壓力容器的可拆密封裝置形式很多,如中低壓容器中的螺紋連接、承插式連接和螺栓法蘭連接等,其中以結構簡單、裝配比較方便的螺栓法蘭連接用得最普遍。
管路補償接頭螺栓法蘭連接主要由法蘭、螺栓和墊片組成,如圖4-22所示。
螺栓的作用有兩個:一是提供預緊力實現初始密封,并保持操作時的密封;二是使螺栓法蘭連接變為可拆連接。
墊片裝在兩個法蘭中間,作用是防止容器發生泄漏。法蘭上有螺栓孔,以容納螺栓。螺栓力、墊片反力與作用在筒體中面上的壓力載荷不在同一直線上,管路補償接頭法蘭受到彎矩的作用,會發生彎曲變形。
螺栓法蘭連接設計的一般目的是:對于已知的墊片特性,確定安全、經濟的法蘭和螺栓尺寸,使接頭的泄漏率在工藝和環境允許范圍內,使接頭內的應力在材料允許范圍內,即確保密封性和結構完整性。
下面主要介紹密封裝置管路補償接頭的密封原理、影響密封的因素、密封結構的分類及選用原則、密封結構強度計算等內容。
1.密封機理及分類
(1)密封機理
下面以螺栓法蘭連接結構為例,說明其密封機理。
流體在密封口泄漏有兩條途徑:
一是“滲透泄漏”,即通過墊片材料本體毛細管的滲透泄漏,管路補償接頭除了受介質壓力、溫度、黏度、分子結構等流體狀態性質影響外,主要與墊片的結構與材料性質有關,可通過對滲透性墊片材料添加某些填充劑進行改良,或與不透性材料組合成型來避免“滲透泄漏”;
二是“界面泄漏”,即沿著墊片與壓緊面之間的泄漏,泄漏量大小主要與界面間隙尺寸有關。管路補償接頭壓緊面就是指上、下法蘭與墊片的接觸面。加工時壓緊面上凹凸不平的間隙及壓緊力不足是造成“界面泄漏”的直接原因。“界面泄漏”是密封失效的主要途徑。
防止流體泄漏的基本方法是在密封口增加流體流動的阻力,當介質通過密封口的阻力大于密封口兩側的介質壓力差時,介質就被密封。而介質通過密封口的阻力是借施加于壓緊面上的比壓力來實現的,作用在壓緊面上的密封比壓力越大,則介質通過密封口的阻力越大,越有利于密封。管路補償接頭螺栓法蘭連接的整個工作過程可用尚未預緊工況、預緊工況與操作工況來說明。
圖4-23 (a)為尚未預緊的工況。將上、下法蘭壓緊面和墊片的接觸處的微觀尺寸放大,可以看到它們的表面是凹凸不平的,這些凹凸不平處就是流體泄漏的通道。圖4-23 (b)為預緊工況。
擰緊螺栓,螺栓力通過法蘭壓緊面作用到墊片上。由于墊片的材料為非金屬、有色金屬或軟鋼,其強度和硬度比鋼制的法蘭低得多,因而當墊片表面單位面積上所受的壓緊力達到一定值時,管路補償接頭墊片便產生彈性或屈服變形,填滿上、下壓緊面處原有的凹凸不平處,堵塞了流體泄漏的通道,形成初始密封條件。
形成初始密封條件時墊片單位面積上所受的最小壓緊力,稱為“墊片比壓力”,用y 表示,單位為MPa。在預緊工況下,如墊片單位面積上所受的壓緊力小于比壓力y,介質即發生泄漏。
圖4-23 (c)為操作工況。此時通入介質,隨著介質壓力的上升,一方面,介質內壓引起的軸向力,將促使上下法蘭的壓緊面分離,墊片在預緊工況所形成的壓縮量隨之減少,壓緊面上的密封比壓力下降;另一方面,管路補償接頭墊片預緊時的彈性壓縮變形部分產生回彈,其壓縮變形的回彈量補償因螺栓伸長所引起的壓緊面分離,使作用在壓緊面上的密封比壓力仍能維持一定值以保持密封性能。
為保證在操作狀態時法蘭的密封性能而必須施加在墊片上的壓應力,稱為操作密封比壓。操作密封比壓往往用介質計算壓力的m 倍表示,這里m 稱為“墊片系數”,無因次。
(2)密封分類
根據獲得密封比壓力方法的不同,壓力容器密封可分為強制式密封和自緊式密封兩種。強制式密封是完全依靠連接件的作用力(如扳緊連接螺栓的預緊力)強行擠壓密封元件達到密封,因而需要較大的預緊力,管路補償接頭預緊力約為工作壓力產生的軸向力的1.1~1.6倍;而自緊式密封主要依靠容器內部的介質壓力壓緊密封元件實現密封,介質壓力越高,密封越可靠,
因而密封所需的預緊力較小,通常在工作壓力產生的軸向力的20%以下。自緊式密封根據密封元件的主要變形形式,又可分為軸向自緊式密封和徑向自緊式密封,前者的密封性能主要依靠密封元件的軸向剛度小于被連接件的軸向剛度來保證;后者管路補償接頭則主要依靠密封元件的徑向剛度小于被連接件的徑向剛度來實現。
另外,還有一種半自緊式密封,其密封結構按分類原則屬于非自緊式的強制式密封,但又具有一定的自緊性能,如高壓容器密封中的雙錐密封結構。
按被密封介質的壓力大小,壓力容器密封又可分為中低壓密封和高壓密封。中低壓密封以螺栓法蘭連接結構最為常用,它廣泛應用于容器的開孔接管和封頭與筒體的連接中,管路補償接頭屬于強制式密封。
2 影響密封性能的主要因素
影響密封性能的因素與密封結構有關。現以螺栓法蘭連接結構為例加以說明。
(1)螺栓預緊力
螺栓預緊力是影響密封的一個重要因素。預緊力必須使墊片壓緊以實現初始密封。適當提高螺栓預緊力可以增加墊片的密封能力,因為管路補償接頭加大預緊力可使墊片在正常工況下保留較大的接觸面比壓力。
但預緊力不宜過大,否則會使墊片整體屈服而喪失回彈能力,甚至將墊片擠出或壓壞。另外預緊力應盡可能均勻地作用到墊片上。管路補償接頭通常采取減小螺栓直徑、增加螺栓個數等措施來提高密封性能。
(2)墊片性能
墊片是密封結構中的重要元件,其變形能力和回彈能力是形成密封的必要條件。變形能力大的密封墊易填滿壓緊面上的間隙,并使預緊力不致太大;回彈能力大的密封墊,能適應操作壓力和溫度的波動。又因為墊片是與介質直接接觸的,管路補償接頭所以還應具有能適應介質的溫度、壓力和腐蝕等性能。
幾種常用墊片材料的比壓力y 和墊片系數m 見表4-9。這些數據是1943年Rossheim 和Markl推薦而沿用至今,大多為經驗數據,僅考慮了m 、y 值與管路補償接頭墊片材料、結構與厚度的關系。
但生產實踐和廣泛的研究表明,m 和y 值還與介質性質、壓力、溫度、壓緊面粗糙度等因素有關,而且m 和y 之間也存在內在聯系。
注:本表所列各種墊片的m 、y 值及適用的壓緊面形狀,均屬推薦性資料。采用本表推薦的墊片參數(m 、y)并按本章規定設計的法蘭,在一般使用條件下,管路補償接頭通常能得到比較滿意的使用效果。但在使用條件特別苛刻的場合,如在諸如氰化物介質中使用的墊片,其參數m 、y,應根據成熟的使用經驗謹慎確定。
(3)壓緊面的質量
壓緊面又稱密封面,它直接與墊片接觸。壓緊面的形狀和粗糙度應與墊片相匹配,一般來說,使用金屬墊片時其壓緊面的質量要求比使用非金屬墊片時高。壓緊面表面不允許有刀痕和劃痕;同時為了均勻地壓緊墊片,應管路補償接頭保證壓緊面的平面度和壓緊面與法蘭中心軸線的垂直度。
(4)法蘭剛度
因法蘭剛度不足而產生過大的翹曲變形(如圖4-24所示),往往是實際生產中造成螺栓法蘭連接密封失效的主要原因之一。管路補償接頭剛度大的法蘭變形小,可將螺栓預緊力均勻地傳遞給墊片,從而提高法蘭的密封性能。
法蘭剛度與很多因素有關,其中適當增加法蘭環的厚度、縮小螺栓中心圓直徑和增大法蘭環外徑,都能提高法蘭剛度,采用帶頸法蘭或增大錐頸部分尺寸,可顯著提高法蘭的抗彎能力。但無原則地提高法蘭剛度,將使管路補償接頭法蘭變得笨重,造價提高。
(5)操作條件
主要是指壓力、溫度及介質的物理化學性質對密封性能的影響。操作條件對密封的影響很復雜,單純的壓力及介質對密封的影響并不顯著,但在溫度的聯合作用下,尤其是波動的高溫下,會嚴重影響密封性能,甚至使密封因疲勞而完全失效。因為在高溫下,介質的黏度小,滲透性大,易泄漏;介質對墊片和法蘭的腐蝕作用加劇,增加了泄漏的可能性;管路補償接頭法蘭、螺栓和墊片均會產生較大的高溫蠕變與應力松弛,使密封失效;某些非金屬墊片還會加速老化、變質,甚至燒毀。
總之,影響螺栓法蘭連接密封性能的因素很多,管路補償接頭在密封設計時,應根據具體工況綜合考慮。
3 螺栓法蘭連接設計
3.1 法蘭結構類型及標準
法蘭有多種分類方法,如按法蘭接觸面寬窄,可分為寬面法蘭與窄面法蘭。法蘭的接觸面處在螺栓孔圓周以內的叫“窄面法蘭”;管路補償接頭法蘭的接觸面擴展到螺栓中心圓外側的叫“寬面法蘭”。按應用場合又可分為容器法蘭和管法蘭,與此相對應,法蘭標準也有容器法蘭和管法蘭兩大類。
(1)法蘭結構類型
法蘭的基本結構形式按組成法蘭的圓筒、法蘭環及錐頸三部分的整體性程度可分為松式法蘭、整體法蘭和任意式法蘭三種,如圖4-25所示。
① 松式法蘭 指法蘭不直接固定在殼體上或者雖固定而不能保證與殼體作為一個整體承受螺栓載荷的結構,如活管路補償接頭的套法蘭、螺紋法蘭、搭接法蘭等,這些法蘭可以帶頸或者不帶頸,見圖4-25 (a)~ (c)。
其中活套法蘭是典型的松式法蘭,其法蘭的力矩完全由法蘭環本身來承擔,對設備或管道不產生附加彎曲應力。因而適用于有色金屬和不銹鋼制設備或管道上,且法蘭可采用碳素鋼制作,以節約貴重金屬。但法蘭剛度小,厚度較厚,一般只適用于壓力較低的場合。
② 整體法蘭 將法蘭與殼體鍛或鑄成一體或經全熔透的平焊法蘭,見圖4-25 (d)~(f)所示。這種結構能保證殼體與法蘭同時受力,使法蘭厚度可適當減薄,但會在殼體上產生較大應力。其中管路補償接頭的帶頸法蘭可以提高法蘭與殼體的連接剛度,適用于壓力、溫度較高的重要場合。
③ 任意式法蘭 從結構來看,這種法蘭與殼體連成一體,但剛性介于整體法蘭和松式法蘭之間,見圖4-25 (g)~(i)。
(2)法蘭標準
為簡化計算、降低成本、增加互換性,世界各國都制定了一系列法蘭標準。實際使用時,應盡可能選用標準法蘭。只有使用大直徑、特殊工作參數和結構形式時才需自行設計。
法蘭標準根據用途分管法蘭和容器法蘭兩套標準。管路補償接頭相同公稱直徑、公稱壓力的管法蘭與容器法蘭的連接尺寸各不相同,二者不能相互套用。
選擇法蘭的主要參數是公稱壓力和公稱直徑。
① 公稱直徑 是容器和管道標準化后的尺寸系列,以DN 表示。對容器而言是指容器的內徑(用管子作筒體的容器除外);對于管子或管件而言,公稱直徑是指名義直徑,是與內徑相近的某個數值,公稱直徑相同的鋼管,外徑是相同的,由于厚度是變化的,所以內徑也是變化的,如DN100的無縫鋼管有?108×4、?108×4.5、?108×5等規格。容器與管道的公稱直徑應按國家標準規定的系列選用。
② 公稱壓力 是壓力容器或管道的標準化壓力等級,即按標準化要求將工作壓力劃分為若干個壓力等級。管路補償接頭指規定溫度下的最大工作壓力,也是一種經過標準化后的壓力數值。
在容器設計選用零部件時,應選取與設計壓力相近且又稍高一級的公稱壓力。當容器零部件設計溫度升高且影響金屬材料強度極限時,則要按更高一級的公稱壓力選取零部件。
國際通用的公稱壓力等級有兩大系列,即PN 系列和Class系列。歐洲等一些國家采用PN 系列表示公稱壓力等級,如PN2.5、PN40等;美國等一些國家習慣采用Class系列表示公稱壓力等級,如Class150、Class600等。要注意的是PN 和Class都是用來表示公稱壓力等級系列的符號,其本身并無量綱。
PN 系列的公稱壓力等級有2.5,6.0,10,16,25,40,63,100,160,250 等;Class系列中常用的公稱壓力等級有Class150,Class300,Class600,Class900,Class1500,Class2500等。
PN 和Class后面的數字并不代表法蘭實際所能承受的工作壓力,對于管路補償接頭給定的PN 或Class法蘭的最大允許工作壓力要根據法蘭材料和工作溫度,在相應法蘭標準的壓力-溫度額定值中查取。PN 系列與Class系列間的相互對應關系見表4-10。
③ 容器法蘭標準 中國壓力容器法蘭標準為NB/T47020~47027 《壓力容器法蘭、墊片、緊固件》。標準中給出了甲型平焊法蘭、乙型平焊法蘭和長頸對焊法蘭等三種法蘭的分類、技術條件、結構形式和尺寸,以及相關墊片、螺栓形式等。公稱壓力范圍為0.25~6.4MPa,公稱直徑為300~3000mm。
④ 管法蘭標準 國際上Class系列的管法蘭以ASME/ANSIB16.5 《管法蘭和附件》、ASME/ANSIB16.47 《大直徑鋼法蘭》標準為代表,PN 系列的管法蘭以EN1092.1~1092.4為代表。同一系列內,各國的管路補償接頭管法蘭標準基本上可以互相配套(指連接尺寸和密封面尺寸),但兩個系列之間不能互相配合,較明顯的區分標志為公稱壓力等級不同。
目前,中國管法蘭標準較多,主要有國家標準GB/T9112~9125 《鋼制管法蘭》,機械行業標準JB/T74~86.2 《管路法蘭》以及化工行業標準HG/T20592~20635 《鋼制管法蘭、墊片、緊固件》(包括PN 系列和Class系列)等。考慮到HG/T20592~20635管法蘭標準系列的管路補償接頭適用范圍廣、材料品種齊全,在選用管法蘭時建議優先采用該標準。
⑤ 標準法蘭的選用 法蘭應根據容器或管道公稱直徑、公稱壓力、工作溫度、工作介質特性以及法蘭材料進行選用。
容器法蘭的公稱壓力是以16Mn或Q345R 在200℃時的最高工作壓力為依據制定的,因此當法蘭材料和工作溫度不同時,最大工作壓力將降低或升高。
不管是容器法蘭標準還是管法蘭標準,都會有一個壓力-溫度額定值表。在選用標準法蘭時,應首先按法蘭的設計溫度和材料(或材料類別),在該標準的壓力-溫度額定值表中查得一個法蘭的最大允許工作壓力,使得該最大允許工作壓力大于法蘭的設計壓力,然后將該最大允許工作壓力所對應的公稱壓力作為所選用的標準法蘭的壓力等級。
例如,PN2.5長頸對焊法蘭(NB/T47023),在設計溫度為-20~200℃時的最大允許工作壓力為2.5MPa,但在設計溫度為400℃時,它的最高允許工作壓力將僅為1.93MPa;若管路補償接頭的法蘭材料改用20鋼,則在-20~200℃時的最大允許工作壓力就僅為1.81MPa,而設計溫度如升高到400℃時,最大允許工作壓力更將降為1.26MPa。
3.2 法蘭密封面和墊片的選擇
螺栓法蘭連接設計關鍵要解決兩個問題:一是保證連接處“緊密不漏”;二是法蘭應具有足夠的強度,不致因受力而破壞。實際應用中,螺栓法蘭連接很少因強度不足而破壞,大多因密封性能不良而導致泄漏。因此密封設計是螺栓法蘭連接中的重要環節,而密封性能的優劣又與壓緊面和墊片有關。管路補償接頭下面主要介紹法蘭壓緊面及墊片的選用。
(1)法蘭壓緊面的選擇
壓緊面主要應根據工藝條件、密封口徑以及墊片等進行選擇。常用的壓緊面形式有全平面[圖4-26 (a)]、突面[圖4-26 (b)]、凹凸面[圖4-26 (c)]、榫槽面[圖4-26 (d)]及環連接面(或稱T形槽)[圖4-26 (e)]等,其中以突面、凹凸面、榫槽面最為常用。
突面結構簡單,加工方便,裝卸容易,且便于進行防腐襯里。壓緊面可以做成平滑的,也可以在壓緊面上開2~4條、寬×深為0.8mm×0.4mm、管路補償接頭截面為三角形的周向溝槽,這種帶溝槽的突面能較為有效地防止非金屬墊片被擠出壓緊面,因而適用場合更廣。
一般完全平滑的突面僅適用于公稱壓力≤2.5MPa場合,帶溝槽后容器法蘭可用至6.4MPa,管法蘭甚至可用至25~42MPa,但隨著公稱壓力的提高,適用的公稱直徑相應減小。
凹凸壓緊面安裝時易于對中,還能有效地防止墊片被擠出壓緊面,適用于公稱壓力≤6.4MPa的容器法蘭和管法蘭。
榫槽壓緊面是由一個榫面和一個槽面相配合構成,墊片安放在槽內。由于墊片較窄,并受槽面的阻擋,所以不會被擠出壓緊面,且少受介質的沖刷和腐蝕,所需螺栓力相應較小,但結構復雜,更換管路補償接頭的墊片較難,只適用于易燃、易爆和高度或極度毒性危害介質等重要場合。
(2)墊片的選擇
墊片是螺栓法蘭連接的核心,密封效果的好壞主要取決于墊片的密封性能。設計時,主要應管路補償接頭根據介質特性、壓力、溫度和壓緊面的形狀來選擇墊片的結構形式、材料和尺寸,同時兼顧價格、制造和更換是否方便等因素。
基本要求是制作墊片的材料不污染工作介質、耐腐蝕、具有良好的變形能力和回彈能力,以及在工作溫度下不易變質硬化或軟化等。對于化工、石油、輕工、食品等生產中常用的介質,可以參閱表4-11選用墊片。
3.3 非標法蘭設計方法簡介
3.3.1 Waters方法
螺栓法蘭連接結構的失效模式既有強度失效又有密封失效,而這兩種失效中,密封失效又是主要的失效模式。但由于首先被認識到的是結構的強度失效以及在研究基于密封失效的設計方法中所遇到的困難,長期以來,各國規范和標準主要采用了以彈性分析為基礎的強度設計方法,使用最為廣泛的是Waters法(或又稱為Taylor-Forge法)。
Waters法的力學模型是將法蘭結構分成殼體、錐頸和法蘭環三部分(見圖4-27),殼體、錐頸部分受到壓力的作用,法蘭環受到壓力、墊片反力和螺栓力的作用,根據這三部分在連接處的變形協調方程求得邊緣力和邊緣力矩,然后,分別計算管路補償接頭、殼體、錐頸、法蘭環在外載荷、邊緣力和邊緣力矩作用下的應力。Waters法在推導中作了如下的假定:
ⅰ. 法蘭環和殼體(或接管)均處在彈性狀態,即不發生屈服或蠕變;
ⅱ. 作用于法蘭的外力矩,近似地認為由均勻作用于法蘭環內外圓周上的力所組成的力偶來代替;
ⅲ. 把法蘭環視為一矩形截面的圓環或環板,在外力矩作用下,矩形截面的變形只是使橫截面旋轉一定的角度θ,法蘭的截面并不發生任何畸變和彎曲;
ⅳ. 將螺栓孔的影響略去,把管路補償接頭的法蘭視為實心圓環或環板;
ⅴ. 法蘭環和殼體都只受螺栓力所引起的力矩作用,忽略介質內壓(或外壓)對法蘭環或殼體直接引起的應力。
使用Waters法對法蘭結構進行分析時還假定,為了達到密封的目的,在法蘭的預緊工況和操作工況下,管路補償接頭的墊片反力必須達到一定的數值。預緊工況下所需要的單位面積上的墊片反力為y,而操作工況下所需要的單位面積上的墊片反力以2mp 表示。
其中,p 是計算壓力,m 為一無量綱常數。y 與m 稱為墊片常數,這兩個參數只與所選用的墊片有關,而與壓力、溫度、介質等使用條件無關,中國壓力容器標準GB150中給出了一些常用墊片的y 與m 值(見表4-9)。
按Waters法進行法蘭設計應按以下步驟。
(1)選定法蘭結構
管路補償接頭按工藝操作條件所給出的壓力、溫度、介質的危害程度等確定法蘭形式、密封面的形式、墊片種類和尺寸以及大部分法蘭的結構尺寸。
在按操作條件確定了法蘭形式以后,法蘭的內徑和外徑、錐頸高度等結構尺寸可參考相近公稱直徑的標準法蘭。
墊片是螺栓法蘭連接的核心,密封效果的好壞主要取決于墊片的密封性能。設計時,主要應根據介質特性、壓力、溫度和壓緊面的形狀來選擇墊片的結構形式、材料和尺寸,同時兼顧價格、制造和更換是否方便等因素。
基本要求是制作墊片的材料不污染工作介質、耐腐蝕、具有良好的變形能力和回彈能力,以及在工作溫度下不易變質硬化或軟化等。對于化工、石油、輕工、食品等生產中常用的介質,可以參閱表4-9選用墊片。
(2)螺栓設計
根據密封所需壓緊力大小計算螺栓載荷,選擇合適的螺栓材料,管路補償接頭計算螺栓直徑與個數,按螺紋和螺栓標準確定螺栓尺寸,最后驗算螺栓間距。
① 墊片壓緊力 已知墊片材料的性能(m ,y)及墊片的計算密封寬度,就可計算出一定直徑和壓力下墊片所需的壓緊力。
預緊時需要的壓緊力按式(4-60)計算
Fa =πDGby (4-60)
式中
Fa ———預緊狀態下,需要的最小墊片壓緊力,N;
b———墊片有效密封寬度,mm;
DG ———墊片壓緊力作用中心圓計算直徑,mm;
當密封基本寬度bo≤6.4mm 時,DG 等于墊片接觸的平均直徑;
當密封基本寬度bo>6.4mm 時,DG 等于墊片接觸的外徑減去2b;
y———墊片比壓力,由表4-9查得,MPa。
操作時需要的壓緊力由操作密封比壓引起,由于原始定義m 時是取2倍墊片有效接觸面積上的壓緊載荷等于操作壓力的m 倍,所以管路補償接頭計算時操作密封比壓應為2mpc,則
Fp =2πDGbmpc (4-61)
式中 Fp ———操作狀態下,需要的最小墊片壓緊力,N;
m ———墊片系數,由表4-9查得;
pc———計算壓力,MPa。
需要注意的是,式(4-60)和式(4-61)中用以計算接觸面積的墊片寬度不是墊片的實
際寬度,而是它的一部分,即密封基本寬度bo,其大小與壓緊面形狀有關,見表4-12。在bo 的寬度范圍內,比壓力y 視作均勻分布。
當墊片較寬時,由于螺栓載荷和內壓的作用使管路補償接頭的法蘭發生偏轉,因此墊片外側比內側壓得緊一些,為此實際計算中墊片寬度要比bo 更小一些,稱為有效密封寬度b,它與密封基本寬度bo 的關系如下:
當bo≤6.4mm 時,b=bo;
當bo>6.4mm 時,b=2.53bo
① 當鋸齒深度不超過0.4mm,齒距不超過0.8mm 時,應采用1b或1d的壓緊面形狀。
② 螺栓載荷計算 預緊狀態下,需要的最小螺栓載荷等于保證墊片初始密封所需的壓緊力,故可按式(4-62)計算,即
式中 Wa ———預緊狀態下需要的最小螺栓載荷,N。
操作狀態下需要的最小螺栓載荷由兩部分組成:介質產生的軸向力和保持墊片密封所需的墊片壓緊力,即
式中 Wp ———操作狀態下需要的最小螺栓載荷,N。
③ 螺栓設計 通常螺栓與螺母應采用不同材料或同種材料但不同的熱處理條件,使其具有不同的硬度,管路補償接頭的螺栓材料硬度應比螺母高30HB以上。
為了保證預緊和操作時都能形成可靠的密封,應分別求出兩種工況下螺栓的截面積,擇其大者為所需螺栓截面積,從而確定螺栓直徑與個數。
預緊狀態下,按常溫計算,螺栓所需截面積Aa 為
式中 [σ]b———常溫下螺栓材料的許用應力,MPa。
操作狀態下,按螺栓設計溫度計算,螺栓所需截面積Ap
式中 [σ]tb———設計溫度下螺栓材料的許用應力,MPa。
需要的螺栓截面積Am 取Aa 與Ap 中較大值。由Am 即可確定螺栓直徑與個數
式中 do———螺紋根徑或螺栓最小截面直徑,mm;
n———螺栓個數。
設計時,do 與n 是互相關聯的未知數,一般先根據經驗或參考有關標準假設螺栓個數n (n 應為偶數,最好為4的倍數),算出螺栓根徑do,然后根據螺栓標準,將do 圓整為螺紋根徑,并使實際螺栓截面積不小于Am 。小直徑螺栓擰緊時容易折斷,所以管路補償接頭的螺栓公稱直徑一般不應小于M12。
確定螺栓個數時不僅要考慮螺栓法蘭連接的密封性,還要考慮安裝的方便。螺栓個數多,墊片受力均勻,密封效果好。但螺栓個數太多,螺栓間距變小,可能放不下扳手,引起裝拆困難。
法蘭環上兩個螺栓孔中心距L︵=πDb/n應在(3.5~4)dB 的范圍。若螺栓間距太大,在螺栓孔之間將引起附加的法蘭彎矩,且墊片受力不均導致密封性下降,為此螺栓最大間距不得超過式(4-67)所確定的數值
式中 dB ———螺栓公稱直徑,mm;
δf ———法蘭有效厚度,mm。
法蘭的最小徑向尺寸LA 、Le 及螺栓間距L︵的最小值按表4-13選取。
注:A 組數據適用于圖(a)所示的帶頸法蘭結構;
B 組數據適用于圖(b)所示的焊制法蘭結構。
(3)法蘭力矩計算
同螺栓設計一樣,計算法蘭受到的扭矩也應考慮預緊和操作兩個工況。在預緊工況中僅由墊片反力和螺栓力所產生的力矩作用在法蘭上。這時,考慮到管路補償接頭的螺栓裝配時預緊力矩的不確定性,標準中規定螺栓力為
所產生的扭矩為
Ma =WLG (4-69)
式中 Am ———所需要的螺栓截面積,mm2;
Ab———實際的螺栓截面積,mm2;
LG ———螺栓中心至墊片力作用點的距離,mm。
操作工況下的法蘭力矩Mp 可通過作用在筒體和法蘭環上的壓力以及作用在密封面上的墊片反力對螺栓中心取矩得到。然后,取法蘭設計力矩為
(4)應力計算和校核
殼體、錐頸、法蘭環之間作用的邊緣力和邊緣力矩可以通過三者的變形協調得到,并以法蘭設計力矩Mo 表示,這樣便可計算得到錐頸大、小端的應力以及法蘭環中的應力。具體應力計算表達式可見參考文獻[2]。
在壓力容器設計中,對于法蘭連接結構,不但要避免其強度失效,更要避免其密封失效。因此,壓力容器標準中法蘭設計規定的強度條件實際上是采用管路補償接頭的限制法蘭環中的應力來同時限制法蘭變形。
考慮到法蘭環中的最大應力與法蘭變形成線性關系,雖然,當法蘭環中的某一點應力達到屈服強度時,法蘭環中其他部位的應力水平還處在一個很低的水平,即法蘭環仍存在很充裕的承載強度,但為了控制法蘭環的扭轉變形以滿足一定的密封要求,在壓力容器標準中規定法蘭環中的最大徑向應力σR 和最大環向應力σT 需滿足:
Waters方法自1940年被ASME引入其鍋爐和壓力容器設計規范以來,相繼為中國GB150.3、英國PD5500、法國CODAP2000、日本JISB8265、歐盟EN13445.3等壓力容器規范或標準所引用。
大半個世紀以來,雖然該方法沒有實質性的變化,但迄今為止仍是國際上最廣為接受的法蘭設計方法。實踐表明,按照該方法設計的絕大多管路補償接頭的數法蘭沒有因設計問題而發生明顯的泄漏事故。但是在實際使用中發現該方法存在如下幾個問題,以致造成少數按規范設計的螺栓法蘭接頭發生泄漏。
ⅰ.Waters方法采用墊片系數m 和墊片比壓力y 來簡化法蘭設計計算,但未能真實反映墊片的密封行為。m 和y 是基于經驗和某些試驗的,沒有理論依據,不能基于這些系數確定的墊片應力來預測法蘭接頭的泄漏率,且自進入ASME設計規范以來,這些數據幾無變化,更別說對替代石棉材料和新型墊片給出相應的數據了。
ⅱ.Waters方法無法得到實際密封所需要的螺栓載荷,由其計算得到的螺栓載荷僅用于確定螺栓和法蘭的尺寸,與安裝時所需的實際螺栓載荷不一致,后者往往遠大于前者。這可能因螺栓載荷不足而不能保證在所有變動工況下都能滿足密封要求,或可能因管路補償接頭的螺栓載荷過大而導致法蘭、螺栓發生屈服,墊片過分壓縮使其回彈不足或者壓潰而造成泄漏。
ⅲ.Waters方法沒有考慮流體靜壓力作用下墊片-螺栓-法蘭間的機械相互作用,溫度瞬變時螺栓與法蘭不同熱膨脹可能引起的螺栓載荷變化,也沒有考慮各個部件材料在高溫下蠕變/松弛的影響。這些因素在溫度瞬變、壓力波動時會導致螺栓法蘭連接接頭的泄漏。
針對上述問題,近年來ASME 對Waters法蘭設計方法進行了某些改進。這主要體現在:增加法蘭剛度校核的要求,規定整體法蘭和松式法蘭的轉角應分別小于等于0.3°和0.2°,以通過限制法蘭轉角控制其泄漏;考慮到大多數螺栓法蘭連接接頭泄漏是由于安裝問題,增加安裝法蘭時應遵循ASMEPCC-1 《壓力邊界螺栓法蘭連接安裝指南》的條款,包括安裝螺栓載荷選取方法、減少管路補償接頭的法蘭接頭泄漏的非設計因素等。對設計未考慮的安裝、高溫、法蘭轉動等實際問題,ASME Ⅷ-1早就在非規定性附錄S中給予了詮釋和建議。
3.3.2 基于泄漏率的設計方法
正常設計的法蘭失效案例中,因強度不足的失效很少,而泄漏失效則并非罕見。因此,法蘭設計除了應滿足強度失效設計準則外,更核心的是應滿足泄漏失效設計準則。設計人員需要確定一個允許的泄漏率,以設計法蘭接頭的泄漏率不超過允許泄漏率作為泄漏失效判據。
自 20世紀70年代以來,國際上先后出現了基于泄漏率的法蘭設計方法,有的已納入壓力容器或壓力管道設計規范或標準。這些方法中,最具代表性的有兩個,即美國壓力容器研究委員會(PVRC)提出的法蘭設計方法(以下簡稱為“PVRC方法”)和歐洲標準委員會(CEN)提出的法蘭設計方法(以下簡稱為“EN 方法”)。
(1)PVRC方法
從20 世紀70 年代開始,PVRC 長期致力于螺栓法蘭連接接頭密封設計方法研究。
PVRC認為所有法蘭接頭都會發生泄漏,法蘭設計的宗旨是使所設計的螺栓法蘭連接接頭在所有載荷工況下,管路補償接頭不超過密封流體所允許的泄漏率。
PVRC方法最顯著的特征是引入了緊密度概念,建立了流體壓力和泄漏率之間的關聯關系。該方法將螺栓法蘭連接接頭的泄漏失效判據定義為五個緊密度等級,每個緊密度等級對應一定水平的質量泄漏率,相鄰緊密度等級的質量泄漏率相差兩個數量級。例如,T2級為標準級,相應的單位墊片直徑的質量泄漏率為2×10-3mg/(mm·s);T3級為緊密級,其質量泄漏率為2×10-5mg/(mm·s)。
法蘭設計時首先要選擇緊密度等級,使設計的接頭泄漏率不超過該緊密度等級下的允許泄漏率。這就意味著更高的緊密度等級需要更大的螺栓和更厚的法蘭,而選取哪一緊密度等級作為設計法蘭的密封判據,則取決于所設計設備的工藝條件、操作工況和生態環保等要求。例如,T2級適用于一般性密封要求,而T5級則用于核電、宇航等重要場合。
PVRC方法的另一個特征是以試驗數據為基礎建立了新的墊片設計參數,即用通過關聯緊密度與墊片應力的雙對數關系獲得的墊片設計參數(a、Gb、Gs)替代m 和y。管路補償接頭這些新的墊片設計參數源自PVRC對過去和新型墊片進行的大量試驗數據,并與緊密度等級對應的允許泄漏率相關。
PVRC方法先要選定緊密度等級,根據墊片設計參數,計算預緊工況和操作工況下達到設計緊密度要求的最小墊片應力和螺栓載荷,再按Waters方法同樣的步驟和方法進行法蘭強度、剛度校核。
在工程應用中,PVRC方法仍面臨諸多問題。例如,如何確定合適的緊密度;設計的緊密度不等同于實際泄漏水平。故該方法仍未進入ASME規范,還需要做進一步的驗證、完善和改進。
(2)EN 方法
從20世紀90年代以來,歐洲標準化委員會(CEN)在對法蘭設計方法開展系列研究的同時,吸收了部分PVRC研究成果。2001年,頒布了EN1591-1 《法蘭及其接頭———帶墊片圓形法蘭連接設計規則第1部分:計算方法》(最新版本2013年)和EN1591-2 《法蘭及其接頭———管路補償接頭的帶墊片圓形法蘭連接設計規則第2部分:墊片參數》(最新版本2008年),即EN方法。2002年,EN方法進入EN13445 《非直接接觸火焰壓力容器》標準的第3部分,作為其非規定性附錄G。
EN 方法同樣改革了墊片設計基礎。與PVRC方法類似,EN 方法將允許泄漏率劃分成三個緊密度等級,發展了基于泄漏率的新的墊片參數,包括最小安裝墊片應力、最大安裝墊片應力、最小工作墊片應力、最大工作墊片應力、卸載回彈模量、蠕變系數和軸向熱膨脹系數。
相比PVRC方法提出的墊片參數,這些墊片參數更直接和周全地表征了墊片的力學和密封行為。與此同時,CEN 頒布了EN13555 《法蘭及其接頭———管路補償接頭的帶墊片圓形法蘭連接設計規則用墊片系數和試驗方法》(最新版本2013年),作為測試這些墊片參數的標準方法。
EN 方法另一個的明顯特點是將管路補償接頭的螺栓法蘭連接作為一個系統進行分析,考慮其從安裝與服役全過程的強度和密封要求。較為完整地考慮了墊片-螺栓-法蘭間的機械相互作用,及其對密封性能的影響,在滿足各載荷工況密封要求的前提下,同時考慮了實際安裝中的螺栓交互作用,較為周密地確定了法蘭接頭裝配時所需要的螺栓預緊力。
除了壓力載荷外,EN 方法還考慮了溫度瞬變引起的軸向熱膨脹差對螺栓載荷和墊片應力的影響,也考慮了外加彎矩和軸向力的影響。此外,EN 方法采用極限載荷法對法蘭強度進行校核。
與Waters法和PVRC方法相比,EN 方法在設計準則、參數選擇、計算方法和失效評定等方面考慮更加周全、計算更趨精確、結果更為合理,更加符合螺栓法蘭連接接頭的實際情況,故越來越為歐盟國家所接受。
由于EN 方法考慮了更多的因素,計算過程需要多次迭代運算,一般需要通過計算機程序才能完成。因此,EN 方法特別適用于以下場合:管路補償接頭的法蘭承受熱循環載荷,且其影響是主要的;需要采用規定的擰緊方法控制螺栓載荷;存在較大的附加載荷或者密封特別重要。
綜上所述,法蘭設計方法可分為兩類。一類是以結構完整性為基本設計準則,它是控制螺栓和法蘭應力在其許用范圍內,即滿足強度失效設計準則,而密封則通過提高螺栓承載能力或(和)控制法蘭環變形給予間接的保證,如Waters法;另一類是兼容結構完整性和密封性,同時考慮強度失效和泄漏失效這兩個設計準則,與實際情況比較接近,如EN方法、PVRC方法。
有關PVRC方法和EN 方法的具體計算過程,讀者可參見文獻[110]。
4 高壓密封設計
由于壓力高,高壓密封裝置的重量約占容器總重的10%~30%,而成本則占總成本的15%~40%,其設計是高壓容器設計的重要組成部分。
(1)高壓密封的基本特點
高壓密封裝置的結構型式多種多樣,但都具有下列特點。
① 一般采用金屬密封元件 高壓密封接觸面上所需的密封比壓很高,非金屬密封元件無法達到如此大的密封比壓。管路補償接頭的金屬密封元件的常用材料是退火鋁、退火紫銅和軟鋼。
② 采用窄面或線接觸密封 因壓力較高,為使密封元件達到足夠的密封比壓往往需要較大的預緊力,減小密封元件和密封面的接觸面積,可大大降低預緊力,減小螺栓的直徑,從而減小整個法蘭與封頭的結構尺寸。有時甚至采用線接觸密封。
③ 盡可能采用自緊或半自緊式密封 盡量利用操作壓力壓緊密封元件實現自緊密封。預緊螺栓僅提供初始密封所需的力,壓力越高,密封越可靠,因而比強制式密封更為可靠和緊湊。
(2)高壓密封的結構形式
高壓密封有多種結構形式,采用什么形式的密封結構是高壓密封結構設計的中心問題。
以下介紹幾種常用的結構形式。
① 平墊密封 結構形式如圖4-28所示。屬于強制式密封,圓筒端部與平蓋之間的密封依靠主螺栓的預緊作用,使管路補償接頭的金屬平墊片產生一定的塑性變形,填滿壓緊面的高低不平處,從而達到密封目的。
該結構與中低壓容器中常用的螺栓法蘭連接結構相似,只是將寬面非金屬墊片改為窄面金屬平墊片。平墊片材料常用退火鋁、退火紫銅或10號鋼。
這種密封結構一般只適用于溫度不超過200℃、內徑不超過1000mm 的中小型高壓容器上。它的結構簡單,在壓力不高、直徑較小時密封可靠。但其主螺栓直徑過大,不適用于溫度與壓力波動較大的場合。
② 卡扎里密封 有外螺紋、內螺紋和改良卡扎里密封三種結構形式,圖4-29為外螺紋卡扎里密封結構示意圖。管路補償接頭的卡扎里密封屬強制式密封,其特點是利用壓環和預緊螺栓將三角形墊片壓緊來保證密封,因而裝卸方便,安裝時預緊力較小。
介質產生的軸向力由螺紋套筒承擔,不需要大直徑主螺栓。這種密封結構適用于大直徑和較高的壓力范圍,但鋸齒形螺紋加工精度要求高,造價較高。
③ 雙錐密封 這是一種保留了主螺栓但屬于有徑向自緊作用的半自緊式密封結構,見圖4-30。在預緊狀態,擰緊主螺栓使襯于雙錐環兩錐面上的管路補償接頭的軟金屬墊片和平蓋、筒體端部上的錐面相接觸并壓緊,導致兩錐面上的軟金屬墊片達到足夠的預緊密封比壓;同時,雙錐環本身產生徑向收縮,使其內圓柱面和平蓋凸出部分外圓柱面間的間隙g 值消失而緊靠在封頭凸出部分上。
為保證預緊密封,兩錐面上的比壓應達到軟金屬墊片所需的預緊密封比壓。內壓升高時,平蓋有向上抬起的趨勢,從而使施加在兩錐面上的、在預緊時所達到的比壓趨于減小;管路補償接頭雙錐環由于在預緊時的徑向收縮產生回彈,使兩錐面上繼續保留一部分比壓;在介質壓力的作用下,雙錐環內圓柱表面向外擴張,導致兩錐面上的比壓進一步增大。為保持良好的密封性,兩錐面上的比壓必須大于軟金屬墊片所需要的操作密封比壓。
該結構中雙錐環可選用20、25、35、16Mn、20MnMo、15CrMo及0Cr18Ni9等材料制成,在其兩個密封面上均開有半圓形溝槽,并襯有軟金屬墊,如退火鋁或退火紫銅等。合理地設計雙錐環的尺寸,使其有適當的剛性,保持有適當的回彈自緊力是很重要的。
當截面尺寸過大時,雙錐環的剛性也過大,不僅預緊時使雙錐環壓縮彈性變形的螺栓力要求過大,而且工作時介質壓力使其徑向擴張的力顯得不夠,自緊作用力小。反之,則剛性不足,工作時彈性回彈力也不足,從而影響自緊力。研究表明,管路補償接頭采用以下尺寸數據設計的雙錐環其密封效果較好。
雙錐密封結構簡單,密封可靠,加工精度要求不高,制造容易,可用于直徑大、壓力和溫度高的容器。在壓力和溫度波動的情況下,密封性能也良好。
④ 伍德密封 這是一種最早使用的自緊式密封結構,如圖4-31所示。牽制螺栓通過牽制環擰入頂蓋。在預緊狀態,擰緊牽制螺栓,使壓墊和頂蓋及筒體端部間產生預緊密封力。
當內壓作用后,它們之間相互作用的密封力隨壓力升高、頂蓋向上頂起而迅速增大,同時卸去牽制螺栓與牽制環的部分甚至全部載荷。因此伍德密封屬于軸向自緊式密封。
該結構中壓墊和頂蓋之間按線接觸密封設計。壓墊與圓筒端部接觸的密封面略有夾角(β=5°),另一個與端蓋球形部分接觸的密封面做成傾角較大的斜面(α=30°~35°)。
伍德密封無主螺栓連接,密封可靠,開啟速度快,壓墊可多次使用;對頂蓋安裝誤差要求不高;在溫度和壓力波動的情況下,密封性能仍良好。但其結構復雜,裝配要求高,高壓空間占用較多。
此外還有“C”形環密封、金屬“O”形環密封、三角墊密封、八角墊密封、“B”形環密封及楔形墊自緊密封(N.E.C)等高壓密封結構。
⑤ 高壓管道密封 管路補償接頭與容器密封一樣,要求具有密封性能良好、制造容易、結構簡單合理、安裝維修方便等特點。除此之外,管道密封還有它的特殊之處:○ⅰ 管道所承受的載荷,除內壓外,往往還承受其他附加外載荷或彎矩,如管道現場安裝時,常出現強制連接情況,這將產生很大的附加彎矩或剪力;○ⅱ 因管線延續較長,熱膨脹值大,故溫度波動的影響也較大;○ⅲ 管道接頭拆裝次數較容器要多,要求管道的密封結構更便于拆裝。
高壓管道密封的形式很多,也有強制式和自緊式兩種。強制式密封主要為平墊密封,而自緊式多采用徑向自緊式密封。下面介紹一種使用較多的透鏡自緊式高壓管道密封結構。
管路補償接頭的透鏡式密封結構如圖4-32所示,將管端加工成β=20°的錐面作為密封面,透鏡墊圈有2個球面,預緊時擰緊螺栓,使透鏡球面與管端錐面形成線接觸密封,因而單位面積上的壓緊力就很大,使透鏡墊與管端錐面之間有足夠的彈性變形和局部塑性變形。
升壓后透鏡墊徑向膨脹,產生自緊作用,使密封面貼合得更為緊密。高溫型透鏡墊常加工成如圖4-32 (b)所示的結構,這種透鏡墊有一個內環形空腔,當受內壓作用后,內部介質壓力作用在透鏡墊的環形空腔內,使透鏡墊向外膨脹,更緊密地與密封面貼合,使密封效果更好,同時還有一定的彈性,能補償溫度波動所造成的密封不實的影響。
采用這種密封結構,管道與法蘭不用焊接,而用螺紋連接,因而特別適合不宜焊接的高強度合金鋼管的連接。
(3)提高高壓密封性能的措施
為提高高壓密封性能,常采取以下三種技術措施。
① 改善密封接觸表面 即在保持密封元件原有的力學性能和回彈性能等特性的前提下,通過改善密封表面接觸狀況來提高密封元件的密封性能。常用的方法有:○ⅰ 密封面電鍍或噴鍍軟金屬、塑料、管路補償接頭等,以提高密封面的耐磨性能,保護密封面不受擦傷,同時降低實現密封所需的密封比壓,減小預緊力,如在空心金屬“O”形環表面鍍銀;○ⅱ 密封接觸面之間襯軟金屬或非金屬薄墊片,如在雙錐密封面襯退火鋁或退火紫銅等;○ⅲ 密封面上鑲軟金屬絲或非金屬材料。
② 改進墊片結構 采用由彈性件和塑性軟墊組合而成的密封元件,依靠彈性件獲得良好的回彈能力和必要的密封比壓,同時依靠塑性軟墊獲得良好的密封接觸面。圖4-33為超高壓聚乙烯反應釜用的組合“B”形環,其特點是在“B”環中鑲入軟材料以改善“B”形環的低壓密封性能。
工作時,利用軟材料與過盈配合,建立初始密封來實現低壓密封(60MPa以下),當壓力繼續升高,則“B”形環和密封面的接觸比壓也上升構成了高壓下的密封。
該結構還可減小“B”形環的過盈量,易于安裝。
③ 采用焊接密封元件 當容器或管道及管路補償接頭內盛裝易燃、易爆、劇毒介質,或處于高溫、高壓、溫度壓力波動頻繁等場合,要求封口完全密封時,可采用焊接密封元件結構,如圖4-34所示。
它是在兩法蘭面上先行焊接不同形式的密封焊元件,然后在裝配時再將密封焊元件的外緣予以焊接。當容器或管道內清潔、無需更換內件時也可采用該方法。
(4)螺栓載荷計算
螺栓載荷是主螺栓、筒體端部和頂蓋設計的基礎。下面對最基本的平墊密封和雙錐密封結構進行分析。伍德密封、卡扎里密封等高壓密封的主螺栓載荷計算方法參閱文獻[2]。
① 平墊密封 與中低壓容器的平墊密封原理一樣,密封力全部由主螺栓提供。既要保證預緊時能使墊片發生塑性變形(達到預緊比壓y),又要保證工作時仍有足夠的密封比壓(即mpc)。但高壓平墊采用窄面的金屬墊片。管路補償接頭的墊片的y、m 值按表4-9選用,密封載荷和主螺栓的設計計算見螺栓法蘭連接。
② 雙錐密封 根據雙錐環的密封原理計算出預緊狀態下主螺栓載荷Wa 和操作狀態下主螺栓載荷Wp ,并根據Wa 、Wp 進行主螺栓設計。
ⅰ. 預緊狀態下主螺栓載荷Wa 。預緊時應保證密封面上的軟金屬墊片達到初始密封條件,同時又應使雙錐環產生徑向彈性壓縮以消除雙錐環與平蓋之間的徑向間隙。
為達到初始預緊密封,雙錐密封面上必須施加的法向壓緊力W0=πDGby。預緊時,雙錐環收縮,與頂蓋有相對滑動趨勢,使雙錐環受到摩擦力Fm 的作用,管路補償接頭的摩擦力的方向如圖4-35所示,其大小為Fm =W0tanρ=πDGbytanρ。Fm 和W0 作矢量合成后再分解到垂直方向就是預緊時主螺栓必須提供的載荷W1,即
雙錐環回彈力的軸向分力Fc,由環內的變形回彈力引起。存在回彈力的條件是雙錐環始終處于壓縮狀態。壓縮越大,環的回彈力越大。最大回彈力VR 為
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