閥門法蘭-盲板螺栓聯接密封性研究

王志遠，李倫，3，張毅，高琦，劉興玉，趙朋舉，劉永剛

(1.河南科技大學機電工程學院，河南洛陽 471003；2.河南科技大學，河南省機械設計及傳動系統重點實驗室，河南洛陽 471003；3.龍門實驗室，河南洛陽 471000；4.中國船舶重工集團公司第七二五研究所(洛陽船舶材料研究所)，河南洛陽 471000)

0 前言

閥門是流體管路中重要的液壓元件，在石油、化工、能源等領域具有廣泛應用。閥門管路在工作過程中，由于法蘭聯接螺栓的松動或管路流體載荷的沖擊，使得密封結構之間發生位置變化，進而在密封區域產生間隙，導致高壓管路中介質泄漏，極可能造成經濟損失或環境污染[1]。因此，研究閥門-法蘭螺栓聯接的密封性能具有重要的理論意義和工程應用價值。

閥門法蘭-盲板密封結構通常采用螺栓聯接。諸多學者已通過理論、試驗或有限元方法對其進行研究，驗證了實體螺栓聯接閥門-法蘭模型具有廣泛的適用性[2]，可用于螺栓靜態聯接的準確分析[3-4]。梁瑞等人[5]采用EN法和Waters法對不同工況、不同尺寸的法蘭-螺栓聯接的預緊力進行計算分析，得出該算法所計算的預緊力能滿足密封條件。袁成乾、楊建良[6]采用ASME PCC-1與GB/T 150.3—2011(Taylor-Waters法)中兩種方法，對螺栓聯接預緊力進行計算分析，得出不同方法預緊力有較大差異。LIAO、SUN等[7-8]通過對螺栓聯接結構進行仿真分析，得到螺栓軸向載荷及應力分布規律，表明螺旋效應對軸向載荷和應力分布無關，為螺栓聯接模型簡化提供了理論依據。潘嘉誠等[9]通過研究發現當法蘭盤接觸面間接觸應力較小時，螺栓-法蘭結構軸向剛度呈非線性。董智等人[10]采用有限元法對法蘭螺栓聯接密封結構進行研究，結果表明：在螺栓預緊力和內壓的作用下，螺栓應力、墊片平均應力近似呈線性變化。岳文駿等[11]通過對壓力容器密封性能進行仿真計算，密封面處會產生較大的塑性變形，但未能明確指出塑性變形對密封性能的影響。廖傳軍等[12-13]通過研究金屬墊片法蘭密封結構受力特點和密封機制，分析了墊片壓縮量對密封性能的影響規律。朱德等人[14]通過研究不同密封壓力下密封區域的壓力分布，為密封圈的密封性能提供了參考。

上述研究，雖然分析了預緊力對密封性能的影響，但沒有明確指出螺栓預緊力范圍下限。對于閥門密封區域，雖然分析了墊片接觸應力或軸向壓縮量，未能指明接觸應力或軸向壓縮對密封性能的影響。本文作者基于有限元方法，以閥門法蘭-盲板螺栓聯接為研究對象，對高壓閥門法蘭-螺栓聯接進行密封性研究。建立閥門法蘭-盲板螺栓聯接模型，對法蘭圓周方向進行密封性分析；通過有限元仿真分析接觸區域軸向形變、密封墊片的接觸應力，以及開展閥門密封性試驗，檢驗高壓閥門法蘭在螺栓規定預緊力工況下的密封性。

1 閥門法蘭-盲板螺栓模型簡化

閥門法蘭螺栓聯接結構包括盲板、閥體法蘭、密封墊及螺栓。根據GB/T 9113—2010建立公稱尺寸DN300、class2500凹凸面(MF)整體鋼制管法蘭三維實體模型。為了研究閥門盲板周向變形的差異性，采用ANSYS Workbench中Static Structural模塊，建立閥門法蘭-盲板螺栓聯接模型。在分析過程中，對閥門法蘭-盲板螺栓聯接模型做出以下假設：(1)閥門內流體壓力引起的螺栓軸向載荷，均勻分布在各個聯接螺栓上；(2)忽略法蘭、盲板因受力變形引起的螺栓橫向載荷；(3)法蘭、盲板、螺栓受載時，恒處于彈性變形階段。

因閥門和螺栓位置的對稱性，建立法蘭-盲板螺栓聯接1/4有限元模型，包含兩個完整螺栓以及兩個半螺栓，如圖1所示。

圖1 法蘭-盲板螺栓聯接有限元模型

其中：螺栓和螺母采用Bonded聯接，螺母與盲板上端面、法蘭與墊片、螺母與閥體法蘭下端面之間采用Frictional聯接，預緊力施加在兩螺母之間。螺紋聯接處受力較為復雜，存在較大的應力集中，局部螺紋牙可能發生塑性變形，但螺栓整體處于彈性變形階段，因此仿真過程中忽略螺栓、螺母的螺紋對螺栓整體形變的影響。

2 周向密封性分析

2.1 螺栓預緊力的確定

對螺栓進行預緊，是保證法蘭-盲板螺栓密封的重要步驟，合理的預緊力應為一個范圍，其下限應能夠滿足法蘭預密封和操作密封，上限是保證在預緊過程中螺栓不會屈服且密封墊片不會被壓潰[15]。因此對以下兩種預緊力計算方法進行分析，以確定合理的螺栓預緊力。

2.1.1 基于螺栓強度的預緊力

一般規定螺紋聯接件預緊力不得大于其材料屈服強度σs的80%[16]，對于一般聯接用的鋼制螺栓，其預緊力F0取值如下：

F0=(0.5～0.6)σsAs

(1)

式中：σs為螺栓材料的屈服強度，MPa；As為螺栓公稱應力截面積，mm2。

2.1.2 基于GB150算法螺栓預緊力

根據GB 150.3—2011壓力容器標準，螺栓預緊力Fy取值為Fa與Fp+F的最大值，即

Fy=max(Fa；Fp+F)

(2)

預緊狀態下墊片最小壓緊力Fa為

Fa=3.14DGby

(3)

操作狀態下所需的墊片最小壓緊力Fp

Fp=6.28DGbmpc

(4)

內壓引起的軸向力F為

(5)

式中：Fa為預緊狀態下墊片最小壓緊力，N；Fp為操作狀態下，所需的墊片最小壓緊力，N；F為內壓引起的軸向力，N；DG為墊片壓緊作用圓直徑，mm；b為墊片的有效寬度，mm；m為墊片的特性參數；y為比壓力；pc為試驗壓力，MPa。

螺栓和密封墊片參數分別見表1和表2。

表1 螺栓性能參數

表2 密封墊片性能參數

對上述建立的閥門模型進行預緊力計算，試驗壓力為42 MPa，基于螺栓強度預緊力F0=(1.5～1.8)×106N；基于GB150算法預緊力Fy=6.5×105N，且最小預緊力為1.04×105N。

由于GB150算法考慮到試驗工況、材料屬性，且遠小于螺栓強度法計算的預緊力。為研究預緊力范圍下限，采用GB150算法計算的預緊力進行仿真和試驗。

2.2 法蘭-盲板圓周結合面軸向變形分析

螺栓在法蘭周圍均勻分布，法蘭受到預緊力和閥體內流體壓力的聯合作用，螺栓聯接處與相鄰兩螺栓的中間部位受力不均，法蘭周圍發生的形變不相同。因此在盲板上提取兩條線，如圖2所示。其中Line1從圓心穿過螺栓孔中心，Line2從圓心出發，穿過相鄰兩個螺栓的中間位置，兩線間的夾角為15°。

圖2 盲板提取線

將建立的實體螺栓聯接模型在ANSYS軟件中進行仿真計算。仿真過程中，固定下閥體位置，施加預緊力Fy，大小為6.5×105N，并對盲板下表面壓力區施加42 MPa的流體壓力，仿真計算兩條線的軸向位移，分析其周向密封性。

根據盲板的軸向形變，提取兩條直線的軸向位移，其密封接觸區域位置在半徑164～185 mm，結果如圖3所示。

圖3 圓心到圓周的軸向位移

仿真數據表明：在預緊力和壓力聯合作用下，接觸區域內法蘭軸向位移為負，接觸區域法蘭的最大軸向位移為-0.048 mm，其中Line1中的斷點為螺栓孔的位置；從圓心到密封區域，兩條位移曲線高度重合，法蘭邊緣軸向位移偏差約為3%(Line1法蘭邊緣為-0.269 4 mm，Line2為-0.264 2 mm)。因此該閥門法蘭-盲板采用12個螺栓聯接，能夠保證法蘭-盲板圓周結合面在軸向變形的一致性。

3 試驗壓力和預緊力對密封性的影響

在通常情況下，閥體的密封性與緊固螺栓的預緊力和閥體內流體的壓力有關。利用ANSYS有限元仿真，通過研究密封接觸區域法蘭軸向形變量、墊片接觸應力與試驗壓力、預緊力之間的關系，分析閥門密封性能的影響因素。

3.1 預緊力對密封性能的影響

在42 MPa的試驗壓力下，對螺栓施加預緊力，大小從1×105N到6.5×105N，步長為20 000 N，分析密封接觸區域法蘭內側、外側的軸向形變，以及密封區域的最小、最大接觸應力。由密封條件可知：墊片必須處于壓縮狀態，密封面之間須有足夠大的流體阻力，且大于由介質內外壓力差引起的推動力，才能保證閥門的密封性能。圖4所示為42 MPa壓力下，預緊力為4.2×105N，密封接觸區域法蘭、墊片應力分布情況。

圖4 42 MPa壓力下密封接觸區域應力分布

對第1節建立的實體螺栓模型進行仿真分析，通過改變螺栓預緊力，提取接觸區域法蘭內側、外側的軸向形變和密封墊內側、外側的接觸應力，結果如圖5所示。

圖5 接觸區域形變、墊片應力隨螺栓預緊力變化曲線

圖5表明：閥體試驗壓力為42 MPa、螺栓預緊力為4.2×105N時，密封區域法蘭內側變形量為0 mm，法蘭外側形變為-0.037 mm，密封區域最小接觸應力為62 MPa，最大接觸應力為135 MPa，符合密封條件。此時預緊力僅為GB150算法預緊力6.5×105N的65%。

在閥體法蘭密封區域，受閥體內壓和螺栓預緊力聯合作用，法蘭軸向形變和接觸應力均表現為非線性關系。仿真結果表明：在壓力確定的工況下，預緊力不是固定的數值，大于預緊力下限可以滿足閥門的密封。仿真過程中，提取墊片內、外側的接觸應力，墊片的內側接觸應力始終小于外側接觸應力，當墊片內側不能滿足密封要求時，墊片外側起主要密封作用。

3.2 試驗壓力對密封性的影響

采用實體螺栓聯接模型，對螺栓施加6.5×105N的預緊力，試驗壓力從42 MPa增加至63 MPa。在預緊力確定而試驗壓力高于額定值時，分析密封接觸區域法蘭的形變量及墊片接觸應力，通過法蘭的形變量及墊片間接觸應力的變化，分析閥門密封性能。

對建立的實體螺栓聯接模型進行仿真分析，通過改變試驗壓力，提取接觸區域法蘭內側、外側的軸向形變和密封墊內側、外側的接觸應力，試驗仿真數據如圖6所示。

圖6 接觸區域形變、墊片應力隨試驗壓力變化曲線

圖6數據表明：預緊力為6.5×105N，試驗壓力為54 MPa時，最小接觸應力為90 MPa，最大接觸應力158 MPa，壓力提高了28%，閥體法蘭仍可以保持密封狀態；試驗壓力為58 MPa時，密封區域雖有分離的趨勢，但墊片仍處于壓縮的狀態，只有部分墊片起到密封作用，接觸區域最大接觸應力為101 MPa。在密封區域，法蘭軸向形變隨著試驗壓力增大近似線性增大；密封區域接觸應力隨著壓力的增大近似線性減小。根據仿真接觸應力曲線，接觸應力受法蘭和墊片形變影響，墊片內側接觸應力始終小于外側接觸應力，試驗壓力較大時，墊片外側起主要密封作用。

3.3 試驗驗證

為驗證所提出閥門螺栓最小預緊力是否合理及其研究方法的可行性，需對閥門進行試驗驗證。由于DN300閥門試驗壓力較高且極具風險性，現有試驗裝備無法滿足要求。依據某公司現有設備及DN300閥門，通過上述方法，進行仿真與試驗對比，試驗壓力5.0～7.5 MPa，驗證閥門在預定預緊力工況下的密封性能。

3.3.1 仿真分析

根據GB/T 9113—2000建立公稱通徑DN300、class300凸面(RF)鋼制管法蘭，如圖7所示為1/4實體螺栓聯接模型。

圖7 實體螺栓聯接有限元模型

將建立的閥門模型導入ANSYS Workbench中仿真計算，法蘭與墊片采用Frictional聯接，根據公式(2)計算螺栓預緊力，并按照第3.1節將螺栓預緊力減小35%進行仿真計算。仿真過程中，提取閥門密封區域接觸應力和接觸區域法蘭軸向形變。仿真結果如表3所示。

表3 仿真數據

3.3.2 試驗分析

基于某公司閥門壓力試驗臺，試件采用DN300、class300閥門，密封件為金屬波形墊片，緊固螺栓為M30×175 mm螺栓。試驗采用扭矩扳手對螺栓進行預緊，根據GB/T 26480—2011《閥門的檢驗與試驗》進行檢驗。試驗裝置如圖8所示。

圖8 閥門密封性試驗裝置

閥門螺栓擰緊力矩依據表4中擰緊力矩進行預緊并施加壓力，每種試驗壓力下保壓10 min，用肥皂水涂抹法蘭-盲板結合面的圓周，檢驗密封性。擰緊力矩與預緊力滿足下式：

表4 閥門密封性試驗數據

T=0.2F0d

(6)

式中：T為擰緊力矩，N·m；F0為預緊力，N；d為螺栓公稱直徑，m。

試驗結果如表4所示。

閥門密封性試驗表明，采用表4中的擰緊力矩，即將GB150算法計算的螺栓預緊力減小35%，閥門沒有泄漏現象。由此可知，采用上述所提出的預緊力下限，仍具有良好的密封性能。

4 結論

通過對閥門法蘭-盲板螺栓聯接的理論計算和有限元仿真分析，得到高壓閥門法蘭-盲板螺栓聯接預緊力和試驗壓力對密封性能的影響規律，主要結論如下：

(1)閥體法蘭在圓周方向螺栓處的軸向位移和兩個螺栓中間點處的位移曲線近似一致，表明在適當的預緊力作用下，采用螺栓聯接能保證法蘭-盲板軸向變形一致性。

(2)采用有限元方法研究法蘭密封區域內軸向形變和墊片的接觸應力，基于GB150算法，當施加的預緊力為該算法的65%時或預緊力不變，提高28%試驗壓力時，仍具有密封作用。

(3)不同螺栓預緊力、不同試驗壓力造成接觸區域法蘭內、外側軸向形變和墊片內、外側接觸應力明顯不同，墊片外側起主要密封作用。在設計時，應適當選擇密封區域的位置，使密封墊片獲得適當的壓縮量，保證閥門密封性能。