鄧 超，柴慶友，莊 嚴，徐 明，呂 明

（1. 中國寰球工程公司遼寧分公司，遼寧 撫順 113006； 2. 中國石油撫順石化分公司烯烴廠，遼寧 撫順 113004）

U形管換熱器法蘭接頭密封性能分析

鄧 超1，柴慶友1，莊 嚴1，徐 明1，呂 明2

（1. 中國寰球工程公司遼寧分公司，遼寧 撫順 113006； 2. 中國石油撫順石化分公司烯烴廠，遼寧 撫順 113004）

將換熱器法蘭接頭作為一個系統(tǒng)進行研究，建立了U形管換熱器法蘭接頭三維有限元模型。根據(jù)ASME中的經(jīng)驗公式采用等厚無孔圓平板代替開孔管板，得出了管、殼程壓差作用下管板的應力分布情況?？紤]了墊片材料的非線性和時滯效應，著重分析了操作工況下不同管、殼程壓差對墊片應力分布及法蘭接頭緊密性的影響。

法蘭接頭；等效管板；壓差；墊片應力；時滯效應

U形管換熱器因其拆卸方便、結(jié)構(gòu)簡單、承壓能力強等優(yōu)點，被廣泛應用于煉油、化工、輕工業(yè)等領(lǐng)域[1]。所采用的密封裝置形式多樣，其中螺栓法蘭連接應用最為普遍。但法蘭接頭在研究中存在以下困難：（1）足夠的法蘭剛度僅能保證法蘭環(huán)不會產(chǎn)生過大的翹曲變形，而不能作為墊片是否滿足密封要求的判據(jù)。（2）必須將法蘭接頭作為一個系統(tǒng)進行分析，考慮各元件間的相互作用。（3）法蘭接頭中的結(jié)構(gòu)和材料非線性特性[2]。采用APDL語句建立了參數(shù)化法蘭接頭的三維有限元模型，考慮了墊片材料壓縮時應力應變曲線的非線性特性及回彈時的時滯效應，分析了不同管、殼程壓差對管板及管、殼程墊片應力分布的影響。更為深入的理解了法蘭接頭構(gòu)件間的相互作用，為設計工作提供了參考和依據(jù)。

1 三維有限元模型的建立

1.1 三維有限元模型

上、下法蘭均為PN40凹面長頸對焊鋼制法蘭，管、殼程墊片為規(guī)格相同的以0Cr18Ni9為金屬骨架的柔性石墨金屬波齒復合墊片。

根據(jù)圣維南原理，模型中所取筒體和管箱的長度L≥（R為法蘭內(nèi)徑，t為筒體厚度），以消除邊緣處軸向應力對法蘭應力分布的影響。根據(jù)法連接頭幾何結(jié)構(gòu)及載荷的對稱性，為簡化模型，取法蘭接頭的1/44進行分析計算[3]，兩邊界面等分兩相鄰的螺栓孔。

1.2 材料屬性

法蘭、管箱、筒體、螺栓及螺母材料的物理性質(zhì)見表1[4]，柔性石墨金屬波齒復合墊片的壓縮回彈曲線如圖1所示[5]。

表1 材料物理性質(zhì)Table 1 Material properties of flange joint

1.3 單元類型及約束條件

法蘭、螺栓、螺母、管箱、筒體均采用Solid185實體單元，管、殼程墊片均采用Inter195單元，墊片的材料特性可以由其壓縮回彈曲線直接表征。此外，應在法蘭與螺母間設置接觸對，以模擬它們間的面面接觸，采用targe170和conta174分別作為目標單元和接觸單元，滑動摩擦系數(shù)取 0.3，采用Prets179單元施加螺栓預緊力。筒體下端面施加Y向約束，模型的兩周向側(cè)面施加對稱約束。

圖1 墊片壓縮回彈曲線[5]Fig.1 Compression and rebound curve of the gasket

1.4 載荷工況

為分析操作工況下管、殼程壓差對密封墊片應力分布的影響，管程壓力取 0.5 MPa，殼程壓力分別取1、2、3、4 MPa。需要特別說明的是，由于法蘭接頭的管、殼程壓力不同，從安全的角度出發(fā)，取內(nèi)壓的較大值計算螺栓預緊力，且螺栓預緊力應取預緊和操作兩種工況下的較大值。預緊后對模型施加內(nèi)壓載荷，由于系統(tǒng)中包材料和幾何兩種非線性，計算結(jié)果與載荷施加順序相關(guān)，為確保求解的精確度采用多個載荷步和管、殼程同時施加內(nèi)壓的加載方式。

1.5 等效管板

因U形管換熱器管束對管板不存在彈性支撐，管板僅在周向外側(cè)受到法蘭夾持。所以可以將管板簡化兩部分，第一部分為不受開孔影響的環(huán)形無孔區(qū)，第二部分為受到開孔影響的中央開孔區(qū)等效管板。采用修正彈性常數(shù)，將其等效為相同厚度的無孔圓平板，在簡化模型的同時也保證了結(jié)果的精度。無孔圓平板各向同性，有效彈性常數(shù)為有效彈性模量E*和有效泊松比ν*。本臺換熱器的布管形式為轉(zhuǎn)45°角正方形排列，d*為19.25 mm、P為25 mm，η=0.23，由ASMEⅧ-1查得[6]：E*/E=0.27，ν*=0.36，由無孔區(qū)域管板彈性模量E為2.13×105MPa算得E*=0.575×105MPa。

2 結(jié)果分析

2.1 管板應力分布

圖2為管程壓力0.5 MPa、殼程壓力4 MPa工況下管板的徑向應力分布云圖?？梢钥闯?，應力分布特點為：（1）在管、殼程壓差的作用下，中央開孔區(qū)等效管板徑向應力為典型的彎曲應力，管程一側(cè)受拉，殼程一側(cè)受壓，即管板產(chǎn)生了凸向管程方向的翹曲變形；（2）應力沿徑向逐漸減?。唬?）應力沿管板厚度方向呈對稱分布，中面附近應力值約為0，極值約為104 MPa，出現(xiàn)在等效管板上、下表面的中心。

圖2 管板徑向應力分布Fig.2 Stress distribution contour of tube sheet

2.2 墊片應力分布

墊片的應力均為壓應力即為負值，為便于說明均取其絕對值。

2.2.1 預緊工況下

圖3為預緊工況下墊片的應力分布云圖（預緊工況下管、殼程墊片應力分布完全相同）。由圖可見，墊片應力沿徑向逐漸增大，沿周向呈均勻分布。這是由螺栓預緊力作用下法蘭環(huán)在徑向產(chǎn)生的不均勻變形所導致。

圖3 預緊工況下墊片應力分布Fig.3 Stress distribution contour of the gasket under pre-load

2.2.2 操作工況下

圖4和圖5分別為不同管、殼程壓差作用下管、殼程墊片的應力分布曲線。兩圖中的曲線A表示操作工況下的應力分布，曲線B、C、D表示管程壓力0.5 MPa，殼程壓力分別為1、2、3 MPa工況下墊片的應力分布，橫坐標 0～20表示由墊片內(nèi)邊緣至外邊緣的寬度。可見，管程墊片內(nèi)側(cè)及中部區(qū)域應力值隨著壓差的增大而增大，管程墊片外邊緣應力值隨著壓差的增大而減小。管、殼程壓差使殼程墊片發(fā)生全面卸載回彈，墊片內(nèi)側(cè)和中部區(qū)域應力值的變化量較外側(cè)大，且殼程墊片應力隨著壓差的增大而減小。

圖4 管程墊片應力分布曲線Fig.4 Stress distribution curve of tube layer gasket

圖5 殼程墊片應力分布曲線Fig.5 Stress distribution curve of shell layer gasket

當管程壓力和殼程壓力分別為0.5、4 MPa時，對比圖3可見，管程墊片除外邊緣區(qū)域應力值基本保持不變外，其余區(qū)域應力值均增加。殼層墊片整體應力減小，且內(nèi)側(cè)應力減小量大于外側(cè)。

操作工況下由于管、殼程壓差的作用，管板發(fā)生翹曲變形，管程墊片大部分區(qū)域再次加載壓縮，而殼程墊片發(fā)生全面卸載回彈。此外，管、殼程的墊片應力變化是不成線性比例的，殼程墊片的應力減小量遠遠大于管程墊片應力的增加量。這是由墊片材料時滯效應引起的，即卸載回彈時的應力應變曲線并非按加載曲線的反向進行，如圖1所示。加載時沿加載曲線應力值緩慢上高，而卸載時沿卸曲線應力快速下降。

柔性石墨金屬波齒復合墊片的墊片系數(shù)m為3、初始密封比壓y為50 MPa[7]。根據(jù)ASMEⅧ-1[6]，操作工況下墊片的應力不小于mp（p為介質(zhì)壓力），當殼程壓力為4 MPa時， mp=12 MPa，而此時殼程墊片的最大應力值僅為1.4 MPa，即法蘭接頭密封性能不滿足要求，將發(fā)生泄露。其余工況下管、殼程墊片的密封性能均滿足上述要求。

3 結(jié) 論

當管、殼程壓力相同時，管、殼程墊片的應力分布情況相同，法蘭接頭的密封性能較好。當管、殼程存在壓差時，管板在壓差的作用下發(fā)生彎曲變形，內(nèi)壓較小一側(cè)墊片大部分區(qū)域再次加載，而內(nèi)壓較大一側(cè)墊片應力在墊片材料時滯效應的影響下，應力快速下降，容易導致單邊泄露，在設計工作中應引起足夠重視。

［1］ 孫曉盟, 王洪志, 林國慶,等. U型管式換熱器進口截面流場數(shù)值模擬[J]. 當代化工, 2014(6)∶1117～1120.

［2］安維崢, 徐鴻, 肖金花. “U”形管換熱器中管板-法蘭-墊片-螺栓連接系統(tǒng)的非線性有限元分析[J]. 石油化工設備技術(shù), 2005, 26(4)∶13-17.

［3］ 杜坤, 劉美紅. 基于螺栓法蘭連接系統(tǒng)的墊片應力分析[J]. 機械設計與制造, 2013(5)∶88-90.

［4］潘家禎. 壓力容器材料實用手冊-碳鋼及合金鋼[M]. 北京：化學工業(yè)出版社, 2000∶116～384．

［5］ 陳慶, 牛峻峰, 劉興德. 柔性石墨波齒復合墊片結(jié)構(gòu)性能試驗研究[J]. 潤滑與密封, 2009, 34(6)∶93-94.

［6］ASME. ASME Boiler and Pressure Vessel Code ,Division Ⅰ[S]. New York∶ ASME , 2013.

［7］GB150-2011 壓力容器[S].

Analysis on Sealing Performance of Flange Joint of U-Shaped Heat Exchanger

DENG Chao1，CAI Qing-you1，ZHUANG Yan1，XV Ming1，LV Ming2
（1. HQCEC Liaoning Company，F(xiàn)ushun Liaoning 113006，China；2. PetroChina Fushun Petrochemical Company Olefin Factory，Liaoning Fushun 113001，China）

In this paper, the flange joint was studied as a system; the three-dimensional finite element model of U-shaped heat exchanger flange joint was established. According to ASME empirical formula, an equivalent round plate without opening was used to replace the tube plate with opening; stress distribution of the tube sheet under differential pressure was obtained. Considering the nonlinear characteristics and time lag effect of the gasket material, effect of the pressure difference on stress distribution of the gasket and sealing performance of the flange joint under operating conditions was analyzed.

Flange joint；Equivalent tube sheet; Pressure difference; Gasket stress; Hysteresis effect

TQ 051

A

1671-0460（2015）09-2196-03

2015-07-17

鄧超（1983-），男，遼寧撫順人，2007年畢業(yè)于沈陽工業(yè)大學過程裝備與控制工程專業(yè)，現(xiàn)從事石油化工設備采購工作。Tel：024-57593682，Email：dengchao@hqcec.com。