考慮熱膨脹差影響的雙錐密封性能研究與應(yīng)用

(1.上海森松壓力容器有限公司，上海 201323；2.上海市特種設(shè)備監(jiān)督檢驗(yàn)技術(shù)研究院，上海 200062)

0 引言

雙錐密封是一種保留設(shè)備主螺栓的半自緊式徑向密封結(jié)構(gòu)，其最大的特點(diǎn)是雙錐環(huán)的內(nèi)圓柱面與平蓋的圓柱支撐面之間留有適當(dāng)?shù)某跏紡较蜷g隙g(文中所用符號(hào)，除新增加和特別注明外，與GB/T 150.3—2011的定義一致)，典型的雙錐密封結(jié)構(gòu)見圖1。在預(yù)緊時(shí)，通過擰緊螺栓，使夾在密封錐面之間的軟墊片被壓緊,并達(dá)到設(shè)計(jì)規(guī)范要求的預(yù)緊密封比壓(qa,min=y)；同時(shí)，通過斜楔原理，使雙錐環(huán)產(chǎn)生徑向壓縮的彈性變形，雙錐環(huán)的內(nèi)圓柱面會(huì)逐步向平蓋的圓柱支撐面靠近，直到初始徑向間隙g被徹底消除(此時(shí)，直徑間隙ΔD=0)。當(dāng)內(nèi)壓升高時(shí)，平蓋被向上抬起，螺栓被繼續(xù)拉伸變長(zhǎng)，軟墊片上的密封比壓將從預(yù)緊時(shí)的qa減小為操作時(shí)的q；同時(shí)，內(nèi)壓施加在雙錐環(huán)的內(nèi)圓柱面上所產(chǎn)生的徑向擴(kuò)張力Vp也從零開始逐步增加。為了彌補(bǔ)因平蓋抬起產(chǎn)生的密封錐面之間的間隙，預(yù)先被壓縮的雙錐環(huán)立即回彈，并產(chǎn)生彈性徑向擴(kuò)張力VR，從而在密封錐面上仍然維持一定的操作密封比壓(q≥mp)。由于雙錐環(huán)的回彈，原來雙錐環(huán)內(nèi)圓柱面與平蓋的圓柱支撐面之間緊貼的狀態(tài)也會(huì)開始分離，并出現(xiàn)直徑間隙(ΔD>0)。

(a)剖視圖

(b)軟墊片

這種密封型式具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、易于加工的優(yōu)點(diǎn)，并且裝拆十分方便，對(duì)壓力與溫度波動(dòng)具有自適應(yīng)性，從而得到十分廣泛的應(yīng)用。根據(jù)GB/T 150.3—2011《壓力容器 第3部分：設(shè)計(jì)》的規(guī)定，這種密封結(jié)構(gòu)適應(yīng)于設(shè)計(jì)壓力6.4～35 MPa，溫度0～400 ℃，內(nèi)徑400～3 200 mm的范圍。但是，目前的標(biāo)準(zhǔn)和文獻(xiàn)沒有對(duì)高溫工況下雙錐密封系統(tǒng)各元件之間可能產(chǎn)生的熱膨脹差或?qū)嶋H操作過程中溫度波動(dòng)的影響進(jìn)行系統(tǒng)地考慮[1-13]。特別是，對(duì)于雙錐環(huán)的材料與平蓋、筒體端部的材料不一致時(shí)，造成有些設(shè)備在開停車及操作過程中出現(xiàn)泄漏現(xiàn)象。由于沒有可靠的理論解釋和計(jì)算方法，只能通過試驗(yàn)和有限元建模來進(jìn)行驗(yàn)證[4]。文獻(xiàn)[3]僅從泄漏試驗(yàn)來驗(yàn)證升溫過程對(duì)鋁墊片的密封性能影響不顯著；文獻(xiàn)[4]僅從數(shù)值模擬計(jì)算結(jié)果驗(yàn)證雙錐密封間隙大小對(duì)溫度波動(dòng)適應(yīng)性的影響；文獻(xiàn)[5]僅考慮了恒定高溫下由于材料力學(xué)性能降低對(duì)密封性能的影響；文獻(xiàn)[6]僅對(duì)操作過程中溫度波動(dòng)對(duì)密封性能的影響進(jìn)行了定性分析。因此，目前仍缺乏系統(tǒng)的理論分析和研究。

本文在文獻(xiàn)[1]的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步研究熱膨脹差對(duì)高壓雙錐密封性能的影響；運(yùn)用變形協(xié)調(diào)原理和內(nèi)力平衡方程，將預(yù)緊與操作兩個(gè)工況之間的熱膨脹差引入雙錐密封機(jī)理，提出“熱當(dāng)量間隙ΔU”的概念，并關(guān)注其對(duì)操作密封比壓q、拐點(diǎn)壓力pc、最小操作密封比壓qc的影響。同時(shí)，考慮熱當(dāng)量間隙后，推導(dǎo)在操作工況下的螺栓載荷Wo計(jì)算通用公式，并以此分析和解決實(shí)際高溫高壓容器雙錐密封的泄漏問題。

1 考慮熱膨脹差影響的雙錐密封系統(tǒng)的變形協(xié)調(diào)[14-15]

假設(shè)平蓋和筒體端部均為剛體(忽略其彈性變形，僅考慮熱膨脹引起的變形)，雙錐環(huán)只考慮徑向彈性變形，忽略其軸向壓縮和彎曲變形。

1.1 預(yù)緊工況雙錐密封系統(tǒng)的軸向變形總量

(1)

式中Wa——預(yù)緊工況時(shí)的螺栓載荷，N·mm；

LB——螺栓熱當(dāng)量長(zhǎng)度，mm，LB≈h1+h；

h1——平蓋在雙錐環(huán)密封槽處的最小厚度，mm；

h——雙錐環(huán)的有效高度，mm，h=(A+C)/2；

n——螺栓數(shù)量；

fB——單個(gè)螺栓的根部截面積，mm2；

EB,a——螺栓在常溫下的彈性模量,MPa。

1.2 操作工況雙錐密封系統(tǒng)的軸向變形總量

(2)

其中：

UZ=LBαB(TB-Ta)-δFαF(TF-Ta)

-hαR(TR-Ta)

UD=DG[αF(TF-Ta)-αR(TR-Ta)]

式中Wo——操作工況時(shí)的螺栓載荷,N·mm；

EB——螺栓在操作溫度下的彈性模量,MPa；

UZ,UD——系統(tǒng)的軸向熱膨脹松弛量和直徑方向熱膨脹松弛量，mm；

ΔD1——操作工況下雙錐環(huán)的殘余直徑壓縮量,mm；

αB，αF，αR——螺栓、法蘭蓋、雙錐環(huán)在操作溫度下的平均熱膨脹系數(shù),mm/(mm·℃)；

TB，TF，TR——螺栓、法蘭蓋、雙錐環(huán)在操作工況下的平均金屬溫度,℃；

Ta——預(yù)緊工況下的環(huán)境溫度，℃,一般取20 ℃;

δF——法蘭蓋的熱當(dāng)量厚度,mm，

δF≈h1+(A-C)/2；

DG——墊片壓緊力作用中心圓直徑，mm。

1.3 變形協(xié)調(diào)方程和熱當(dāng)量間隙

為了滿足操作工況下密封系統(tǒng)各元件之間仍保持接觸狀態(tài)，應(yīng)有Ua=U成立[10]。

令ΔU=-(UZtanα+UD)，ΔD0=2g+ΔU，得：

(3)

式中D0——在操作工況下，溫度為操作溫度、壓力p=0時(shí)的熱態(tài)初始直徑壓縮量,mm。

令ΔD=ΔD0-ΔD1，即：在操作工況下，壓力p=0時(shí)雙錐環(huán)的熱態(tài)初始直徑壓縮量ΔD0減去壓力上升至任意壓力(0

ΔU=[δFαF(TF-Ta)+hαR(TR-Ta)-LBαB

×(TB-Ta)]tanα+DG[αR(TR-Ta)

-αF(TF-Ta)]

ΔU就是熱當(dāng)量間隙，即：在操作工況下，溫度上升至操作溫度、介質(zhì)壓力p=0時(shí)，在預(yù)緊工況的初始直徑壓縮量2g的基礎(chǔ)上，因熱膨脹差引起的直徑壓縮量的增加值。當(dāng)ΔU>0，表示雙錐環(huán)被進(jìn)一步壓縮；當(dāng)ΔU<0，表示雙錐環(huán)被松弛。

于是，變形協(xié)調(diào)方程式(3)可簡(jiǎn)化為:

(4)

上面兩公式左邊就是螺栓在操作時(shí)相對(duì)于預(yù)緊時(shí)的伸長(zhǎng)增量ΔLB，可進(jìn)一步簡(jiǎn)化為:

(5)

式(5)與文獻(xiàn)[1]的幾何方程ΔD=ΔLtanα類似，但是，由式(4)可知,這里考慮了熱當(dāng)量間隙ΔU和高溫對(duì)螺栓材料彈性模量的影響系數(shù)EB/EB,a。

2 考慮熱當(dāng)量間隙的雙錐密封原理及公式推導(dǎo)

2.1 預(yù)緊工況

2.1.1 預(yù)緊工況下雙錐環(huán)的受力分析[6-7]

預(yù)緊工況下雙錐環(huán)受力分析如圖2所示。當(dāng)雙錐密封結(jié)構(gòu)預(yù)緊時(shí)，應(yīng)該保證的條件為：(1)密封面上的軟墊片要達(dá)到初始的密封條件；(2)雙錐環(huán)產(chǎn)生的徑向壓縮量足以消除雙錐環(huán)與平蓋支撐面之間的初始徑向間隙g。

圖2 雙錐環(huán)幾何尺寸與預(yù)緊工況下受力分析

(1)密封面上的軟墊片要達(dá)到初始的密封條件。

設(shè)軟墊片的預(yù)緊密封比壓qa,min=y，為實(shí)現(xiàn)預(yù)緊密封所需的螺栓預(yù)緊力Wa,1等于圖2(b)中密封面上的摩擦力Fm和接觸壓力N0在垂直方向上的分力之和：

(6)

其中：

(2)雙錐環(huán)產(chǎn)生的徑向壓縮量足以消除雙錐環(huán)與平蓋支撐面之間的初始徑向間隙g。

在預(yù)緊時(shí)，雙錐環(huán)會(huì)由于受壓而產(chǎn)生徑向收縮，這部分儲(chǔ)存的彈性能將在回彈時(shí)得到釋放。因此,為盡可能地增加回彈力，一般需要將雙錐環(huán)壓縮至初始徑向間隙g完全消除為止。此時(shí)，水平方向回彈力VR,a為 ：

(7)

式中fR——雙錐環(huán)的截面積，mm2,fR=AB-

式(7)表示了當(dāng)雙錐環(huán)直徑收縮2g時(shí)所引起的回彈力。這個(gè)周向均布力分別從雙錐環(huán)上下兩個(gè)錐面作用于平蓋和筒體端部的兩個(gè)密封錐面上，每個(gè)錐面所承擔(dān)的回彈力為VR,a/2，此力在軸向引起的分力FR,a就等于為消除初始徑向間隙g所需的螺栓預(yù)緊力Wa,2,即：FR,a=Wa,2。

(8)

(3)在預(yù)緊時(shí)，條件(1)，(2) 必須同時(shí)滿足。

實(shí)際預(yù)緊載荷Wa應(yīng)滿足：

Wa≥max(Wa,1,Wa,2)

(9)

由式(6)，(8)可知：當(dāng)直徑較小、y也較小時(shí)，Wa,1Wa,2。

在預(yù)緊時(shí)，由于必須是Wa>Wa,2，那么，在雙錐環(huán)內(nèi)側(cè)圓柱面和平蓋支撐圓柱面之間一定會(huì)產(chǎn)生一個(gè)額外的支撐反力Vg,a，根據(jù)水平內(nèi)力平衡方程，其大小為：

Vg,a=Va-VR,a

(10)

式中Va——摩擦力Fm和接觸壓力N0的合力在水平方向上的分力，N。

由圖2可知:

(11)

將式(6)中的y替換成qa，Wa,1替換成Wa，可得實(shí)際初始密封比壓qa：

(12)

2.1.2 螺栓預(yù)緊載荷的最小值

為了能實(shí)現(xiàn)初始密封，且消除初始間隙g，螺栓預(yù)緊載荷的最小值Wa,min應(yīng)取Wa,1，Wa,2二者的最大值，即：

Wa,min=max(Wa,1，Wa,2)

(13)

2.1.3 螺栓預(yù)緊載荷的最大值

螺栓預(yù)緊載荷的最大值Wa,max，一般是由軟墊片或雙錐環(huán)被壓潰的最大應(yīng)力qa,max=Sg,max決定的。Sg,max的取值參見文獻(xiàn)[16-17]。

將式(6)中的y替換成Sg,max，Wa,1替換成Wa,max，得：

(14)

2.2 操作工況下雙錐環(huán)的受力分析[6-7]

操作工況下雙錐環(huán)的受力分析如圖3所示。操作螺栓載荷Wo為以下四部分之和：

(1)作用在平蓋上的內(nèi)壓平衡的螺栓軸向力F；

(2)作用在雙錐環(huán)內(nèi)側(cè)圓柱面上的內(nèi)壓平衡的螺栓軸向力Fp；

(3)雙錐環(huán)水平方向回彈力平衡的螺栓軸向力FR；

(4)雙錐環(huán)水平方向受平蓋圓柱支撐面擠壓力平衡的螺栓軸向力Fg。

因此，根據(jù)垂直內(nèi)力平衡方程，螺栓載荷可表示為：

Wo=F+Fp+FR+Fg

(15)

圖3 操作工況下雙錐環(huán)受力分析

2.2.1 作用在平蓋上的內(nèi)壓平衡的螺栓軸向力F

(16)

2.2.2 作用在雙錐環(huán)內(nèi)側(cè)圓柱面上的內(nèi)壓平衡的螺栓軸向力Fp

當(dāng)工作壓力作用在雙錐環(huán)內(nèi)圓柱面上時(shí)會(huì)引起雙錐環(huán)的徑向擴(kuò)張，這個(gè)水平力Vp為:

Vp=πDGhp

(17)

由于雙錐環(huán)向外擴(kuò)張時(shí),平蓋和筒體端部相對(duì)雙錐環(huán)錐面向頂端移動(dòng)，相對(duì)運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)與預(yù)緊時(shí)的運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)相反，因而摩擦力Fm的方向也與預(yù)緊時(shí)相反。由力的平衡關(guān)系，可得雙錐環(huán)錐面處作用力的垂直分量Fp：

(18)

2.2.3 雙錐環(huán)水平方向回彈力平衡的螺栓軸向力FR

操作狀態(tài)下,雙錐環(huán)內(nèi)圓柱面與平蓋之間的直徑間隙ΔD會(huì)在0～ΔD0(即：2g+ΔU)的范圍內(nèi)變化;甚至，當(dāng)壓力p足夠大時(shí)，使雙錐環(huán)產(chǎn)生反向(拉伸)變形，但是不能超過(2g+ΔU),否則，雙錐環(huán)會(huì)產(chǎn)生塑性拉伸變形,造成棘輪垮塌失效。實(shí)際上，由于螺栓的剛度遠(yuǎn)大于雙錐環(huán)的剛度，加上雙錐環(huán)與平蓋和筒體端部為楔形密封，產(chǎn)生的直徑間隙ΔD會(huì)很小，一般還不到初始間隙的一半。

水平方向回彈力VR：

(19)

此時(shí)作用在一個(gè)錐面上的水平方向回彈力為VR/2,與雙錐環(huán)水平方向回彈力平衡的螺栓軸向力FR等于密封面上的摩擦力Fm和接觸壓力N在垂直方向上的分量之和：

(20)

假定雙錐環(huán)在操作狀態(tài)下,其內(nèi)圓柱面仍與平蓋支撐圓柱面接觸，即兩者間隙為零(ΔD=0，ΔD1=ΔD0)，這種情況下雙錐環(huán)的回彈力最大，即可得到VR,max和FR,max。

2.2.4 雙錐環(huán)水平方向受平蓋圓柱支撐面擠壓力平衡的螺栓軸向力Fg

在操作工況下，如果雙錐環(huán)的內(nèi)圓柱面仍與平蓋圓柱支撐面貼合(ΔD=0)，雙錐環(huán)所承受的水平擠壓力為Vg(Vg>0)，那么其引起的垂直螺栓載荷Fg為：

(21)

其中，Vg的計(jì)算公式參見第3.1節(jié)的式(28)。

當(dāng)p=0時(shí)，Vg最大，即可得到Vg,max。

2.2.5 操作工況下的螺栓載荷Wo

當(dāng)壓力上升至任意壓力(0≤p≤pmax，且p>pc)時(shí)，雙錐環(huán)的內(nèi)圓柱面與平蓋圓柱支撐面之間存在間隙(ΔD>0),那么雙錐環(huán)所承受的水平擠壓力為零(Vg=0)。于是，將式(16),(18),(20)代入式(15),即可得到操作工況下主螺栓載荷Wo：

(22)

當(dāng)壓力上升至任意壓力(0≤p≤pmax，且p≤pc)時(shí)，雙錐環(huán)的內(nèi)圓柱面與平蓋圓柱支撐面仍貼合(ΔD=0),那么雙錐環(huán)所承受的水平擠壓力Vg>0。于是，將式(16)，(18)，(20)，(21)代入式(15),即可得到操作工況下螺栓載荷Wo：

(23)

3 考慮ΔU后的操作密封比壓q和密封系數(shù)mp

設(shè)操作工況時(shí)的密封比壓為q，那么雙錐密封面上的法向接觸壓力[1]為:

N=πDGbq

(24)

根據(jù)圖3，可得其水平總分力為:

(25)

水平內(nèi)力平衡方程：

V=VR+Vp+Vg

(26)

式中Vg——雙錐環(huán)內(nèi)圓柱面與平蓋支撐面之間的相互擠壓力，N。

在預(yù)緊工況時(shí)，已知Vg,a=Va-VR,a；在操作工況時(shí)，Vg=V-VR-Vp，且存在以下4種情況。

(1)當(dāng)壓力還沒開始上升(p=0，ΔD=0，Vp=0)，僅溫度已達(dá)到操作溫度，此時(shí)V=VR,max+Vg,max。

(2)開始升壓，但是壓力還沒有上升到使雙錐環(huán)內(nèi)圓柱面離開平蓋支撐面(00)，此時(shí)V=VR,max+Vp+Vg。

(3)當(dāng)壓力上升到使雙錐環(huán)內(nèi)圓柱面剛剛離開平蓋支撐面(p=pc，ΔD=0，Vg=0)，此時(shí)V=VR,max+Vp。這個(gè)使貼合面即將分離的壓力pc稱為“拐點(diǎn)壓力”。

(4)當(dāng)壓力上升到使雙錐環(huán)內(nèi)圓柱面離開平蓋支撐面(p>pc，ΔD>0，Vg=0)，此時(shí)V=VR+Vp。

3.1 考慮0≤p0，即(1)和(2)兩種情況

由水平內(nèi)力平衡方程V=VR,max+Vp+Vg，可得密封比壓：

(27)

由式(4)和式(23)，聯(lián)立求出Vg：

×tan(α-ρ)]}

(28)

將上式代入式(27)，得:

(29)

在任意壓力p時(shí)的密封系數(shù)mp=q/p。

3.2 考慮pc≤p<∞，ΔD≥0，Vg=0，即(3)和(4)兩種情況

由水平內(nèi)力平衡方程V=VR+Vp，可得密封比壓：

(30)

由式(4)和式(22)，聯(lián)立求出ΔD：

(31)

將上式代入式(30)，得到：

q=Mp+N

(32)

其中：

注意：文獻(xiàn)[1]中相應(yīng)M，N公式的第二項(xiàng)的分母部分疑似漏掉了D1，否則，其量綱就不對(duì)了，導(dǎo)致其公式無(wú)法使用。

在任意壓力p時(shí)的密封系數(shù)mp=q/p。

4 拐點(diǎn)壓力pc、最小密封比壓qc、拐點(diǎn)密封系數(shù)mc[1,8]

將式(31)取值為0(即令ΔD=0)，可知拐點(diǎn)壓力pc為：

(33)

將上式和ΔD=0，ΔD0=2g+ΔU代入式(30),可得最小操作密封比壓qc為：

(34)

那么，與最小操作密封比壓qc對(duì)應(yīng)的拐點(diǎn)密封系數(shù)mc=qc/pc。

注意：對(duì)于全壓力區(qū)間(0≤p≤∞)，qc是對(duì)應(yīng)的最小操作密封比壓(見圖4(a))，但是，mc不是對(duì)應(yīng)的最小密封系數(shù)，密封系數(shù)隨壓力的增加而單調(diào)地減小(見圖4(b))。因此，mc只是拐點(diǎn)壓力pc對(duì)應(yīng)的拐點(diǎn)密封系數(shù)，而不是對(duì)應(yīng)的最小密封系數(shù)。也就是說,當(dāng)0≤p≤pc時(shí)，mc就是這一壓力區(qū)間的最小值；當(dāng)pc≤p≤∞時(shí)，mc就是這一壓力區(qū)間的最大值(見圖4(b)中任意一根mp-p曲線)。

5 本文方法與現(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)GB/T 150.3方法的對(duì)比分析

表1列出本文方法與現(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)GB/T 150.3中方法的對(duì)比分析。從表1得出如下結(jié)論。

(1)GB/T 150.3—2011中的預(yù)緊載荷僅考慮了Wa,1，默認(rèn)Wa,1>Wa,2始終成立，其實(shí)是考慮不周全的。

表1 本文方法與現(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)GB/T 150.3中方法的對(duì)比分析

因本文的實(shí)際操作螺栓載荷Wo的計(jì)算與實(shí)際預(yù)緊載荷Wa決定的拐點(diǎn)壓力pc有關(guān)，應(yīng)根據(jù)設(shè)計(jì)壓力pmax所處區(qū)間來確定采用哪個(gè)計(jì)算公式。

(3)由于GB/T 150.3中方法沒有考慮操作工況下的密封參數(shù)，就無(wú)法優(yōu)化預(yù)緊螺栓載荷Wa，也無(wú)法優(yōu)化密封結(jié)構(gòu)(軟墊片的m，y，Sg,max，雙錐環(huán)材料的ER，αR和雙錐環(huán)結(jié)構(gòu)尺寸b，h等)。

6 預(yù)緊載荷Wa對(duì)雙錐密封性能的影響分析

由上述分析可知，預(yù)緊載荷Wa增加，拐點(diǎn)壓力pc也隨之增加，而拐點(diǎn)密封系數(shù)mc反而下降。所以，即使mc>m,滿足操作密封要求，也不能保證在pc≤p≤pmax這段工作壓力區(qū)間時(shí)有mp>m。但是，如果pm能自動(dòng)滿足。

當(dāng)預(yù)緊載荷Wa增加到使拐點(diǎn)壓力接近、甚至超過設(shè)計(jì)壓力(pmax≤pc)時(shí)，臨界密封系數(shù)mc反而更小，此時(shí)，已成為“自緊密封+強(qiáng)制密封”。因?yàn)?，?≤p≤pmax的全工作壓力區(qū)間內(nèi)ΔD=0(雙錐環(huán)內(nèi)圓柱面一直沒有與平蓋圓柱支撐面分離)。這時(shí)，如果mc>m，可滿足全工作壓力區(qū)間內(nèi)的mp>m。但是，預(yù)緊載荷也不能太大，否則會(huì)導(dǎo)致雙錐環(huán)密封面因?qū)嶋H預(yù)緊比壓過大(qa>Sg,max)而被壓潰失效(即：當(dāng)有軟墊片時(shí)，墊片會(huì)被擠破或壓癟；當(dāng)沒有軟墊片時(shí)，雙錐環(huán)因擠壓塑性變形過大，最多使用一次，開蓋后就需要更換，甚至法蘭密封面都會(huì)被擠出壓痕)。因此，需要規(guī)定最大預(yù)緊載荷Wa,max；而且，當(dāng)沒有軟墊片時(shí)，需規(guī)定雙錐環(huán)材料的硬度要低于法蘭密封面材料的硬度HB20～HB30，以保護(hù)法蘭密封面。

典型的Wa對(duì)q-p曲線和mp-p曲線的影響見圖4。

(a)q-p曲線

(b)mp-p曲線

注：系列1和2對(duì)應(yīng)Wa-1的曲線，系列3和4對(duì)應(yīng)Wa-2的曲線，系列5和6對(duì)應(yīng)Wa-3的曲線，且Wa-1

圖4Wa對(duì)q-p曲線和mp-p曲線的影響

7 應(yīng)用實(shí)例[18-19]

7.1 實(shí)例基本情況

寧波某工廠于9年前從臺(tái)灣省購(gòu)買的多臺(tái)高壓換熱器，管箱采用從歐盟進(jìn)口的VECTOR專利雙錐密封，沒有采用軟墊片來隔離雙錐環(huán)和法蘭密封面(y=179.3 MPa，m=6.5)。水壓沒有問題，但是經(jīng)過幾次開停車后，發(fā)生了泄漏，每次修理需研磨管箱筒體端部和平蓋的密封錐面，并更換雙錐環(huán)。其密封環(huán)尺寸:A=44.3 mm，B=17.8 mm，C=30 mm，α=15°，D1=867.35 mm，比國(guó)內(nèi)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的要小，據(jù)說是經(jīng)過有限元分析優(yōu)化的結(jié)果，雖然對(duì)平蓋的削弱減少了，但是，密封不可靠。

委托某公司分析泄漏原因，并進(jìn)行改造。經(jīng)查看原計(jì)算書，發(fā)現(xiàn)原設(shè)計(jì)的初始間隙g(g=2.55 mm)高達(dá)0.294%D1，預(yù)緊載荷高達(dá)70%螺栓屈服極限。由于采用特殊的法蘭結(jié)構(gòu)，其預(yù)緊載荷被限定在由雙錐環(huán)的回彈力控制的預(yù)緊螺栓載荷Wa,2以內(nèi)，也不會(huì)產(chǎn)生平蓋圓柱支撐面對(duì)雙錐環(huán)內(nèi)圓柱面的支撐反力(Vg,a=Vg=0)，操作時(shí)的直徑間隙也可以認(rèn)為一直維持為零(ΔD=0)，這樣，雙錐環(huán)不會(huì)受到因預(yù)緊載荷過大而導(dǎo)致的過度擠壓塑性變形。但是，由于初始預(yù)緊間隙g過大，致使雙錐環(huán)被嚴(yán)重壓縮屈服變形，加上密封面為較軟的316L堆焊材料，而雙錐環(huán)為較硬的N06625材料，且在雙錐環(huán)和法蘭密封面之間沒有軟墊片，造成法蘭密封面在雙錐環(huán)的擠壓下就已經(jīng)被局部壓潰塑性變形，從而無(wú)法確保理論的預(yù)緊比壓qa和操作密封系數(shù)mc，mp與實(shí)際相符合，即：理論計(jì)算值失去了實(shí)際意義。于是，每打開一次，就要更換雙錐環(huán)，并研磨法蘭密封面，但是，開車后沒多久就滴漏不斷。改造前設(shè)計(jì)參數(shù)和計(jì)算結(jié)果見表2(2g或2g+ΔU的允許值是參考文獻(xiàn)[8]中的計(jì)算方法)。

表2 改造前雙錐密封的設(shè)計(jì)參數(shù)和計(jì)算結(jié)果

從圖2計(jì)算結(jié)果可以看出，各工況的2g+ΔU均大于允許值，特別是開車時(shí)超出允許值約1倍；首先，理論的預(yù)緊比壓qa就達(dá)不到設(shè)計(jì)規(guī)范要求的y值(由于沒有軟墊片，y值很大)；雖然水壓的理論密封系數(shù)(mc，mp)均達(dá)不到設(shè)計(jì)規(guī)范要求的m值，但是水壓密封合格，只能說明它們的加工精度高，加上冷水也是較為容易密封的緣故。

7.2 改造后的雙錐密封

采用堆焊來填平原法蘭密封面的凹槽，重新按GB/T 150.3—2011在內(nèi)徑側(cè)加工新的法蘭密封面，雙錐環(huán)采用316L材料，平蓋按標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)加厚并采用20MnMo堆焊316L材料。其密封環(huán)尺寸如下：A=71 mm，B=29 mm，C=36 mm，α=30°，D1=700 mm，初始間隙g按設(shè)計(jì)規(guī)范取中間值 0.1%D1(g=0.7 mm)，控制預(yù)緊載荷在Wa,min～Wa,max之間，并采用厚度為0.8 mm的柔性石墨軟墊片(y=2 MPa，m=20，Sg,max=415MPa[12])。改造后設(shè)計(jì)參數(shù)和計(jì)算結(jié)果見表3(2g或2g+ΔU的允許值是參考文獻(xiàn)[8]中的計(jì)算方法)。

表3 改造后雙錐密封的設(shè)計(jì)參數(shù)和計(jì)算結(jié)果

從圖3計(jì)算結(jié)果可以看出,僅設(shè)計(jì)和開車工況的2g+ΔU超出允許值的47%～73%；理論的預(yù)緊比壓qa和理論密封系數(shù)(mc，mp)均滿足設(shè)計(jì)規(guī)范要求的y值和m值，說明密封是可靠的。盡管設(shè)計(jì)和開車工況的2g+ΔU超出允許值，但是，其對(duì)應(yīng)的理論的預(yù)緊比壓qa和理論密封系數(shù)(mc，mp)均高出設(shè)計(jì)規(guī)范要求的y值和m值很多，可以彌補(bǔ)因過度壓縮變形引起的實(shí)際密封性能的下降。成功改造一臺(tái)后，又陸續(xù)由該公司改造了多臺(tái)類似的高壓管箱密封結(jié)構(gòu)。

上述計(jì)算結(jié)果，如按現(xiàn)有設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)GB/T 150.3—2011是無(wú)法得到的，也發(fā)現(xiàn)不了這些內(nèi)在問題。因此，希望標(biāo)準(zhǔn)修訂時(shí)能考慮上述因素，使雙錐密封設(shè)計(jì)更加可靠。

8 結(jié)語(yǔ)

(1)本文運(yùn)用變形協(xié)調(diào)原理和內(nèi)力平衡方程，系統(tǒng)地將熱當(dāng)量間隙ΔU引入雙錐密封機(jī)理，并推導(dǎo)了包含熱當(dāng)量間隙ΔU影響的操作密封比壓q、密封系數(shù)mp以及拐點(diǎn)壓力pc、最小密封比壓qc、拐點(diǎn)密封系數(shù)mc的計(jì)算公式。同時(shí)，推導(dǎo)了包含熱當(dāng)量間隙ΔU影響的、在操作工況下的螺栓載荷計(jì)算通用公式。

(2)GB 150.3—2011中的螺栓預(yù)緊載荷Wa，沒有考慮由軟墊片被壓潰的最大墊片應(yīng)力Sg，max決定的最大螺栓預(yù)緊載荷Wa,max的影響，這就造成實(shí)際預(yù)緊時(shí)的盲目性，而本文給出了系統(tǒng)的計(jì)算方法。

(4)通過改造實(shí)例說明，我國(guó)的雙錐密封設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)是可靠的，能適應(yīng)高溫高壓的開停車工況，不比國(guó)外的專利密封結(jié)構(gòu)差。

(5)建議GB/T 150.3—2011在修訂時(shí)，考慮熱當(dāng)量間隙ΔU對(duì)各種操作工況下的熱態(tài)初始直徑壓縮量ΔD0、最小密封比壓qc、操作工況的螺栓載荷Wo等計(jì)算公式的影響，進(jìn)一步完善設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)考慮的各種密封參數(shù)(q，mp)，使雙錐密封設(shè)計(jì)更加可靠。