梁 瑞 陳 斐 郭一帆 姜 峰 周文海 俞瑞利 楊 曦

(1.蘭州理工大學(xué)石油化工學(xué)院 甘肅蘭州 730050； 2.重慶方正高密電子有限公司安全管理部 重慶 401147)

在法蘭系統(tǒng)中，當(dāng)墊片所受的預(yù)緊力達(dá)到一定值時會發(fā)生變形，既能阻止介質(zhì)泄漏又不會造成元件的損壞[1-5]。蔡仁良等[6]對安裝螺栓時的載荷問題進(jìn)行了分析，得出如需根據(jù)力矩控制螺栓載荷，通常需要廠商給出目標(biāo)螺栓應(yīng)力或目標(biāo)墊片應(yīng)力。袁成乾和楊建良[7]對ASME-PCC-1與Taylor-Waters法螺栓載荷計算模型進(jìn)行了分析與對比，得出從經(jīng)濟(jì)性和安全性兩方面考慮，在一般使用條件下Taylor-Waters法仍是較優(yōu)的選擇。應(yīng)道宴等[8]對Taylor-Waters方法進(jìn)行了評估，得出雖然該方法確定的螺栓力不能反映接頭的密封要求，但由于螺栓具有安全系數(shù)，因此通過該方法設(shè)計的法蘭可以滿足安全性要求。預(yù)緊力是確保法蘭密封的關(guān)鍵因素，因此預(yù)緊力確定的合理與否對法蘭系統(tǒng)來說至關(guān)重要。在工程實際中可以確定預(yù)緊力的方法有如下幾種：

(1)Waters法(Taylor-Forge法)。該方法是法蘭設(shè)計的基礎(chǔ)方法，是目前法蘭設(shè)計的主流方法，GB150法蘭設(shè)計方法與ASME法均源自Waters法。該方法以法蘭強(qiáng)度為基本準(zhǔn)則，對法蘭系統(tǒng)進(jìn)行應(yīng)力校核，在保證法蘭強(qiáng)度的同時間接保證法蘭系統(tǒng)的密封性。詳細(xì)計算過程參見GB 150.3-2011[9]。

(2)歐盟EN13445附錄G法[10](后簡稱EN法)。該附錄中提到了螺栓法蘭連接接頭的又一設(shè)計方法，該方法可直接計算出螺栓安裝時所需的預(yù)緊力。EN法在計算時考慮了整個法蘭連接接頭的密封要求及其強(qiáng)度要求，計算過程包括整個接頭間的變形協(xié)調(diào)計算、裝配時預(yù)緊力的計算等，可直接計算出所需的最小螺栓預(yù)緊力。因此EN法的計算過程與Waters計算法相比復(fù)雜得多，完整的分析過程一般要通過計算機(jī)程序才能完成。

(3)美國壓力技術(shù)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)委員會發(fā)布的ASME PCC-1螺栓法蘭連接安裝指南[11]。目前最新版本為2013版。最新版中，在傳統(tǒng)緊固螺栓方法的基礎(chǔ)上，還給出了包括緊固螺栓方法、法蘭密封面質(zhì)量和法蘭組裝、潤滑、墊圈、再緊固在內(nèi)的5種替代方案[12]。雖然該標(biāo)準(zhǔn)為法蘭安裝的指導(dǎo)標(biāo)準(zhǔn)，但該標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)附錄O同樣提供了詳細(xì)的安裝螺栓載荷及面積的確定方法。

(4)日本標(biāo)準(zhǔn)JISB2251-2008。該標(biāo)準(zhǔn)是基于HPIS Z103 TR-2004發(fā)展而來的關(guān)于壓力邊界法蘭連接螺栓緊固標(biāo)準(zhǔn)[13]。該標(biāo)準(zhǔn)適用于普通的內(nèi)壓管法蘭和容器法蘭，通過控制扭矩的方法預(yù)緊，來保證法蘭受力均勻地達(dá)到目標(biāo)應(yīng)力。

上述4種方法中，傳統(tǒng)的Waters法主要用于確定法蘭的強(qiáng)度和剛度，不用于指導(dǎo)安裝和計算預(yù)緊力，但在工程實際中可通過該方法間接推算出螺栓安裝時所需的預(yù)緊力。EN13445附錄G的計算方法可直接得出螺栓安裝時所需的預(yù)緊力，但求解方法復(fù)雜。ASME PCC-1-2013和JISB2251-2008兩種方法情況類似，均需要制造廠商和使用單位反饋墊片性能和使用記錄情況。但在實際中，制造廠商不一定會提供墊片詳細(xì)參數(shù)，部分使用單位也不會對墊片使用過程詳細(xì)記錄，故這兩種方法研究預(yù)緊力有一定困難。本文作者采用有限元方法對Waters法及EN法計算所得的螺栓預(yù)緊力進(jìn)行分析，對比兩種方法優(yōu)劣所在。

1 有限元模型的建立

熱-結(jié)構(gòu)耦合是指研究溫度對系統(tǒng)中各個元件物理性質(zhì)影響的研究方式。在ANSYS中首先通過對系統(tǒng)施加初始溫度，得到系統(tǒng)的溫度分布。再將溫度場分析的結(jié)果作為載荷施加到節(jié)點(diǎn)上，然后定義其余選項，對法蘭連接系統(tǒng)進(jìn)行力學(xué)結(jié)構(gòu)分析。

1.1 有限元模型的建立

根據(jù)HG/T 20592-20635-2009《鋼制管法蘭、墊片、緊固件》選用標(biāo)準(zhǔn)帶頸對焊法蘭，規(guī)格分別是PN2.5/DN300和PN10/DN50，以下稱為法蘭系統(tǒng)1和法蘭系統(tǒng)2。法蘭系統(tǒng)的密封面為突面，墊片選用金屬纏繞式墊片(非金屬纏繞層為柔性石墨)；選用等長雙頭螺柱并根據(jù)GB 901-88和GB/T 6170-2016分別確定螺柱和螺母的尺寸；根據(jù)HG/T 20592-20635-2009確定法蘭結(jié)構(gòu)和尺寸。兩墊片尺寸分別為φ340 mm×φ364 mm×4.5 mm和φ70 mm×φ86 mm×4.5 mm。

圖1 管法蘭-螺栓-墊片整體模型Fig 1 The integral model of tube flange-bolt-gasket (a)flange system 1;(b)flange system 2

對法蘭系統(tǒng)采用Hex Dominant六面體網(wǎng)格法進(jìn)行網(wǎng)格劃分，根據(jù)不同的研究重點(diǎn)，對模型不同部位的網(wǎng)格使用Body Sizing進(jìn)行控制。依該方法劃分完成后，法蘭系統(tǒng)1劃分出38 699個網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)和9 361個單元，法蘭系統(tǒng)2劃分出27 536個網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)和6 883個單元。對所劃分的網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格質(zhì)量評估，得到法蘭1的單元質(zhì)量為0.702，法蘭系統(tǒng)2的單元質(zhì)量為0.7，表明網(wǎng)格劃分結(jié)果可以用于模擬分析。法蘭系統(tǒng)1的1/16和法蘭系統(tǒng)2的1/14網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示。

圖2 法蘭系統(tǒng)整體網(wǎng)格劃分Fig 2 Integral meshing of flange system (a)flange system 1; (b)flange system 2

1.2 材料的選取和接觸條件的設(shè)定

陳圓等人[15]通過《壓力容器材料使用手冊》[16]確定法蘭系統(tǒng)各部分的材料并對螺栓法蘭接頭保溫后的密封性能進(jìn)行模擬研究，將模擬結(jié)果和試驗結(jié)果進(jìn)行對比，得出保溫使密封性能變差，同時加快螺栓載荷衰減速率。文中同樣參考《壓力容器材料使用手冊》將法蘭和筒體的材料設(shè)置為16Mn，將螺栓的材料設(shè)置為40MnB，將螺母的材料設(shè)置為35CrMoA，將金屬纏繞式墊片的內(nèi)環(huán)材料設(shè)置為1Cr19Ni9，通過硅酸鋁針織毯對法蘭系統(tǒng)進(jìn)行保溫,各材料性能見手冊。參考顧伯勤和陳曄[17]提出的柔性石墨壓縮回彈性能公式，設(shè)置墊片的壓縮回彈曲線方程。

文中運(yùn)用Workbench進(jìn)行分析時，將法蘭與管道端面之間以及墊片與法蘭之間的接觸關(guān)系均設(shè)置為綁定；將螺母與法蘭之間的接觸關(guān)系設(shè)置為摩擦，摩擦因數(shù)為0.2；將螺柱與螺母之間設(shè)置為綁定接觸；將法蘭整體系統(tǒng)與保溫層接觸關(guān)系設(shè)置為綁定。

1.3 熱-結(jié)構(gòu)耦合載荷和邊界條件的設(shè)定

溫度場會對法蘭系統(tǒng)產(chǎn)生一定影響，當(dāng)介質(zhì)在管道內(nèi)流通時，介質(zhì)溫度會使法蘭系統(tǒng)存在溫度梯度，而溫度梯度會使各元件發(fā)生微小變形。首先將整體系統(tǒng)的溫度設(shè)置為20 ℃，其次對兩法蘭系統(tǒng)的內(nèi)側(cè)施加200 ℃的介質(zhì)溫度；設(shè)置系統(tǒng)的對流換熱系數(shù)；考慮到系統(tǒng)設(shè)置了保溫層，忽略空氣層造成的影響。

姜峰等人[18]通過2個載荷步對不同工況下的情況進(jìn)行了區(qū)分，對法蘭系統(tǒng)進(jìn)行熱-結(jié)構(gòu)耦合分析，得出法蘭各部位的應(yīng)力水平，為法蘭系統(tǒng)安全運(yùn)行提供參考。為了確定不同工況下法蘭系統(tǒng)的模擬結(jié)果，參考文獻(xiàn)[18],文中在模擬之前同樣施加2個載荷步。

首先在預(yù)緊工況下對螺栓進(jìn)行分析，施加通過EN法和Waters法2種方法計算所得的預(yù)緊力。其中，法蘭系統(tǒng)1使用EN法和Waters法計算所得螺栓預(yù)緊力分別為25 259、28 614 N，法蘭系統(tǒng)2使用EN法和Waters法計算所得螺栓預(yù)緊力分別為17 720、16 908 N。在操作工況下，即螺栓預(yù)緊力鎖緊的前提下，對法蘭系統(tǒng)施加內(nèi)壓和等效的軸向拉應(yīng)力p軸(p軸=pR/(2t))，其中p為內(nèi)壓，MPa；R為管道平均半徑，mm；t為管道壁厚，mm)。

其次在靜力分析單元的第二載荷步中導(dǎo)入溫度場的分析結(jié)果，再與實際生產(chǎn)相結(jié)合進(jìn)行邊界條件的設(shè)置?？紤]到文中選取了1/n模型進(jìn)行分析，所以在1/n切割面上施加無摩擦約束。在Y軸方向施加力來阻止法蘭下管道處的軸向位移。

2 熱-結(jié)構(gòu)耦合計算結(jié)果與分析

2種工況關(guān)注點(diǎn)存在差異，系統(tǒng)處在預(yù)緊工況時的關(guān)注點(diǎn)在于，施加螺栓預(yù)緊力后法蘭各部件能否滿足完整性和安全性；而操作工況的關(guān)注點(diǎn)則是通過模擬實際生產(chǎn)過程，判斷各部件能否能滿足生產(chǎn)要求，并確保其在生產(chǎn)過程中的安全性。

2.1 兩種工況下法蘭系統(tǒng)應(yīng)力及應(yīng)變分析2.1.1 法蘭應(yīng)力及應(yīng)變分析

預(yù)緊工況下系統(tǒng)1和系統(tǒng)2分別施加通過EN法及Waters法確定的螺栓預(yù)緊力時，模擬的法蘭應(yīng)力云圖分別如圖3、4所示。操作工況下系統(tǒng)1和系統(tǒng)2分別施加通過EN法及Waters法確定的螺栓預(yù)緊力時，模擬的法蘭應(yīng)力云圖分別如圖5、6所示。

圖3 預(yù)緊工況下施加EN法確定的螺栓預(yù)緊力時整體 應(yīng)力分布(MPa)Fig 3 Integral stress distribution of flange system under pre- tightening condition when applied the bolt pre-tightening force calculated by EN method (MPa)(a)flange system 1;(b)flange system 2

圖4 預(yù)緊工況下施加Waters法確定的螺栓預(yù)緊力時整體 應(yīng)力分布(MPa)Fig 4 Integral stress distribution of flange system under pre- tightening condition when applied the bolt pre-tightening force calculated by Waters method(MPa) (a)flange system 1;(b)flange system 2

圖5 操作工況下施加EN法確定的螺栓預(yù)緊力時整體 應(yīng)力分布(MPa)Fig 5 Integral stress distribution of flange system under operating condition when applied the bolt pre-tightening force calculated by EN method (MPa)(a)flange system 1;(b)flange system 2

圖6 操作工況下施加Waters法確定的螺栓預(yù)緊力時整體 應(yīng)力分布(MPa)Fig 6 Integral stress distribution of flange system under operating condition when applied the bolt pre-tightening force calculated by Waters method (MPa)(a)flange system 1;(b)flange system 2

從圖3、4中可以看出,在預(yù)緊工況下，兩法蘭系統(tǒng)的應(yīng)力分布情況基本一致，兩法蘭系統(tǒng)使用EN法所得應(yīng)力差值為51.967 MPa，小于使用Waters法所得的應(yīng)力差值72.903 MPa。同樣由圖5、6可知，在操作工況下兩法蘭使用EN法所得的應(yīng)力差值(為48.59 MPa)較使用Waters法所得的應(yīng)力差值(為68.288 MPa)更小?？梢姡珽N方法求解的預(yù)緊力比Waters法求解的預(yù)緊力使得應(yīng)力分布更均勻。

與應(yīng)力規(guī)律類似，在預(yù)緊工況下，兩法蘭系統(tǒng)使用EN法所得的最大應(yīng)變差值為2.281 5×10-4，小于使用Waters法所得的最大應(yīng)變差值3.216 9×10-4。同樣在操作工況下，兩法蘭使用EN法所得的最大應(yīng)變差值為2.237 8×10-4,也小于使用Waters法所得的最大應(yīng)變差值3.192 4×10-4。可見，EN方法求解的預(yù)緊力比Waters法求解的預(yù)緊力使得法蘭整體應(yīng)變分布更加均勻。

2.1.2 螺栓有限元結(jié)果分析

通過分析螺栓模擬所得的應(yīng)力應(yīng)變云圖，觀察后選取有代表性的數(shù)據(jù)對比可知：在預(yù)緊工況下兩個法蘭分別使用EN法與Waters法求解的預(yù)緊力進(jìn)行模擬所得的最大應(yīng)力差值分別為51.967 MPa和72.903 MPa，最大應(yīng)變差值則為2.229 4×10-4和3.216 9×10-4；而在操作工況下最大應(yīng)力差值分別為48.59 MPa和68.288 MPa，最大應(yīng)變差值則為2.237 8×10-4和3.192 4×10-4。由此可知，EN法求解的預(yù)緊力相較于Waters法求解的預(yù)緊力更能保證各種工況下元件的正常運(yùn)行。由于螺栓屬于整體系統(tǒng)組成部分，因此螺栓的最大應(yīng)力應(yīng)變分布與法蘭整體的最大應(yīng)力應(yīng)變分布一致。

2.1.3 墊片有限元結(jié)果分析

通過分析墊片模擬結(jié)果，觀察對比可以得出：在預(yù)緊工況下，使用2種方法求解所得的應(yīng)力分布情況大體一致，2種應(yīng)力在徑向都存在一定程度的梯度變化，在軸向均勻分布，墊片整體呈外緊內(nèi)松的趨勢。在操作工況下，與預(yù)緊工況下相比較墊片應(yīng)力值均減小，但2種工況下墊片的應(yīng)力分布規(guī)律基本一致。這是由于壓力和溫度的作用，使得螺栓預(yù)緊力相對降低，從而導(dǎo)致墊片的壓應(yīng)力減小。

在預(yù)緊工況下和操作工況下使用2種不同方法所得的墊片徑向應(yīng)力變化趨勢分別如圖7、8所示。

從圖7可知，在預(yù)緊工況下，對于墊片1，EN法求解所得的應(yīng)力數(shù)值小于Waters法求解所得的應(yīng)力數(shù)值，而對于墊片2恰好相反。由圖8可知，操作工況下EN法和Waters法求解所得的墊片壓應(yīng)力，由墊片內(nèi)側(cè)到墊片外側(cè)均呈增大趨勢；將使用2種方法計算所得的螺栓預(yù)緊力分別施加在墊片上后，分析所得的壓應(yīng)力并不相同，但數(shù)值相差不大，且曲線變化的趨勢接近線性關(guān)系。

圖7 預(yù)緊工況下使用EN法和Waters法的墊片徑向應(yīng)力分布Fig 7 Radial stress distribution of gasket under pre-tightening condition with EN method and Waters method (a)gasket 1;(b)gasket 2

圖8 操作工況下使用EN法和Waters法的墊片徑向應(yīng)力分布Fig 8 Radial stress distribution of gasket under operating condition with EN method and Waters method (a)gasket 1;(b)gasket 2

對比圖7和圖8可知，墊片1在2種工況下的徑向應(yīng)力變化曲線比墊片2更為陡峭，即墊片1的徑向應(yīng)力變化更加明顯。

2.2 強(qiáng)度、剛度的評定

文中按照ASME VIII-2《壓力容器建造另一規(guī)則》中第5篇應(yīng)力分類設(shè)計要求，參考API TR 6AF2-2013報告，制定了較為嚴(yán)格的法蘭強(qiáng)度、剛度評定標(biāo)準(zhǔn)。選取路徑1、2、3對法蘭強(qiáng)度進(jìn)行判定，選取路徑4對法蘭的偏轉(zhuǎn)角進(jìn)行計算，選取路徑如圖9(a)、(b)所示。根據(jù)偏轉(zhuǎn)角正切值為法蘭兩側(cè)軸向位移之差與法蘭盤寬度的比值，可知偏轉(zhuǎn)角求解的示意圖如圖9(c)所示。以局部薄膜應(yīng)力、薄膜和彎矩應(yīng)力之和作為評判指標(biāo)，評定路徑1、2、3的局部應(yīng)力。文中應(yīng)力評定依據(jù)見表1，表中Sm為許用應(yīng)力。法蘭剛度根據(jù)其偏轉(zhuǎn)角進(jìn)行安全性評定，根據(jù)ASME VIII-1附錄2中的有關(guān)規(guī)定限定法蘭偏轉(zhuǎn)角，限定松套法蘭偏轉(zhuǎn)角小于0.2°，限定整體法蘭偏轉(zhuǎn)角小于0.3°。

由于法蘭具有受力對稱的特點(diǎn)，故取上法蘭進(jìn)行分析評定。查螺栓法蘭材料許用應(yīng)力表可知，預(yù)緊工況所處溫度下法蘭1和法蘭2使用材料的許用應(yīng)力Sm均為178 MPa；操作工況下法蘭1和法蘭2使用材料的許用應(yīng)力Sm分別為150 MPa和178 MPa。表2和表3分別給出了法蘭強(qiáng)度評定標(biāo)準(zhǔn)。

圖9 法蘭強(qiáng)度、剛度判斷路徑及計算示意Fig 9 Judgment routes of flange strength and stiffness and schematic of deflection angle calculation (a) judgment route of flange strength; (b) judgment route of flange angle;(c)deflection angle calculation

表1 法蘭強(qiáng)度評定準(zhǔn)則

表2 預(yù)緊工況下使用不同方法時法蘭1強(qiáng)度評定

表3 預(yù)緊工況下使用不同方法時法蘭2強(qiáng)度評定

在預(yù)緊工況下法蘭1使用EN法的偏轉(zhuǎn)角度為0.078°，法蘭2使用EN法的偏轉(zhuǎn)角度為0.018°；法蘭1使用Waters法的偏轉(zhuǎn)角度為0.089°；法蘭2使用Waters法的偏轉(zhuǎn)角度為0.017°?？梢?，偏轉(zhuǎn)角均小于0.3°，達(dá)到剛度要求。據(jù)模擬數(shù)據(jù)可知，操作工況下同樣滿足要求。

與預(yù)緊工況類似，在操作工況下兩法蘭在三條路徑上的一次局部薄膜應(yīng)力和薄膜+彎曲應(yīng)力同樣處在判斷標(biāo)準(zhǔn)以內(nèi)。2個法蘭的偏轉(zhuǎn)角也處在偏轉(zhuǎn)角規(guī)定范圍內(nèi)。因此在操作工況下，使用EN法及Waters法確定出的螺栓預(yù)緊力均可滿足要求。

由于螺栓僅受軸向拉應(yīng)力，所以根據(jù)螺栓使用材料的許用應(yīng)力對螺栓強(qiáng)度進(jìn)行判斷即可。由圖3—6可知，預(yù)緊工況下螺栓1分別使用EN法及Waters法所得的最大應(yīng)力分別為130.87 MPa及148.19 MPa，均小于螺栓材料在該溫度下的許用應(yīng)力212 MPa；預(yù)緊工況下螺栓2分別使用EN法及Waters法所得最大應(yīng)力分別為78.903 MPa及75.287 MPa，均滿足強(qiáng)度要求。操作工況下同樣滿足條件。

2.3 密封性的評定

根據(jù)EN13445附錄G規(guī)定的墊片性能對密封性進(jìn)行評定。預(yù)緊工況下墊片上所受的最小壓應(yīng)力為Q0，min，在操作工況下，墊片所需的最小壓應(yīng)力則為Q0，min=mI·|Pi|(mI為墊片的壓縮因子，對于纏繞墊mI=1.6；PI為不同工況下的壓力，MPa)，在任何條件下墊片所能承受的最大應(yīng)力均為Qmax。內(nèi)含石墨的金屬纏繞墊的Q0，min和Qmax值如表4所示。

對于不同工況下的墊片進(jìn)行安全性評定，由表4可知，預(yù)緊工況下，墊片上的最小應(yīng)力Q0，min和最大應(yīng)力Qmax分別為20 MPa和110 MPa；操作工況下，墊片1的Qi，min為4 MPa，墊片2的Qi，min為16 MPa，最大壓應(yīng)力Qmax均為100 MPa。

在預(yù)緊工況下，由墊片有限元模擬結(jié)果可知：施加使用EN法計算的螺栓預(yù)緊力時，兩墊片的最小壓應(yīng)力和最大壓應(yīng)力均處在20～110 MPa之間，滿足密封條件且能保證元件完整；施加使用Waters法計算的螺栓預(yù)緊力時，兩墊片的最小壓應(yīng)力和最大壓應(yīng)力同樣滿足要求，故預(yù)緊工況下2種方法均可以滿足密封條件，并且保證墊片不被壓潰。

表4 纏繞墊Q0，min和Qmax值

同理，由墊片有限元分析可知：操作工況下使用EN法所得墊片1的最小應(yīng)力和最大壓應(yīng)力均處于4～100 MPa之間；墊片2的最小和最大壓應(yīng)力均大于16 MPa且小于100 MPa。同樣使用Waters法所得的預(yù)緊力進(jìn)行模擬時，墊片1的最小和最大壓應(yīng)力均處于4～100 MPa之間；墊片2的最小應(yīng)力和最大壓應(yīng)力同樣處于16～100 MPa之間，所以在操作工況下也都滿足密封條件且不被壓潰。

3 結(jié)論

(1)將通過EN13445附錄G法和Waters法所確定的螺栓預(yù)緊力施加在法蘭整體上進(jìn)行模擬，根據(jù)分析結(jié)果可知，法蘭各部件的應(yīng)力應(yīng)變均符合相關(guān)要求且能保證安全性，墊片所受的應(yīng)力使其達(dá)到密封條件且能保證墊片不被壓潰。

(2)對比法蘭整體及各零部件的應(yīng)力應(yīng)變可知，使用EN13445附錄G方法確定的螺栓預(yù)緊力能保證應(yīng)力在法蘭上更均勻地分布，且應(yīng)力水平更低；而使用Waters法確定的預(yù)緊力相較于EN13445附錄G方法應(yīng)力水平更高，特殊情況下壓潰墊片的可能性更大。

(3)通過對比施加2種方法所得的螺栓預(yù)緊力后進(jìn)行模擬的結(jié)果可知，2種計算方法都可以滿足安全性要求，Waters法計算過程更加簡單，而EN13445附錄G方法考慮因素更加全面，確定的預(yù)緊力更能保證各種工況不同尺寸的法蘭應(yīng)力分布均勻，計算時可根據(jù)實際情況選擇適合的預(yù)緊力確定方法。