人孔法蘭凸緣密封性分析

羅永欣　施建榮　孟慶國

（南通中集罐式儲運設(shè)備制造有限公司)

?

人孔法蘭凸緣密封性分析

羅永欣*施建榮孟慶國

（南通中集罐式儲運設(shè)備制造有限公司)

對某壓力容器人孔法蘭凸緣的密封性進行了分析和校核。利用ANSYS軟件建立了筒體和人孔法蘭的有限元模型。以彈性應(yīng)力分析法對人孔法蘭凸緣進行強度分析，以極限載荷分析法對人孔法蘭凸緣進行剛度校核，比較了這兩種方法在判斷凸緣密封性時的優(yōu)劣性。關(guān)鍵詞人孔法蘭凸緣密封極限分析應(yīng)力筒體壓力容器

0　引言

人孔法蘭凸緣密封的校核是壓力容器檢驗的重要組成部分。人孔法蘭凸緣通過螺栓和墊片起到密封效果，要求其在各種設(shè)計載荷條件下均能有效地實現(xiàn)密封功能。

凸緣的失效一般不是因為強度問題，而是在螺栓載荷、墊片反力和介質(zhì)壓力的合成力矩作用下，由于剛度不足而產(chǎn)生變形 （轉(zhuǎn)角），使其對墊片的壓緊力不均勻，從而導致泄漏。因此，控制凸緣剛度和變形是凸緣設(shè)計的關(guān)鍵。

控制凸緣變形，目前比較通用的技術(shù)手段是通過計算凸緣在荷載工況下的應(yīng)力，根據(jù)JB 4732標準，判斷其強度是否滿足要求。曲永奎[1]通過ANSYS軟件建立了法蘭的力學模型，計算了法蘭在操作工況下的應(yīng)力，并按照JB 4732標準對其進行了強度評定。楊玉芬、田新[2]采用有限元法對脫硫塔容器法蘭進行了有限元分析，得到了法蘭的應(yīng)力分布規(guī)律，并依此判斷其結(jié)構(gòu)強度。

本文采用有限元分析法建立了某壓力容器人孔法蘭凸緣的有限元模型，利用應(yīng)力分類法對其進行了強度評定，并采用極限分析方法分析了其在極限載荷工況下凸緣密封面的扭轉(zhuǎn)角度。本文還比較了應(yīng)力分類方法控制凸緣強度與極限分析方法計算扭轉(zhuǎn)角在人孔法蘭凸緣密封性設(shè)計時的優(yōu)劣性。

1　極限分析方法

壓力容器的極限載荷分析法：采用小位移理論，并采用理想彈塑性材料，應(yīng)用有限元方法求得引起結(jié)構(gòu)垮塌的極限載荷[3]。極限分析考慮了結(jié)構(gòu)的塑性變形，能更真實地反應(yīng)載荷作用下的人孔凸緣失效過程，求出結(jié)構(gòu)在穩(wěn)定狀態(tài)下的極限載荷，防止結(jié)構(gòu)發(fā)生塑性垮塌。

2　模型描述

本文建立了筒體、人孔法蘭凸緣結(jié)構(gòu)的模型，如圖1所示。同時，采用Solid185單元對模型進行了網(wǎng)格劃分，如圖2所示。為了保證計算的精度，網(wǎng)格全部采用六面體單元。

圖1　人孔法蘭凸緣結(jié)構(gòu)

圖2　人孔法蘭凸緣的有限元網(wǎng)格

凸緣材料為16MnⅢ （鍛件），筒體材料為Q370R。常溫下其相應(yīng)的材料屬性如表1所示。

表1　筒體、人孔法蘭凸緣材料屬性

人孔法蘭凸緣的受力情況如圖3所示。其中，F(xiàn)p為操作狀態(tài)下的墊片壓緊力，按JB 4732其計算公式[4]為

Wp為操作狀態(tài)下的螺栓載荷，其計算公式[6]為

p為容器的計算壓力。

圖3　人孔法蘭凸緣受力

3　凸緣強度分析

在筒體內(nèi)表面施加計算壓力，墊片環(huán)面施加墊片壓力，螺栓面施加相應(yīng)的當量壓力，筒體斷面施加當量壓力，其余模型切割面施加面對稱邊界約束。在計算壓力p=1.73 MPa工況下，筒體、人孔法蘭凸緣的應(yīng)力分布如圖4所示。人孔法蘭凸緣的計算結(jié)果如圖5所示。由圖5可知，人孔法蘭凸緣應(yīng)力最大點發(fā)生在凸緣密封面內(nèi)側(cè)，其應(yīng)力最大點的應(yīng)力路徑為Path-A。

圖4　筒體、人孔法蘭凸緣應(yīng)力分布

圖5　人孔法蘭凸緣應(yīng)力分布

按照JB 4732—1995對人孔法蘭凸緣進行應(yīng)力強度評定，應(yīng)力評定結(jié)果如表2所示。由表2可見，凸緣一次局部薄膜應(yīng)力為203.1 MPa，小于其許用應(yīng)力值1.5Sm=267 MPa，而一次薄膜應(yīng)力+彎曲應(yīng)力 （PL+Pb）超出其許用應(yīng)力值1.5Sm=267 MPa，不能滿足要求。因此，從凸緣應(yīng)力分類結(jié)果來看，其強度不能滿足要求。

表2　人孔法蘭凸緣應(yīng)力強度評定

4　凸緣極限分析

極限分析屬于非線性分析，采取載荷逐步加載的方式，逐步增加載荷，直至計算不收斂。在載荷逐步增加的過程中，材料進入塑性階段，最終材料失去抗變形能力。經(jīng)計算發(fā)現(xiàn)，在p=2.8 MPa時，計算不收斂。凸緣在最大應(yīng)力點分類結(jié)果如表3所示。由表3可知，當荷載達到1.8 MPa時，材料進入塑性階段。凸緣在p=1.8 MPa時的變形如圖6所示。p=2.8 MPa為模型在穩(wěn)定工況下的極限載荷，凸緣在極限載荷工況下的變形如圖7所示。

表3　極限分析計算結(jié)果

由圖6可知，凸緣在p=1.8 MPa時密封面最大扭轉(zhuǎn)角為

max{arctan[(2.444 88-2.279 22)/70],

arctan[(3.436 62-3.324 52)/70]}=0.135°式中，70為人孔法蘭凸緣的寬度。按照德國AD標準，凸緣在載荷工況下的最大扭轉(zhuǎn)角不超過0.5°～1°?？梢耘袛啵和咕壴谟嬎銐毫ο聫姸瘸^許用值，但依然能滿足密封要求。由圖7可知，凸緣在極限載荷工況下的密封面最大扭轉(zhuǎn)角為

max{arctan[(4.673 87-4.337 39)/70],

arctan[(6.685 23-6.461 71)/70]}=0.27°即凸緣在極限工況下的最大扭轉(zhuǎn)角也小于標準規(guī)定的許用值，滿足要求。

圖6　凸緣在p=1.8 MPa時的變形

圖7　凸緣在極限載荷工況下的變形

5　結(jié)論

（1）利用ANSYS軟件對某壓力容器人孔法蘭凸緣在計算壓力工況下進行了強度分析，并利用極限載荷法分析了凸緣在極限載荷工況下的變形。

（2）從凸緣應(yīng)力分類結(jié)果來看，凸緣在計算壓力下其薄膜應(yīng)力+彎曲應(yīng)力超過許用值。從極限分析結(jié)果來看，凸緣在計算壓力下其密封面扭轉(zhuǎn)角依然滿足要求，而實際使用工況下凸緣也未發(fā)生泄漏，這說明采用極限分析來判斷凸緣的密封性更加合理。

（3）人孔法蘭凸緣的密封性主要取決于凸緣剛度，利用應(yīng)力來控制其密封性過于保守。

[1]曲永奎.基于ANSYS的法蘭應(yīng)力分析與評定[J].石油化工設(shè)備技術(shù)，2011（2）：5-7.

[2]楊玉芬，田新.容器法蘭應(yīng)力分析 [J].云南工業(yè)大學學報，1999(1)：15-18.

[3]沈鋆.極限載荷法在壓力容器設(shè)計中的應(yīng)用[J].石油化工設(shè)備，2011(4)：35-38.

[4]JB 4732—1995鋼制壓力容器——分析設(shè)計標準 [S].

Analysis of Sealability of Manhole Flange

Luo YongxinShi JianrongMeng Qingguo

The sealability of the manhole flange in a pressure vessel is analyzed and evaluated.The finite element models of the tank and the manhole flange are established through the software ANSYS.The strength analysis of the manhole flange is carried out through the elastic stress analysis method while the rigidity evaluation is done with the limit load analysis method.In addition,the advantages and disadvantages of these two methods in judging the sealability of the flange are compared.

Manhole；Flange；Sealability；Limit analysis；Stress；Tank；Pressure vessel

TQ 050.3DOI：10.16759/j.cnki.issn.1007-7251.2016.06.011

2015-08-11）

*羅永欣，男，1966年生，高級工程師。南通市，226003。