鋼帶纏繞增強復(fù)合管螺栓法蘭式接頭密封性能分析

陳偉， 嚴俊偉，陳長，陳興陽，白勇

（1. 浙江省特種設(shè)備科學研究院， 杭州 310020；2. 浙江省特種設(shè)備安全檢測技術(shù)研究重點實驗室， 杭州 310020；3. 浙江大學建筑工程學院， 杭州 310058）

鋼帶纏繞增強復(fù)合管的接頭與接頭之間的連接方式包括焊接式和法蘭連接式。焊接式接頭屬于整體式對焊接頭，其結(jié)構(gòu)形式如圖1 所示。該接頭整體呈對稱式結(jié)構(gòu)，其兩端為包含有鋸齒環(huán)的內(nèi)外套筒，進行連接操作時，將需要連接的管道端部分別擠進套筒腔并扣緊即可，采用對焊接頭的管道具有更高的連接可靠性，但這種接頭對施工條件、操作人員技能和施工設(shè)備的要求較高。另一種連接方式為螺栓法蘭式連接，如圖2 所示。螺栓法蘭連接廣泛地應(yīng)用在各類海工設(shè)備中，具有操作簡單、連接可靠的優(yōu)點。螺栓法蘭式接頭在進行連接操作時，需要在法蘭之間的凹槽內(nèi)墊入金屬密封圈，通過對螺栓施加預(yù)緊力使金屬密封圈發(fā)生局部塑性變形，以填補凹槽內(nèi)的間隙而起到密封作用。就理論而言，只要按規(guī)范選用合適的密封圈，并在操作過程中對螺栓施加足夠的預(yù)緊力即可保證密封可靠性。但是隨著時間推移，螺栓連接副受到外部環(huán)境的腐蝕而松弛，發(fā)生塑性變形的密封圈不能完全回彈以填充凹槽對接界面之間的間隙，從而導致密封失效，發(fā)生泄漏。

圖1 對焊式接頭（用于管網(wǎng)中管道與管道連接）Fig.1 Coupling end fitting for pipe connection

圖2 法蘭式接頭（用于管道終端與設(shè)備連接）Fig.2 Flange end fitting for terminal connection

本文基于某實際工程項目，針對螺栓法蘭式接頭可能存在的泄漏問題，通過有限元方法對密封圈的密封性能進行校核。通過分析密封圈接觸面上接觸壓力的分布云圖確定密封不足的區(qū)域，從而對密封圈結(jié)構(gòu)進行改進，分析結(jié)果顯示改進后的密封圈密封效果明顯提升。同時通過有限元法測試了接頭在內(nèi)壓和外壓下的密封性能，確定了接頭密封性能的力學判定準則，得到的結(jié)論對接頭設(shè)計和工程實踐具有一定指導意義。

1 接頭密封分析

1.1 螺栓法蘭式接頭密封形式

接頭的初始結(jié)構(gòu)如圖3 所示，接頭主體與法蘭盤為分離式結(jié)構(gòu)。接頭對接面上有環(huán)向凹槽以容納密封圈，密封圈受到預(yù)緊力作用，產(chǎn)生局部塑性變形使唇面與凹槽斜面完美貼合形成可靠密封。接頭主體端部帶有凸緣，旋轉(zhuǎn)式法蘭卡在凸緣中并通過八副螺栓提供預(yù)緊力。預(yù)緊力的確定可參照ASME VIII-II-2010 中式-4.16.5，對于自緊式密封圈其密封參數(shù)m、y均為0，墊圈接觸直徑362.8 mm。管道內(nèi)部工作壓力為2176 PSI（15 MPa），則其軸向預(yù)緊力為[1-2]：

圖3 接頭的法蘭結(jié)構(gòu)形式Fig.3 Cross-section structure of flange connector

鋼帶管法蘭式接頭的泄漏路徑僅有可能出現(xiàn)在密封圈部位，因此可對接頭的主要結(jié)構(gòu)進行如圖4 所示處理，并導入ABAQUS，處理后的接頭分左右兩部分，中間為嵌入凹槽的八角環(huán)形金屬密封圈，尺寸按ASME B16. 20 標準通過管道的公稱直徑 （DN50）選擇[3]。模型中去掉螺栓并通過位移控制的方式施加預(yù)緊力，由金屬密封圈的工作原理可知，其材料硬度將略低于法蘭材料的硬度，因此密封圈的材料選為316 不銹鋼，法蘭材料選為12Cr2Mo1[4]，關(guān)鍵零部件材料屬性見表1。在分析步中首先對左邊法蘭施加0.5 mm 的軸向位移以模擬螺栓的預(yù)緊過程，定義使密封圈內(nèi)部大部分區(qū)域的Mises 應(yīng)力超過其屈服應(yīng)力的法蘭軸向位移為合理預(yù)緊位移，之后重新對法蘭施加合理預(yù)緊位移并對管道施加50 MPa 內(nèi)壓，研究施加內(nèi)壓前后密封圈與凹槽之間的接觸壓力變化趨勢。

圖4 簡化的接頭配置形式Fig.4 Simplified configuration of flange connector

表1 關(guān)鍵材料力學性能Table 1 Mechanical properties of some key materials applied on connector

1.2 密封圈應(yīng)力分析

316 不銹鋼的屈服強度為205 MPa，由圖6 可知法蘭軸向位移為0.05 mm 時，密封圈內(nèi)部Von Mises應(yīng)力最大值已超過390 MPa，密封圈與凹槽接觸的四個頂點位置已進入塑性應(yīng)變狀態(tài)。當位移達到0.15 mm 時，密封圈大部分部位都已進入塑性應(yīng)變狀態(tài)，與其貼合的凹槽也部分發(fā)生塑性應(yīng)變，二者形成過盈配合而起到密封作用。由圖6 可見密封圈與凹槽接觸面四個頂點部位的Mises 應(yīng)力水平最大。每個頂點處兩端部Mises 應(yīng)力稍微大于中間部分且應(yīng)力變化梯度很大，說明該處存在因接觸不良而產(chǎn)生的應(yīng)力集中現(xiàn)象[5]。

圖5 位移0.05 mm 時密封圈內(nèi)部Mises 應(yīng)力分布Fig.5 Mises stress distribution of gasket when displacement is 0.05 mm

圖6 不同時期密封圈內(nèi)部應(yīng)力分布Fig.6 Mises stress distribution at different loading steps

分別選取密封圈中接觸面邊緣部位、接觸面中間部位等四個點（圖6 中標注的4 點），提取該點上的Mises 應(yīng)力隨預(yù)緊位移的變化趨勢，如圖7 所示。由圖可見密封圈內(nèi)部不同位置的Mises 應(yīng)力水平差異較大，當位移達到0.15 mm 時，接觸線上的Mises 應(yīng)力為538 MPa，遠超密封圈材料屈服強度，說明已進入屈服狀態(tài)。密封圈中間部位的Mises 應(yīng)力小于密封圈材料屈服強度，說明在整個預(yù)緊過程中密封圈中間部位都為彈性變形。

圖7 密封圈不同位置Mises 應(yīng)力變化趨勢Fig.7 Mises stress variation at different location

1.3 接觸壓力分析

在預(yù)緊力作用下，密封圈與凹槽之間的接觸壓力決定了其密封性能，當管道內(nèi)壓超過密封圈與凹槽之間的接觸壓力時，即可能發(fā)生泄漏[6]。不同預(yù)緊力水平下密封圈會產(chǎn)生不同程度的塑性變形，從而提供初始密封性能。在密封圈與凹槽的接觸面上沿徑向標記多個點，并分別提取這些點的接觸壓力的變化趨勢，如圖8 所示。

圖8 接觸壓力標記點的位置Fig.8 Location of marked points

提取的不同位置接觸壓力變化如圖9 所示，將接觸線的位置進行非量綱化處理后，可見密封圈與凹槽的接觸壓力呈V 形變化趨勢，中間與端部之間的壓力差會隨著法蘭位移增大而逐漸增大，法蘭位移量為0.1 mm 時最大接觸壓力為430 MPa，最小接觸壓力僅為212 MPa。隨著法蘭位移量增大，最小接觸壓力逐漸增大，按文獻[5]所述，當接觸壓力與加載內(nèi)壓比值大于6 時即認為該處密封可靠，當法蘭位移量達到0.15 mm 后，接觸面上接觸壓力皆大于300 MPa且部分區(qū)域接觸壓力已超過其抗拉極限，這將造成密封圈內(nèi)部材料產(chǎn)生裂紋，使密封圈失效。

圖9 不同法蘭位移量對應(yīng)的接觸壓力隨位置變化趨勢Fig.9 Variation of contact pressure at different location

2 密封圈結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

針對密封圈內(nèi)部Mises 應(yīng)力接觸面接觸壓力分布情形，將密封圈的類型由八角環(huán)形密封圈置換為金屬透鏡密封圈[7]，其型號和尺寸按API 6A[8]和ASME B16. 20 選擇，密封圈唇面曲率半徑為1.5 倍密封圈半徑。建立接頭系統(tǒng)的三維模型重新計算，得到接頭系統(tǒng)整體Mises 應(yīng)力分布云圖，如圖10 所示，由圖可見法蘭部件和接頭大部分區(qū)域應(yīng)力非常小，而密封圈和與密封圈配合的凹槽部分的應(yīng)力變化較明顯。單獨將密封圈應(yīng)力變化趨勢提取出來，如圖11 所示，由圖可見，密封圈接觸面上應(yīng)力會隨著預(yù)緊位移增加而上升。當預(yù)緊位移逐漸增加而達到設(shè)定的0.12 mm，時接觸面上大部分區(qū)域Mises 應(yīng)力處于320 ～ 520 MPa之間，整個密封面上應(yīng)力分布均勻，應(yīng)變變化連續(xù)。由圖12 亦可見當預(yù)緊位移達到0.12 mm 時，整條接觸線上的接觸壓力都大于300 MPa，與加載內(nèi)壓50 MPa 的比值大于6，證明此時整條密封線都處于良好密封狀態(tài)。

圖10 接頭的整體應(yīng)力變化Fig.10 Variation of stress on each components of the connecter

圖11 密封圈接觸面上Mises 應(yīng)力云圖變化趨勢Fig.11 Variation of Mises stress on contact surface

圖12 改變密封圈截面形狀后沿密封線的接觸壓力變化趨勢Fig.12 Contact pressure distribution of gasket after structure redesign

3 螺栓法蘭接頭密封性能分析

連接器在已預(yù)緊狀態(tài)下需要對其密封性能進行分析，分析內(nèi)容包括檢測密封圈與凹槽接觸面在施加內(nèi)壓荷載后接觸壓力的變化。主要步驟為：① 在ABAQUS 中建立管道接頭模型，并在第一個分析步中以位移加載的方式對接頭進行預(yù)緊，預(yù)緊位移為0.12 mm，并在此基礎(chǔ)上施加邊界條件和內(nèi)壓荷載；② 根據(jù)API RP 17D[9]規(guī)范要求進行內(nèi)壓測試，初始壓力不大于規(guī)定試驗壓力的5%。本文算例中管道工作壓力為15 MPa，安全系數(shù)為5，因此試驗壓力約為75 ～ 80 MPa。密封測試中采用分級加壓方式，首先加載至50 MPa，然后加載至測試壓力75 MPa。在ABAQUS 中設(shè)定壓力加載步時長為1，初始步長為0.03，最小步長為0.01，最大步長為0.05，即初始壓力2 MPa，每級壓力增長不超過4 MPa，按此逐級增加至額定壓力50 MPa；③ 保壓30 min，然后新建分析步并設(shè)置同樣步長，逐級增壓至75 MPa，最后保壓30 min。

保壓過程是通過在兩級加壓過程中增加一個空分析步并將該分析步時長設(shè)置為3，但是在該分析步中不設(shè)置任何荷載、邊界條件或約束條件。荷載具體加載過程如圖13 所示，接頭系統(tǒng)的邊界條件和加載的內(nèi)壓示意圖如圖14 所示。

圖13 內(nèi)壓荷載下密封性能測試流程Fig.13 Test process of sealing capacity under internal pressure

圖14 內(nèi)壓荷載加載和邊界條件Fig.14 Illustration of load application and boundary condition

圖15 密封圈上接觸應(yīng)力云圖變化趨勢Fig.15 Variation of contact pressure distribution of gasket

文獻[10]中提到，對于非黏接柔性管接頭，壓力對接頭密封性的影響較為顯著，可能會使密封圈與套筒的貼合面部分區(qū)域的接觸壓力下降[10]。由于該分析案例中的管道內(nèi)套筒、密封圈、外錐面為徑向配合，如圖16 所示，當管內(nèi)壓力上升時，管體本身和密封圈會有一定程度的徑向變形，從而導致密封圈與接頭錐面之間的接觸壓力下降而使密封性能下降。而在本文分析案例中，法蘭接頭與密封圈是通過軸向組合并預(yù)緊而起到密封作用，當管內(nèi)受壓時管體本身、密封圈會同時發(fā)生徑向變形，接觸面之間的接觸狀態(tài)基本不會改變，因此接觸壓力變化亦不顯著[11]。

圖16 非黏接柔性管接頭密封結(jié)構(gòu) [10]Fig.16 Illustration of sealing mechnics of unbonded pipe connector [11]

圖17 展示了隨機選取的密封圈接觸面上四個點的接觸壓力變化趨勢，加載步0～1 表示預(yù)緊加載步，1～2 表示內(nèi)壓加載步?？梢娫陬A(yù)緊過程中接觸壓力會隨法蘭位移增加而不斷增大，密封圈的接觸面上不同位置的接觸壓力有所不同，但其量級都在350 ～ 500 MPa，即稍大于密封圈材料的屈服應(yīng)力值[4，12]，而在內(nèi)壓加載步中接觸壓力基本保持不變而維持在預(yù)緊狀態(tài)時的水平，由此說明內(nèi)壓對管道密封性能影響并不顯著。結(jié)合有限元分析結(jié)果，可確定密封可靠性的判定準則為：密封圈表面的接觸壓力介于其屈服強度與抗拉強度之間（205 ～ 520 MPa），即密封圈部分發(fā)生塑性變形。預(yù)緊及加載內(nèi)壓階段的應(yīng)力狀態(tài)和密封狀態(tài)如表2 所示。

圖17 接觸面上接觸壓力變化趨勢Fig.17 Variation of contact pressure on gasket contact surface

表2 預(yù)緊/內(nèi)壓荷載下密封圈應(yīng)力典型值對比Table 2 Typical stress of gasket under pretight/inter pressure step

4 結(jié)論與討論

螺栓法蘭式接頭密封功能是通過螺栓提供預(yù)緊力，并擠壓卡在兩法蘭之間的密封圈而實現(xiàn)。由于法蘭屬于標準件，確定管道尺寸、運行環(huán)境壓力、運輸介質(zhì)壓力等參數(shù)后，可通過ASME B16.5 等標準選取合適的法蘭類型。因此本章在分析法蘭式接頭的密封性能時，默認法蘭、擋肩等部件的強度足夠，在預(yù)緊和受荷載作用時不會失效，從而將密封圈及密封圈與凹槽唇面的貼合狀態(tài)作為分析重點。通過有限元分析確定了密封圈密封性能的力學判定準則：密封圈表面的接觸應(yīng)力介于其屈服強度和抗拉強度之間，從而使密封圈能部分發(fā)生塑性變形，增大貼合面積。測試顯示該型法蘭接頭在內(nèi)壓和外壓荷載下密封圈的應(yīng)力狀態(tài)和變形量都處于允許范圍內(nèi)，加載荷載后密封性能基本保持不變。

（1）接頭初始設(shè)計中，密封圈為八角環(huán)形金屬密封圈，預(yù)緊后容納密封圈的凹槽的張角會稍微變大，使得其唇面與密封圈不能很好貼合而影響密封效果。對密封圈進行重新選型，采用金屬透鏡密封圈，透鏡圓弧直徑為密封圈公稱直徑的1.5 倍。分析結(jié)果顯示，改進后的接頭的密封性能提升較大，密封圈表面為塑性變形而內(nèi)部為彈性變形，密封圈弧形凸面與凹槽唇面接觸良好，沒有出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，接觸壓力最大值與加載內(nèi)壓比值大于6。

（2）內(nèi)壓泄漏測試中，按規(guī)定程序加載荷載后密封圈接觸壓力會稍微下降，但接觸面仍為塑性應(yīng)變，接觸壓力最大值與內(nèi)壓比值仍大于6，證明75 MPa 的運行壓力不會影響接頭的密封效果。外壓測試結(jié)果顯示，1.5 倍的環(huán)境壓力不會使接頭發(fā)生泄漏，在預(yù)緊和壓力加載階段密封圈表面接觸壓力最大值大于400 MPa。綜上可見，采用金屬透鏡密封圈后，該型法蘭接頭密封性能良好，滿足設(shè)計要求。