(吉林化工學(xué)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(jī)械及航空航天等行業(yè)領(lǐng)域有著廣泛的應(yīng)用。這種接頭結(jié)構(gòu)簡單，但其實(shí)際應(yīng)用涉及的過程非常復(fù)雜，除了各結(jié)構(gòu)材料的力學(xué)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(zhuǎn)，墊片的接觸應(yīng)力也會發(fā)生變化，這些都是導(dǎo)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(yán)格化對法蘭連接接頭的密封性提出了更高要求，法蘭結(jié)構(gòu)的改進(jìn)及密封性能的提升得到更多研究。

李慧芳等［2］從泄漏率計(jì)算模型、密封泄漏失效預(yù)測模型和影響螺栓法蘭墊片系統(tǒng)的關(guān)鍵因素等方面對螺栓法蘭墊片接頭的密封性能進(jìn)行文獻(xiàn)綜述，探討了螺栓法蘭連接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)進(jìn)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(yù)緊中的螺栓載荷及墊片應(yīng)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(jìn)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(jié)構(gòu)尺寸對其密封接觸壓力的影響，同時對雙楔角環(huán)墊結(jié)構(gòu)參數(shù)影響密封接觸壓力和接頭應(yīng)力的程度進(jìn)行了顯著性分析，并對環(huán)墊高度和小端厚度的設(shè)計(jì)進(jìn)行了探討。郭姊君等［6］建立了螺栓法蘭墊片接頭的整體結(jié)構(gòu)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(yù)緊力等參數(shù)對法蘭偏轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(shí)驗(yàn)法對法蘭結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了顯著性分析。Sawa T等［9］進(jìn)行了非石棉纏繞墊片在高溫狀態(tài)下的力學(xué)性能試驗(yàn)，對比了試驗(yàn)數(shù)據(jù)與三維有限元結(jié)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(yàn)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(yù)緊工況和操作工況下的應(yīng)力分布及其變形，得出了不同工況下的應(yīng)力分布規(guī)律，并對螺栓法蘭接頭進(jìn)行了安全評定。曹占飛［13］應(yīng)用三維有限元技術(shù)，按照法蘭螺栓接觸面及預(yù)緊單元類型，計(jì)算了一系列法蘭連接的應(yīng)力分布，并將計(jì)算結(jié)果與按照國際標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算的結(jié)果比較。陸曉峰等［14］根據(jù)國際螺栓法蘭接頭安全標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，應(yīng)用連接系統(tǒng)的本構(gòu)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(chǔ)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(shè)計(jì)、計(jì)算及應(yīng)用提供了可供參考的方式和方法，具有一定的現(xiàn)實(shí)指導(dǎo)意義。文中以雙楔角環(huán)墊法蘭接頭為研究對象，進(jìn)行預(yù)緊、操作工況下的強(qiáng)度分析及墊片的密封性能分析，重點(diǎn)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)組成及尺寸見圖1。

圖1 法蘭及環(huán)墊結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)，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(yīng)，計(jì)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(jìn)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(shí)體單元C3D8R網(wǎng)格，對其與雙楔角環(huán)墊接觸處部位進(jìn)行網(wǎng)格局部細(xì)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(jì)算

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

式中，Wp為預(yù)緊工況所需的最小螺栓預(yù)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(shè)計(jì)內(nèi)壓力，MPa。

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

2.4 約束條件

在模型對稱面設(shè)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(shè)置8個分析步，均采用STATIC分析步，其中分析步Step1～Step5設(shè)置見表2。

表2 STATIC分析步設(shè)置

3 雙楔角環(huán)墊法蘭密封接頭數(shù)值模擬結(jié)果與討論

3.1 墊片密封性能分析

圖4 預(yù)緊工況下墊片接觸應(yīng)力分布云圖

圖5 操作工況下墊片接觸應(yīng)力分布云圖

預(yù)緊工況下墊片接觸應(yīng)力分布云圖見圖4，操作工況下墊片接觸應(yīng)力分布云圖見圖5。由圖4可知，預(yù)緊工況下墊片最大接觸應(yīng)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(yīng)力為104.2 MPa，位置與預(yù)緊工況相同。對比圖4和圖5可知，2種工況下墊片接觸應(yīng)力周向分布均勻，操作工況的墊片接觸應(yīng)力整體高于預(yù)緊工況的，主要是由于操作工況下系統(tǒng)內(nèi)部承受介質(zhì)壓力作用，使得上、下法蘭進(jìn)一步被壓緊，因此墊片應(yīng)力有所增大。

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

圖6 雙楔角環(huán)墊主密封面接觸應(yīng)力分布曲線

圖7 雙楔角環(huán)墊從密封面接觸應(yīng)力分布曲線

3.2 法蘭最大應(yīng)力值

預(yù)緊工況下，主法蘭應(yīng)力分布云圖見圖8，從法蘭應(yīng)力分布云圖見圖9。

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

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

圖8 預(yù)緊工況下主法蘭應(yīng)力分布云圖

圖9 預(yù)緊工況下從法蘭應(yīng)力分布云圖

操作工況下，主法蘭應(yīng)力分布云圖見圖10，從法蘭應(yīng)力分布云圖見圖11。

圖10中，主法蘭最大應(yīng)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(yīng)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(yīng)力分布云圖

圖11 操作工況下從法蘭應(yīng)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(yīng)力比其在預(yù)緊工況下的最大應(yīng)力小，從法蘭在操作工況下的最大應(yīng)力比其在預(yù)緊工況下的最大應(yīng)力大。這是由于主法蘭受到螺栓預(yù)緊力和介質(zhì)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(jìn)一步壓緊，因此從法蘭與墊片從面安裝配合的臺階處應(yīng)力集中程度也相應(yīng)增加。

3.3 螺栓最大應(yīng)力值

預(yù)緊工況下螺栓應(yīng)力分布云圖見圖12，操作工況下螺栓應(yīng)力分布云圖見圖13。圖12中，預(yù)緊工況下螺栓的最大應(yīng)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(yīng)力分布情況和預(yù)緊工況基本一致，最大應(yīng)力為98.5 MPa。

圖12 預(yù)緊工況下螺栓應(yīng)力分布云圖

圖13 操作工況下螺栓應(yīng)力分布云圖

3.4 法蘭位移與轉(zhuǎn)角

預(yù)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(yù)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(yuǎn)大于墊片剛度，螺栓受預(yù)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(guān)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(zhuǎn)。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(yù)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(shè)置應(yīng)力分析路徑，見圖16。按圖16中路徑對法蘭位移進(jìn)行提取，得到預(yù)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(cè)軸向位移大于內(nèi)側(cè)軸向位移，導(dǎo)致法蘭發(fā)生偏轉(zhuǎn)，從而造成墊片表面接觸應(yīng)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(zhuǎn)角。 對于整體法蘭，用法蘭內(nèi)外側(cè)的位移差除以法蘭厚度近似計(jì)算偏轉(zhuǎn)角。預(yù)緊和操作工況下的法蘭位移及轉(zhuǎn)角見表3。通過表3可知，相比于預(yù)緊工況，操作工況法蘭轉(zhuǎn)角有所增大，但均不大于0.3°［16］的轉(zhuǎn)角限制，滿足ASME的規(guī)定。

表3 預(yù)緊和操作工況下法蘭位移及轉(zhuǎn)角

3.5 法蘭應(yīng)力強(qiáng)度評定

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

圖19 從法蘭應(yīng)力分析路徑設(shè)置

依據(jù)JB 4732—1995《鋼制壓力容器——分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)（2005 年確認(rèn)）》［17］，對各條路徑進(jìn)行預(yù)緊工況及操作工況下的應(yīng)力評定，預(yù)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(yīng)力，Pb為一次彎曲應(yīng)力，Q為二次應(yīng)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(yīng)力PL+Pb不大于1.5Sm=225 MPa、PL+Pb+Qb不大于3Sm=450 MPa進(jìn)行評定，危險部位應(yīng)力均通過強(qiáng)度校核。預(yù)緊工況及操作工況下部分法蘭應(yīng)力評定結(jié)果見表4和表5。

4 結(jié)論

（1）預(yù)緊、操作2種工況下，墊片接觸應(yīng)力分布趨勢一致，墊片接觸應(yīng)力周向分布均勻，操作工況下墊片接觸應(yīng)力整體略高于預(yù)緊工況下的。預(yù)緊工況下最大墊片接觸應(yīng)力為87.4 MPa，操作工況下最大墊片接觸應(yīng)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(yù)緊工況下部分法蘭應(yīng)力評定結(jié)果

表5 操作工況下部分法蘭應(yīng)力評定結(jié)果

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

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

（4）預(yù)緊、操作2種工況下，對螺栓、法蘭進(jìn)行的應(yīng)力線性化分析結(jié)果均滿足強(qiáng)度要求。