劉 健 閆振漢 陳 慶

(1.吉林化工學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院 吉林吉林 132022；2.吉林工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)械與汽車技術(shù)學(xué)院 吉林吉林 132013)

管法蘭密封系統(tǒng)主要由法蘭、螺栓和墊片組成，廣泛用于石油化工、電氣等行業(yè)中[1]。該系統(tǒng)主要通過(guò)增加螺栓預(yù)緊力從而壓縮墊片，達(dá)到密封作用[2-3]。凸管法蘭密封系統(tǒng)因工作壓力和溫度較大，且墊片不易被擠出，因此應(yīng)用場(chǎng)合眾多[4]。但受系統(tǒng)內(nèi)壓力、溫度、介質(zhì)的腐蝕性及外界因素的影響，該系統(tǒng)會(huì)發(fā)生泄漏，嚴(yán)重危害操作人員生命安全及設(shè)備運(yùn)行[5]。因此，研究凹凸管法蘭密封系統(tǒng)密封性能是非常有必要的。

近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外研究人員對(duì)管法蘭系統(tǒng)密封性能開(kāi)展了較多工作。NECHACHE和BOUZID[6]通過(guò)理論和有限元軟件分析了高溫下管法蘭系統(tǒng)各組件蠕變情況，并進(jìn)行精準(zhǔn)的預(yù)測(cè)。KHAN等[7]應(yīng)用三維有限元模擬軟件，研究螺栓對(duì)密封性能影響，研究表明，不同的裝配方式和分散力均能對(duì)密封性能造成影響。南京工業(yè)大學(xué)顧伯勤研究團(tuán)隊(duì)[8-9]對(duì)螺栓法蘭緊密性和連接可靠性進(jìn)行了分析，研究表明，增加墊片應(yīng)力可降低連接的泄漏率，且應(yīng)用有限元和Monte-Carlo法提出了新型數(shù)值模擬方法并進(jìn)行了驗(yàn)證。華東理工大學(xué)蔡仁良研究團(tuán)隊(duì)[10-11]應(yīng)用有限元分析方法，對(duì)承受外載荷作用下墊片的非線性特性進(jìn)行了模擬，計(jì)算了墊片應(yīng)力及法蘭應(yīng)力，同時(shí)對(duì)穩(wěn)態(tài)中法蘭接頭密封性進(jìn)行了分析，研究表明墊片因蠕變引起減薄。北京化工大學(xué)的安維崢等[12-13]考慮墊片的非線性性質(zhì)和應(yīng)力-應(yīng)變時(shí)滯效應(yīng)，對(duì)預(yù)緊工況和加壓工況下密封墊片的壓緊應(yīng)力進(jìn)行了分析，研究表明，絕大多數(shù)墊片材料都具有應(yīng)力-應(yīng)變時(shí)滯效應(yīng),該時(shí)滯效應(yīng)對(duì)法蘭接頭中墊片應(yīng)力的大小和分布都有很大影響。

現(xiàn)有研究多關(guān)注標(biāo)準(zhǔn)管法蘭系統(tǒng)的密封性能，而對(duì)于凹凸管法蘭系統(tǒng)密封性能的研究還不夠深入。本文作者利用有限元分析軟件ANSYS對(duì)凹凸管法蘭系統(tǒng)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)熱-結(jié)構(gòu)耦合分析，研究了凹凸管法蘭系統(tǒng)的密封性能，為實(shí)際應(yīng)用提供參考。

1 有限元模型建立

根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JB/T 75—2015 《鋼制管路法蘭類型與參數(shù)》[14]中的標(biāo)準(zhǔn)件，文中選擇凹面/凸面(MFM)法蘭作為研究對(duì)象。該系統(tǒng)幾個(gè)結(jié)構(gòu)如圖1(a)所示，其幾何模型如圖1(b)所示。該系統(tǒng)中的法蘭的材料是15CrMo，墊片選用帶內(nèi)外環(huán)的柔性石墨金屬纏繞墊片，材料為00Cr17Ni14Mo2，螺栓材料為35CrMoA。具體力學(xué)性能與物理性能如表1所示。

圖1 幾何模型建立

表1 法蘭系統(tǒng)材料的力學(xué)性能與物理性能

文中對(duì)管道法蘭進(jìn)行溫度場(chǎng)模擬所選用的單元類型有溫度場(chǎng)相對(duì)應(yīng)的20節(jié)點(diǎn)的Solid186及10節(jié)點(diǎn)的Solid187結(jié)構(gòu)單元，采用2 mm或3 mm的四邊形網(wǎng)格尺寸對(duì)管道法蘭實(shí)體模型進(jìn)行劃分。最后對(duì)管道法蘭施加載荷與邊界條件，在管道內(nèi)壁、墊片內(nèi)緣、連接法蘭密封面施加溫度150 ℃并定義相應(yīng)材質(zhì)的導(dǎo)熱系數(shù)，設(shè)定環(huán)境溫度為20 ℃，工況設(shè)置分別為預(yù)緊、預(yù)緊+內(nèi)壓、預(yù)緊+內(nèi)壓+溫度3種。其有限元模型如圖2所示。

圖2 有限元模型建立

2 結(jié)果與討論

2.1 管法蘭系統(tǒng)應(yīng)力形變分析

圖3與圖4分別示出了管道法蘭整體在預(yù)緊+內(nèi)壓+溫度的工況下得到的應(yīng)力分布云圖與變形分布云圖。從圖3中可以看出，法蘭管道與螺栓外側(cè)法蘭外緣所受應(yīng)力相對(duì)較小，螺栓內(nèi)側(cè)法蘭所受應(yīng)力相對(duì)較大，但應(yīng)力變化值不是特別顯著。這是因?yàn)槁菟▋?nèi)側(cè)首先接觸到熱源，而熱源自螺栓內(nèi)側(cè)至外側(cè)的傳遞會(huì)存在一定的熱量損失，故螺栓內(nèi)側(cè)所受的熱應(yīng)力相對(duì)于螺栓外側(cè)會(huì)相應(yīng)大些，從而對(duì)法蘭的緊固效果也有所不同。而法蘭環(huán)頸部拐角處應(yīng)力也相對(duì)比較大，這是因?yàn)榇颂帪榻Y(jié)構(gòu)不連續(xù)區(qū)，出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象。從圖4中可以看出，螺栓內(nèi)側(cè)法蘭所受的變形量大于螺栓外側(cè)所受的變形量，與整體應(yīng)力云圖3相比較，變形量相對(duì)變化與應(yīng)力變化相符，最大變形量為0.28 mm，最小變形量為9.68×10-3mm，變形量可以忽略不計(jì)，與實(shí)際工況相符，滿足使用要求。

圖3 管法蘭系統(tǒng)應(yīng)力云圖

圖4 管法蘭系統(tǒng)變形云圖

2.2 墊片應(yīng)力應(yīng)變分析

從實(shí)際工況出發(fā)，管道法蘭通常所受載荷有溫度、內(nèi)壓、預(yù)緊力，施加載荷并定義約束條件如圖5所示。因此，文中以預(yù)緊+內(nèi)壓+溫度的工況并結(jié)合熱與結(jié)構(gòu)進(jìn)行耦合分析。

圖5 管法蘭系統(tǒng)施加載荷示意

從圖6可以看出，墊片外緣所受的應(yīng)力要大于墊片內(nèi)緣所受的應(yīng)力，且墊片在4顆螺栓緊固的位置處墊片外緣所受壓力相對(duì)于其他位置顯著增大，其原因?yàn)樵撐恢檬苈菟ňo固作用強(qiáng)，由于這4顆螺栓緊固此位置，進(jìn)而加強(qiáng)墊片在此位置處的預(yù)緊力。此外法蘭墊片為內(nèi)環(huán)金屬外環(huán)石墨的結(jié)構(gòu)，外環(huán)作為主要密封件，內(nèi)環(huán)作為支撐件，故外環(huán)所受的壓應(yīng)力要大于內(nèi)環(huán)所受的壓應(yīng)力。而且墊片自內(nèi)環(huán)至外環(huán)的應(yīng)力變化關(guān)系為墊片外環(huán)大于墊片內(nèi)環(huán)，墊片內(nèi)環(huán)大于墊片中間位置。內(nèi)環(huán)作為支撐部件，與管道內(nèi)部介質(zhì)直接接觸，承受管道內(nèi)部流質(zhì)的一部分內(nèi)壓，墊片內(nèi)環(huán)所承受的壓力也可通過(guò)螺栓預(yù)緊力相互抵消一部分，但墊片內(nèi)環(huán)壓力仍相對(duì)較大。但為確保法蘭不泄漏，最終墊片內(nèi)環(huán)壓力仍小于外環(huán)壓力。

圖6 墊片應(yīng)力分布云圖

圖7所示為3種不同工況下墊片徑向的應(yīng)力分布圖，可以看出，3種工況下墊片的徑向應(yīng)力過(guò)渡方式均為由大變小再變大的變化趨勢(shì)，在預(yù)緊工況下墊片的壓應(yīng)力最大，而在施加內(nèi)壓后墊片的應(yīng)力明顯減小。這是因?yàn)槭┘觾?nèi)壓后，螺栓會(huì)在軸向方向向著拉伸的方向變形，使得法蘭壓緊墊片的壓力變小，導(dǎo)致墊片的應(yīng)力變小。在施加溫度載荷后墊片的應(yīng)力會(huì)增大，但是小于預(yù)緊工況下的應(yīng)力，這是因?yàn)闇囟容d荷也會(huì)導(dǎo)致墊片的壓縮量變大。

圖7 墊片徑向應(yīng)力分布

圖8所示為墊片沿著徑向壓縮量的變化曲線，可以看出，預(yù)緊工況墊片的壓縮量最大，在施加內(nèi)壓后壓縮量明顯變小，施加溫度載荷后壓縮量會(huì)增大。這說(shuō)明在溫度升高后，墊片的性能不但不會(huì)降低反而會(huì)有一定程度的提高，因?yàn)閴|片的膨脹系數(shù)會(huì)隨著溫度的變化而不斷變化，發(fā)生一定的膨脹。也就是說(shuō)，只要保證在加壓工況下墊片不泄漏，在升高溫度后法蘭就不會(huì)發(fā)生泄漏。但是也需要考慮墊片在長(zhǎng)時(shí)間高溫狀態(tài)下可能發(fā)生一定的蠕變或應(yīng)力松弛情況。若墊片發(fā)生應(yīng)力松弛情況，墊片應(yīng)力會(huì)明顯減小，可能會(huì)發(fā)生法蘭泄漏。

圖8 墊片徑向壓縮量分布

2.3 螺栓應(yīng)力分析

圖9所示是墊片與螺栓在預(yù)緊+內(nèi)壓+溫度工況下得到的應(yīng)力分布云圖，可以看出，由于在螺栓預(yù)緊力作用下，墊片受上、下法蘭擠壓，所受載荷為壓應(yīng)力；螺栓內(nèi)邊緣的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力都要大于外邊緣的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力，這是因?yàn)槁菟▋?nèi)側(cè)受拉，外側(cè)受壓導(dǎo)致的。而螺栓的最大應(yīng)力都在螺栓、螺母、法蘭的相交處，這是因?yàn)樵撐恢檬沁B接處進(jìn)而產(chǎn)生了結(jié)構(gòu)不連續(xù)性。從實(shí)際出發(fā)分析，在預(yù)緊+內(nèi)壓工況下螺栓的應(yīng)力要比預(yù)緊工況時(shí)稍大一些，這是因?yàn)楣艿蓝瞬康牡刃Юκ孤菟ㄔ陬A(yù)緊拉力的基礎(chǔ)上產(chǎn)生了拉力的疊加。而在施加溫度載荷后，螺栓兩端的應(yīng)力明顯增加，這是因?yàn)槁菟▋啥藶轭A(yù)緊處，與上下法蘭緊固相連，在溫差的作用下使得螺栓發(fā)生膨脹或冷縮，加大了螺栓的應(yīng)力，但其他部分的應(yīng)力分布與預(yù)緊和預(yù)緊+內(nèi)壓2種工況基本相同。

圖9 墊片與螺栓應(yīng)力分布云圖

圖10所示為螺栓在預(yù)緊+內(nèi)壓+溫度工況下的軸向應(yīng)力路徑及應(yīng)力分布，螺栓底部中心為起始點(diǎn)，螺栓頂部中心為終止點(diǎn)，定義軸向路徑?？梢钥闯?，自螺栓底面至頂面螺栓軸向應(yīng)力呈逐漸增大再減小的變化趨勢(shì)，且螺栓中間處所受的應(yīng)力相對(duì)于兩端較大，因?yàn)殡p頭螺栓的螺母被預(yù)緊力緊固后，使得中心處承受的力較大，故會(huì)出現(xiàn)此種狀況。

圖10 螺栓軸向應(yīng)力路徑及應(yīng)力分布

3 結(jié)論

應(yīng)用ANSYS軟件對(duì)凹凸管法蘭系統(tǒng)密封性能進(jìn)行分析，建立熱-結(jié)構(gòu)耦合場(chǎng)模型進(jìn)行相應(yīng)的應(yīng)力場(chǎng)研究，分析各部分在不同工況(預(yù)緊、預(yù)緊+內(nèi)壓、預(yù)緊+內(nèi)壓+溫度)下的受力情況，基于數(shù)值模擬得到如下結(jié)論：

(1)法蘭管道與螺栓外側(cè)法蘭外緣所受應(yīng)力相對(duì)較小，螺栓內(nèi)側(cè)法蘭以及法蘭環(huán)頸部拐角處所受應(yīng)力相對(duì)較大。

(2)自內(nèi)環(huán)至外環(huán)的應(yīng)力變化關(guān)系為墊片外環(huán)大于墊片內(nèi)環(huán)，墊片內(nèi)環(huán)大于墊片中間位置。3種工況下墊片的徑向應(yīng)力過(guò)渡方式均為由大變小再變大的變化趨勢(shì)，在預(yù)緊工況下墊片的壓應(yīng)力最大。

(3)螺栓內(nèi)邊緣的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力都要大于外邊緣的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力；自螺栓底面至頂面螺栓軸向應(yīng)力呈逐漸增大再減小的變化趨勢(shì)，且螺栓中間處所受的應(yīng)力相對(duì)于兩端較大。