【摘　要】基于对ASME规范与EN 1591 - 1中螺栓法兰接头设计计算方法的比较,分析了确定螺栓载荷中存在的问题。通过有限元分析,计算接头各元件柔度,并建立密封结构的载荷- 变形曲线,从而提出了确定合适的螺栓预紧载荷的方法。

　　【关键词】法兰;密封;螺栓预紧载荷

　　螺栓法兰连接是化工机械、航天航空等工业系统中应用非常广泛的一种可拆连接结构,对它的要求是结构完整性和连接紧密性。文中通过有限元分析计算,确定接头各元件柔度,建立结构载荷- 变形曲线,从而提出了一种确定装配工况下螺栓合适的预紧载荷的改进方法。

　　1　现有标准中螺栓载荷的确定方法

　　国际上现有两种主要的法兰计算标准,即美国压力容器规范ASME Boiler and Pressure VesselCode, Section Ⅷ^[1] 和欧盟标准EN 1591 - 1^[2] 及ENV 1591 - 2^[3] ,这两个标准存在差异。ASME规范中的法兰计算方法规定了螺栓载荷必须满足以下预紧工况Wm2和操作工况Wm1。

　　式中　y, m ———与垫片密封性能有关的系数虽然美国压力容器研究委员会( PVRC)曾提出了新的垫片系数GS , Gb , a代替m, y,但目前尚未纳入规范,确定这些垫片系数的标准试验方法还处于草案阶段^[10] 。

　　EN 1591法兰计算标准是基于完整性和密封性准则。其中密封计算基于接头所有部件之间载荷-变形关系的弹性分析。因而螺栓最小预紧力考虑了预紧和密封两者的要求,即在装配工况下( I = 0) :垫片表面压力必须高于Qmin (预紧准则) ;在其后的所有工况下( I > 0) :垫片表面压力必须高于QI (密封准则) 。QI 可由ENV 1591 - 2 中的QI /P 值决定。

　　当有密封试验依据时,Qmin和QI可根据给定的压力、温度和最大垫片表面压力下要求的泄漏率来确定。由Qmin和QI值决定需要的最小螺栓预紧力FBO req ,文献^[2]中提供了具体的计算流程^[5,6] 。

　　国内法兰连接的设计方法与ASME容器设计规范类同,具体参见GB 150—1998^[4]。

　　2　现有螺栓载荷确定方法所存在的问题

　　作为沿袭了ASME规范的我国压力容器设计标准GB 150,仅考虑螺栓法兰连接在结构上能否保证安全(结构完整性) ,即限制螺栓和法兰的线弹性强度。规范不保证泄漏率在确定的范围内(连接密封性)。垫片系数m, y只是作为确定垫片安装和操作工况下螺栓载荷的建议值。文献^[1]中附录S也指出类似的问题。由此可见,作为密封设计要求,施加在螺栓上的载荷基于上限值和下限值之间,即:最小需要载荷<实际施加载荷<最大允许载荷。实际需要载荷即为Wm1和Wm2中的最大值,最大允许载荷则由螺栓的许用应力所确定。但实际载荷该取多大,标准中没有明确说明。根据ASME和GB 150计算的螺栓预紧载荷往往低于实际施加的预紧载荷,故为避免造成螺栓本身产生屈服,螺栓只能偏保守设计。

　　3　预紧载荷工况

　　螺栓- 垫片- 法兰接头的计算方法要保证结构的完整性和控制密封面间的泄漏,即满足强度和密封两个准则。其中密封的计算应基于接头的所有部件之间载荷- 变形关系的弹性分析。在确定装配工况下需要的最小螺栓载荷时,接头各部件的柔度决定了密封结构的载荷- 变形关系中各曲线的斜率。图1所示为载荷- 变形关系曲线的简图,连接件曲线的斜率的倒数即为其柔度。被连接件曲线由垫片、法兰等被连接件的柔度组成,而其中垫片的柔度具有非线性特征。垫片的载荷- 变形关系曲线需由加载- 卸载试验完成。由此可以看出,各元件的柔度大小决定了密封结构载荷- 变形曲线图的形状和位置,从而也决定了连接件与被连接件加载线的交点,也即装配工况下需要的合适螺栓载荷值点。

　　由于作为起关键密封作用的垫片的载荷- 变形曲线具有非线性和时滞效应,故确定垫片的载荷-变形关系曲线显得十分重要。通过对标准垫片试样进行常温或高温静载作用下的压缩试验,可以得到试样的载荷-变形曲线。文献[ 7～9 ]中对垫片的载荷- 变形行为和试验研究作了详细介绍。

　　在图1中,连接件和被连接件首先沿加载线加载至B 点,达到装配工况的要求。在操作工况下,连接件继续加载至C点,被连接件沿卸载线卸载至D 点。此时D 点对应的载荷值应不小于操作工况下垫片最小密封载荷, CD段长度对应的载荷大小即为螺栓载荷中用于平衡流体压力作用的部分。

　　4　有限元计算

　　在实测垫片数据的基础上,可采用有限元软件ANSYS建立螺栓- 垫片- 法兰连接系统的二维或三维有限元模型并进行计算。建模中因需进行预紧计算,故建立预紧单元,并包括垫片单元和接触单元。可以从计算结果中获取到接头所有部件的柔度,在此基础上建立密封结构载荷- 变形曲线,并对随后计算过程中确定的螺栓预紧载荷进行校验。在有限元建模及计算过程中需要注意的问题有:

　　(1) 将从试验获得的垫片的载荷- 变形关系曲线作为垫片材料数据输入到ANSYS程序中。垫片部分采用垫片单元,模型中有可能接触的部分采用接触单元。

　　(2) 有限元计算过程中,可以分为若干个载荷步来完成。主要载荷步包括初始装配、重要的操作工况等。

　　(3) 在模拟螺栓初始装配的计算中,可以设定一定大小的预紧载荷,从而得到接头各元件的柔度值。

　　(4) 将连接件与被连接件的载荷- 变形曲线分别给出,得到如图1的载荷- 变形图。使图中C点载荷达到Wm1 , D点达到W″m 1 ,而B 点应超过Wm2的要求。这时的B 点应是较合适的预紧载荷。

　　5　实例

　　结合工程中的一个实例,对容器密封结构预紧载荷的确定方法进行讨论。图2所示为该容器密封结构的简图。垫片安装在顶盖与筒体间的密封面之间,预紧载荷由筒体端部和顶盖之间的螺纹提供。

　　5. 1　计算条件

　　垫片内径: 1612 mm

　　垫片外径: 1672 mm

　　垫片压紧力作用中心圆直径: DG = 1642 mm

　　垫片实际宽度: N = 30 mm

　　垫片有效密封宽度: = 9. 8 mm

　　垫片种类:柔性石墨波齿复合垫片垫片系数: m = 3. 0

　　比压力: y = 69. 6MPa (取文献[ 4 ]中表9 - 2缠绕垫片的数据)

　　计算压力: pc = 18. 63MPa垫片压力- 变形曲线(ρ-δ)如图3所示[ 10 ] 。

　　5. 2　密封结构有限元计算

　　5. 2. 1　建模

　　由于轴对称性,对密封结构建立了二维轴对称有限元模型,如图4所示。顶盖和筒体部分采用规则的8 节点Plane 82 单元,垫片使用6 节点Inter193垫片单元,螺纹间接触部分采用Targe 169目标单元和Conta 172接触单元来建立接触对。筒体上端面在Y方向上固定。在靠近筒体螺纹的位置设定Prets 179预紧单元,如图5所示。通过预紧单元实现的预紧载荷使筒体端部和顶盖之间的螺纹啮合,并压紧垫片。

　　5. 2. 2　计算工况

　　根据GB 150—1998,计算Wm1和Wm2。在本算例中,为确定接头各元件的柔度,Wm1作为预紧载荷

　　用于初载荷步。

　　预紧工况下需要的最小压紧载荷为:

　　5. 2. 3　计算结果与分析

　　在预紧载荷4. 51 ×107 N的作用下,筒体的轴向变形量δb = 0. 173 mm,柔度λb =δb /Wm1 = 0. 38 ×10- 8 mm /N;垫片的轴向变形量δg = 3. 45 mm;顶盖的轴向变形量δf = 0. 017 mm, 柔度λf =δf /Wm1 =0. 04 ×10- 8 mm /N,密封结构载荷- 变形关系曲线如图6所示。经过作图与计算,得到合适的预紧载荷点B (0. 030, 0. 773) ,操作压力为18. 63MPa时的连接件工作点C (0. 173, 4. 51) ,被连接件工作点D(0. 173, 0. 521) 。这时, B 点载荷大于Wm2 , C 点载荷与Wm1一致, D 点载荷也与W″m 1相近,均达到了GB 150规定的要求。

　　图6 密封结构载荷-变形关系曲线

　　在不同的预紧载荷和内压18. 63 MPa的作用下,垫片的有限元计算结果如图7, 8所示。图7, 8表明垫片表面接触应力沿垫片宽度分布的趋势是内侧低、外侧高。保持内压不变,随着预紧载荷由4. 51×107 N降低至0. 773 ×107 N,垫片表面接触应力范围也相应从263. 4 ～275. 2 MPa降为39. 1 ～42. 4MPa。操作工况下需要的最小垫片密封应力为36. 45MPa (σ =W″m 1 /A,W″m 1 = 0. 565 ×107 N, A =π(16722 -16122 ) /4 = 0. 155 ×106 mm2 ) ,故满足垫片工作密封的要求。

　　6　结论

　　(1) 从标准内容看, EN 1591比ASME 规范更全面地反映了螺栓法兰密封结构的机械特性和密封功能,使设计计算与其实际行为更加符合,但适合计算的垫片数据有待充实和完善。

　　(2) 经过ANSYS有限元分析计算,可以通过计算螺栓- 垫片- 法兰接头各个元件的柔度,建立密封结构的载荷- 变形曲线,从而得到合适的预紧载荷。该方法可以弥补现有标准的不足,便于工程应用。

　　参考文献:

　　[1] 　ASME,Boiler and Pressure Vessel Code, Section Ⅷ[ S].1998.

　　[2] 　EN 1591 - 1, Flanges and Their Joint - design Rules forGasketed Circular Flange Connections - Part1: Calcula-tionMethod [ S]. 2001.

　　[3] 　ENV 1591 - 2, Flanges and Their Joint - design Rules for Gasketed Circular Flange Connections - Part2: Gasket Parameters [ S]. 2001.

　　[4] 　GB 150—1998, 钢制压力容器[ S].

　　[5] 　蔡仁良. EN 1591法兰计算标准简介(一) [ J ]. 压力容器, 2003, 20 (10) : 7 - 10.

　　[6] 　蔡仁良. EN 1591法兰计算标准简介(二) [ J ]. 压力容器, 2003, 20 (11) : 6 - 9.

　　[7] 　蔡仁良,顾伯勤,宋鹏云. 过程装备密封技术[M ]. 北京:化学工业出版社, 2002.

　　[8] 　谢苏江,蔡仁良,黄建中. 金属波齿复合垫片结构参数和力学性能关系的试验研究[ J ]. 化工机械, 2000, 27(4) : 200 - 203.

　　[9] 　谢苏江,蔡仁良,黄建中. 柔性石墨金属波齿复合垫片的结构、性能和应用[ J ]. 化工装备技术, 2000, 21(4) : 51 - 53.

　　[10] 田园,丁振宇,梁利华. 金属波齿复合垫片压缩试验[Z]. 浙江工业大学化工机械设计研究所(内部资料) , 2007.

　　[11] 蔡仁良. 国外压力容器及管道法兰设计技术研究进展[ J ]. 石油化工设备, 2003, 32 (1) : 34 - 37.

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