，榮貴

(中國五環(huán)工程有限公司，湖北 武漢 430223)

近年來，我國壓力容器廣泛采用了八角墊密封，因為八角墊密封是屬于徑向自緊密封結(jié)構(gòu)，其依靠密封元件各自結(jié)構(gòu)上的特點，在壓力升高后，密封件與平蓋、筒體端部之間的壓緊力自動加大，從而達(dá)到了密封的目的。而螺栓力僅用來產(chǎn)生初始密封所需要的壓緊力，特別適用于內(nèi)壓較高或壓力與溫度有波動的場合。為此，國際標(biāo)準(zhǔn)化組織已把這種墊圈作為主要密封元件，并正式編入了國際標(biāo)準(zhǔn)ISO/DIS7483，我國也將該墊圈列入HG標(biāo)準(zhǔn)中。對于一定公稱尺寸、公稱壓力的管道或設(shè)備可以直接按標(biāo)準(zhǔn)選用，給設(shè)計、使用、制造帶來了很大的方便。但隨著裝置的大型化和特殊化，上述標(biāo)準(zhǔn)往往無法滿足設(shè)計要求，需要自行設(shè)計八角墊。

1 八角墊密封原理

常用的八角墊有3種形式(見圖1)：①無孔墊圈，見圖1(a)；②有孔墊圈，見圖1(b)；③不等邊有孔墊圈，見圖1(c)。通常采用無孔墊圈，墊圈密封面與八角墊墊圈中心軸線呈23°。

圖1 八角墊

八角墊密封結(jié)構(gòu)是將八角墊放入設(shè)有梯形槽的法蘭里，法蘭裝配時，內(nèi)部無壓力在螺栓預(yù)緊狀態(tài)下，螺栓全部載荷通過法蘭兩錐面，使墊圈外側(cè)密封面與密封溝槽面接觸，導(dǎo)致墊圈受到壓縮，當(dāng)螺栓預(yù)緊力繼續(xù)加大時，墊圈內(nèi)移直至墊圈內(nèi)側(cè)封面也接觸到槽面，此時墊圈變形處于彈性狀態(tài)，墊圈內(nèi)的壓應(yīng)力使墊圈產(chǎn)生抵抗變形的回彈力，此力使密封面產(chǎn)生部分自緊。當(dāng)操作壓力形成時，墊圈還產(chǎn)生了由壓力作用下的徑向擴(kuò)張，從而形成了徑向自緊的作用。八角墊密封結(jié)構(gòu)見圖2。

2 八角墊墊圈法蘭的設(shè)計

上世紀(jì)，美國API對法蘭與八角墊墊圈做了許多試驗，根據(jù)試驗得知，墊圈外側(cè)面接觸壓力等于3倍工作壓力時就已經(jīng)足夠，由此得出每一側(cè)接觸面的高度等于整個墊圈高度的1/6。同時，試驗還得出,要使密封系統(tǒng)能產(chǎn)生初始密封比壓，又要滿足壓力能夠作用在八角墊墊圈的內(nèi)側(cè)，法蘭安裝時應(yīng)保證其之間的距離尺寸S1為3.2mm，此時墊圈外側(cè)密封接觸面才能與密封溝槽面接觸。當(dāng)螺栓繼續(xù)系緊，八角墊墊圈內(nèi)移直至兩法蘭相距S2=1.2mm時(見圖2)，墊圈內(nèi)側(cè)接觸面也與密封溝槽面接觸，螺栓進(jìn)一步系緊法蘭直至幾乎接觸，八角墊墊圈與槽側(cè)面完全密合，從而達(dá)到完全密封。

3 八角墊墊圈機(jī)構(gòu)設(shè)計

非標(biāo)準(zhǔn)八角墊結(jié)構(gòu)尺寸計算公式是基于八角墊外側(cè)倒角處的接觸壓力為操作壓力的3倍時，便能達(dá)到密封的這一條件導(dǎo)出的，并假設(shè)：

八角墊墊圈23°，斜接觸面高度各為墊圈整個高度的1/6(見圖2)；

墊圈的高度LG與內(nèi)徑的關(guān)系：

(1)

式中：DI為法蘭內(nèi)徑，mm；

API的研究人員認(rèn)為墊圈寬度應(yīng)是壓力的函數(shù)，其彎曲應(yīng)力不超過51.7MPa，即可保證密封不泄漏。

4 墊圈寬度的計算

墊圈在內(nèi)壓p作用下，墊圈外側(cè)支持在接觸面的中點上，此時，內(nèi)壓力產(chǎn)生的載荷作用在高度LG上，其單位長度的彎矩為：

(2)

八角墊墊圈的彎曲應(yīng)力：

(3)

式中：Z為單位長度斷面模數(shù)，mm3/mm；

(4)

p為設(shè)計壓力，MPa；TG為墊圈寬度，mm。

故八角墊圈寬度TG為：

為了使墊圈安全運(yùn)行，在API規(guī)定八角墊墊圈的許用彎曲應(yīng)力取為[σ]t=51.7MPa，故可求得墊圈寬度TG：

(5)

從式中可以得出TG與p的關(guān)系(見表1)。

表1 八角墊圈寬度TG與p之間的關(guān)系

5 八角墊剪應(yīng)力的校核

(6)

在API標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定了許用剪應(yīng)力[τ]t=44.5MPa，并要求：

τ≤[τ]t

(7)

6 八角墊墊圈外直徑和溝槽尺寸的設(shè)計

當(dāng)法蘭獲得密封時，法蘭兩側(cè)相距應(yīng)為1.2mm，此時N值應(yīng)為：

(8)

式中：GG為墊圈槽外徑，mm；

G2為八角墊圈的外徑，mm；

故：

(9)

將φ=23°及S2=1.2mm代入式(9)，得出：

N=TG+0.283LG-0.51

(10)

將式(1)代入上式，得：

(11)

從圖2 (b)知道，

(12)

通常Q=0.6LG，同時將(11)式N代入(12)，化簡后得：

(13)

(14)

密封后的八角墊圈外徑G2即為壓力作用時八角墊的直徑。

7 八角墊槽座外徑的確定

(15)

(16)

式中，其他符號及意義見圖2。

8 自由狀態(tài)下墊圈的外徑

為了使八角墊墊圈在預(yù)緊之前(即自由狀態(tài))與法蘭溝槽外側(cè)密封面接觸，墊圈取大的尺寸，以便保證兩法蘭相距3.2mm。

(17)

(18)

將S1=3.2mm，φ=23°代入式(18)，得：

G1=GG-0.283LG+1.35

(19)

(20)

=G2+0.84

(21)式中：G1即是八角墊墊圈的制造外徑，mm。

9 墊圈、環(huán)槽材料的硬度要求

可按GB/T 150.3附錄C6.3進(jìn)行設(shè)計。

10 密封墊圈和密封溝槽尺寸公差的要求

八角墊墊圈和密封溝槽尺寸的制造公差對自緊密封性能影響很大，為此，國內(nèi)外標(biāo)準(zhǔn)對八角墊都提出了嚴(yán)格的要求，表2及圖3為GB/T 150.3附錄C中表8與API標(biāo)準(zhǔn)的八角墊墊圈和密封溝槽尺寸公差范圍要求比較。

圖3 八角墊密封結(jié)構(gòu)尺寸

/mm

續(xù)表

注：1.槽與八角墊環(huán)接觸斜面(23°表面)的表面粗糙度不高于3.2μm；2.允許環(huán)高有1.9mm的正偏差，但在整個圓周上任何部位的墊環(huán)高度差應(yīng)不大于0.5mm。

11 關(guān)于螺栓載荷的計算

從目前的一些文獻(xiàn)來看，計算八角墊螺栓載荷有以下幾種計算方法。

(1)按GB/T 150/2011附錄C6計算。

預(yù)緊狀態(tài)螺栓載荷：

Wa=3.14bDGy

(22)

操作狀態(tài)下的螺栓載荷：

(23)

(2)按美國API及ASA標(biāo)準(zhǔn)計算。

預(yù)緊狀態(tài)螺栓載荷：螺栓預(yù)緊時的載荷HJ等于螺栓面積乘以室溫下螺栓許用應(yīng)力，即

Hj=AbxSb

(24)

操作狀態(tài)下的螺栓載荷：

HT=H+HP

(25)

式中：

Hp=3.14G2LGptanφ

(26)

(27)

G2為受壓面積的直徑(見圖2)，mm；LG為墊圈的高度，mm；Ab為螺栓的實際面積(螺紋根部直徑)，mm2；Sb為室溫下螺栓材料的許用應(yīng)力，MPa；

其他符號及意義同前。

(3)《壓力容器手冊》計算。

操作狀態(tài)下的螺栓載荷：

WP=W+Q

(33)

式中，W為工作密封壓力下的軸向力：

W=πDGhptanα

(34)

Q為介質(zhì)壓力P作用下的軸向力：

(35)

h為墊圈高度，mm。

其他符號及意義同前。

11.4 幾種計算公式、計算結(jié)果的比較

筆者對幾種墊圈的計算公式進(jìn)行實例計算比較，發(fā)現(xiàn)在預(yù)緊狀態(tài)時，以GB/T 150.3—2011方法計算結(jié)果比用其他公式計算時的力要大。操作狀態(tài)時，幾種公式計算結(jié)果較接近，最大相差7%左右，其不同的原因是在于受壓直徑的選擇，有的按八角墊槽的外側(cè)直徑作為計算直徑，也有的取八角墊墊圈中徑，造成誤差，同時，發(fā)現(xiàn)螺栓載荷主要取決于操作狀態(tài)。故有些文獻(xiàn)不考慮預(yù)緊狀態(tài)下的螺栓載荷，如 《壓力容器手冊》 。

12 結(jié)語

(1)八角墊及槽的設(shè)計尺寸如下：

Q=0.6LG

G1=G2+0.84

八角墊斜面角度取度取φ=23°，誤差±0.5°，其他粗糙度與公差見表2。

(2)螺栓載荷的計算。通過計算比較，認(rèn)為應(yīng)按GB/T 150—2011進(jìn)行設(shè)計螺栓載荷較為合理，對于法蘭的設(shè)計可按GB/T 150.3—2011計算。

參考文獻(xiàn)：

[1]王心明.工程壓力容器設(shè)計與計算 [M].北京：國防工藝出版社，1986.

[2]GB/T 150—2011，壓力容器[S].

[3]張康達(dá)，等.壓力容器手冊[M].北京：勞動人事出版社，1990.