鄧超　柴慶友　莊嚴(yán)　徐明　呂明

摘 要： 將換熱器法蘭接頭作為一個(gè)系統(tǒng)進(jìn)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(yàn)公式采用等厚無(wú)孔圓平板代替開(kāi)孔管板，得出了管、殼程壓差作用下管板的應(yīng)力分布情況?？紤]了墊片材料的非線性和時(shí)滯效應(yīng)，著重分析了操作工況下不同管、殼程壓差對(duì)墊片應(yīng)力分布及法蘭接頭緊密性的影響。

關(guān) 鍵 詞：法蘭接頭；等效管板；壓差；墊片應(yīng)力；時(shí)滯效應(yīng)

中圖分類號(hào)：TQ 051 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼： A 文章編號(hào)： 1671-0460（2015）09-2196-03

Abstract： 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.

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

U形管換熱器因其拆卸方便、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、承壓能力強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，被廣泛應(yīng)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(yīng)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(huì)產(chǎn)生過(guò)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(gè)系統(tǒng)進(jìn)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(yǔ)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(shí)應(yīng)力應(yīng)變曲線的非線性特性及回彈時(shí)的時(shí)滯效應(yīng)，分析了不同管、殼程壓差對(duì)管板及管、殼程墊片應(yīng)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(shè)計(jì)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(zhǎng)頸對(duì)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(fù)合墊片。

根據(jù)圣維南原理，模型中所取筒體和管箱的長(zhǎng)度L≥（R為法蘭內(nèi)徑，t為筒體厚度），以消除邊緣處軸向應(yīng)力對(duì)法蘭應(yīng)力分布的影響。根據(jù)法連接頭幾何結(jié)構(gòu)及載荷的對(duì)稱性，為簡(jiǎn)化模型，取法蘭接頭的1/44進(jìn)行分析計(jì)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(jiàn)表1[4]，柔性石墨金屬波齒復(fù)合墊片的壓縮回彈曲線如圖1所示[5]。

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(shí)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(yīng)在法蘭與螺母間設(shè)置接觸對(duì)，以模擬它們間的面面接觸，采用targe170和conta174分別作為目標(biāo)單元和接觸單元，滑動(dòng)摩擦系數(shù)取0.3，采用Prets179單元施加螺栓預(yù)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(duì)稱約束。

1.4 載荷工況

為分析操作工況下管、殼程壓差對(duì)密封墊片應(yīng)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(shuō)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(jì)算螺栓預(yù)緊力，且螺栓預(yù)緊力應(yīng)取預(yù)緊和操作兩種工況下的較大值。預(yù)緊后對(duì)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(jì)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(gè)載荷步和管、殼程同時(shí)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(duì)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(jiǎn)化兩部分，第一部分為不受開(kāi)孔影響的環(huán)形無(wú)孔區(qū)，第二部分為受到開(kāi)孔影響的中央開(kāi)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(wú)孔圓平板，在簡(jiǎn)化模型的同時(shí)也保證了結(jié)果的精度。無(wú)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(tái)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(wú)孔區(qū)域管板彈性模量E為2.13×105 MPa算得E*=0.575×105 MPa。

2 結(jié)果分析

2.1 管板應(yīng)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(yīng)力分布云圖。可以看出，應(yīng)力分布特點(diǎn)為：（1）在管、殼程壓差的作用下，中央開(kāi)孔區(qū)等效管板徑向應(yīng)力為典型的彎曲應(yīng)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(yīng)力沿徑向逐漸減?。唬?）應(yīng)力沿管板厚度方向呈對(duì)稱分布，中面附近應(yīng)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。

2.2 墊片應(yīng)力分布

墊片的應(yīng)力均為壓應(yīng)力即為負(fù)值，為便于說(shuō)明均取其絕對(duì)值。

2.2.1 預(yù)緊工況下

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

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(yīng)力分布曲線。兩圖中的曲線A表示操作工況下的應(yīng)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(yīng)力分布，橫坐標(biāo)0～20表示由墊片內(nèi)邊緣至外邊緣的寬度?？梢?jiàn)，管程墊片內(nèi)側(cè)及中部區(qū)域應(yīng)力值隨著壓差的增大而增大，管程墊片外邊緣應(yīng)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(yīng)力值的變化量較外側(cè)大，且殼程墊片應(yīng)力隨著壓差的增大而減小。

當(dāng)管程壓力和殼程壓力分別為0.5、4 MPa時(shí)，對(duì)比圖3可見(jiàn)，管程墊片除外邊緣區(qū)域應(yīng)力值基本保持不變外，其余區(qū)域應(yīng)力值均增加。殼層墊片整體應(yīng)力減小，且內(nèi)側(cè)應(yīng)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(yīng)力變化是不成線性比例的，殼程墊片的應(yīng)力減小量遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于管程墊片應(yīng)力的增加量。這是由墊片材料時(shí)滯效應(yīng)引起的，即卸載回彈時(shí)的應(yīng)力應(yīng)變曲線并非按加載曲線的反向進(jìn)行，如圖1所示。加載時(shí)沿加載曲線應(yīng)力值緩慢上高，而卸載時(shí)沿卸曲線應(yīng)力快速下降。

柔性石墨金屬波齒復(fù)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(yīng)力不小于mp（p為介質(zhì)壓力），當(dāng)殼程壓力為4 MPa時(shí)， mp=12 MPa，而此時(shí)殼程墊片的最大應(yīng)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(dāng)管、殼程壓力相同時(shí)，管、殼程墊片的應(yīng)力分布情況相同，法蘭接頭的密封性能較好。當(dāng)管、殼程存在壓差時(shí)，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(yīng)力在墊片材料時(shí)滯效應(yīng)的影響下，應(yīng)力快速下降，容易導(dǎo)致單邊泄露，在設(shè)計(jì)工作中應(yīng)引起足夠重視。

參考文獻(xiàn)：

[1] 孫曉盟， 王洪志， 林國(guó)慶，等. U型管式換熱器進(jìn)口截面流場(chǎng)數(shù)值模擬[J]. 當(dāng)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(shè)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(yīng)力分析[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造， 2013（5）：88-90.

[4]潘家禎. 壓力容器材料實(shí)用手冊(cè)-碳鋼及合金鋼[M]. 北京：化學(xué)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(fù)合墊片結(jié)構(gòu)性能試驗(yàn)研究[J]. 潤(rùn)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].