罐車液相法蘭密封性能影響因素研究*

陳躍虎 錢鈺延 韓 進(jìn) 覃澤森 鄭逸翔 張 洋 王啟立

(1.中國礦業(yè)大學(xué)化工學(xué)院 江蘇徐州 221116; 2.江蘇省特種設(shè)備安全監(jiān)督檢驗研究院 江蘇徐州 221007)

罐體上的復(fù)雜氣液相管路、安全附件和承壓器件等常采用螺栓法蘭結(jié)構(gòu)實現(xiàn)連接或密封。罐體長時間受溫度變化和罐內(nèi)液體沖擊的相互作用，螺栓法蘭密封系統(tǒng)可能出現(xiàn)變形、蠕變和應(yīng)力松弛等變化，影響法蘭結(jié)構(gòu)的密封性能，造成罐車泄漏事故。罐車運載的介質(zhì)多為石化產(chǎn)品，極易發(fā)生火災(zāi)和爆炸等事故。

法蘭結(jié)構(gòu)的密封性能一直是國內(nèi)外學(xué)者研究的熱點。ZHU等[1]利用非線性有限元模型確定每個螺栓的初始預(yù)緊載荷，并進(jìn)行實驗驗證。BORTZ和WINK[2]考慮法蘭內(nèi)部的壓力作用，利用有限元模型分析內(nèi)壓作用對法蘭泄漏的影響，推導(dǎo)出評估法蘭泄漏的簡易規(guī)則。ALJUBOURY等[3]用ANSYS中壓力滲透準(zhǔn)則模擬螺栓法蘭的泄漏，得到螺栓載荷和泄漏點內(nèi)部壓力之間存在線性關(guān)系，螺栓載荷對泄漏點的影響隨著內(nèi)部壓力的增加而減少的結(jié)論。ABID和KHAN[4]對螺栓法蘭接頭進(jìn)行非線性有限元分析，研究了法蘭結(jié)構(gòu)在內(nèi)壓、軸向和彎曲載荷下的密封性能，并將分析結(jié)果和實驗結(jié)果進(jìn)行了比較，以驗證所開發(fā)的數(shù)值分析方法。ABID等[5]采用有限元模型分析了螺栓連接法蘭在內(nèi)壓載荷和溫度載荷下的強(qiáng)度和密封性能，確定了法蘭可以承受的聯(lián)合載荷范圍。RINO NELSON等[6]指出單雙墊片法蘭接頭承受內(nèi)壓載荷的能力隨溫度的升高而降低，在給定的螺栓預(yù)緊載荷和溫度下，雙墊片法蘭接頭的密封性能優(yōu)于單墊片。孫杰等人[7]對高溫工況下的墊片蠕變效應(yīng)進(jìn)行了研究，結(jié)果表明，當(dāng)溫度急劇變化時，墊片的蠕變效應(yīng)會加劇，從而使法蘭密封失效提前發(fā)生。羅從仁等[8]通過有限元模擬研究了溫度對墊片應(yīng)力的影響，結(jié)果表明，溫度升高墊片應(yīng)力會降低，且溫度升高過快會對墊片密封性造成不可逆的破壞。

上述關(guān)于法蘭密封的研究，僅分析法蘭在簡單環(huán)境中的失效情況，缺乏在復(fù)雜生產(chǎn)實際中的應(yīng)用。本文作者將法蘭失效分析方法和生產(chǎn)實際緊密貼合，將其應(yīng)用在罐車領(lǐng)域，拓寬其應(yīng)用范圍。文中以某型號液氨罐車為研究對象，分析該罐車液相法蘭的密封原理和影響密封性能的相關(guān)因素，并對其數(shù)值模擬分析，為罐車液相法蘭密封的設(shè)計和優(yōu)化提供了參考。

1 液相法蘭密封原理和影響因素

該型號液氨罐車液相密封的螺栓法蘭由螺栓、墊片和法蘭盤組成，采用凹面/凸面(MFM)的密封面型式。法蘭密封系統(tǒng)承受預(yù)緊載荷、介質(zhì)內(nèi)壓載荷、溫度熱載荷以及其他載荷。這些載荷影響螺栓密封性能，其中預(yù)緊載荷可使法蘭墊片在密封面上獲得墊片預(yù)緊應(yīng)力，墊片受壓后產(chǎn)生的變形量可以堵住密封表面的泄漏孔隙，實現(xiàn)密封；介質(zhì)壓力變化會引起密封結(jié)構(gòu)發(fā)生變形從而破壞密封條件；溫度波動產(chǎn)生的熱應(yīng)力會使法蘭密封結(jié)構(gòu)發(fā)生變形伸縮，當(dāng)變形不一致時可能會引起泄漏。

罐車液相法蘭結(jié)構(gòu)中起主要密封作用的是墊片，在液相法蘭中非金屬墊片使用較多，但其抗蠕變松弛性差，是導(dǎo)致法蘭系統(tǒng)密封性能失效的主要原因[9]。文中以常用的聚四氟乙烯(PTFE)墊片為例研究罐車液相法蘭的密封和泄漏，該墊片密封性能優(yōu)于其他墊片，但易出現(xiàn)蠕變冷流現(xiàn)象[10]。通常采用改性技術(shù)來提高PTFE墊片的綜合性能，但不可忽視改性后的蠕變松弛性[11]。在實際安裝過程中法蘭盤的密封面之間會產(chǎn)生部分凹陷區(qū)域，墊片的有效密封面積將會減少，影響法蘭密封性能?；谝陨峡紤]，文中從墊片失效變形、介質(zhì)內(nèi)壓載荷和溫度變化三方面研究其對法蘭密封系統(tǒng)的影響。

2 液相法蘭的有限元模型及模擬

2.1 液相法蘭物理模型

該型號液氨罐車的罐體設(shè)計壓力為1.91 MPa，設(shè)計溫度為50 ℃，工作溫度范圍為-40～50 ℃。其液相法蘭密封系統(tǒng)主要結(jié)構(gòu)部件及幾何參數(shù)見表1。根據(jù)法蘭具體尺寸對液相法蘭建模，幾何模型如圖1所示。法蘭各部件選用材料及特性參數(shù)見表2。

表1 液相法蘭系統(tǒng)各部件參數(shù)Table 1 Parameters of various components of liquid phase flange system

圖1 液相法蘭三維模型Fig.1 3D model of liquid phase flange

表2 液相法蘭的相關(guān)材料參數(shù)Table 2 Relevant material parameters of liquid phase flange

2.2 邊界條件

物體的面和面相切時即形成接觸，在罐車液相法蘭中存在很多接觸，在模擬過程中需要對其進(jìn)行初始設(shè)置。文中模型中，法蘭各部分的接觸和對應(yīng)約束如表3所示，在模擬過程中墊片的接觸設(shè)置非常重要，模擬時需要對其設(shè)為粗糙[12]，墊片的上表面和下表面設(shè)定為接觸面(Contact)、法蘭盤及凸緣的對應(yīng)表面設(shè)定為目標(biāo)面(Target)。液相法蘭凸緣外側(cè)與罐體相焊接，法蘭盤內(nèi)安裝液相緊急切斷閥后再焊接管路，模擬過程中需要對凸緣外側(cè)和法蘭內(nèi)側(cè)壁面分別施加固定約束(Fix Support)和位移約束(Displacement)。

表3 法蘭系統(tǒng)中接觸類型Table 3 Types of contact in the flange system

由前文分析可知液相螺栓法蘭所受載荷主要是螺栓預(yù)緊載荷、介質(zhì)內(nèi)壓載荷、溫度熱載荷，結(jié)合模型具體尺寸，用預(yù)緊工況時螺栓預(yù)緊載荷公式(1)[14]計算出理論預(yù)緊載荷為6.3 kN。查液氨對應(yīng)溫度下的蒸汽壓數(shù)據(jù)[13]，可知，在0、26、36、42 ℃時液氨的蒸汽壓值分別為0.43、1.03、1.39、1.64 MPa。結(jié)合當(dāng)?shù)貧鉁卦O(shè)置最低溫、正常和最高溫分別為-15、25、45 ℃。

Wa=πbDGy

(1)

式中：Wa為螺栓預(yù)緊載荷；DG為墊片載荷作用中心直徑；y為墊片預(yù)緊比壓；b為墊片的有效密封寬度。

2.3 網(wǎng)格劃分

墊片的網(wǎng)格劃分利用Workbench材料庫中墊片模型(Gasket Model)，再使用掃掠(Sweep)在其厚度方向上劃分一層網(wǎng)格，從而獲得墊片在后續(xù)模擬中的變形量和對應(yīng)的殘余壓應(yīng)力值。對液相法蘭凸緣、法蘭盤等其他部件采用六面體主導(dǎo)(Hex Dominant)劃分網(wǎng)格。以預(yù)緊工況下模擬結(jié)果中墊片的最大應(yīng)力為指標(biāo)進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗證，當(dāng)單元數(shù)為89 475、118 253和134 874時，最大應(yīng)力分別為17.35、19.55、20.12 MPa。綜合考慮計算時間與仿真誤差近似認(rèn)為網(wǎng)格數(shù)118 253可滿足網(wǎng)格無關(guān)性要求，最終設(shè)置全局尺寸大小為1.5 mm，對應(yīng)的節(jié)點數(shù)465 538個。建立的液相法蘭有限元模型如圖2所示。

圖2 液相法蘭有限元模型Fig.2 Finite element model of liquid phase flange

3 模擬結(jié)果和分析

3.1 預(yù)緊工況下密封墊片的變形失效

液氨罐車液相法蘭的緊急切斷閥安裝完成后，閥體的根部內(nèi)芯平面與法蘭盤密封面之間會形成如圖3所示的凹陷區(qū)域。為分析墊片此時的變形特征，對模型中的螺栓依次施加6.3 kN的預(yù)緊載荷，模擬時將預(yù)緊載荷設(shè)置為鎖定(Lock)，打開大變形(Large Deflection)選項，模擬結(jié)果如圖4所示。分析計算結(jié)果，密封墊片在凹陷區(qū)域出現(xiàn)屈曲變形，從外邊緣開始出現(xiàn)明顯的變形，沿螺栓的預(yù)緊方向(Y軸方向)有最大變形量0.94 mm，凹陷區(qū)域的徑向距離為6.80 mm，造成墊片損失20.9%的有效密封面積。此時墊片不能將密封表面存在的變形和間隙全部堵住，容易發(fā)生泄漏。模型計算的結(jié)果和圖5所示的失效密封墊片樣品的內(nèi)側(cè)屈曲凹陷變形一致，驗證模型計算的正確性。

圖3 切斷閥閥體與密封面之間的凹陷Fig.3 The depression between the shut-off valve body and the sealing surface

圖4 密封墊片凹陷區(qū)域變形模擬結(jié)果Fig.4 Simulation results of deformation in depression area of sealing gasket

圖5 失效密封墊片F(xiàn)ig.5 Failed sealing gasket in actual situation

前述模擬分析表明，液氨罐車液相法蘭的緊急切斷閥安裝完成后，閥根的內(nèi)芯平面與法蘭盤密封面之間會有凹陷區(qū)域，易造成法蘭密封失效。為此，可采取以下改善措施：一是在切割PTFE墊片內(nèi)徑時，應(yīng)參照法蘭密封面內(nèi)徑，保證墊片與密封面參數(shù)匹配；生產(chǎn)切斷閥時應(yīng)結(jié)合液相法蘭盤結(jié)構(gòu)調(diào)整閥體的幾何尺寸，保證閥體安裝后根部與法蘭盤密封面處于同一平面度，增加墊片的密封面積，提高液相法蘭的密封性能；法蘭在預(yù)緊過程中應(yīng)使用扭矩扳手按交叉預(yù)緊方法，加載至少1.5倍的理論計算預(yù)緊載荷進(jìn)行預(yù)緊操作。施加的預(yù)緊載荷，由螺栓擰緊扭矩公式[15]計算，即

T=1.5kWaDB/n

(2)

式中：k為擰緊力矩系數(shù)；DB為螺栓公稱直徑；n為螺柱個數(shù)。

k按經(jīng)驗取為0.29，Wa=6.3 kN，DB=16 mm，n=8個，計算得T=43.84 N·m，即每個螺母用扭矩扳手至少施加43.84 N·m的預(yù)緊扭矩，保證液相法蘭接頭的穩(wěn)定密封。

3.2 內(nèi)壓載荷對密封特性的影響

液氨是液化氣體，其飽和蒸汽壓受溫度影響較大，選取液氨在0、26、36、42 ℃時的蒸汽壓值作為內(nèi)壓載荷，即將內(nèi)壓載荷分別設(shè)置為0.43、1.03、1.39、1.64 MPa后進(jìn)行模擬分析，得到介質(zhì)內(nèi)壓載荷對應(yīng)的墊片殘余壓應(yīng)力云圖如圖6所示。殘余壓應(yīng)力沿墊片徑向方向不是平均分布，在徑向方向上創(chuàng)建路徑(Path)后，提取的墊片殘余壓應(yīng)力的最大值、最小值和平均值如表4所示?？梢姡S著介質(zhì)內(nèi)壓載荷增大，墊片的最大殘余應(yīng)力略微下降，平均殘余應(yīng)力和最小殘余應(yīng)力基本保持不變。當(dāng)墊片系數(shù)m與介質(zhì)內(nèi)壓載荷p的乘積小于墊片的殘余壓應(yīng)力時，滿足密封條件[16]。墊片最小殘余壓應(yīng)力值是決定密封條件的最小壓力值，根據(jù)表4結(jié)果，墊片所獲得的最小殘余壓應(yīng)力為6.99 MPa，最大的內(nèi)壓載荷p=1.64 MPa，所使用的PTFE墊片系數(shù)m=2.5，計算結(jié)果滿足密封條件。因此，表面液氨蒸汽壓的波動，不會對罐車液相法蘭系統(tǒng)的預(yù)緊狀態(tài)和密封性能產(chǎn)生明顯影響。

圖6 不同介質(zhì)內(nèi)壓下殘余壓應(yīng)力云圖(MPa)Fig.6 Residual compressive stress cloud chart of sealing gasket under different internal pressure load(MPa):(a)0.43 MPa;(b)1.03 MPa;(c)1.39 MPa;(d)1.64 MPa

表4 不同介質(zhì)內(nèi)壓條件下的應(yīng)力計算結(jié)果Table 4 Stress calculation results for internal pressure load

3.3 環(huán)境溫度對密封特性的影響

環(huán)境溫度變化時法蘭材料發(fā)生熱脹冷縮，在環(huán)境溫度與預(yù)緊載荷的耦合作用下，法蘭系統(tǒng)的初始變形協(xié)調(diào)關(guān)系會發(fā)生改變，影響法蘭系統(tǒng)的密封特性。結(jié)合當(dāng)?shù)貧鉁卦O(shè)置最低溫度、正常溫度和最高溫度分別為-15、25和45 ℃，不同溫度下對應(yīng)的墊片殘余壓應(yīng)力云圖如圖7所示。同理提取各項應(yīng)力值如表5所示。以環(huán)境溫度25 ℃為基準(zhǔn)，隨著溫度降低到-15 ℃時，墊片的殘余壓力應(yīng)力值平均降低11.0%，決定密封條件的最小壓力值降低19.7%；隨著溫度升高到45 ℃，墊片的殘余壓應(yīng)力值平均增加7.9%，決定密封條件的最小壓力值增加14.4%。溫度的升高和降低帶來的溫度載荷變化對法蘭的密封特性影響較大，因此當(dāng)工作溫度較基準(zhǔn)環(huán)境溫度明顯變化時，應(yīng)檢查法蘭密封狀態(tài)，或考慮對法蘭重新預(yù)緊，也可采取適當(dāng)增加預(yù)緊力。

圖7 不同溫度下墊片殘余壓應(yīng)力云圖(MPa)Fig.7 Residual compressive stress cloud chart of sealing gasket under different ambient temperature condition(MPa): (a)25 ℃;(b)-15 ℃;(c)45 ℃

表5 不同溫度條件下的應(yīng)力計算結(jié)果Table 5 Stress calculation results for different temperature conditions

4 結(jié)論

以某型號的液氨罐車為對象，建立有限元模型分析預(yù)緊工況下墊片的失效變形，以及內(nèi)壓載荷和環(huán)境溫度對罐車液相螺栓法蘭封頭的密封性能的影響，得到如下結(jié)論：

(1)罐車液相法蘭的緊急切斷閥根部內(nèi)芯平面和法蘭密封墊片之間存在部分凹陷，模擬結(jié)果表明墊片沿螺栓的預(yù)緊方向有最大變形量為0.94 mm，凹陷區(qū)域的徑向距離為6.80 mm，墊片的有效密封面積減少20.9%，大大降低法蘭接頭的密封性能。

(2)隨著罐車液相法蘭系統(tǒng)內(nèi)壓載荷的增大，墊片的最大殘余應(yīng)力略微下降，平均殘余應(yīng)力和最小殘余應(yīng)力基本保持不變。殘余壓應(yīng)力一直滿足密封條件，故介質(zhì)內(nèi)壓載荷的波動對罐車液相法蘭系統(tǒng)的預(yù)緊狀態(tài)和密封性能幾乎不產(chǎn)生影響。

(3)環(huán)境溫度由25 ℃降低到-15 ℃時，墊片的殘余壓力應(yīng)力值平均降幅為11.0%，最小壓力值降低19.7%；由25 ℃升高到45 ℃，墊片的殘余壓應(yīng)力值平均增幅7.9%，最小壓力值增加14.4%。溫度變化對殘余壓應(yīng)力值的影響較大，進(jìn)而影響法蘭的密封性能。因此當(dāng)溫度波動時，應(yīng)檢查液相法蘭的密封狀態(tài)。