摘 要：為了更好地評估旋轉法蘭在高溫、高壓下的工作狀態(tài)，在現有壓力級別（300～900磅）旋轉法蘭的基礎上，對1 500磅和2 500磅旋轉法蘭進行結構設計和建模，并對模型強度和剛度進行校核，同時采用ABAQUS軟件進行有限元靜態(tài)力學分析。結果表明：各公稱直徑下旋轉法蘭的計算應力均小于許用應力，剛度滿足使用要求；壓力等級和法蘭尺寸對旋轉法蘭應力分布存在一定影響，1 500磅旋轉法蘭存在芯套小端高頸以及墊片與法蘭盤相接觸2個應力集中區(qū)域，2 500磅旋轉法蘭除上述2個應力集中區(qū)域外，其芯套臺階處也會產生應力集中；最大應力均出現在芯套小端高頸處，且最大應力小于材料許用應力，設計的高磅級旋轉法蘭滿足使用要求。研究結果進一步豐富了2 500磅旋轉法蘭結構設計案例，可為高磅級旋轉法蘭結構設計提供參考。

關鍵詞：結構設計；高磅級；旋轉法蘭；尺寸設計；強度剛度校核；有限元

中圖分類號：

TG316；TQ055.8+1

文獻標識碼：A

DOI：10.7535/hbkd.2024yx03008

Structure design and finite element analysis of

high-pound swivel flange

SUN Zhenhui1，2， LIU Po3， LI Zijian1，2， ZHANG Jianhui4， GUO Xuewen4， HAN Pengbiao1，2

（1.School of Materials Science and Engineering， Hebei University of Science and Technology，

Shijiazhuang， Hebei 050018， China;

2.Hebei Key Laboratory of Material Near-Net Forming Technology， Shijiazhuang， Hebei 050018， China;

3.School of Mechanical Engineering， Guilin University of Aerospace Technology， Guilin， Guangxi 541004， China;

4.Wilhelm （Suzhou） Cladding Technology Company Limited， Suzhou， Jiangsu 215129， China）

Abstract：In order to evaluate the working condition of swivel flange under high temperature and high pressure more accurately， based on the swivel flange in existing pressure level （300～900 lb）， the structure and model of the 1 500 lb and 2 500 lb swivel flange were constructed， and the strength and stiffness of the model were checked. Meanwhile， the finite element static mechanical analysis was carried out by using ABAQUS software. The results show that the calculated stress of the swivel flange under each nominal diameter is less than the allowable stress， and the stiffness meets the requirements. The pressure grade and the flange dimension have certain influence on the stress distribution of the swivel flange， and there are two stress concentration areas in the 1 500 lb swivel flange， which are the high neck of the small end of the hub and the contact area between the gaskets and the flange; In addition to the above two stress concentration areas， the 2 500 lb swivel flange also has stress concentration at the edge of the hub's step. The maximum stress always occurs at the high neck of the small end of the hub， and the maximum stress is less than the allowable stress of the material， so the designed high-pound swivel flange meets the usage requirement. The results of the study further enrich the structural design cases of 2 500 lb swivel flange， and provide some reference for the structure design of high-pound swivel flange.

Keywords：structural design；high-pound；swivel flange；size design；strength and stiffness check；finite element

法蘭是機械、石油、化工、船舶及核工業(yè)等行業(yè)管道系統和裝置中應用最廣泛的一種管道連接件，起著重要的連接、緊固和密封作用

[1-3]。近年來，關于法蘭的研究多數側重尺寸或結構設計，對法蘭預緊狀態(tài)或操作狀態(tài)下的應力場分析較少，致使法蘭設計校核的準確性受到一定影響。在深海管道內部高溫、高壓及外部惡劣地質條件環(huán)境下[4]，采用一般的整體式法蘭進行管道架設和安裝極其不便，不能滿足海底石油長距離輸送的要求[5]。

旋轉法蘭是分體組合結構，法蘭盤可繞芯套軸向自由旋轉，應用在深海管路連接可以有效降低鋪設難度，在深海等極端環(huán)境下均能保證安裝的質量和準確性。其結構如圖1所示。

目前，有關旋轉法蘭的設計思想或專利大多出自美國、法國等國家，中國關于旋轉法蘭的研究相對較少，現有研究主要針對低磅級旋轉法蘭[6-7]。隨著深海油氣田井探測與開采技術的不斷成熟，對旋轉法蘭的承載能力要求越來越高，現有壓力級別（300～900磅）下的旋轉法蘭無法滿足使用要求。低磅級與高磅級旋轉法蘭結構設計的最大區(qū)別在于芯套及法蘭盤肩部臺階的設計，高磅級旋轉法蘭的承載需求更高， 因此，高磅級旋轉法蘭的合理設計顯得尤為重要。現階段關于高磅級旋轉法蘭的參考資料較少，對一些尺寸需要自主設計。根據ASME鍋爐與壓力容器規(guī)范[8]中的法蘭設計方法，需要對旋轉法蘭進行應力強度和剛度校核[9]。校核計算所依據的理論一般是基于相關力學假設，存在一定誤差[10]，而且不能直觀獲得法蘭預緊或操作狀態(tài)下的應力場分布。有限元分析作為工程分析中應用最廣泛的數值計算方法，在機械結構設計與分析中發(fā)揮著關鍵作用。目前，利用有限元分析輔助法蘭設計與校核成為研究熱點[11-13]，在失效分析、熱力耦合及優(yōu)化設計方面均取得了較好的研究成果。采用有限元方法對法蘭連接進行穩(wěn)態(tài)熱-結構耦合分析研究表明，法蘭內部流體溫度的升高會引起螺栓載荷變化，降低內部壓力可保證在較高溫度下安全運行［14］。孫世鋒等[15]通過有限元分析了外載荷對法蘭螺栓接頭密封性的影響，發(fā)現在操作工況下局部薄膜應力失效為法蘭主要的失效形式。王躍蓉[16]采用有限元方法分析了閘閥中法蘭結構尺寸對強度的影響，并對法蘭尺寸進行了優(yōu)化，優(yōu)化后的法蘭質量在保證法蘭強度和密封性的條件下減小了9.6%，法蘭結構更緊湊并且受力更均勻。以上研究表明，有限元模擬在法蘭設計與優(yōu)化方面具有一定的理論價值和廣闊的應用前景。

本文對1 500磅和2 500磅2種旋轉法蘭進行結構設計及相關校核，通過有限元模擬評估法蘭在高溫、高壓下的工作狀態(tài)，為高磅級旋轉法蘭的設計提供一定參考。

1 1 500磅級旋轉法蘭尺寸設計

對1 500磅旋轉法蘭進行尺寸設計，如圖2所示。

1.1 材料選擇及管厚確定

首先確定法蘭和螺栓的材料[17]，進而確定其許用應力。根據設計要求，參照ASME BPVC-Ⅱ D—2017材料性能[18]，1 500磅旋轉法蘭以17Cr-4Ni-4Cu合金鋼為設計材料，許用應力為266 MPa，室溫和設計溫度（120 ℃）下材料的彈性模量分別為196 GPa和190 GPa。螺栓設計強度應不低于文獻[19]中的要求。因此，1 500磅螺栓及八角墊圈材料均采用Cr-Mo合金鋼，許用應力為172 MPa。根據上述材料進行后續(xù)應力和剛度校核，如校核不滿足要求，需重新選擇材料進行計算和校核。

對于1 500磅法蘭，ASME B16.5—2017標準已經對法蘭相關尺寸作了規(guī)范[20]。此外，芯套的內徑ID是進行法蘭設計的重要尺寸，一般由用戶使用的管道厚度決定。本文設計的厚度參照文獻［21］焊接和無縫軋制鋼管標準中的管厚號進行計算。管厚號（SCH）可表示為

SCH=pSf1×1 000 。（1）

式中：Sf1為設計壓力下材料的許用應力，MPa；p為管道設計壓力，MPa。

由ASME鍋爐與壓力容器規(guī)范可知，對旋轉法蘭可參照圖3所示的整體法蘭進行設計。

圖3中：HD為作用于法蘭內截面的端部靜壓力，N，HD=0.785B2P；HT為總端部靜壓力與作用于法蘭內截面端部靜壓力的差，N，HT=H-HD，H為總的端部凈壓力，N，H=0.785G2p；HG為墊片壓緊力，N，HG=W-H；hD為螺栓圓至HD作用處的徑向距離，mm，hD=（C-B）/2；hT為螺栓圓至HT作用處的徑向距離，mm，hT=（hD+hG）/2；hG為螺栓圓至HG作用處的徑向距離，mm，hG=（C-G）/2。

為保證旋轉法蘭具有足夠的強度，根據文獻［21］焊接和無縫軋制鋼管標準，對芯套小端高頸厚度（g0）選擇管厚號160所對應的管壁厚度（tn），則法蘭背部高頸厚度=（芯套背部高頸外徑-芯套內徑）/2。

1.2 螺栓設計計算

1.2.1 螺栓載荷

由于法蘭管內流體靜壓力較大，法蘭連接不夠牢固緊密時容易發(fā)生液體泄漏，因此法蘭螺栓須施加足夠的預緊力以保證法蘭對接處保持緊固密封[22]。設計時需考慮預緊狀態(tài)與操作狀態(tài)時的載荷。

操作狀態(tài)下，螺栓施加載荷可表示為[8]

Wm1=H+Hp=0.785G2p+（2b×3.14Gmp） 。（2）

式中：Wm1為操作時所需的最小螺栓載荷，N；H為總流體靜壓力，N；Hp為接頭接觸面總壓緊載荷，N；G為墊片載荷反作用力處的直徑，mm；b為墊片有效密封寬度，mm；m為墊片系數。

預緊狀態(tài)下，螺栓施加載荷可表示為Wm2=3.14bGy[8]，其中y為墊片或法蘭接觸面的單位壓緊載荷，N。

1.2.2 螺栓總橫截面積Am、螺栓的螺紋根部實際總計面積Ab

螺栓總橫截面積Am=Wm1Sf2，其中Sf2為螺栓許用應力，MPa。根據螺栓孔內徑的大小、六角方型美制螺栓螺釘最新標準[23]和文獻［20］中的標準，選用合適尺寸的螺栓。

螺栓螺紋根部實際總計面積Ab=NπR2，其中N為所需螺栓數目，R為螺栓根部圓半徑，mm。

1.2.3 螺栓設計載荷

螺栓設計載荷Wi可以按照2種狀態(tài)進行計算，操作狀態(tài)下的設計載荷W1=Wm1，預緊狀態(tài)下的設計載荷W2=（Am+Ab）Sf22。

1.3 法蘭設計計算

在法蘭應力計算中，作用在法蘭上的總力矩M0按照2種狀態(tài)進行計算。

操作狀態(tài)下，總力矩可表示為

M0=MD+MT+MG=HDhD+HThT+HGhG 。（3）

預緊狀態(tài)下，總力矩可表示為

M0=W（C-G）2=（Am+Ab）Sf1

2×（C-G）2 。（4）

式中：W為法蘭設計的螺栓載荷，N；C為螺栓中心圓直徑，mm。

代入相關參數，1 500磅旋轉法蘭設計結果如表1所示。

1.4 應力和剛度校核

1.4.1 應力校核

法蘭的應力應根據操作狀態(tài)和預緊狀態(tài)二者起決定作用的彎矩

M0進行計算。法蘭縱向應力SH=fM0Lg21B，徑向應力SR=（1.33te+1）M0Lt2B，切向應力ST=YM0t2B-ZSR。其中：f、L、e、Y、Z為法蘭設計系數，均可參考文獻[8]進行計算。法蘭設計應力應滿足下列條件：SH≤1.5Sf1，SR≤Sf1，

ST≤Sf1，（SH+SR）/2≤Sf1，（SH+ST）/2≤

Sf1。代入相關參數，1 500磅旋轉法蘭應力校核結果如表2所示。由表2可知，計算結果均小于比較值。

1.4.2 剛度校核

根據ASME BPVC SEC.Ⅷ-1—2015標準，對1 500磅旋轉法蘭進行室溫和使用溫度（120 ℃）下的剛度校核。為驗證法蘭設計的準確性，計算了3種形式的法蘭剛度Ji，整體法蘭和按整體法蘭設計的任意式法蘭剛度可表示為J1=52.14VM0LEg20k1h0，帶頸松套法蘭剛度可表示為J2=52.14VLM0

LEg20kLh0，不帶頸松套法蘭和按松套法蘭設計的任意法蘭剛度可表示為J3=109.4M0Et3kL

（ln k）。其中：V、k1、h0、kL、VL為法蘭相關系數，可通過查閱文獻[8]獲得。代入相關參數，1 500磅級旋轉法蘭剛度校核結果如表3所示。

由表3可知，室溫及120 ℃時以上幾種形式的剛度指數均小于1，因此法蘭尺寸設計及法蘭和螺栓選材均滿足要求。

2 2 500磅級旋轉法蘭設計

2.1 法蘭設計計算

目前，對2 500磅旋轉法蘭的研究鮮有報道，可參考的資料較少。根據文獻［20］管法蘭及法蘭式管接件NPS 1/2—NPS 24和ASME BPVC SEC.Ⅷ-1—2015標準，參照整體法蘭對旋轉法蘭進行尺寸設計。該級別旋轉法蘭的芯套下凸臺厚度（TH1）和法蘭盤上凸臺厚度（TH2）值，可初步根據1 500磅各旋轉法蘭的相應厚度等比例求得，其他尺寸計算與1 500磅旋轉法蘭一致，計算結果見表4。

2.2 應力剛度校核

2 500磅旋轉法蘭的應力、剛度校核方法與1 500磅旋轉法蘭一致，校核結果如表5、表6所示。

校核結果表明，2 500磅旋轉法蘭尺寸設計及法蘭和螺栓等材料的選取均滿足要求。

3 有限元分析

3.1 有限元模型

根據上述尺寸設計，對旋轉法蘭進行建模，將芯套和法蘭盤幾何模型導入ABAQUS有限元軟件前處理模塊，采用Standard模塊進行操作狀態(tài)下的靜態(tài)力學分析。考慮模型的對稱性，采用1/2模型進行計算，其他螺栓、墊片等部件均可忽略。室溫下的芯套和法蘭材料均按照ASTM A694 F65材料屬性進行定義。實際使用中，由于需將法蘭與管道焊接成為整體，故法蘭小端壁厚與管材壁厚相等。為更加準確地模擬出法蘭的真實受力情況，需進一步改進芯套高頸小端壁厚，改進前后的模型如圖4所示。

3.2 載荷與邊界條件

根據旋轉法蘭實際使用環(huán)境，在芯套內部設置均布壓強，設置芯套小端高頸端面的平移與旋轉自由度均為零。在操作工況下，旋轉法蘭受到介質內壓p、螺栓緊固作用力Wm1和墊圈壓緊力HG共同作用，有限元模擬過程中可將Wm1和HG換算成均布壓強pm和pG進行施加，如圖5所示。法蘭內臺階面和芯套臺階面、法蘭內孔面與芯套外圓柱面均定義為面-面接觸，摩擦系數設置為0.1。

3.3 應力場分析

1 500磅公稱直徑16 inch的旋轉法蘭等效應力場如圖6所示。由圖6可知，最大應力出現在芯套小端高頸內側。這是由于芯套該位置的高頸厚度最小，且缺少法蘭盤縱向支撐，所受應力明顯高于其他位置。此外，旋轉法蘭盤在螺栓載荷的作用下發(fā)生輕微彎曲，其與螺栓墊片接觸區(qū)域，靠近中心軸一側的端面承受墊片壓力，故此處的應力較大，其余位置應力較小，如圖6 c）所示。1 500磅16 inch旋轉法蘭在操作狀態(tài)下最大應力為185.8 MPa，小于材料許用應力266 MPa，滿足使用要求。

圖7為旋轉法蘭和芯套的縱向應力云圖，縱向與芯套軸向一致，最大縱向壓應力為264.2 MPa，小于1.5Sf1，滿足要求。此外，縱向應力最大值與校核計算的縱向應力相對誤差為16.1%，模擬值與計算值吻合較好。

圖8為2 500磅10 inch旋轉法蘭應力分布云圖，最大應力為207.7 MPa，同樣出現在芯套小端高頸內側，且最大縱向應力滿足使用要求。此外，嘗試不斷修改網格類型、大小及網格劃分技術，發(fā)現2 500磅旋轉法蘭其芯套臺階處始終存在一個應力集中區(qū)域。對1 500磅和2 500磅其他公稱直徑法蘭進行有限元靜態(tài)力學分析，發(fā)現室溫及120 ℃下等效應力分布與1 500磅16 inch旋轉法蘭基本一致，最大應力均小于材料許用應力，與上述強度校核結果吻合較好。

4 結 語

對1 500磅和2 500磅旋轉法蘭進行了結構設計，并進行了強度和剛度計算，結合有限元靜態(tài)力學分析，驗證了旋轉法蘭設計的合理性。主要結論如下。

1）理論計算校核結果表明，法蘭設計應力SH、SR和ST均滿足使用條件，剛度指數均小于1，即法蘭尺寸及法蘭和螺栓等材料均滿足要求。

2）1 500磅各公稱直徑旋轉法蘭存在2個應力集中區(qū)域，分別為芯套小端高頸以及墊片與法蘭盤相接觸區(qū)域；2 500磅各公稱直徑旋轉法蘭除上述2個應力集中區(qū)域外，其芯套臺階處也存在一個應力集中區(qū)域。最大應力均出現在芯套小端高頸內側，且最大應力小于材料許用應力，滿足使用要求。

3）根據1 500磅旋轉法蘭的相應厚度比例，對2 500磅旋轉法蘭的芯套下凸臺厚度和法蘭盤上凸臺厚度進行的創(chuàng)新設計具有可行性，能夠滿足使用要求。

本文通過有限元方法驗證了高磅級旋轉法蘭結構設計的合理性與準確性，但缺少實踐驗證，且在進行2 500磅旋轉法蘭有限元模擬時，沒有考慮芯套臺階大小對旋轉法蘭整體應力分布的影響。后續(xù)研究將通過改變旋轉法蘭芯套臺階大小對法蘭結構做進一步的優(yōu)化。

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