压力容器的可拆密封装置形式很多,如中低压容器中的螺纹连接、承插式连接和螺栓法兰连接等,其中以结构简单、装配比较方便的螺栓法兰连接用得最普遍。

 

螺栓法兰连接主要由法兰、螺栓和垫片组成,如图4-22所示。

 

螺栓的作用有两个:一是提供预紧力实现初始密封,并保持操作时的密封;二是使螺栓法兰连接变为可拆连接。

 

垫片装在两个法兰中间,作用是防止容器发生泄漏。法兰上有螺栓孔,以容纳螺栓。螺栓力、垫片反力与作用在筒体中面上的压力载荷不在同一直线上,法兰受到弯矩的作用,会发生弯曲变形。

 

螺栓法兰连接设计的一般目的是:对于已知的垫片特性,确定安全、经济的法兰和螺栓尺寸,使接头的泄漏率在工艺和环境允许范围内,使接头内的应力在材料允许范围内,即确保密封性和结构完整性。

 

下面主要介绍密封装置的密封原理、影响密封的因素、密封结构的分类及选用原则、密封结构强度计算等内容。

 

 

1.密封机理及分类

 

(1)密封机理

下面以螺栓法兰连接结构为例,说明其密封机理。

流体在密封口泄漏有两条途径:

一是“渗透泄漏”,即通过垫片材料本体毛细管的渗透泄漏,除了受介质压力、温度、黏度、分子结构等流体状态性质影响外,主要与垫片的结构与材料性质有关,可通过对渗透性垫片材料添加某些填充剂进行改良,或与不透性材料组合成型来避免“渗透泄漏”;

 

二是“界面泄漏”,即沿着垫片与压紧面之间的泄漏,泄漏量大小主要与界面间隙尺寸有关。压紧面就是指上、下法兰与垫片的接触面。加工时压紧面上凹凸不平的间隙及压紧力不足是造成“界面泄漏”的直接原因。“界面泄漏”是密封失效的主要途径。

 

防止流体泄漏的基本方法是在密封口增加流体流动的阻力,当介质通过密封口的阻力大于密封口两侧的介质压力差时,介质就被密封。而介质通过密封口的阻力是借施加于压紧面上的比压力来实现的,作用在压紧面上的密封比压力越大,则介质通过密封口的阻力越大,越有利于密封。螺栓法兰连接的整个工作过程可用尚未预紧工况、预紧工况与操作工况来说明。

 

图4-23 (a)为尚未预紧的工况。将上、下法兰压紧面和垫片的接触处的微观尺寸放大,可以看到它们的表面是凹凸不平的,这些凹凸不平处就是流体泄漏的通道。图4-23 (b)为预紧工况。

 

拧紧螺栓,螺栓力通过法兰压紧面作用到垫片上。由于垫片的材料为非金属、有色金属或软钢,其强度和硬度比钢制的法兰低得多,因而当垫片表面单位面积上所受的压紧力达到一定值时,垫片便产生弹性或屈服变形,填满上、下压紧面处原有的凹凸不平处,堵塞了流体泄漏的通道,形成初始密封条件。

 

形成初始密封条件时垫片单位面积上所受的最小压紧力,称为“垫片比压力”,用y 表示,单位为MPa。在预紧工况下,如垫片单位面积上所受的压紧力小于比压力y,介质即发生泄漏。

 

图4-23 (c)为操作工况。此时通入介质,随着介质压力的上升,一方面,介质内压引起的轴向力,将促使上下法兰的压紧面分离,垫片在预紧工况所形成的压缩量随之减少,压紧面上的密封比压力下降;另一方面,垫片预紧时的弹性压缩变形部分产生回弹,其压缩变形的回弹量补偿因螺栓伸长所引起的压紧面分离,使作用在压紧面上的密封比压力仍能维持一定值以保持密封性能。

 

为保证在操作状态时法兰的密封性能而必须施加在垫片上的压应力,称为操作密封比压。操作密封比压往往用介质计算压力的m 倍表示,这里m 称为“垫片系数”,无因次。

 

(2)密封分类

根据获得密封比压力方法的不同,压力容器密封可分为强制式密封和自紧式密封两种。强制式密封是完全依靠连接件的作用力(如扳紧连接螺栓的预紧力)强行挤压密封元件达到密封,因而需要较大的预紧力,预紧力约为工作压力产生的轴向力的1.1~1.6倍;而自紧式密封主要依靠容器内部的介质压力压紧密封元件实现密封,介质压力越高,密封越可靠,

 

因而密封所需的预紧力较小,通常在工作压力产生的轴向力的20%以下。自紧式密封根据密封元件的主要变形形式,又可分为轴向自紧式密封和径向自紧式密封,前者的密封性能主要依靠密封元件的轴向刚度小于被连接件的轴向刚度来保证;后者则主要依靠密封元件的径向刚度小于被连接件的径向刚度来实现。

 

另外,还有一种半自紧式密封,其密封结构按分类原则属于非自紧式的强制式密封,但又具有一定的自紧性能,如高压容器密封中的双锥密封结构。

 

按被密封介质的压力大小,压力容器密封又可分为中低压密封和高压密封。中低压密封以螺栓法兰连接结构最为常用,它广泛应用于容器的开孔接管和封头与筒体的连接中,属于强制式密封。

 

2 影响密封性能的主要因素

 

影响密封性能的因素与密封结构有关。现以螺栓法兰连接结构为例加以说明。

 

(1)螺栓预紧力

螺栓预紧力是影响密封的一个重要因素。预紧力必须使垫片压紧以实现初始密封。适当提高螺栓预紧力可以增加垫片的密封能力,因为加大预紧力可使垫片在正常工况下保留较大的接触面比压力。

 

但预紧力不宜过大,否则会使垫片整体屈服而丧失回弹能力,甚至将垫片挤出或压坏。另外预紧力应尽可能均匀地作用到垫片上。通常采取减小螺栓直径、增加螺栓个数等措施来提高密封性能。

 

(2)垫片性能

垫片是密封结构中的重要元件,其变形能力和回弹能力是形成密封的必要条件。变形能力大的密封垫易填满压紧面上的间隙,并使预紧力不致太大;回弹能力大的密封垫,能适应操作压力和温度的波动。又因为垫片是与介质直接接触的,所以还应具有能适应介质的温度、压力和腐蚀等性能。

 

几种常用垫片材料的比压力y 和垫片系数m 见表4-9。这些数据是1943年Rossheim 和Markl推荐而沿用至今,大多为经验数据,仅考虑了m 、y 值与垫片材料、结构与厚度的关系。

 

但生产实践和广泛的研究表明,m 和y 值还与介质性质、压力、温度、压紧面粗糙度等因素有关,而且m 和y 之间也存在内在联系。

 

 

 

注:本表所列各种垫片的m 、y 值及适用的压紧面形状,均属推荐性资料。采用本表推荐的垫片参数(m 、y)并按本章规定设计的法兰,在一般使用条件下,通常能得到比较满意的使用效果。但在使用条件特别苛刻的场合,如在诸如氰化物介质中使用的垫片,其参数m 、y,应根据成熟的使用经验谨慎确定。

 

(3)压紧面的质量

压紧面又称密封面,它直接与垫片接触。压紧面的形状和粗糙度应与垫片相匹配,一般来说,使用金属垫片时其压紧面的质量要求比使用非金属垫片时高。压紧面表面不允许有刀痕和划痕;同时为了均匀地压紧垫片,应保证压紧面的平面度和压紧面与法兰中心轴线的垂直度。

 

(4)法兰刚度

因法兰刚度不足而产生过大的翘曲变形(如图4-24所示),往往是实际生产中造成螺栓法兰连接密封失效的主要原因之一。刚度大的法兰变形小,可将螺栓预紧力均匀地传递给垫片,从而提高法兰的密封性能。

 

法兰刚度与很多因素有关,其中适当增加法兰环的厚度、缩小螺栓中心圆直径和增大法兰环外径,都能提高法兰刚度,采用带颈法兰或增大锥颈部分尺寸,可显著提高法兰的抗弯能力。但无原则地提高法兰刚度,将使法兰变得笨重,造价提高。

 

(5)操作条件

主要是指压力、温度及介质的物理化学性质对密封性能的影响。操作条件对密封的影响很复杂,单纯的压力及介质对密封的影响并不显著,但在温度的联合作用下,尤其是波动的高温下,会严重影响密封性能,甚至使密封因疲劳而完全失效。因为在高温下,介质的黏度小,渗透性大,易泄漏;介质对垫片和法兰的腐蚀作用加剧,增加了泄漏的可能性;法兰、螺栓和垫片均会产生较大的高温蠕变与应力松弛,使密封失效;某些非金属垫片还会加速老化、变质,甚至烧毁。

 

总之,影响螺栓法兰连接密封性能的因素很多,在密封设计时,应根据具体工况综合考虑。

 

3 螺栓法兰连接设计

 

3.1 法兰结构类型及标准

法兰有多种分类方法,如按法兰接触面宽窄,可分为宽面法兰与窄面法兰。法兰的接触面处在螺栓孔圆周以内的叫“窄面法兰”;法兰的接触面扩展到螺栓中心圆外侧的叫“宽面法兰”。按应用场合又可分为容器法兰和管法兰,与此相对应,法兰标准也有容器法兰和管法兰两大类。

 

(1)法兰结构类型

法兰的基本结构形式按组成法兰的圆筒、法兰环及锥颈三部分的整体性程度可分为松式法兰、整体法兰和任意式法兰三种,如图4-25所示。

 

① 松式法兰 指法兰不直接固定在壳体上或者虽固定而不能保证与壳体作为一个整体承受螺栓载荷的结构,如活套法兰、螺纹法兰、搭接法兰等,这些法兰可以带颈或者不带颈,见图4-25 (a)~ (c)。

 

其中活套法兰是典型的松式法兰,其法兰的力矩完全由法兰环本身来承担,对设备或管道不产生附加弯曲应力。因而适用于有色金属和不锈钢制设备或管道上,且法兰可采用碳素钢制作,以节约贵重金属。但法兰刚度小,厚度较厚,一般只适用于压力较低的场合。

 

② 整体法兰 将法兰与壳体锻或铸成一体或经全熔透的平焊法兰,见图4-25 (d)~

(f)所示。这种结构能保证壳体与法兰同时受力,使法兰厚度可适当减薄,但会在壳体上产生较大应力。其中的带颈法兰可以提高法兰与壳体的连接刚度,适用于压力、温度较高的重要场合。

 

③ 任意式法兰 从结构来看,这种法兰与壳体连成一体,但刚性介于整体法兰和松式

法兰之间,见图4-25 (g)~(i)。

 

(2)法兰标准

为简化计算、降低成本、增加互换性,世界各国都制定了一系列法兰标准。实际使用时,应尽可能选用标准法兰。只有使用大直径、特殊工作参数和结构形式时才需自行设计。

 

法兰标准根据用途分管法兰和容器法兰两套标准。相同公称直径、公称压力的管法兰与容器法兰的连接尺寸各不相同,二者不能相互套用。

 

选择法兰的主要参数是公称压力和公称直径。

 

① 公称直径 是容器和管道标准化后的尺寸系列,以DN 表示。对容器而言是指容器的内径(用管子作筒体的容器除外);对于管子或管件而言,公称直径是指名义直径,是与内径相近的某个数值,公称直径相同的钢管,外径是相同的,由于厚度是变化的,所以内径也是变化的,如DN100的无缝钢管有ϕ108×4、ϕ108×4.5、ϕ108×5等规格。容器与管道的公称直径应按国家标准规定的系列选用。

 

② 公称压力 是压力容器或管道的标准化压力等级,即按标准化要求将工作压力划分为若干个压力等级。指规定温度下的最大工作压力,也是一种经过标准化后的压力数值。

 

在容器设计选用零部件时,应选取与设计压力相近且又稍高一级的公称压力。当容器零部件设计温度升高且影响金属材料强度极限时,则要按更高一级的公称压力选取零部件。

 

国际通用的公称压力等级有两大系列,即PN 系列和Class系列。欧洲等一些国家采用PN 系列表示公称压力等级,如PN2.5、PN40等;美国等一些国家习惯采用Class系列表示公称压力等级,如Class150、Class600等。要注意的是PN 和Class都是用来表示公称压力等级系列的符号,其本身并无量纲。

 

PN 系列的公称压力等级有2.5,6.0,10,16,25,40,63,100,160,250 等;Class系列中常用的公称压力等级有Class150,Class300,Class600,Class900,Class1500,Class2500等。

 

PN 和Class后面的数字并不代表法兰实际所能承受的工作压力,对于给定的PN 或Class法兰的最大允许工作压力要根据法兰材料和工作温度,在相应法兰标准的压力-温度额定值中查取。PN 系列与Class系列间的相互对应关系见表4-10。

 

③ 容器法兰标准 中国压力容器法兰标准为NB/T47020~47027 《压力容器法兰、垫片、紧固件》。标准中给出了甲型平焊法兰、乙型平焊法兰和长颈对焊法兰等三种法兰的分类、技术条件、结构形式和尺寸,以及相关垫片、螺栓形式等。公称压力范围为0.25~6.4MPa,公称直径为300~3000mm。

 

④ 管法兰标准 国际上Class系列的管法兰以ASME/ANSIB16.5 《管法兰和附件》、ASME/ANSIB16.47 《大直径钢法兰》标准为代表,PN 系列的管法兰以EN1092.1~1092.4为代表。同一系列内,各国的管法兰标准基本上可以互相配套(指连接尺寸和密封面尺寸),但两个系列之间不能互相配合,较明显的区分标志为公称压力等级不同。

 

目前,中国管法兰标准较多,主要有国家标准GB/T9112~9125 《钢制管法兰》,机械行业标准JB/T74~86.2 《管路法兰》以及化工行业标准HG/T20592~20635 《钢制管法兰、垫片、紧固件》(包括PN 系列和Class系列)等。考虑到HG/T20592~20635管法兰标准系列的适用范围广、材料品种齐全,在选用管法兰时建议优先采用该标准。

 

⑤ 标准法兰的选用 法兰应根据容器或管道公称直径、公称压力、工作温度、工作介质特性以及法兰材料进行选用。

 

容器法兰的公称压力是以16Mn或Q345R 在200℃时的最高工作压力为依据制定的,因此当法兰材料和工作温度不同时,最大工作压力将降低或升高。

 

不管是容器法兰标准还是管法兰标准,都会有一个压力-温度额定值表。在选用标准法兰时,应首先按法兰的设计温度和材料(或材料类别),在该标准的压力-温度额定值表中查得一个法兰的最大允许工作压力,使得该最大允许工作压力大于法兰的设计压力,然后将该最大允许工作压力所对应的公称压力作为所选用的标准法兰的压力等级。

 

例如,PN2.5长颈对焊法兰(NB/T47023),在设计温度为-20~200℃时的最大允许工作压力为2.5MPa,但在设计温度为400℃时,它的最高允许工作压力将仅为1.93MPa;若法兰材料改用20钢,则在-20~200℃时的最大允许工作压力就仅为1.81MPa,而设计温度如升高到400℃时,最大允许工作压力更将降为1.26MPa。

 

3.2 法兰密封面和垫片的选择

螺栓法兰连接设计关键要解决两个问题:一是保证连接处“紧密不漏”;二是法兰应具有足够的强度,不致因受力而破坏。实际应用中,螺栓法兰连接很少因强度不足而破坏,大多因密封性能不良而导致泄漏。因此密封设计是螺栓法兰连接中的重要环节,而密封性能的优劣又与压紧面和垫片有关。下面主要介绍法兰压紧面及垫片的选用。

 

(1)法兰压紧面的选择

压紧面主要应根据工艺条件、密封口径以及垫片等进行选择。常用的压紧面形式有全平面[图4-26 (a)]、突面[图4-26 (b)]、凹凸面[图4-26 (c)]、榫槽面[图4-26 (d)]及环连接面(或称T形槽)[图4-26 (e)]等,其中以突面、凹凸面、榫槽面最为常用。

 

突面结构简单,加工方便,装卸容易,且便于进行防腐衬里。压紧面可以做成平滑的,

也可以在压紧面上开2~4条、宽×深为0.8mm×0.4mm、截面为三角形的周向沟槽,这种带沟槽的突面能较为有效地防止非金属垫片被挤出压紧面,因而适用场合更广。

 

一般完全平滑的突面仅适用于公称压力≤2.5MPa场合,带沟槽后容器法兰可用至6.4MPa,管法兰甚至可用至25~42MPa,但随着公称压力的提高,适用的公称直径相应减小。

 

凹凸压紧面安装时易于对中,还能有效地防止垫片被挤出压紧面,适用于公称压

力≤6.4MPa的容器法兰和管法兰。

 

榫槽压紧面是由一个榫面和一个槽面相配合构成,垫片安放在槽内。由于垫片较窄,并受槽面的阻挡,所以不会被挤出压紧面,且少受介质的冲刷和腐蚀,所需螺栓力相应较小,但结构复杂,更换垫片较难,只适用于易燃、易爆和高度或极度毒性危害介质等重要场合。

 

(2)垫片的选择

垫片是螺栓法兰连接的核心,密封效果的好坏主要取决于垫片的密封性能。设计时,主要应根据介质特性、压力、温度和压紧面的形状来选择垫片的结构形式、材料和尺寸,同时兼顾价格、制造和更换是否方便等因素。

 

基本要求是制作垫片的材料不污染工作介质、耐腐蚀、具有良好的变形能力和回弹能力,以及在工作温度下不易变质硬化或软化等。对于化工、石油、轻工、食品等生产中常用的介质,可以参阅表4-11选用垫片。

 

 

 

 

3.3 非标法兰设计方法简介

3.3.1 Waters方法

螺栓法兰连接结构的失效模式既有强度失效又有密封失效,而这两种失效中,密封失效又是主要的失效模式。但由于首先被认识到的是结构的强度失效以及在研究基于密封失效的设计方法中所遇到的困难,长期以来,各国规范和标准主要采用了以弹性分析为基础的强度设计方法,使用最为广泛的是Waters法(或又称为Taylor-Forge法)。

 

Waters法的力学模型是将法兰结构分成壳体、锥颈和法兰环三部分(见图4-27),壳

体、锥颈部分受到压力的作用,法兰环受到压力、垫片反力和螺栓力的作用,根据这三部分在连接处的变形协调方程求得边缘力和边缘力矩,然后,分别计算壳体、锥颈、法兰环在外载荷、边缘力和边缘力矩作用下的应力。Waters法在推导中作了如下的假定:

 

ⅰ. 法兰环和壳体(或接管)均处在弹性状态,即不发生屈服或蠕变;

 

ⅱ. 作用于法兰的外力矩,近似地认为由均匀作用于法兰环内外圆周上的力所组成的力偶来代替;

 

ⅲ. 把法兰环视为一矩形截面的圆环或环板,在外力矩作用下,矩形截面的变形只是使横截面旋转一定的角度θ,法兰的截面并不发生任何畸变和弯曲;

 

ⅳ. 将螺栓孔的影响略去,把法兰视为实心圆环或环板;

 

ⅴ. 法兰环和壳体都只受螺栓力所引起的力矩作用,忽略介质内压(或外压)对法兰环或壳体直接引起的应力。

 

使用Waters法对法兰结构进行分析时还假定,为了达到密封的目的,在法兰的预紧工况和操作工况下,垫片反力必须达到一定的数值。预紧工况下所需要的单位面积上的垫片反力为y,而操作工况下所需要的单位面积上的垫片反力以2mp 表示。

 

其中,p 是计算压力,m 为一无量纲常数。y 与m 称为垫片常数,这两个参数只与所选用的垫片有关,而与压力、温度、介质等使用条件无关,中国压力容器标准GB150中给出了一些常用垫片的y 与m 值(见表4-9)。

 

按Waters法进行法兰设计应按以下步骤。

(1)选定法兰结构

按工艺操作条件所给出的压力、温度、介质的危害程度等确定法兰形式、密封面的形式、垫片种类和尺寸以及大部分法兰的结构尺寸。

 

在按操作条件确定了法兰形式以后,法兰的内径和外径、锥颈高度等结构尺寸可参考相近公称直径的标准法兰。

 

垫片是螺栓法兰连接的核心,密封效果的好坏主要取决于垫片的密封性能。设计时,主要应根据介质特性、压力、温度和压紧面的形状来选择垫片的结构形式、材料和尺寸,同时兼顾价格、制造和更换是否方便等因素。

 

基本要求是制作垫片的材料不污染工作介质、耐腐蚀、具有良好的变形能力和回弹能力,以及在工作温度下不易变质硬化或软化等。对于化工、石油、轻工、食品等生产中常用的介质,可以参阅表4-9选用垫片。

 

(2)螺栓设计

根据密封所需压紧力大小计算螺栓载荷,选择合适的螺栓材料,计算螺栓直径与个数,按螺纹和螺栓标准确定螺栓尺寸,最后验算螺栓间距。

 

① 垫片压紧力 已知垫片材料的性能(m ,y)及垫片的计算密封宽度,就可计算出一

定直径和压力下垫片所需的压紧力。

 

预紧时需要的压紧力按式(4-60)计算

 

Fa =πDGby         (4-60)

 

式中 

Fa ———预紧状态下,需要的最小垫片压紧力,N;

b———垫片有效密封宽度,mm;

DG ———垫片压紧力作用中心圆计算直径,mm;

当密封基本宽度bo≤6.4mm 时,DG 等于垫片接触的平均直径;

当密封基本宽度bo>6.4mm 时,DG 等于垫片接触的外径减去2b;

y———垫片比压力,由表4-9查得,MPa。

操作时需要的压紧力由操作密封比压引起,由于原始定义m 时是取2倍垫片有效接触面积上的压紧载荷等于操作压力的m 倍,所以计算时操作密封比压应为2mpc,则

 

Fp =2πDGbmpc         (4-61)

式中 Fp ———操作状态下,需要的最小垫片压紧力,N;

m ———垫片系数,由表4-9查得;

pc———计算压力,MPa。

 

需要注意的是,式(4-60)和式(4-61)中用以计算接触面积的垫片宽度不是垫片的实

际宽度,而是它的一部分,即密封基本宽度bo,其大小与压紧面形状有关,见表4-12。在bo 的宽度范围内,比压力y 视作均匀分布。

 

当垫片较宽时,由于螺栓载荷和内压的作用使法兰发生偏转,因此垫片外侧比内侧压得紧一些,为此实际计算中垫片宽度要比bo 更小一些,称为有效密封宽度b,它与密封基本宽度bo 的关系如下:

 

当bo≤6.4mm 时,b=bo;

当bo>6.4mm 时,b=2.53bo

 

 

① 当锯齿深度不超过0.4mm,齿距不超过0.8mm 时,应采用1b或1d的压紧面形状。

 

② 螺栓载荷计算 预紧状态下,需要的最小螺栓载荷等于保证垫片初始密封所需的压紧力,故可按式(4-62)计算,即

 

式中 Wa ———预紧状态下需要的最小螺栓载荷,N。

 

操作状态下需要的最小螺栓载荷由两部分组成:介质产生的轴向力和保持垫片密封所需的垫片压紧力,即

 

式中 Wp ———操作状态下需要的最小螺栓载荷,N。

③ 螺栓设计 通常螺栓与螺母应采用不同材料或同种材料但不同的热处理条件,使其具有不同的硬度,螺栓材料硬度应比螺母高30HB以上。

 

为了保证预紧和操作时都能形成可靠的密封,应分别求出两种工况下螺栓的截面积,择其大者为所需螺栓截面积,从而确定螺栓直径与个数。

 

预紧状态下,按常温计算,螺栓所需截面积Aa 为

 

式中 [σ]b———常温下螺栓材料的许用应力,MPa。

操作状态下,按螺栓设计温度计算,螺栓所需截面积Ap

 

式中 [σ]tb———设计温度下螺栓材料的许用应力,MPa。

需要的螺栓截面积Am 取Aa 与Ap 中较大值。由Am 即可确定螺栓直径与个数

 

式中 do———螺纹根径或螺栓最小截面直径,mm;

n———螺栓个数。

 

设计时,do 与n 是互相关联的未知数,一般先根据经验或参考有关标准假设螺栓个数n (n 应为偶数,最好为4的倍数),算出螺栓根径do,然后根据螺栓标准,将do 圆整为螺纹根径,并使实际螺栓截面积不小于Am 。小直径螺栓拧紧时容易折断,所以螺栓公称直径一般不应小于M12。

 

确定螺栓个数时不仅要考虑螺栓法兰连接的密封性,还要考虑安装的方便。螺栓个数多,垫片受力均匀,密封效果好。但螺栓个数太多,螺栓间距变小,可能放不下扳手,引起装拆困难。

 

法兰环上两个螺栓孔中心距L︵=πDb/n应在(3.5~4)dB 的范围。若螺栓间距太大,在螺栓孔之间将引起附加的法兰弯矩,且垫片受力不均导致密封性下降,为此螺栓最大间距不得超过式(4-67)所确定的数值

 

式中 dB ———螺栓公称直径,mm;

δf ———法兰有效厚度,mm。

法兰的最小径向尺寸LA 、Le 及螺栓间距L︵的最小值按表4-13选取。

 

注:A 组数据适用于图(a)所示的带颈法兰结构;

B 组数据适用于图(b)所示的焊制法兰结构。

 

(3)法兰力矩计算

同螺栓设计一样,计算法兰受到的扭矩也应考虑预紧和操作两个工况。在预紧工况中仅由垫片反力和螺栓力所产生的力矩作用在法兰上。这时,考虑到螺栓装配时预紧力矩的不确定性,标准中规定螺栓力为

 

所产生的扭矩为

Ma =WLG    (4-69)

式中 Am ———所需要的螺栓截面积,mm2;

Ab———实际的螺栓截面积,mm2;

LG ———螺栓中心至垫片力作用点的距离,mm。

操作工况下的法兰力矩Mp 可通过作用在筒体和法兰环上的压力以及作用在密封面上的垫片反力对螺栓中心取矩得到。然后,取法兰设计力矩为

 

 

(4)应力计算和校核

壳体、锥颈、法兰环之间作用的边缘力和边缘力矩可以通过三者的变形协调得到,并以法兰设计力矩Mo 表示,这样便可计算得到锥颈大、小端的应力以及法兰环中的应力。具体应力计算表达式可见参考文献[2]。

 

在压力容器设计中,对于法兰连接结构,不但要避免其强度失效,更要避免其密封失

效。因此,压力容器标准中法兰设计规定的强度条件实际上是采用限制法兰环中的应力来同时限制法兰变形。

 

考虑到法兰环中的最大应力与法兰变形成线性关系,虽然,当法兰环中的某一点应力达到屈服强度时,法兰环中其他部位的应力水平还处在一个很低的水平,即法兰环仍存在很充裕的承载强度,但为了控制法兰环的扭转变形以满足一定的密封要求,在压力容器标准中规定法兰环中的最大径向应力σR 和最大环向应力σT 需满足:

 

Waters方法自1940年被ASME引入其锅炉和压力容器设计规范以来,相继为中国GB150.3、英国PD5500、法国CODAP2000、日本JISB8265、欧盟EN13445.3等压力容器规范或标准所引用。

 

大半个世纪以来,虽然该方法没有实质性的变化,但迄今为止仍是国际上最广为接受的法兰设计方法。实践表明,按照该方法设计的绝大多数法兰没有因设计问题而发生明显的泄漏事故。但是在实际使用中发现该方法存在如下几个问题,以致造成少数按规范设计的螺栓法兰接头发生泄漏。

 

ⅰ.Waters方法采用垫片系数m 和垫片比压力y 来简化法兰设计计算,但未能真实反映垫片的密封行为。m 和y 是基于经验和某些试验的,没有理论依据,不能基于这些系数确定的垫片应力来预测法兰接头的泄漏率,且自进入ASME设计规范以来,这些数据几无变化,更别说对替代石棉材料和新型垫片给出相应的数据了。

 

ⅱ.Waters方法无法得到实际密封所需要的螺栓载荷,由其计算得到的螺栓载荷仅用于确定螺栓和法兰的尺寸,与安装时所需的实际螺栓载荷不一致,后者往往远大于前者。这可能因螺栓载荷不足而不能保证在所有变动工况下都能满足密封要求,或可能因螺栓载荷过大而导致法兰、螺栓发生屈服,垫片过分压缩使其回弹不足或者压溃而造成泄漏。

 

ⅲ.Waters方法没有考虑流体静压力作用下垫片-螺栓-法兰间的机械相互作用,温度瞬变时螺栓与法兰不同热膨胀可能引起的螺栓载荷变化,也没有考虑各个部件材料在高温下蠕变/松弛的影响。这些因素在温度瞬变、压力波动时会导致螺栓法兰连接接头的泄漏。

 

针对上述问题,近年来ASME 对Waters法兰设计方法进行了某些改进。这主要体现在:增加法兰刚度校核的要求,规定整体法兰和松式法兰的转角应分别小于等于0.3°和0.2°,以通过限制法兰转角控制其泄漏;考虑到大多数螺栓法兰连接接头泄漏是由于安装问题,增加安装法兰时应遵循ASMEPCC-1 《压力边界螺栓法兰连接安装指南》的条款,包括安装螺栓载荷选取方法、减少法兰接头泄漏的非设计因素等。对设计未考虑的安装、高温、法兰转动等实际问题,ASME Ⅷ-1早就在非规定性附录S中给予了诠释和建议。

 

3.3.2 基于泄漏率的设计方法

正常设计的法兰失效案例中,因强度不足的失效很少,而泄漏失效则并非罕见。因此,法兰设计除了应满足强度失效设计准则外,更核心的是应满足泄漏失效设计准则。设计人员需要确定一个允许的泄漏率,以设计法兰接头的泄漏率不超过允许泄漏率作为泄漏失效判据。

 

自 20世纪70年代以来,国际上先后出现了基于泄漏率的法兰设计方法,有的已纳入压力容器或压力管道设计规范或标准。这些方法中,最具代表性的有两个,即美国压力容器研究委员会(PVRC)提出的法兰设计方法(以下简称为“PVRC方法”)和欧洲标准委员会(CEN)提出的法兰设计方法(以下简称为“EN 方法”)。

 

(1)PVRC方法

从20 世纪70 年代开始,PVRC 长期致力于螺栓法兰连接接头密封设计方法研究。

PVRC认为所有法兰接头都会发生泄漏,法兰设计的宗旨是使所设计的螺栓法兰连接接头在所有载荷工况下,不超过密封流体所允许的泄漏率。

 

PVRC方法最显著的特征是引入了紧密度概念,建立了流体压力和泄漏率之间的关联关系。该方法将螺栓法兰连接接头的泄漏失效判据定义为五个紧密度等级,每个紧密度等级对应一定水平的质量泄漏率,相邻紧密度等级的质量泄漏率相差两个数量级。例如,T2级为标准级,相应的单位垫片直径的质量泄漏率为2×10-3mg/(mm·s);T3级为紧密级,其质量泄漏率为2×10-5mg/(mm·s)。

 

法兰设计时首先要选择紧密度等级,使设计的接头泄漏率不超过该紧密度等级下的允许泄漏率。这就意味着更高的紧密度等级需要更大的螺栓和更厚的法兰,而选取哪一紧密度等级作为设计法兰的密封判据,则取决于所设计设备的工艺条件、操作工况和生态环保等要求。例如,T2级适用于一般性密封要求,而T5级则用于核电、宇航等重要场合。

 

PVRC方法的另一个特征是以试验数据为基础建立了新的垫片设计参数,即用通过关联紧密度与垫片应力的双对数关系获得的垫片设计参数(a、Gb、Gs)替代m 和y。这些新的垫片设计参数源自PVRC对过去和新型垫片进行的大量试验数据,并与紧密度等级对应的允许泄漏率相关。

 

PVRC方法先要选定紧密度等级,根据垫片设计参数,计算预紧工况和操作工况下达到设计紧密度要求的最小垫片应力和螺栓载荷,再按Waters方法同样的步骤和方法进行法兰强度、刚度校核。

 

在工程应用中,PVRC方法仍面临诸多问题。例如,如何确定合适的紧密度;设计的紧密度不等同于实际泄漏水平。故该方法仍未进入ASME规范,还需要做进一步的验证、完善和改进。

 

(2)EN 方法

从20世纪90年代以来,欧洲标准化委员会(CEN)在对法兰设计方法开展系列研究的同时,吸收了部分PVRC研究成果。2001年,颁布了EN1591-1 《法兰及其接头———带垫片圆形法兰连接设计规则第1部分:计算方法》(最新版本2013年)和EN1591-2 《法兰及其接头———带垫片圆形法兰连接设计规则第2部分:垫片参数》(最新版本2008年),即EN方法。2002年,EN方法进入EN13445 《非直接接触火焰压力容器》标准的第3部分,作为其非规定性附录G。

 

EN 方法同样改革了垫片设计基础。与PVRC方法类似,EN 方法将允许泄漏率划分成三个紧密度等级,发展了基于泄漏率的新的垫片参数,包括最小安装垫片应力、最大安装垫片应力、最小工作垫片应力、最大工作垫片应力、卸载回弹模量、蠕变系数和轴向热膨胀系数。

 

相比PVRC方法提出的垫片参数,这些垫片参数更直接和周全地表征了垫片的力学和密封行为。与此同时,CEN 颁布了EN13555 《法兰及其接头———带垫片圆形法兰连接设计规则用垫片系数和试验方法》(最新版本2013年),作为测试这些垫片参数的标准方法。

 

EN 方法另一个的明显特点是将螺栓法兰连接作为一个系统进行分析,考虑其从安装与服役全过程的强度和密封要求。较为完整地考虑了垫片-螺栓-法兰间的机械相互作用,及其对密封性能的影响,在满足各载荷工况密封要求的前提下,同时考虑了实际安装中的螺栓交互作用,较为周密地确定了法兰接头装配时所需要的螺栓预紧力。

 

除了压力载荷外,EN 方法还考虑了温度瞬变引起的轴向热膨胀差对螺栓载荷和垫片应力的影响,也考虑了外加弯矩和轴向力的影响。此外,EN 方法采用极限载荷法对法兰强度进行校核。

 

与Waters法和PVRC方法相比,EN 方法在设计准则、参数选择、计算方法和失效评定等方面考虑更加周全、计算更趋精确、结果更为合理,更加符合螺栓法兰连接接头的实际情况,故越来越为欧盟国家所接受。

 

由于EN 方法考虑了更多的因素,计算过程需要多次迭代运算,一般需要通过计算机程序才能完成。因此,EN 方法特别适用于以下场合:法兰承受热循环载荷,且其影响是主要的;需要采用规定的拧紧方法控制螺栓载荷;存在较大的附加载荷或者密封特别重要。

 

综上所述,法兰设计方法可分为两类。一类是以结构完整性为基本设计准则,它是控制螺栓和法兰应力在其许用范围内,即满足强度失效设计准则,而密封则通过提高螺栓承载能力或(和)控制法兰环变形给予间接的保证,如Waters法;另一类是兼容结构完整性和密封性,同时考虑强度失效和泄漏失效这两个设计准则,与实际情况比较接近,如EN方法、PVRC方法。

 

有关PVRC方法和EN 方法的具体计算过程,读者可参见文献[110]。

 

4 高压密封设计

由于压力高,高压密封装置的重量约占容器总重的10%~30%,而成本则占总成本的

15%~40%,其设计是高压容器设计的重要组成部分。

 

(1)高压密封的基本特点

高压密封装置的结构型式多种多样,但都具有下列特点。

 

① 一般采用金属密封元件 高压密封接触面上所需的密封比压很高,非金属密封元件无法达到如此大的密封比压。金属密封元件的常用材料是退火铝、退火紫铜和软钢。

 

② 采用窄面或线接触密封 因压力较高,为使密封元件达到足够的密封比压往往需要较大的预紧力,减小密封元件和密封面的接触面积,可大大降低预紧力,减小螺栓的直径,从而减小整个法兰与封头的结构尺寸。有时甚至采用线接触密封。

 

③ 尽可能采用自紧或半自紧式密封 尽量利用操作压力压紧密封元件实现自紧密封。预紧螺栓仅提供初始密封所需的力,压力越高,密封越可靠,因而比强制式密封更为可靠和紧凑。

 

(2)高压密封的结构形式

高压密封有多种结构形式,采用什么形式的密封结构是高压密封结构设计的中心问题。

 

以下介绍几种常用的结构形式。

 

① 平垫密封 结构形式如图4-28所示。属于强制式密封,圆筒端部与平盖之间的密封依靠主螺栓的预紧作用,使金属平垫片产生一定的塑性变形,填满压紧面的高低不平处,从而达到密封目的。

 

该结构与中低压容器中常用的螺栓法兰连接结构相似,只是将宽面非金属垫片改为窄面金属平垫片。平垫片材料常用退火铝、退火紫铜或10号钢。

 

这种密封结构一般只适用于温度不超过200℃、内径不超过1000mm 的中小型高压容器上。它的结构简单,在压力不高、直径较小时密封可靠。但其主螺栓直径过大,不适用于温度与压力波动较大的场合。

 

② 卡扎里密封 有外螺纹、内螺纹和改良卡扎里密封三种结构形式,图4-29为外螺纹卡扎里密封结构示意图。卡扎里密封属强制式密封,其特点是利用压环和预紧螺栓将三角形垫片压紧来保证密封,因而装卸方便,安装时预紧力较小。

 

介质产生的轴向力由螺纹套筒承担,不需要大直径主螺栓。这种密封结构适用于大直径和较高的压力范围,但锯齿形螺纹加工精度要求高,造价较高。

 

③ 双锥密封 这是一种保留了主螺栓但属于有径向自紧作用的半自紧式密封结构,见图4-30。在预紧状态,拧紧主螺栓使衬于双锥环两锥面上的软金属垫片和平盖、筒体端部上的锥面相接触并压紧,导致两锥面上的软金属垫片达到足够的预紧密封比压;同时,双锥环本身产生径向收缩,使其内圆柱面和平盖凸出部分外圆柱面间的间隙g 值消失而紧靠在封头凸出部分上。

 

为保证预紧密封,两锥面上的比压应达到软金属垫片所需的预紧密封比压。内压升高时,平盖有向上抬起的趋势,从而使施加在两锥面上的、在预紧时所达到的比压趋于减小;双锥环由于在预紧时的径向收缩产生回弹,使两锥面上继续保留一部分比压;在介质压力的作用下,双锥环内圆柱表面向外扩张,导致两锥面上的比压进一步增大。为保持良好的密封性,两锥面上的比压必须大于软金属垫片所需要的操作密封比压。

 

该结构中双锥环可选用20、25、35、16Mn、20MnMo、15CrMo及0Cr18Ni9等材料制成,在其两个密封面上均开有半圆形沟槽,并衬有软金属垫,如退火铝或退火紫铜等。合理地设计双锥环的尺寸,使其有适当的刚性,保持有适当的回弹自紧力是很重要的。

 

当截面尺寸过大时,双锥环的刚性也过大,不仅预紧时使双锥环压缩弹性变形的螺栓力要求过大,而且工作时介质压力使其径向扩张的力显得不够,自紧作用力小。反之,则刚性不足,工作时弹性回弹力也不足,从而影响自紧力。研究表明,采用以下尺寸数据设计的双锥环其密封效果较好。

 

双锥密封结构简单,密封可靠,加工精度要求不高,制造容易,可用于直径大、压力和

温度高的容器。在压力和温度波动的情况下,密封性能也良好。

 

④ 伍德密封 这是一种最早使用的自紧式密封结构,如图4-31所示。牵制螺栓通过牵制环拧入顶盖。在预紧状态,拧紧牵制螺栓,使压垫和顶盖及筒体端部间产生预紧密封力。

 

当内压作用后,它们之间相互作用的密封力随压力升高、顶盖向上顶起而迅速增大,同时卸去牵制螺栓与牵制环的部分甚至全部载荷。因此伍德密封属于轴向自紧式密封。

 

该结构中压垫和顶盖之间按线接触密封设计。压垫与圆筒端部接触的密封面略有夹角(β=5°),另一个与端盖球形部分接触的密封面做成倾角较大的斜面(α=30°~35°)。

 

伍德密封无主螺栓连接,密封可靠,开启速度快,压垫可多次使用;对顶盖安装误差要

求不高;在温度和压力波动的情况下,密封性能仍良好。但其结构复杂,装配要求高,高压空间占用较多。

 

此外还有“C”形环密封、金属“O”形环密封、三角垫密封、八角垫密封、“B”形环

密封及楔形垫自紧密封(N.E.C)等高压密封结构。

 

⑤ 高压管道密封 与容器密封一样,要求具有密封性能良好、制造容易、结构简单合理、安装维修方便等特点。除此之外,管道密封还有它的特殊之处:○ⅰ 管道所承受的载荷,除内压外,往往还承受其他附加外载荷或弯矩,如管道现场安装时,常出现强制连接情况,这将产生很大的附加弯矩或剪力;○ⅱ 因管线延续较长,热膨胀值大,故温度波动的影响也较大;○ⅲ 管道接头拆装次数较容器要多,要求管道的密封结构更便于拆装。

 

高压管道密封的形式很多,也有强制式和自紧式两种。强制式密封主要为平垫密封,而自紧式多采用径向自紧式密封。下面介绍一种使用较多的透镜自紧式高压管道密封结构。

 

透镜式密封结构如图4-32所示,将管端加工成β=20°的锥面作为密封面,透镜垫圈有2个球面,预紧时拧紧螺栓,使透镜球面与管端锥面形成线接触密封,因而单位面积上的压紧力就很大,使透镜垫与管端锥面之间有足够的弹性变形和局部塑性变形。

 

升压后透镜垫径向膨胀,产生自紧作用,使密封面贴合得更为紧密。高温型透镜垫常加工成如图4-32 (b)所示的结构,这种透镜垫有一个内环形空腔,当受内压作用后,内部介质压力作用在透镜垫的环形空腔内,使透镜垫向外膨胀,更紧密地与密封面贴合,使密封效果更好,同时还有一定的弹性,能补偿温度波动所造成的密封不实的影响。

 

采用这种密封结构,管道与法兰不用焊接,而用螺纹连接,因而特别适合不宜焊接的高强度合金钢管的连接。

 

(3)提高高压密封性能的措施

为提高高压密封性能,常采取以下三种技术措施。

 

① 改善密封接触表面 即在保持密封元件原有的力学性能和回弹性能等特性的前提下,通过改善密封表面接触状况来提高密封元件的密封性能。常用的方法有:○ⅰ 密封面电镀或喷镀软金属、塑料等,以提高密封面的耐磨性能,

 

保护密封面不受擦伤,同时降低实现密封所需的密封比压,减小预紧力,如在空心金属“O”形环表面镀银;○ⅱ 密封接触面之间衬软金属或非金属薄垫片,如在双锥密封面衬退火铝或退火紫铜等;○ⅲ 密封面上镶软金属丝或非金属材料。

 

② 改进垫片结构 采用由弹性件和塑性软垫组合而成的密封元件,依靠弹性件获得良好的回弹能力和必要的密封比压,同时依靠塑性软垫获得良好的密封接触面。图4-33为超高压聚乙烯反应釜用的组合“B”形环,其特点是在“B”环中镶入软材料以改善“B”形环的低压密封性能。

 

工作时,利用软材料与过盈配合,建立初始密封来实现低压密封(60MPa以下),当压力继续升高,则“B”形环和密封面的接触比压也上升构成了高压下的密封。

 

该结构还可减小“B”形环的过盈量,易于安装。

 

③ 采用焊接密封元件 当容器或管道内盛装易燃、易爆、剧毒介质,或处于高温、高压、温度压力波动频繁等场合,要求封口完全密封时,可采用焊接密封元件结构,如图4-34所示。

 

它是在两法兰面上先行焊接不同形式的密封焊元件,然后在装配时再将密封焊元件的外缘予以焊接。当容器或管道内清洁、无需更换内件时也可采用该方法。

 

(4)螺栓载荷计算

螺栓载荷是主螺栓、筒体端部和顶盖设计的基础。下面对最基本的平垫密封和双锥密封结构进行分析。伍德密封、卡扎里密封等高压密封的主螺栓载荷计算方法参阅文献[2]。

 

① 平垫密封 与中低压容器的平垫密封原理一样,密封力全部由主螺栓提供。既要保证预紧时能使垫片发生塑性变形(达到预紧比压y),又要保证工作时仍有足够的密封比压(即mpc)。但高压平垫采用窄面的金属垫片。垫片的y、m 值按表4-9选用,密封载荷和主螺栓的设计计算见螺栓法兰连接。

 

② 双锥密封 根据双锥环的密封原理计算出预紧状态下主螺栓载荷Wa 和操作状态下主螺栓载荷Wp ,并根据Wa 、Wp 进行主螺栓设计。

 

ⅰ. 预紧状态下主螺栓载荷Wa 。预紧时应保证密封面上的软金属垫片达到初始密封条件,同时又应使双锥环产生径向弹性压缩以消除双锥环与平盖之间的径向间隙。

 

为达到初始预紧密封,双锥密封面上必须施加的法向压紧力W0=πDGby。预紧时,双锥环收缩,与顶盖有相对滑动趋势,使双锥环受到摩擦力Fm 的作用,摩擦力的方向如图4-35所示,其大小为Fm =W0tanρ=πDGbytanρ。Fm 和W0 作矢量合成后再分解到垂直方向就是预紧时主螺栓必须提供的载荷W1,即

 

双锥环回弹力的轴向分力Fc,由环内的变形回弹力引起。存在回弹力的条件是双锥环始终处于压缩状态。压缩越大,环的回弹力越大。最大回弹力VR 为