徑向受載型金屬墊片法蘭密封結構的力學特性研究

廖傳軍，滿 滿，王洪銳，許 光，張 翼

(北京宇航系統(tǒng)工程研究所，北京 100076)

0 引言

金屬墊片法蘭密封結構廣泛應用于航空、航天、核能、石油、化工等領域的壓力容器、管路、閥門等裝置，適用于低溫、高溫、高壓、高真空、輻射、強酸、強堿及強腐蝕等工作條件惡劣、密封要求高、其他密封形式難以滿足要求的場合［1－5］。

一般的金屬墊片法蘭密封結構通過較大的螺栓載荷使法蘭與墊片緊密貼合，接觸面上所產(chǎn)生的壓應力使墊片表面發(fā)生屈服并產(chǎn)生塑性流動，填充接觸面之間的微觀泄漏通道，以實現(xiàn)介質(zhì)的密封要求［6－7］。這種連接結構一般需要較為笨重的法蘭以及較大的螺栓載荷，不適用于重量要求較輕、裝配空間受限以及需遠距離操作等場合;另外，過大的螺栓緊固載荷，安裝及檢修工作中，易發(fā)生螺栓力超出許用值而破壞密封面、甚至壓潰墊片的情況［8］。

文中介紹一種金屬墊片法蘭密封結構，該結構中金屬墊片的密封面不是上、下表面，而是其內(nèi)、外圓周面;在法蘭及螺栓載荷的作用下，依靠其自身的扭轉(zhuǎn)變形，形成與法蘭徑向接觸的密封力;用較輕的法蘭及較小的螺栓載荷即能實現(xiàn)密封作用，適用于裝配空間小、裝配時間要求短、有輻射、需遠距離拆裝等場合。

該密封結構依靠金屬墊片的徑向變形產(chǎn)生密封力，故稱其為徑向受載型金屬墊片法蘭密封結構，文中通過結構分析及有限元分析計算，對其密封機理及力學特性形成了基本認識。

1 密封結構及機理

1.1 密封結構

徑向受載型金屬墊片法蘭密封結構如圖1所示，由金屬墊片、上法蘭、下法蘭以及緊固件組成。上、下法蘭密封溝槽的設計有別于普通法蘭，其與金屬墊片軸向、徑向接觸的面均有一定的角度。密封結構的初始裝配狀態(tài)如圖1所示，金屬墊片水平安裝在上、下法蘭的密封溝槽之間，沒有產(chǎn)生變形。

裝配完成的密封結構如圖2所示。當在螺栓載荷的作用下，上、下法蘭結合面貼合時，金屬墊片發(fā)生偏轉(zhuǎn)，因其扭轉(zhuǎn)變形，在與上、下法蘭的接觸面上均產(chǎn)生了較大的接觸應力，起到阻止介質(zhì)軸向泄漏的作用。

圖1 密封結構的初始裝配狀態(tài)

圖2 密封結構的最終裝配狀態(tài)

1.2 受力特點及密封機理

金屬墊片與上、下法蘭初始接觸時的受力狀態(tài)如圖3所示。剛開始產(chǎn)生軸向接觸，金屬墊片受到軸向壓縮力Fa;隨著軸向壓縮的增加，金屬墊片開始產(chǎn)生變形，徑向擠壓應力建立起來，其徑向力為Fr;金屬墊片內(nèi)、外圓所受徑向力大小相等、方向相反，形成了一對力偶，其偏心距為Lr，其對金屬墊片變形所形成的約束力矩由法蘭的緊固載荷平衡。法蘭密封部位的錐形張角α是徑向受載型金屬墊片法蘭密封結構的一個重要設計參數(shù)，與影響密封性能的密封面寬度、徑向力以及螺栓載荷等有著密切聯(lián)系［9］，在后續(xù)的力學特性分析中將重點介紹。

密封結構裝配完成后，金屬墊片的受力狀態(tài)如圖4所示。墊片發(fā)生了扭轉(zhuǎn)變形，因擠壓變形較大，徑向力Fr大幅增大，偏心距Lr已減至很小，接近為0，故徑向力偶對金屬墊片的作用已可忽略不計［9］。

圖3 初始裝配時金屬墊片的受力狀態(tài)

圖4 裝配完成時金屬墊片的受力狀態(tài)

裝配完成后，金屬墊片與上、下法蘭的徑向接觸面均已進入屈服，產(chǎn)生了一定量的塑性變形，表面材料的塑性流動填充了密封面上微觀的凹凸不平，從而消除了接觸面之間的泄漏通道，實現(xiàn)介質(zhì)的密封要求。

2 力學特性分析

采用有限元法對徑向受載型金屬墊片法蘭密封結構的軸向力、徑向力以及密封面上的應力狀態(tài)進行了計算和分析，對其力學特性有了基本的認識。

2.1 有限元模型

采用ANSYS有限元軟件對徑向受載型金屬墊片法蘭密封結構進行計算，因密封結構、載荷和約束均具有對稱性，故建立其二維軸對稱有限元簡化模型。建立了錐形張角α分別為0，3°和6°時的密封結構有限元模型，其中α為3°時的有限元模型如圖5所示。

圖5 密封結構的有限元模型

所研究的金屬墊片及上、下法蘭的材料均為0Cr18Ni9，采用基于von Mises屈服準則的雙線性等向強化材料模型來定義其材料特性，其基本力學性能參數(shù)見表1［10］。采用ANSYS軟件中的罰單元法處理密封結構中的接觸非線性問題，即在兩接觸面的各節(jié)點間建立一種偽單元來模擬面與面的接觸。在ANSYS有限元分析模型中，金屬墊片和法蘭均采用實體單元Plane 182;建立接觸對時，按照有限元接觸分析中的定義準則確定金屬墊片作為接觸體，法蘭作為目標體，法蘭之間的接觸則定義上法蘭為接觸體，所用接觸單元和目標單元分別是 CONTACT 172 和 TARGE 169［11］。

表1 材料的力學性能參數(shù)

2.2 軸向力和徑向力的計算和分析

分別計算了α為0，3°和6°時不同的軸向壓縮量下的軸向力Fa，結果如圖6所示。可以看出:當α=0時，F(xiàn)a隨著軸向壓縮量的增大而減小，當軸向壓縮量小于0.4時，F(xiàn)a隨壓縮量的變化幅度較大;當α=3°時，隨著軸向壓縮量的增大，F(xiàn)a先增大后減小，在軸向壓縮量為0.15 mm時達到峰值;當α=6°時，隨著軸向壓縮量的增大，F(xiàn)a也是先增大后減小，在軸向壓縮量為0.25 mm時達到峰值，F(xiàn)a隨壓縮量的變化幅度較為平緩;當軸向壓縮量小于0.5 mm時，α越大，F(xiàn)a越小;當軸向壓縮量大于0.5 mm時，3種結構的Fa較為接近，且Fa隨壓縮量變化的幅度較小。

圖6 軸向力Fa與軸向壓縮量的關系

圖7示出α分別為0，3°和6°時不同的軸向壓縮量下的徑向力Fr。由圖7可知(與圖6所反映的規(guī)律基本一致):當α=0時，F(xiàn)r隨軸向壓縮量的增大而減小，F(xiàn)r隨壓縮量的變化幅度較大;當α=3°時，隨著軸向壓縮量的增大，F(xiàn)r先增大后減小，在軸向壓縮量為0.15 mm時達到峰值;當α=6°時，隨著軸向壓縮量的增大，F(xiàn)r先增大后減小，在軸向壓縮量為0.25 mm時達到峰值，F(xiàn)r隨壓縮量的變化幅度比較小。當軸向壓縮量小于0.55 mm時，α越大，F(xiàn)r越小;當軸向壓縮量大于0.55 mm時，3種密封結構的Fr比較接近。

比較圖6，7可知，徑向力Fr和軸向力Fa隨軸向壓縮量的變化規(guī)律基本一致;在同一軸向壓縮量下，F(xiàn)r比Fa大，約為其10倍左右。

在不考慮介質(zhì)壓力及其他附加載荷的情況下，法蘭螺栓的緊固載荷主要用于平衡金屬墊片反作用在法蘭上的軸向力Fa以及徑向力Fr所產(chǎn)生的約束力矩。由上述分析可知，雖然Fa，F(xiàn)r的值與α以及壓縮量有關，但所需要的軸向力及產(chǎn)生的約束力矩較普通金屬墊片密封結構要小很多;Fa和Fr與α的關系均非常密切，可以α為優(yōu)化參數(shù)進行該種密封結構的優(yōu)化設計，以改善金屬墊片和法蘭的受力狀態(tài);Fa和Fr同樣與壓縮量也有較大的關系，可通過結構設計，保證金屬墊片在較為合理的壓縮狀態(tài)下工作。

圖7 徑向力Fr與軸向壓縮量的關系

2.3 密封面上最大von Mises應力的計算和分析

當α為0時，金屬墊片內(nèi)、外圓密封面上的最大von Mises應力隨軸向壓縮量的變化關系如圖8所示。

圖8 α為0時密封面上的最大von Mises應力與軸向壓縮量的關系

可以看出，兩個密封面上的最大von Mises應力隨軸向壓縮量的變化規(guī)律基本一致:隨著軸向壓縮量的增大，最大von Mises應力先增大后減小，在軸向壓縮量為0.3 mm時達到峰值;在同一軸向壓縮量下，內(nèi)圓密封面上的最大von Mises應力較外圓密封面上的稍大;在如圖所示的軸向壓縮量下，內(nèi)、外圓密封面上的最大von Mises應力均大于金屬墊片密封材料的屈服強度。

當α為3°時，金屬墊片內(nèi)、外圓密封面上的最大von Mises應力隨軸向壓縮量的變化關系如圖9所示。可以看出，兩個密封面上的最大von Mises應力均隨著軸向壓縮量的增大而增大;在同一軸向壓縮量下，內(nèi)圓密封面上的最大von Mises應力較外圓密封面上的大，且當軸向壓縮量大于0.4 mm時，兩者之間的差值較大;在所計算的軸向壓縮量下，內(nèi)、外圓密封面上的最大von Mises應力均大于金屬墊片密封材料的屈服強度。

圖9 α為3°時密封面上的最大von Mises應力與軸向壓縮量的關系

當α為6°時，金屬墊片內(nèi)、外圓密封面上的最大von Mises應力隨軸向壓縮量的變化關系如圖10所示?？梢钥闯?，兩個密封面上的最大von Mises應力均隨著軸向壓縮量的增大而增大;在同一軸向壓縮量下，內(nèi)、外圓密封面上的最大von Mises應力值比較接近;當軸向壓縮量大于0.1 mm時，內(nèi)、外圓密封面上的最大von Mises應力均大于金屬墊片密封材料的屈服應力。

密封面上最大von Mises應力的大小較大程度上說明了密封面上的塑性變形程度，在滿足密封結構強度、剛度和穩(wěn)定性要求的前提下，密封面上的塑性變形程度需在一個較為合理的范圍內(nèi)。另外，只有密封結構的內(nèi)、外圓密封面均起有效密封作用時，密封結構才有效。比較圖8～10可知，在同一壓縮量下，α=0時內(nèi)、外圓密封面上的最大von Mises應力均小于α=3°時的最大von Mises應力;α=6°時內(nèi)、外圓密封面上的最大 von Mises應力介于α=3°時的最大von Mises應力之間。因此，α和軸向壓縮量與密封結構的密封性能有著密切關系，需根據(jù)密封要求在結構設計中予以保證。

3 結語

研究結果表明，徑向受載型金屬墊片法蘭密封結構所需的緊固載荷較小，使用較小的螺栓載荷、較輕便的法蘭即可實現(xiàn)密封作用，為其裝配、檢修及應用領域拓展提供了較大便利。文中僅對徑向受載型金屬墊片法蘭密封結構的力學特性進行了初步分析，其法蘭結構設計參數(shù)α以及軸向壓縮量等與整體密封系統(tǒng)的力學和密封特性等的關系，需作進一步的后續(xù)研究。

［1］張向釗，壽震東.密封墊片與填料［M］.北京:機械工業(yè)出版社，1994.

［2］喻健良，張忠華，閆興清，等.高溫下螺栓－法蘭 －墊片系統(tǒng)密封性能研究［J］.壓力容器，2012，29(5):5－9.

［3］馮秀，魏龍.金屬墊片有效密封寬度有限元分析［J］.流體機械，2008，36(9):45 －48.

［4］劉潔，王強.閥用柔性石墨金屬波齒復合墊片密封失效分析及改進［J］.流體機械，2013，41(3):46－48.

［5］高俊峰，吳樹濟.壓力容器用大直徑法蘭連接密封墊片的選用［J］.壓力容器，2012，29(10):67 －70.

［6］劉維濱，郝木明，李振濤，等.金屬錐形密封性能的非線性有限元分析［J］.潤滑與密封，2012，37(10):60－65.

［7］馮秀，顧伯勤，孫見君，等.金屬墊片密封機制研究［J］.潤滑與密封，2007，32(10):97 －99.

［8］王立業(yè)，侯明.金屬環(huán)連接墊密封特性對環(huán)墊硬度的響應［J］.潤滑與密封，1999，24(5):35 －38.

［9］HIGGINS R W.The Edge－ loaded Metal Flange Seal－ its Characteristics and Applications［J］.Journal of Vacuum Science＆ Technology A，1984，2(2):1176－1179.

［10］聞邦椿.機械設計手冊［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2010.

［11］張紅松，胡仁喜，康士廷，等.ANSYS 13.0有限元分析從入門到精通［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2011.