移分布云圖

圖15 操作工況下法蘭位移分布云圖

根據(jù)對圖14和圖15中的法蘭位移分布情況的分析，在法蘭的徑向外緣處設置應力分析路徑，見圖16。按圖16中路徑對法蘭位移進行提取，得到預緊及操作工況下法蘭位移分布情況，見圖17。

圖16 法蘭位移提取路徑

圖17 不同工況下法蘭位移分布情況

圖17中，法蘭位移沿著法蘭位移提取路徑基本呈現(xiàn)線性變化，法蘭外側軸向位移大于內(nèi)側軸向位移，導致法蘭發(fā)生偏轉，從而造成墊片表面接觸應力呈現(xiàn)外大內(nèi)小的分布狀態(tài)。ASME BPVCⅧ：2010《Rules for Construction of Pressure Vessels》［15］用剛度指數(shù) J限定法蘭轉角。 對于整體法蘭，用法蘭內(nèi)外側的位移差除以法蘭厚度近似計算偏轉角。預緊和操作工況下的法蘭位移及轉角見表3。通過表3可知，相比于預緊工況，操作工況法蘭轉角有所增大，但均不大于0.3°［16］的轉角限制，滿足ASME的規(guī)定。

表3 預緊和操作工況下法蘭位移及轉角

3.5 法蘭應力強度評定

對主法蘭和從法蘭進行應力分析，根據(jù)應力分布云圖確定應力分布危險點，在應力危險部位設置應力分析路徑，主法蘭上應力分析路徑見圖18，從法蘭上應力分析路徑見圖19。

圖19 從法蘭應力分析路徑設置

依據(jù)JB 4732—1995《鋼制壓力容器——分析設計標準（2005 年確認）》［17］，對各條路徑進行預緊工況及操作工況下的應力評定，預緊工況下PL+Pb為 -2.14～24.75 MPa，PL+Pb+Q 為 0.62～122.31 MPa（PL為一次局部薄膜應力，Pb為一次彎曲應力，Q為二次應力）。操作工況下PL+Pb為-4.51～46.58 MPa，PL+Pb+Q 為 11.57～117.3 MPa。按照許用應力PL+Pb不大于1.5Sm=225 MPa、PL+Pb+Qb不大于3Sm=450 MPa進行評定，危險部位應力均通過強度校核。預緊工況及操作工況下部分法蘭應力評定結果見表4和表5。

4 結論

（1）預緊、操作2種工況下，墊片接觸應力分布趨勢一致，墊片接觸應力周向分布均勻，操作工況下墊片接觸應力整體略高于預緊工況下的。預緊工況下最大墊片接觸應力為87.4 MPa，操作工況下最大墊片接觸應力為104.2 MPa，均大于操作密封比壓，能夠滿足密封要求。

表4 預緊工況下部分法蘭應力評定結果

表5 操作工況下部分法蘭應力評定結果

（2）預緊、操作2種工況下，法蘭應力分布基本一致，主法蘭最大應力出現(xiàn)在主法蘭凸出端，從法蘭最大應力出現(xiàn)在與墊片配合使用的臺階處。預緊工況下主法蘭最大應力為90.3 MPa，操作工況下主法蘭最大應力為87.0 MPa。預緊工況下從法蘭最大應力為96.7 MPa，操作工況下從法蘭最大應力為102.0 MPa。

（3）法蘭最大位移及轉角均發(fā)生在操作工況下，最大位移為0.236 mm，最大轉角為0.000 41°，均滿足ASME BPVCⅧ:2010的要求。

（4）預緊、操作2種工況下，對螺栓、法蘭進行的應力線性化分析結果均滿足強度要求。