楊 超,惠 虎,顧雪銘,黃 淞,周忠強

(1.華東理工大學 機械與動力工程學院，上海 200237；2.上海華理安全裝備有限公司，上海 201108)

0 引言

伴隨著現(xiàn)代化工業(yè)和科學技術水平的持續(xù)進步，壓力容器行業(yè)的設計、制造水平得到了突飛猛進的發(fā)展。近幾年，壓力容器不斷朝著極端化、高參數(shù)化、輕量化和大型化的方向發(fā)展，其中超高壓容器的應用日趨廣泛，它是聚乙烯生產(chǎn)、食品高壓加工、人造水晶等行業(yè)不可或缺的關鍵設備，因此，超高壓容器已逐漸被當做一門綜合性很強的專業(yè)學科[1-3]。

根據(jù)超高壓容器自身的特點，其內(nèi)部的工作壓力較高，當設備發(fā)生緊急情況時，容器內(nèi)部的壓力和溫度變化時間很短，為防止其發(fā)生超壓爆炸，需要在反應裝置中安裝超高壓爆破片安全泄放裝置。因此，超高壓爆破片安全泄放裝置作為超高壓容器的最后一道安全屏障，起著至關重要的作用。爆破片安全泄放裝置是一種由爆破片和夾持器等零部件組成的非重閉式壓力泄放裝置，在設定爆破溫度下，爆破片兩側壓力差達到預定值時，爆破片即刻動作[4]。爆破片安全泄放裝置發(fā)展至今已有近百年歷史，國內(nèi)外學者對爆破片開展了大量的理論與試驗研究。

(1)爆破片變形幾何關系的研究。

Gleyzal[5]利用幾何關系和物理方程，推導出爆破片發(fā)生變形過程中徑向應變和周向應變理論公式的雛形；Weil等[6]在Gleyzal的基礎上，考慮大應變對變形的影響，采用自然對數(shù)法得到雙向應變的計算公式；Timoshenko等[7]借助板殼理論，驗證了對數(shù)應變的幾何公式。但是，上述研究都是在小變形的基礎上得到的，而爆破片結構的變形屬于大變形范疇，因此，Lake等[8-10]利用體積不變法、弧長法和弧線軌跡法，推導出等效應力和等效應變的計算公式。

(2)爆破片設計爆破壓力的研究。

高光藩[11]從薄膜曲率和壁厚對極頂處應力的影響出發(fā)，提出了一種計算設計爆破壓力的半經(jīng)驗公式；金巨年[12]通過試驗發(fā)現(xiàn)，半經(jīng)驗公式中的抗拉強度和系數(shù)的選取都要通過試驗獲得；王軍等[13]假設材料的強化規(guī)律為冪次強化，并考慮塑性大變形因素，對設計爆破壓力的計算公式進行了修正；隨后，傅建等[14-15]利用有限元數(shù)值模擬和試驗的方法，進一步驗證設計爆破壓力的計算公式。

(3)溫度對爆破片影響的研究。

吳澤煒等[16]提出爆破壓力隨溫度的變化而變化，并推導出溫度折減系數(shù)的計算公式；趙保頔等[17-18]通過開展大容積鋼制無縫氣瓶整體火燒工況的分析研究，得到不同爆破片泄放裝置在火燒環(huán)境下的響應規(guī)律。

(4)爆破片不同的結構對爆破性能影響的研究。

胡兆吉等[19-21]對正拱形刻槽爆破片、平板環(huán)向開縫型爆破片和雙爆破片結構的爆破性能開展了性能試驗及理論研究工作。

綜上所述，前人雖然對爆破片開展了各種各樣的研究工作，但都是對基于薄膜理論的中、低壓爆破片提出的，對于厚徑比大于1/30～1/20的超高壓爆破片，國內(nèi)外學者對其研究很少，對其整體結構的設計更少。本文針對超高壓爆破片安全泄放裝置，提出新型的設計結構，并通過數(shù)值模擬和試驗的方法，驗證新結構密封性能及爆破性能的合理性和可靠性。

1 新型超高壓爆破片安全泄放裝置

GB 567.3—2012《爆破片安全裝置 第3部分：分類及安裝尺寸》[4]的范圍中明確提出：本部分適用的爆破片安全裝置中爆破片爆破壓力不大于500 MPa，且不小于0.001 MPa。GB 567.3—2012中雖然將爆破片的設計爆破壓力提高到100 MPa以上，但通過與相關爆破片廠家交流后得知，由于其密封性能和可靠程度無法保證，GB 567.3—2012中提到的爆破片與夾持器的結構類型無法滿足100 MPa以上的超高壓工況。因此，針對超高壓容器的使用工況，國內(nèi)開發(fā)了一種斷裂型安全泄放裝置——爆破帽，這種帽式爆破裝置的優(yōu)點是爆破帽破裂后，泄爆通過面積大，泄放物料的阻力小，缺點是爆破帽的機械加工與測量都比較困難，為了回收帽頂，防止其傷及周邊人員，需要一個較大的鍛件，不僅安裝不便，而且加工也比較費時。

本文提出的3種新型超高壓爆破片安全泄放裝置(分體式、焊接式、懸浮式)可以避免上述缺點。

1.1 分體式超高壓爆破片安全泄放裝置

分體式超高壓爆破片安全泄放裝置是由上夾持器、壓環(huán)、爆破片、自緊式透鏡密封圈和下夾持器組成，如圖1所示。

分體式超高壓爆破片安全泄放裝置的結構主要有如下設計特點。

(1)超高壓爆破片安全泄放裝置內(nèi)部的連接方式參考ASME B1.1—2003《Unified Inch Screw Threads》，分別將上、下夾持器設計為UN A/B螺紋，通過UN螺紋將爆破片、壓環(huán)和自緊式透鏡密封圈進行相互配合，不僅能滿足超高壓工況下的剪切強度要求，而且安裝方便。

(2)在自緊式透鏡密封圈的內(nèi)側開設密封槽，利用密封圈圓弧的線密封和密封槽的自緊型式來確保超高壓爆破片安全泄放裝置的密封性能。

(3)在爆破片承壓的一側開設梯形溝槽，當爆破片與自緊式透鏡密封圈相互配合時，不僅可以起到很好的密封作用，還可避免爆破片在承受超高壓的工況下發(fā)生抽邊現(xiàn)象而影響設計爆破壓力的準確性。

(4)上部的夾持器開設放散孔，這樣不僅可以滿足容器安全泄放量的要求，還可以將爆破片爆破后產(chǎn)生的意外碎片收集到放散孔中，避免傷及周邊人員。

1.2 焊接式超高壓爆破片安全泄放裝置

焊接式超高壓爆破片是由上夾持器、爆破片和下夾持器組成，如圖2所示。

(a)結構圖 (b)實物圖

(a)結構圖 (b)實物圖圖1 分體式超高壓爆破片安全泄放裝置

(a)結構圖 (b)實物圖圖3 懸浮式超高壓爆破片安全泄放裝置

焊接式超高壓爆破片安全泄放裝置的結構主要有如下設計特點。

(1)為避免焊接過程中產(chǎn)生的熱量影響爆破片的爆破性能，因此將爆破片與下夾持器采用特殊方式進行焊接,不僅能夠確保焊接強度，而且還能確保不改變爆破片的爆破性能。

(2)為達到節(jié)能減耗的目的，當爆破片爆破后，將下夾持器與爆破片焊接的部分切割掉，再將新爆破片與下夾持器進行焊接后可繼續(xù)使用，這對于節(jié)約能源和降低成本具有十分重要的意義。

(3)此結構適用于各種超高壓容器的結構尺寸，安裝方便，不僅可以采用螺紋連接，而且還可以采用法蘭連接，方便可靠。

1.3 懸浮式超高壓爆破片安全泄放裝置

懸浮式超高壓爆破片是由上夾持器、爆破片、爆破片組件和下夾持器組成，如圖3所示。

懸浮式超高壓爆破片安全泄放裝置的結構主要有如下設計特點。

(1)自緊式透鏡密封圈和泄放管道設計為一體式，然后將爆破片與其底部采用特殊方式進行焊接,形成爆破片組件，此結構不僅能夠起到很好的密封作用，而且還能保持良好的爆破性能。

(2)當爆破片安全泄放裝置與超高壓容器進行連接時，將爆破片組件的下半部分沉入超高壓容器，懸浮在容器內(nèi)部，這樣不僅避免由于外力作用破壞安全泄放裝置的外伸部分，而且還節(jié)省容器外部的空間。

(3)為達到節(jié)能減耗的目的，當爆破片爆破后，將爆破片組件與爆破片焊接的部分切割掉，再將新爆破片與爆破片組件進行焊接后可繼續(xù)使用，這對于節(jié)約能源和降低成本同樣具有十分重要的意義，如圖4所示。

圖4 爆破片組件和爆破片組焊剖面

(4)此結構適用于各種超高壓容器的結構尺寸，安裝方便，不僅可以采用螺紋連接，而且還可以采用法蘭或焊接連接，方便可靠。

2 爆破片安全泄放裝置密封結構的理論及數(shù)值分析

由于超高壓容器的操作條件復雜，除了容器內(nèi)部壓力極高外，其壓力、溫度的波動變化，都將給超高壓爆破片安全泄放裝置的密封設計帶來極大的考驗，密封結構作為超高壓爆破片安全泄放裝置一個重要的組成部分，其結構強度及密封性能決定了超高壓容器能否正常工作。以試驗的方法驗證超高壓爆破片安全泄放裝置的密封性能是最直觀的做法，但考慮到超高壓爆破片的爆破壓力過高、危險性較大，在不能準確預測超高壓爆破片密封結構的密封性能及結構強度可靠的前提下，無法隨意開展超高壓爆破片密封性能的試驗工作。隨著電子計算機的快速發(fā)展、普及，以及有效的大型ANSYS有限元分析軟件的問世，可采用理論研究與有限元數(shù)值分析相結合的方法獲得超高壓爆破片密封結構的結構強度及密封性能，可大大節(jié)省人力和財力，在理論計算結果較為成熟的基礎上開展后續(xù)的試驗工作，是確保試驗順利進行，以及設備和人員安全的基礎保障。由于焊接式爆破片安全泄放裝置的密封性能安全可靠，本節(jié)可不考慮，分體式和懸浮式爆破片安全泄放裝置均采用自緊式透鏡密封圈的型式進行密封，由于分析方法一致，因此本節(jié)對分體式爆破片安全泄放裝置的自緊式透鏡密封圈的密封性能進行重點討論。

2.1 密封結構壁厚的確定

自緊式透鏡密封環(huán)厚度的確定是密封結構的前提條件，若厚度較薄，則初密封較好，但在較高的壓力條件下，則會造成密封圈彎曲失效或強度破壞；若厚度較厚，則有可能影響初密封，因此，本節(jié)首先對自緊式透鏡密封環(huán)厚度的確定展開研究。自緊式透鏡密封圈的受力模型如圖5所示，圖中σz表示經(jīng)向應力，σθ表示周向應力，σr表示徑向應力。由于自緊式透鏡密封圈徑厚比較小，所以密封圈在工作過程中可看作兩端有加強作用的厚壁圓筒，為三向應力狀態(tài)。密封圈內(nèi)任意點微元體承受內(nèi)壓載荷時的受力模型如圖6所示。

圖5 密封圈模型

圖6 微元體受力模型

根據(jù)微元體的受力狀態(tài)，建立厚度方向的平衡方程：

(σr+dσr)(r+dr)drdθ-σrrdrdθ

(1)

式中r——介于密封圈內(nèi)半徑和外半徑之間任一點的半徑，mm。

對上式進行拆分，略去高階無窮小及同類項，得到下式：

(2)

借助Mises屈服條件公式及拉美公式：

(3)

(4)

式中r1,r2——密封圈的內(nèi)半徑和外半徑，mm；

P——內(nèi)壓，MPa。

可得到密封圈外緣壁厚的計算公式：

(5)

式中σy——材料實際測量得到的屈服強度，MPa。

2.2 密封結構數(shù)值模擬分析

2.2.1 材料特性試驗

自緊式透鏡密封圈在承壓過程中，牽扯到雙重非線性問題——幾何非線性和材料非線性。對于材料非線性，從試樣局部產(chǎn)生塑性屈服開始，材料的應力-應變關系就不屬于線彈性本構方程，必須采用非線性的彈塑性本構關系。針對材料的非線性，在ANSYS前處理模塊中選用多線性等向強化模型，在輸入材料彈性模量和泊松比的同時，還要錄入材料的真應力-應變曲線。材料的真應力-應變曲線可通過式(6)獲得，且如圖7所示。

圖7 材料本構關系

εt=ln(1+ε)σt=σ(1+ε)

(6)

2.2.2 非線性力學分析模型

自緊式透鏡密封圈為軸對稱結構，另外，密封結構的邊界條件如接觸狀態(tài)、介質(zhì)壓力、約束等也符合軸對稱條件，因此將有限元分析的三維模型簡化為二維軸對稱模型，如圖8所示。在劃分單元網(wǎng)格時，采用二維四節(jié)點實體單元Plane 182，在接觸單元的選擇上，由于上、下夾持器剛度比密封圈的剛度大很多，屬于典型的剛體-柔體接觸類型，因此分別選擇Targe 169和Conta 172單元進行模擬。

圖8 數(shù)值模擬模型

在形成密封的過程中，自緊式透鏡密封圈與上、下夾持器的接觸區(qū)域采用拉格朗日乘子法，此算法作為獨立的自由度進行計算，避免了穿透位移帶來的誤差，并且也無需定義接觸剛度，能夠很好的避免穿透問題帶來的計算誤差。在設計過程中對自緊式透鏡密封圈表面的粗糙度指標要求在0.6 μm以下，要求較高，因此摩擦系數(shù)取0.1，為避免計算過程中造成太多的迭代次數(shù)或不收斂，計算允許穿透的系數(shù)取0.1。

2.2.3 載荷邊界條件

在整個模擬過程中，為防止夾持器發(fā)生移動和旋轉(zhuǎn)，限制上夾持器的所有自由度；為模擬夾持器對爆破片的夾緊力，給定爆破片下夾持器沿Y方向的位移為0；由于采用部分建模方式進行模擬，因此對爆破片的邊緣施加對稱載荷。同時，對自緊式透鏡密封圈的內(nèi)側施加對應的壓力載荷。

2.2.4 結構強度的研究分析

本節(jié)根據(jù)式(5)得到直徑為34 mm，承受的介質(zhì)壓力分別為100,150,200,250 MPa下所對應的密封圈壁厚，其尺寸分別為5,9,12,16 mm，并對其建模進行數(shù)值模擬分析，由于篇幅有限，本節(jié)展示出了其中4個模擬結果，如圖9所示。

自緊式透鏡密封圈的應力分析根據(jù)第四強度理論，運用Mises等效應力進行分析，結果表明：應力水平最高的位置出現(xiàn)在密封圈與上、下夾持器接觸的部位，如圖9(a)(c)所示，其對應的最大應力分別為370,524 MPa。如圖9(b)(d)所示，材料首先在密封結構與上、下夾持器的接觸區(qū)，以及密封槽內(nèi)的應力集中區(qū)域進入屈服階段，此后隨著外載荷的增大，塑性區(qū)域向外擴展，但大部分材料仍處在彈性階段，說明密封圈整體未進入塑性狀態(tài)，其強度完全能夠承受對應的介質(zhì)壓力，甚至更高的載荷水平。因此，可驗證按照式(5)得到的自緊式透鏡密封圈的壁厚能夠滿足強度要求。

(a)應力云圖(P=100 MPa)

2.2.5 密封性能的研究分析。

本節(jié)將研究自緊式透鏡密封圈內(nèi)密封槽的寬度和高度對密封面上最大接觸壓力的影響，以及密封面上的最大接觸壓力與介質(zhì)壓力之間的關系，如圖10所示。由于密封圈上的接觸壓力與夾持器上的接觸壓力為作用力與反作用力，因此，本文在使用時均表示密封圈與夾持器接觸面上的接觸壓力，并且是密封圈內(nèi)側面上的接觸壓力。

圖10 密封槽的結構

(1)密封失效的判斷準則。

在ANSYS中，需要采用密封失效準則來判斷密封效果的好壞，其中密封失效準則包括擠出量判據(jù)、最大剪切應力判據(jù)和最大接觸壓力判據(jù)。擠出量判據(jù)是針對非金屬材料而言，由于自緊式透鏡密封圈為金屬材料，在承壓過程中密封圈材料不會被擠入密封間隙中，因此擠出量判據(jù)不適用于本密封結構。另外，本文重點對密封圈的自緊結構進行研究，暫不考慮材料的抗剪切能力，而最大接觸壓力判據(jù)可以更直觀地反映密封面上的接觸壓力與介質(zhì)壓力之間的關系，以此對比密封性能的好壞，因此選擇最大接觸壓力判據(jù)作為自緊式透鏡密封圈密封效果的判斷依據(jù)。最大接觸壓力的判據(jù)表達式如下：

Pc>P

(7)

式中Pc——接觸壓力，MPa;

P——介質(zhì)壓力，MPa。

(2)接觸壓力隨密封槽高度變化的關系。

本節(jié)根據(jù)上文得到的密封圈在分別承受100,150,200,250 MPa介質(zhì)壓力下的壁厚，取其密封槽的寬度與各自的壁厚相等，其密封槽的高度H在4～30 mm的范圍內(nèi)，每2 mm取一個值作為密封槽的高度，共設置了14個尺寸，并完成了相應的有限元分析。由于篇幅有限，本節(jié)示出了其中4個模擬結果(見圖11)，用以展現(xiàn)在不同密封圈尺寸和介質(zhì)壓力條件下，其密封面上接觸壓力的分布。

(a)P=150 MPa，H=6 mm

由圖11可以看出，當介質(zhì)壓力分別為100,150,200,250 MPa時，自緊式透鏡密封圈內(nèi)側與夾持器表面的接觸壓力均大于各自的介質(zhì)壓力，達到了自緊式密封的效果。

由圖12可以看出，自緊式透鏡密封圈密封槽高度的變化對接觸壓力沒有太大的影響，隨著密封槽高度的變化，其密封性能保持不變。但由圖13可以看出，隨著密封槽高度的變化，其Mises應力逐漸變大。因此，在確保加工精度的前提下，其密封槽的高度越小其應力水平越小。

圖12 接觸壓力隨槽高的變化曲線

圖13 Mises應力隨槽高的變化曲線

(3)接觸壓力隨密封槽寬度變化的關系。

在上文計算結果的基礎上，設置介質(zhì)壓力在100,150,200,250 MPa下密封槽的高度分別為6,10,12,18 mm，其密封槽寬度W見表1。

表1 自緊式透鏡密封圈密封槽尺寸

由于篇幅有限，本節(jié)僅示出了介質(zhì)壓力在100 MPa時的4個模擬結果(見圖14)，用以展現(xiàn)密封圈在不同密封寬度下，其密封面上接觸壓力的分布情況。

由圖14(a)(b)可看出，介質(zhì)壓力定為100 MPa時，其內(nèi)側面上的接觸壓力均為0，雖然外側面上的接觸壓力都在300 MPa以上，能夠起到密封作用，但自緊式透鏡密封圈內(nèi)側面上未起到任何自緊的效果。由圖14(c)(d)可以看出，隨著密封槽寬度的不斷增加，密封圈內(nèi)側面上的接觸壓力呈現(xiàn)逐漸升高的趨勢，說明密封圈的內(nèi)側面與夾持器表面隨著壓力的上升緊密壓合，其接觸壓力均在300 MPa以上，自緊式透鏡密封圈能夠起到自緊的效果，并且其密封效果顯著增加。接觸壓力隨密封槽尺寸的變化曲線見圖15?？梢钥闯?，接觸壓力與介質(zhì)壓力相等的點全都落在密封槽寬度與密封圈壁厚比值在0.60～0.65的范圍內(nèi)，說明當自緊式透鏡密封圈密封槽的寬度與密封圈壁厚的比值取0.65以上的范圍時，其接觸壓力將大于介質(zhì)壓力，自緊式透鏡密封圈可以起到較好的自緊效果。

(a)W=1.2 mm

圖15 接觸壓力隨密封槽尺寸的變化曲線

3 超高壓爆破片安全泄放裝置的試驗研究

由于懸浮式超高壓爆破片安全泄放裝置需要借助超高壓容器才能開展試驗工作，實驗室條件有限，因此本節(jié)只針對分體式和焊接式超高壓爆破片安全泄放裝置開展相應的試驗研究，驗證新型超高壓爆破片的密封性能和爆破性能。

3.1 實驗平臺的搭建

實驗平臺主要由Haskel氣動增壓泵、Autoclave高壓閥、高壓壓力表、調(diào)壓閥過濾器等部件組成，實驗平臺原理圖如圖16所示。

圖16 實驗平臺原理

3.2 試件的制備

本文制備了分體式超高壓爆破片安全泄放裝置和焊接式爆破片安全泄放裝置的試驗試件，分別如圖17,18所示。

圖17 分體式爆破片安全泄放試件

圖18 焊接式爆破片安全泄放試件

3.3 密封性能試驗

將制備的分體式爆破片安全泄放裝置的試件安裝到試驗系統(tǒng)中，對其開展密封性能試驗工作，分別在50,100,150,200 MPa的介質(zhì)壓力下進行保壓，保壓一段時間，得到試驗曲線如圖19所示。

圖19 保壓試驗曲線

通過上述試驗可知，自緊式透鏡密封圈在不同介質(zhì)壓力下的密封性能均良好，且強度可靠，未發(fā)生任何變形。

3.4 爆破性能試驗

由于懸浮式爆破片安全泄放裝置需借助超高壓容器進行爆破試驗，但目前的試驗條件無法滿足試驗要求，因此本節(jié)只針對分體式和焊接式超高壓爆破片安全泄放裝置進行爆破試驗，如圖17，18所示。試驗溫度為常溫，試驗介質(zhì)為水，試驗結果如表2所示。根據(jù)試驗結果可知，兩種結構型式的爆破壓力非常相近，均可滿足正常超高壓環(huán)境下的使用工況。

表2 超高壓爆破片安全泄放裝置爆破試驗結果

爆破后的超高壓爆破片如圖20所示。出現(xiàn)此種破壞的原因是超高壓爆破片安全泄放裝置內(nèi)沒有放置帶有圓角的壓環(huán)，而是將爆破片直接與上夾持器直接接觸，而上夾持器的內(nèi)角為直角，因此爆破片與上夾持器內(nèi)直角接觸的區(qū)域為高應力集中區(qū)，從而出現(xiàn)剪切破壞。

(a)分體式焊破片 (b)焊接式爆破片

圖20 試驗后的超高壓爆破片

4 結論

本文對超高壓爆破片安全泄放裝置的設計結構、密封性能及爆破性能進行分析研究，得到如下結論。

(1)提出了3種新型超高壓爆破片安全泄放裝置的設計結構：分體式、焊接式和懸浮式。

(2)借助Mises屈服理論和有力矩理論，得到了自緊式透鏡密封圈壁厚的計算公式。

(3)利用ANSYS有限元數(shù)值模擬分析法，進一步驗證了自緊式透鏡密封圈在不同的介質(zhì)壓力下，其強度完全滿足設計要求。

(4)利用ANSYS有限元數(shù)值模擬中的拉格朗日乘子算法，并借助最大接觸壓力的判斷準則，得到了自緊式透鏡密封圈密封槽尺寸的確定方法。

(5)搭建了超高壓爆破片爆破實驗平臺，通過對分體式和焊接式超高壓爆破片安全泄放裝置開展的試驗研究工作，不僅驗證了自緊式透鏡密封圈的強度和密封性能，還驗證了超高壓爆破片安全泄放裝置新型結構的爆破性能。