新型雙楔角環墊結構參數對密封接觸壓力的影響①

徐永杰，陸曉峰

(南京工業大學機械與動力工程學院，南京 211816)

符號說明:

0 引言

法蘭密封接頭是核動力裝置、空間設施和火箭發動機系統常見的可拆式連接形式。墊片作為其中的核心密封元件，其設計直接影響到整個系統的安全可靠運行。任全彬等［1］對某固體火箭發動機用“O”形密封圈進行了研究，分析了其不同參數對密封性能的影響，并確定出密封圈易受損和失效的關鍵部位。提高密封結構的可靠性，除了要加強新型密封材料開發與應用外，更要注重新型密封結構的設計與研究。Kurokouchi等［2］對康弗拉特密封系統用環形金屬平墊進行結構改進，提出了一種楔形密封墊，該墊片只需要較小的螺栓力，即可獲得很好的密封效果。相比傳統墊片，其密封區域提高了1.6～3.7倍。借鑒其設計理念，美國Taper-lok公司提出了一種新型雙楔角環墊［3］。2009年，Madazhy等［4］對僅用3個螺栓的法蘭接頭中的新型雙楔角環墊和傳統平墊片的密封接觸壓力分布進行了有限元分析，并做了水壓試驗。結果表明，該新型環墊擁有更出色的密封效果。而在2010年的ASME壓力容器與管道會議上，Gardner等［5］將雙楔角環墊應用于高壓換熱器中，取代了焊接隔板來防止泄漏，取得了很好的效果。但現有文獻并未提及雙楔角環墊具體結構尺寸的確定及其對密封性能的影響，國內也未見有關此研究工作的報道。因此，研究雙楔角環墊結構尺寸對密封接觸壓力的影響，對新型法蘭接頭的設計及工程應用有重要意義。

本文對法蘭接頭用新型雙楔角環墊的密封接觸壓力進行了理論分析，并運用ABAQUS有限元軟件模擬分析了在螺栓預緊力和操作內壓作用下雙楔角環墊高度、小端厚度、主從面錐角及環墊小端內徑對其密封接觸壓緊力的影響。

1 雙楔角環墊密封原理

該新型法蘭密封接頭主要由主法蘭、雙楔角環墊、從法蘭和緊固螺栓組成，如圖1所示。雙楔角環墊的密封面為主、從兩個圓錐面，分別與主法蘭面和從法蘭面相接觸。圖1中環墊主面錐度大于從面錐度，從而形成自緊的楔體收斂方式。當擰緊螺栓時，主法蘭凸頭將環墊壓緊在從法蘭凹槽內，產生環向壓緊力，使主、從錐面形成初始密封;工況條件下內部介質壓力將迫使楔形密封體進一步被壓緊，形成自緊式密封。環墊邊緣突出部分的作用是防止預緊時因螺栓力加載不當導致環墊被過度擠壓，從而影響密封效果。

2 理論分析

由ASME卷8第一冊附錄2［6］可知，對于使用自緊式墊片的法蘭，其螺栓載荷只需提供足以抵抗最大許用工作壓力所產生的端部靜壓力即可，即

根據圖2所示受力分析，可得主密封面平衡方程為

則環墊主密封面平均接觸壓力為

環墊主密封面的水平分力為

壓緊時，使環墊產生徑向彈性壓縮，得平衡方程Ff=Fm－Tr［7］。其中，Tr=2πSRσθ。則從密封面平均接觸壓力為

3 數值模擬計算

3.1 法蘭、螺栓及墊片尺寸選用

本文法蘭相關尺寸選用 ASME B16.5標準［8］中NPS 3″Class300lb帶頸對焊法蘭，模型中所取筒體長度大于 2.5×(Rt)0.5，所以可忽略邊界的影響。螺栓為 8×M20。有限元分析采用ABAQUS軟件，由于整體密封裝置均為軸對稱，所以取其1/16作為研究對象。

3.2 材料定義

材料選用理想彈性模型，環墊材料與法蘭材料相同，均為SA105［9］，這樣可確保它們熱膨脹保持一致，同時可防止電化學腐蝕，其彈性模量E=202 GPa，泊松比υ=0.3;螺栓材料為SA193-B7，彈性模量E=204 GPa，泊松比 υ=0.3。

3.3 載荷與邊界條件

載荷包括螺栓預緊力和內壓。其中，螺栓預緊載荷按照僅受端部靜壓力時的平墊片計算，螺栓載荷為48 490 N，為了模擬由內壓產生的軸向力效應，在筒體的端面上施加一當量壓力Peq=PR/2t。在所有分析步中對稱截面Z方向約束(UZ=0);下筒體端面固支(UX=UY=UZ=0);為避免螺栓產生滑動，限制其徑向移動(UX=0)，保證螺栓軸向加載。

受訪者特征。11名受訪者中有8人的年齡在28-35歲，另外3人的年齡在43歲以上，其中7人是女性。受訪者都擁有5-15年酒店銷售工作經驗，其中6人畢業于酒店管理或旅游管理專業，其余5人畢業于英語、營銷或傳媒專業。受訪者的年齡與對社交媒體的關注度成反比，即年齡越小對社交媒體的關注與熱情就越高。

3.4 接觸屬性及網格劃分

模型建立過程中，法蘭、螺栓、環墊采用C3D8R單元，與環墊重點接觸部位網格局部細化，如圖3所示。在接觸屬性中，選用小滑移，摩擦系數為0.15。

4 結果與討論

4.1 雙楔角環墊結構參數對密封面接觸壓力的影響

為了研究雙楔角環墊結構參數對主、從密封面接觸壓力的影響，選取環墊主面高度(hm)、主從面錐角(θm/θf)、小端內徑(d1)和小端厚度(T)4 個參數，保持其中3個參數恒定來分析另一參數變化對密封面接觸壓力的影響。為清楚地表達接觸壓力分布，在主、從密封面上取由A到B節點路徑如圖4所示。

4.1.1 環墊主面高度對接觸壓力的影響

保持主從面錐角、小端內徑和厚度不變，環墊高度［10］分別取 12、15、18、21、24 mm。圖 5 為環墊主、從密封面接觸壓力沿路徑AB的分布。其中，x軸表示環墊自上而下節點的路徑。墊片有效密封寬度是指當墊片密封面接觸壓力大于mP所對應的墊片寬度，即圖中虛線上部所對應的應力區域。其中，m值為5.5［11］，P=5 MPa。從圖5(a)可看出，環墊高度對主面接觸壓力影響不顯著，隨著高度從12 mm增加到24 mm，最大接觸壓力值從33.46 MPa下降至28.78 MPa，主面最大接觸壓力值和有效密封寬度均小幅度減小。這主要是因為在載荷恒定時，環墊接觸面積隨其高度的增加而增大，導致單位面積上的載荷下降，最大接觸壓力值隨之減小，而有效密封寬度也由于最大接觸壓力對其擠壓程度下降而減小。從圖5(b)可看出，隨著環墊高度從12 mm增加到24 mm，從面最大接觸壓力值從111.38 MPa 下降至 47.23 MPa，環墊高度對從面接觸壓力有顯著影響。這是因為環墊從面靠近邊緣突出處有部分區域未與從法蘭面接觸，因而在未接觸區域與接觸區域間會引起局部應力集中，而隨著環墊高度增加，與從法蘭接觸面積也相應增加，分擔了部分接觸壓力，從而緩解了局部應力集中現象。

4.1.2 主從面錐角對接觸壓力的影響

保持環墊高度、小端內徑和厚度不變，主從面錐角［4］分別取 15/5°、20/10°、25/15°、30/20°、35/25°。圖6為環墊主、從密封面接觸壓力沿路徑AB的分布。從圖6(a)可看出，主從面錐角對環墊主面接觸壓力有顯著影響，主面有效密封寬度和最大接觸壓力均隨主從面錐角度增大而減小，當錐角度大于20/10°后，最大接觸壓力值甚至已經低于保證密封的最小安全極限值27.5 MPa。依次推之，當主從面角度趨近于90°(類似平墊片)時，接觸壓力將會降到最低值，而這也充分證明了這種新型環墊相比常規墊片在密封性能上的優越性。從圖6(b)可看出，從面有效密封寬度和最大接觸壓力也均隨主從面錐角度增大而減小，但相比對主面的影響，對從面的影響則要小許多。隨主從面錐角度的增大，從面完全不起密封作用的區域也在大幅增加，這無疑會造成環墊密封面積的極大浪費。最大限度地提高密封面接觸壓力是墊片設計的宗旨，因此優先選用小的主從面錐角。

4.1.3 環墊小端內徑對接觸壓力的影響

4.1.4 小端厚度對接觸壓力的影響

保持環墊高度、主從面錐角和小端內徑不變，小端厚度分別取 4、7、10、13、16 mm。圖 8 為環墊主、從密封面接觸壓力沿路徑AB的分布。從圖8(a)可見，當環墊厚度大于7 mm時，隨著環墊厚度的增加，主面最大接觸壓力值也明顯增加，最大值出現在距環墊大端A節點0.78 mm處。當環墊厚度小于7 mm以后，主面上的接觸壓力分布發生了顯著變化，主要密封區域由環墊端部下移到環墊中間位置，該位置正是環墊起密封作用的理想區域，且隨環墊厚度的減小，最大接觸壓力值大幅增加，厚度為4 mm時的最大接觸壓力值達到47.14 MPa。這是因為隨著環墊厚度逐漸減小，從法蘭邊緣與環墊接觸處引起的局部應力范圍逐步擴散到主面上，對主面接觸壓力產生影響，而使其重新分布。從圖8(b)可見，環墊厚度對從面接觸壓力分布基本沒有太大影響。綜上可知，在保證環墊不被壓潰的前提下，環墊厚度越小，接觸壓力大小及分布越理想。

4.2 數值模擬與解析計算結果比較

圖9為環墊主面高度、主從面錐角、小端內徑和小端厚度條件下主從面平均接觸壓力模擬結果與利用推導的解析式計算結果比較。由圖9可見，二者基本吻合，最大誤差為17%，在實際工程誤差允許范圍內。觀察發現，理論值均比實際模擬值偏大一些，且接觸壓力越大，偏差也相應增大。這主要是因為理論計算假設法蘭為完全剛體，而數值模擬中法蘭是彈性體，其變形隨密封接觸壓力增大而增加。

5 結論

(1)環墊小端厚度和主從面錐角度對主面接觸壓力的影響較明顯，而二者中小端厚度的影響更大;環墊高度和主從面錐角度對從面接觸壓力的影響較明顯，而二者中高度的影響更大。

(2)降低環墊高度，可提高主從面最大接觸壓力和有效密封寬度。減小主從面錐角度，可增大環墊最大接觸壓力和有效密封寬度。

(3)環墊小端內徑超過110.5 mm后，其對主從面接觸壓力基本沒有影響;當內徑小于110.5 mm時，減小環墊小端內徑，對提高主從面接觸壓力有利。

(4)在保證環墊不被壓潰的前提下，環墊小端厚度越薄，接觸壓力大小及分布越理想。當環墊小端厚度小于7 mm后，主要密封區域由環墊端部下移到環墊中間位置，且隨著環墊厚度的減小，最大接觸壓力值大幅增加。

［1］任全彬，蔡體敏，王榮橋，等.橡膠“O”形密封圈結構參數和失效準則研究［J］.固體火箭技術，2006，29(1):9-14.

［2］Kurokouchi S，Okabe M，Morita S.Taper-seal type metal sealing system and available applications［J］.Applied Surface Science，2001，169-170:799-802.

［3］Howard E M.Systems and methods for making connections between pipe sections to form a conduit that is substantially free of gaps［P］.US，App.No.11/933 484，2009.

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［5］Gardner C，Madazhy R，Howard E.Analysis of contact pressure distribution on a pass partion gasket in conjunction with a double-tapered seal in high pressure heat exchanger closure［C］//Proceedings of PVP 2010.USA，2010.

［6］ASME Boiler and pressure vessel code.Section VIII，Division I，Appendix 2［S］.New York:The American Society of Mechanical Engineers，2010.

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