李朝明

(重慶新泰機械有限責任公司，重慶　402160)

0　引　言[1-2]

在設計和選用時保證法蘭能夠安全使用是前提條件，主要用于設備與設備之間、管道與管道之間、設備與管道之間的連接，具有較好的強度，拆卸方便，密封性能可靠[1]。羅永智等[2]介紹了法蘭的類型和密封面型式，以及法蘭密封的工作原理，并對法蘭的設計和選用進行了概括總結，給技術人員的設計工作提供了參考和幫助。吳沁等[3]提出了在TND360數(shù)控車床上加工所需合金刀片材質及牌號的選擇原則, 在優(yōu)化工藝路線、充分考慮工序集中的基礎上, 對法蘭零件的加工進行了精細化生產(chǎn)。李小陶等[4]對15CrMo鋼殼體法蘭熱處理后，其結果表明在冶金、鍛造及熱處理過程中，鍛造不充分及熱處理溫度不當導致其韌性極差，是導致失效的主要原因。戰(zhàn)彬等[5]對KQ65采氣樹四通法蘭開裂原因進行了系統(tǒng)分析，發(fā)現(xiàn)四通法蘭開裂是由于熱加工過程中，冷卻速度過慢，使其顯微組織中珠光體粗化，大大降低了四通法蘭的低溫韌性，從而導致其在低溫下發(fā)生脆性斷裂。王影等[6]用1Cr17Ni7 材料代替了304 不銹鋼，而1Cr17Ni7 材料的耐腐蝕及晶間腐蝕性能均比304不銹鋼差。劉立美等[7-9]基于Abaqus有限元軟件，在分析接觸問題時，通過判斷模型部件上可能發(fā)生彼此接觸的表面，最后定義控制各接觸面之間相互作用的本構模型?；谝陨蠈＜覍W者對法蘭設計與分析，結合現(xiàn)場法蘭斷裂的數(shù)據(jù)(如圖1所示)，應用有限元對法蘭進行進一步分析，以期找到法蘭斷裂失效的原因，為法蘭的安全應用提供有力依據(jù)。

1　法蘭接頭強度有限元分析原理及模型

1.1　法蘭接頭強度有限元分析原理

考慮到法蘭與四通接觸結構系統(tǒng)中的幾何非線性行為，相對來說它在結構系統(tǒng)中比較直觀。主要采用有限元法為結構分析的位移法，在位移法中，復雜的結構被一個由有限個單元組成的集合體形象的分離開來。對于位移法，最小勢能函數(shù)的變分是對不同的子區(qū)間疊加后進行的，因為整體積分和分別積分再疊加是一樣的，該原則也可以用于每個單元，其方法可用式(1)的增量形式來表示，并且在由有限元的應變—位移關系中保留相關項，體現(xiàn)有限位移的影響。據(jù)此，可以寫為：

(1)

圖1　法蘭斷裂失效事故

1.2　法蘭接頭有限元模型的建立

圖2為法蘭連接形式的三維模型，為簡化分析，僅建立法蘭、四通和八角鋼圈的裝配模型，由于模型結構形式和受載的對稱性，取整體全尺寸進行分析。選用API該規(guī)定的鋼材制造加工法蘭及四通，法蘭外徑800 mm，法蘭厚200 mm，螺栓孔直徑60 mm，個數(shù)為20; 八角鋼圈采用API規(guī)定的選擇，內徑350 mm，外徑420 mm，彈性模量206 GPa，泊松比0.3，屈服強度為550 MPa。法蘭為低碳合金材料，其彈性模量為210 GPa，泊松比0.3，屈服強度為925 MPa;四通材料為高強度鋼，彈性模量206 GPa，泊松比0.3，屈服強度為920 MPa。

圖2　法蘭四通結構及有限元模型

2　數(shù)值模擬結果及分析

2.1　不同載荷對法蘭強度的影響

當法蘭上部施加20 t、30 t、30 t壓力時，經(jīng)過有限元計算得到法蘭盤的Von Mises 應力云圖及放大圖，如圖3所示。施加不同的載荷后，沿法蘭盤的倒角部位應力較大，在各種載荷下最大值均發(fā)生在八角鋼圈接觸的倒圓部位，分別在20 t、30 t、30 t壓力時，最大Von Mises 應力分別為710.1 MPa、889.6 MPa、1 070 MPa，其他部位應力較小，分布區(qū)域基本相同，在法蘭盤外圍邊緣應力均較小。當外載荷達到30 t壓力時，最大Von Mises 應力1 070 MPa，超過了法蘭的屈服極限，此處最終會發(fā)生斷裂，并且現(xiàn)場發(fā)現(xiàn)斷裂的起始位置基本從法蘭倒角部位。由于外壓增大時，應力沿法蘭盤軸向位置開始增加，法蘭倒角部位及其他部位的應力也增大。從三維云圖上看，法蘭的最小應力區(qū)域基本在在法蘭盤的倒圓以外的部位。

圖3　不同載荷下法蘭Von Mises應力云圖

2.2　不同載荷對法蘭強度的影響

當法蘭上部施加20 t、25 t、30 t壓力時，經(jīng)過有限元計算得到四通的Von Mises 應力云圖，如圖4所示。施加不同的載荷后，四通各部位的應力與法蘭應力變化基本類似，沿四通的倒角部位應力較大，在各種載荷下最大值均發(fā)生在與八角鋼圈接觸的倒圓角部位，分別在20 t、25 t、30 t壓力時，最大Von Mises 應力分別為564.4 MPa、705.2 MPa、845.8 MPa，其他部位應力較小，分布區(qū)域基本相同，在四通外圍邊緣應力均較小。當外載荷達到30 t壓力時，最大Von Mises 應力845.8，沒有超過了四通最大的屈服極限，此時四通處于安全狀態(tài)。

圖4　不同載荷下四通位移云圖

2.3　不同載荷對法蘭與四通位移的影響

當法蘭上部施加20 t、25 t、30 t載荷時，經(jīng)過有限元計算得到法蘭盤和四通的位移變化云圖，如圖5、6所示。施加不同的載荷后，法蘭邊緣處位移最大，且沿徑向方向逐漸變大分別在20 t、25 t、30 t壓力時，最大位移別為0.389 1 mm、0.486 6 mm、0.584 1 mm，中心孔附近位移較小。隨著載荷20 t、25 t、30 t變化時，四通最大位移別為0.276 2 mm、0.184 2 mm、0.230 5 mm，中間八角鋼圈位置的位移達到最大，位移由上往下逐漸變小。

圖5　不同載荷下法蘭位移云圖

圖6　不同載荷下四通位移云圖

2.4　不同載荷對八角鋼圈強度的影響

當八角鋼圈上部施加20 t、25 t、30 t壓力時，經(jīng)過有限元計算得到八角鋼圈的Von Mises 應力云圖，如圖7、8所示。施加不同的載荷后，八角鋼圈各部位的應力變化較小，局部倒角位置才出現(xiàn)最大值，分別在20 t、25 t、30 t壓力時，最大Von Mises 應力分別為54.62 MPa、60.56 MPa、67.51 MPa，其他部位應力變化較小，分布區(qū)域基本相同，當外載荷達到30 t壓力時，最大Von Mises 應力67.51，沒有超過了鋼圈最大的屈服極限，此時鋼圈處于安全狀態(tài)。

施加不同的載荷后，法蘭邊緣處位移最大，且沿徑向方向逐漸變大分別在20 t、25 t、30 t壓力時，最大位移別為0.205 5 mm、0.269 3 mm、0.333 6 mm，鋼圈沿周向位置出現(xiàn)對稱的最大位移值，但整體 處在安全范圍。

圖7　不同載荷下八角鋼圈Von Mises應力云圖

圖8　不同載荷下八角鋼圈位移云圖

3　不同載荷對法蘭強度的影響

從圖9的曲線變化圖發(fā)現(xiàn)，隨著載荷增加，法蘭倒圓角周向應力變化分布不均勻，當法蘭上部施加20 t、25 t、30 t載荷時，其應力變化范圍分別為120～350 MPa、150～450 MPa、200～600 MPa之間變化，且呈現(xiàn)波動狀態(tài)變化，因此載荷施加過程中，法蘭倒圓角周向的強度會受到一定的影響。

圖9　不同載荷下法蘭倒圓部位應力變化曲線

4　結　論

(1) 法蘭的Von Mises 應力整體上變化不大，在法蘭盤外圍邊緣應力均較小，只是在八角鋼圈接觸的倒圓部位達到最大值，其他部位應力較小，當外載荷達到30 t壓力時，最大Von Mises 應力為1 070 MPa，超過了法蘭材料的屈服極限，此處最終會發(fā)生斷裂。

(2) 隨著外部載荷增大，法蘭和四通各個部位受到的應力和位移也不斷增大，從整體上看，法蘭的最大應力比四通及八角鋼圈的應力要大，法蘭為直接承載。

(3) 外載荷增大必然影響鋼圈和法蘭四通的接觸預應力及位移，因此需要事先對各部位進行強度校核，采用合適的安裝方法，減少井口法蘭的失效。