雙楔角環墊法蘭接頭密封性能研究

(吉林化工學院，吉林 吉林 132022）

螺栓法蘭接頭是現代過程工業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生偏轉，墊片的接觸應力也會發生變化，這些都是導致法蘭接頭泄漏失效的重要因素。近些年工業環保法規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墊的密封接觸壓力進行了理論分析，并用數值模擬方法研究了雙楔角環墊的結構尺寸對其密封接觸壓力的影響，同時對雙楔角環墊結構參數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、螺栓數目、工作壓力及螺栓預緊力等參數對法蘭偏轉角和泄漏率的影響。盧軍等［7-8］采用數值模擬方法研究了法蘭結構參數對雙楔角環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下的力學性能試驗，對比了試驗數據與三維有限元結果。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］根據國際螺栓法蘭接頭安全標準規定，應用連接系統的本構方程及變形協調方程，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，具有一定的現實指導意義。文中以雙楔角環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壓對墊片密封的影響。

1 雙楔角環墊密封接頭結構組成及材料參數

雙楔角環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 法蘭及環墊結構尺寸

法蘭、緊固螺栓、雙楔角環墊的材料及材料參數見表1。其中雙頭螺柱規格為8×M20。

2 雙楔角環墊法蘭密封接頭數值模擬

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 雙楔角環墊密封接頭材料性能參數

圖2 法蘭密封接頭1/2幾何模型

2.2 網格劃分

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

圖3 雙楔角環墊法蘭接頭有限元網格

2.3 載荷計算

載荷包括螺栓預緊力、介質內壓和筒體端面壓力。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 為設計內壓力，MPa。

單個螺栓載荷為7 120 N。螺栓法蘭接頭介質內壓為5 MPa。為等效由于內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。采用罰函數摩擦模型，摩擦因數為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 雙楔角環墊法蘭密封接頭數值模擬結果與討論

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內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）所對應的墊片寬度。雙楔角環墊主密封面接觸應力分布曲線見圖6，雙楔角環墊從密封面接觸應力分布曲線見圖7。圖6、圖7中直線上部應力區域對應的m=5.5、p=5 MPa。

圖6 雙楔角環墊主密封面接觸應力分布曲線

圖7 雙楔角環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，出現在主法蘭突出端。

圖9中，從法蘭最大應力為 96.7 MPa，出現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，出現在主法蘭凸出端。

圖11中，從法蘭最大應力為102.0 MPa，出現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壓的共同作用，使環墊主面與法蘭產生相對分離，環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，墊片在軸向產生較大的壓縮變形，根據變形協調關系，法蘭也會發生連帶的軸向位移。②在螺栓載荷的作用下法蘭發生偏轉。在這兩方面的共同作用下，法蘭外緣處出現最大位移。

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線性變化，法蘭外側軸向位移大于內側軸向位移，導致法蘭發生偏轉，從而造成墊片表面接觸應力呈現外大內小的分布狀態。ASME BPVCⅧ：2010《Rules for Construction of Pressure Vessels》［15］用剛度指數 J限定法蘭轉角。 對于整體法蘭，用法蘭內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在主法蘭凸出端，從法蘭最大應力出現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。