劉 健 閆振漢 陳 慶

(1.吉林化工學院機電工程學院 吉林吉林 132022；2.吉林工業(yè)職業(yè)技術學院機械與汽車技術學院 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)主要通過增加螺栓預緊力從而壓縮墊片，達到密封作用[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，因此應用場合眾多[4]。但受系統(tǒng)內壓力、溫度、介質的腐蝕性及外界因素的影響，該系統(tǒng)會發(fā)生泄漏，嚴重危害操作人員生命安全及設備運行[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，國內外研究人員對管法蘭系統(tǒng)密封性能開展了較多工作。NECHACHE和BOUZID[6]通過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，并進行精準的預測。KHAN等[7]應用三維有限元模擬軟件，研究螺栓對密封性能影響，研究表明，不同的裝配方式和分散力均能對密封性能造成影響。南京工業(yè)大學顧伯勤研究團隊[8-9]對螺栓法蘭緊密性和連接可靠性進行了分析，研究表明，增加墊片應力可降低連接的泄漏率，且應用有限元和Monte-Carlo法提出了新型數值模擬方法并進行了驗證。華東理工大學蔡仁良研究團隊[10-11]應用有限元分析方法，對承受外載荷作用下墊片的非線性特性進行了模擬，計算了墊片應力及法蘭應力，同時對穩(wěn)態(tài)中法蘭接頭密封性進行了分析，研究表明墊片因蠕變引起減薄。北京化工大學的安維崢等[12-13]考慮墊片的非線性性質和應力-應變時滯效應，對預緊工況和加壓工況下密封墊片的壓緊應力進行了分析，研究表明，絕大多數墊片材料都具有應力-應變時滯效應,該時滯效應對法蘭接頭中墊片應力的大小和分布都有很大影響。

現有研究多關注標準管法蘭系統(tǒng)的密封性能，而對于凹凸管法蘭系統(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對凹凸管法蘭系統(tǒng)進行穩(wěn)態(tài)熱-結構耦合分析，研究了凹凸管法蘭系統(tǒng)的密封性能，為實際應用提供參考。

1 有限元模型建立

根據標準JB/T 75—2015 《鋼制管路法蘭類型與參數》[14]中的標準件，文中選擇凹面/凸面(MFM)法蘭作為研究對象。該系統(tǒng)幾個結構如圖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)材料的力學性能與物理性能

文中對管道法蘭進行溫度場模擬所選用的單元類型有溫度場相對應的20節(jié)點的Solid186及10節(jié)點的Solid187結構單元，采用2 mm或3 mm的四邊形網格尺寸對管道法蘭實體模型進行劃分。最后對管道法蘭施加載荷與邊界條件，在管道內壁、墊片內緣、連接法蘭密封面施加溫度150 ℃并定義相應材質的導熱系數，設定環(huán)境溫度為20 ℃，工況設置分別為預緊、預緊+內壓、預緊+內壓+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 結果與討論

2.1 管法蘭系統(tǒng)應力形變分析

圖3與圖4分別示出了管道法蘭整體在預緊+內壓+溫度的工況下得到的應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法蘭外緣所受應力相對較小，螺栓內側法蘭所受應力相對較大，但應力變化值不是特別顯著。這是因為螺栓內側首先接觸到熱源，而熱源自螺栓內側至外側的傳遞會存在一定的熱量損失，故螺栓內側所受的熱應力相對于螺栓外側會相應大些，從而對法蘭的緊固效果也有所不同。而法蘭環(huán)頸部拐角處應力也相對比較大，這是因為此處為結構不連續(xù)區(qū)，出現應力集中現象。從圖4中可以看出，螺栓內側法蘭所受的變形量大于螺栓外側所受的變形量，與整體應力云圖3相比較，變形量相對變化與應力變化相符，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，與實際工況相符，滿足使用要求。

圖3 管法蘭系統(tǒng)應力云圖

圖4 管法蘭系統(tǒng)變形云圖

2.2 墊片應力應變分析

從實際工況出發(fā)，管道法蘭通常所受載荷有溫度、內壓、預緊力，施加載荷并定義約束條件如圖5所示。因此，文中以預緊+內壓+溫度的工況并結合熱與結構進行耦合分析。

圖5 管法蘭系統(tǒng)施加載荷示意

從圖6可以看出，墊片外緣所受的應力要大于墊片內緣所受的應力，且墊片在4顆螺栓緊固的位置處墊片外緣所受壓力相對于其他位置顯著增大，其原因為該位置受螺栓緊固作用強，由于這4顆螺栓緊固此位置，進而加強墊片在此位置處的預緊力。此外法蘭墊片為內環(huán)金屬外環(huán)石墨的結構，外環(huán)作為主要密封件，內環(huán)作為支撐件，故外環(huán)所受的壓應力要大于內環(huán)所受的壓應力。而且墊片自內環(huán)至外環(huán)的應力變化關系為墊片外環(huán)大于墊片內環(huán)，墊片內環(huán)大于墊片中間位置。內環(huán)作為支撐部件，與管道內部介質直接接觸，承受管道內部流質的一部分內壓，墊片內環(huán)所承受的壓力也可通過螺栓預緊力相互抵消一部分，但墊片內環(huán)壓力仍相對較大。但為確保法蘭不泄漏，最終墊片內環(huán)壓力仍小于外環(huán)壓力。

圖6 墊片應力分布云圖

圖7所示為3種不同工況下墊片徑向的應力分布圖，可以看出，3種工況下墊片的徑向應力過渡方式均為由大變小再變大的變化趨勢，在預緊工況下墊片的壓應力最大，而在施加內壓后墊片的應力明顯減小。這是因為施加內壓后，螺栓會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，導致墊片的應力變小。在施加溫度載荷后墊片的應力會增大，但是小于預緊工況下的應力，這是因為溫度載荷也會導致墊片的壓縮量變大。

圖7 墊片徑向應力分布

圖8所示為墊片沿著徑向壓縮量的變化曲線，可以看出，預緊工況墊片的壓縮量最大，在施加內壓后壓縮量明顯變小，施加溫度載荷后壓縮量會增大。這說明在溫度升高后，墊片的性能不但不會降低反而會有一定程度的提高，因為墊片的膨脹系數會隨著溫度的變化而不斷變化，發(fā)生一定的膨脹。也就是說，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發(fā)生泄漏。但是也需要考慮墊片在長時間高溫狀態(tài)下可能發(fā)生一定的蠕變或應力松弛情況。若墊片發(fā)生應力松弛情況，墊片應力會明顯減小，可能會發(fā)生法蘭泄漏。

圖8 墊片徑向壓縮量分布

2.3 螺栓應力分析

圖9所示是墊片與螺栓在預緊+內壓+溫度工況下得到的應力分布云圖，可以看出，由于在螺栓預緊力作用下，墊片受上、下法蘭擠壓，所受載荷為壓應力；螺栓內邊緣的節(jié)點應力都要大于外邊緣的節(jié)點應力，這是因為螺栓內側受拉，外側受壓導致的。而螺栓的最大應力都在螺栓、螺母、法蘭的相交處，這是因為該位置是連接處進而產生了結構不連續(xù)性。從實際出發(fā)分析，在預緊+內壓工況下螺栓的應力要比預緊工況時稍大一些，這是因為管道端部的等效拉力使螺栓在預緊拉力的基礎上產生了拉力的疊加。而在施加溫度載荷后，螺栓兩端的應力明顯增加，這是因為螺栓兩端為預緊處，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，加大了螺栓的應力，但其他部分的應力分布與預緊和預緊+內壓2種工況基本相同。

圖9 墊片與螺栓應力分布云圖

圖10所示為螺栓在預緊+內壓+溫度工況下的軸向應力路徑及應力分布，螺栓底部中心為起始點，螺栓頂部中心為終止點，定義軸向路徑?？梢钥闯觯月菟ǖ酌嬷另斆媛菟ㄝS向應力呈逐漸增大再減小的變化趨勢，且螺栓中間處所受的應力相對于兩端較大，因為雙頭螺栓的螺母被預緊力緊固后，使得中心處承受的力較大，故會出現此種狀況。

圖10 螺栓軸向應力路徑及應力分布

3 結論

應用ANSYS軟件對凹凸管法蘭系統(tǒng)密封性能進行分析，建立熱-結構耦合場模型進行相應的應力場研究，分析各部分在不同工況(預緊、預緊+內壓、預緊+內壓+溫度)下的受力情況，基于數值模擬得到如下結論：

(1)法蘭管道與螺栓外側法蘭外緣所受應力相對較小，螺栓內側法蘭以及法蘭環(huán)頸部拐角處所受應力相對較大。

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

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