新型双楔角环垫结构参数对密封接触压力的影响①

徐永杰，陆晓峰

(南京工业大学机械与动力工程学院，南京 211816)

符号说明:

0 引言

法兰密封接头是核动力装置、空间设施和火箭发动机系统常见的可拆式连接形式。垫片作为其中的核心密封元件，其设计直接影响到整个系统的安全可靠运行。任全彬等［1］对某固体火箭发动机用“O”形密封圈进行了研究，分析了其不同参数对密封性能的影响，并确定出密封圈易受损和失效的关键部位。提高密封结构的可靠性，除了要加强新型密封材料开发与应用外，更要注重新型密封结构的设计与研究。Kurokouchi等［2］对康弗拉特密封系统用环形金属平垫进行结构改进，提出了一种楔形密封垫，该垫片只需要较小的螺栓力，即可获得很好的密封效果。相比传统垫片，其密封区域提高了1.6～3.7倍。借鉴其设计理念，美国Taper-lok公司提出了一种新型双楔角环垫［3］。2009年，Madazhy等［4］对仅用3个螺栓的法兰接头中的新型双楔角环垫和传统平垫片的密封接触压力分布进行了有限元分析，并做了水压试验。结果表明，该新型环垫拥有更出色的密封效果。而在2010年的ASME压力容器与管道会议上，Gardner等［5］将双楔角环垫应用于高压换热器中，取代了焊接隔板来防止泄漏，取得了很好的效果。但现有文献并未提及双楔角环垫具体结构尺寸的确定及其对密封性能的影响，国内也未见有关此研究工作的报道。因此，研究双楔角环垫结构尺寸对密封接触压力的影响，对新型法兰接头的设计及工程应用有重要意义。

本文对法兰接头用新型双楔角环垫的密封接触压力进行了理论分析，并运用ABAQUS有限元软件模拟分析了在螺栓预紧力和操作内压作用下双楔角环垫高度、小端厚度、主从面锥角及环垫小端内径对其密封接触压紧力的影响。

1 双楔角环垫密封原理

该新型法兰密封接头主要由主法兰、双楔角环垫、从法兰和紧固螺栓组成，如图1所示。双楔角环垫的密封面为主、从两个圆锥面，分别与主法兰面和从法兰面相接触。图1中环垫主面锥度大于从面锥度，从而形成自紧的楔体收敛方式。当拧紧螺栓时，主法兰凸头将环垫压紧在从法兰凹槽内，产生环向压紧力，使主、从锥面形成初始密封;工况条件下内部介质压力将迫使楔形密封体进一步被压紧，形成自紧式密封。环垫边缘突出部分的作用是防止预紧时因螺栓力加载不当导致环垫被过度挤压，从而影响密封效果。

2 理论分析

由ASME卷8第一册附录2［6］可知，对于使用自紧式垫片的法兰，其螺栓载荷只需提供足以抵抗最大许用工作压力所产生的端部静压力即可，即

根据图2所示受力分析，可得主密封面平衡方程为

则环垫主密封面平均接触压力为

环垫主密封面的水平分力为

压紧时，使环垫产生径向弹性压缩，得平衡方程Ff=Fm－Tr［7］。其中，Tr=2πSRσθ。则从密封面平均接触压力为

3 数值模拟计算

3.1 法兰、螺栓及垫片尺寸选用

本文法兰相关尺寸选用 ASME B16.5标准［8］中NPS 3″Class300lb带颈对焊法兰，模型中所取筒体长度大于 2.5×(Rt)0.5，所以可忽略边界的影响。螺栓为 8×M20。有限元分析采用ABAQUS软件，由于整体密封装置均为轴对称，所以取其1/16作为研究对象。

3.2 材料定义

材料选用理想弹性模型，环垫材料与法兰材料相同，均为SA105［9］，这样可确保它们热膨胀保持一致，同时可防止电化学腐蚀，其弹性模量E=202 GPa，泊松比υ=0.3;螺栓材料为SA193-B7，弹性模量E=204 GPa，泊松比 υ=0.3。

3.3 载荷与边界条件

载荷包括螺栓预紧力和内压。其中，螺栓预紧载荷按照仅受端部静压力时的平垫片计算，螺栓载荷为48 490 N，为了模拟由内压产生的轴向力效应，在筒体的端面上施加一当量压力Peq=PR/2t。在所有分析步中对称截面Z方向约束(UZ=0);下筒体端面固支(UX=UY=UZ=0);为避免螺栓产生滑动，限制其径向移动(UX=0)，保证螺栓轴向加载。

受访者特征。11名受访者中有8人的年龄在28-35岁，另外3人的年龄在43岁以上，其中7人是女性。受访者都拥有5-15年酒店销售工作经验，其中6人毕业于酒店管理或旅游管理专业，其余5人毕业于英语、营销或传媒专业。受访者的年龄与对社交媒体的关注度成反比，即年龄越小对社交媒体的关注与热情就越高。

3.4 接触属性及网格划分

模型建立过程中，法兰、螺栓、环垫采用C3D8R单元，与环垫重点接触部位网格局部细化，如图3所示。在接触属性中，选用小滑移，摩擦系数为0.15。

4 结果与讨论

4.1 双楔角环垫结构参数对密封面接触压力的影响

为了研究双楔角环垫结构参数对主、从密封面接触压力的影响，选取环垫主面高度(hm)、主从面锥角(θm/θf)、小端内径(d1)和小端厚度(T)4 个参数，保持其中3个参数恒定来分析另一参数变化对密封面接触压力的影响。为清楚地表达接触压力分布，在主、从密封面上取由A到B节点路径如图4所示。

4.1.1 环垫主面高度对接触压力的影响

保持主从面锥角、小端内径和厚度不变，环垫高度［10］分别取 12、15、18、21、24 mm。图 5 为环垫主、从密封面接触压力沿路径AB的分布。其中，x轴表示环垫自上而下节点的路径。垫片有效密封宽度是指当垫片密封面接触压力大于mP所对应的垫片宽度，即图中虚线上部所对应的应力区域。其中，m值为5.5［11］，P=5 MPa。从图5(a)可看出，环垫高度对主面接触压力影响不显著，随着高度从12 mm增加到24 mm，最大接触压力值从33.46 MPa下降至28.78 MPa，主面最大接触压力值和有效密封宽度均小幅度减小。这主要是因为在载荷恒定时，环垫接触面积随其高度的增加而增大，导致单位面积上的载荷下降，最大接触压力值随之减小，而有效密封宽度也由于最大接触压力对其挤压程度下降而减小。从图5(b)可看出，随着环垫高度从12 mm增加到24 mm，从面最大接触压力值从111.38 MPa 下降至 47.23 MPa，环垫高度对从面接触压力有显著影响。这是因为环垫从面靠近边缘突出处有部分区域未与从法兰面接触，因而在未接触区域与接触区域间会引起局部应力集中，而随着环垫高度增加，与从法兰接触面积也相应增加，分担了部分接触压力，从而缓解了局部应力集中现象。

4.1.2 主从面锥角对接触压力的影响

保持环垫高度、小端内径和厚度不变，主从面锥角［4］分别取 15/5°、20/10°、25/15°、30/20°、35/25°。图6为环垫主、从密封面接触压力沿路径AB的分布。从图6(a)可看出，主从面锥角对环垫主面接触压力有显著影响，主面有效密封宽度和最大接触压力均随主从面锥角度增大而减小，当锥角度大于20/10°后，最大接触压力值甚至已经低于保证密封的最小安全极限值27.5 MPa。依次推之，当主从面角度趋近于90°(类似平垫片)时，接触压力将会降到最低值，而这也充分证明了这种新型环垫相比常规垫片在密封性能上的优越性。从图6(b)可看出，从面有效密封宽度和最大接触压力也均随主从面锥角度增大而减小，但相比对主面的影响，对从面的影响则要小许多。随主从面锥角度的增大，从面完全不起密封作用的区域也在大幅增加，这无疑会造成环垫密封面积的极大浪费。最大限度地提高密封面接触压力是垫片设计的宗旨，因此优先选用小的主从面锥角。

4.1.3 环垫小端内径对接触压力的影响

4.1.4 小端厚度对接触压力的影响

保持环垫高度、主从面锥角和小端内径不变，小端厚度分别取 4、7、10、13、16 mm。图 8 为环垫主、从密封面接触压力沿路径AB的分布。从图8(a)可见，当环垫厚度大于7 mm时，随着环垫厚度的增加，主面最大接触压力值也明显增加，最大值出现在距环垫大端A节点0.78 mm处。当环垫厚度小于7 mm以后，主面上的接触压力分布发生了显著变化，主要密封区域由环垫端部下移到环垫中间位置，该位置正是环垫起密封作用的理想区域，且随环垫厚度的减小，最大接触压力值大幅增加，厚度为4 mm时的最大接触压力值达到47.14 MPa。这是因为随着环垫厚度逐渐减小，从法兰边缘与环垫接触处引起的局部应力范围逐步扩散到主面上，对主面接触压力产生影响，而使其重新分布。从图8(b)可见，环垫厚度对从面接触压力分布基本没有太大影响。综上可知，在保证环垫不被压溃的前提下，环垫厚度越小，接触压力大小及分布越理想。

4.2 数值模拟与解析计算结果比较

图9为环垫主面高度、主从面锥角、小端内径和小端厚度条件下主从面平均接触压力模拟结果与利用推导的解析式计算结果比较。由图9可见，二者基本吻合，最大误差为17%，在实际工程误差允许范围内。观察发现，理论值均比实际模拟值偏大一些，且接触压力越大，偏差也相应增大。这主要是因为理论计算假设法兰为完全刚体，而数值模拟中法兰是弹性体，其变形随密封接触压力增大而增加。

5 结论

(1)环垫小端厚度和主从面锥角度对主面接触压力的影响较明显，而二者中小端厚度的影响更大;环垫高度和主从面锥角度对从面接触压力的影响较明显，而二者中高度的影响更大。

(2)降低环垫高度，可提高主从面最大接触压力和有效密封宽度。减小主从面锥角度，可增大环垫最大接触压力和有效密封宽度。

(3)环垫小端内径超过110.5 mm后，其对主从面接触压力基本没有影响;当内径小于110.5 mm时，减小环垫小端内径，对提高主从面接触压力有利。

(4)在保证环垫不被压溃的前提下，环垫小端厚度越薄，接触压力大小及分布越理想。当环垫小端厚度小于7 mm后，主要密封区域由环垫端部下移到环垫中间位置，且随着环垫厚度的减小，最大接触压力值大幅增加。

［1］任全彬，蔡体敏，王荣桥，等.橡胶“O”形密封圈结构参数和失效准则研究［J］.固体火箭技术，2006，29(1):9-14.

［2］Kurokouchi S，Okabe M，Morita S.Taper-seal type metal sealing system and available applications［J］.Applied Surface Science，2001，169-170:799-802.

［3］Howard E M.Systems and methods for making connections between pipe sections to form a conduit that is substantially free of gaps［P］.US，App.No.11/933 484，2009.

［4］Madazhy R，Mathews S，Howard E.Analysis of contact pressure distribution on a pass partition gasket in conjunction with a double-tapered seal in a high pressure heat exchanger closure［C］//Proceedings of PVP 2009.Czech Republic，2009.

［5］Gardner C，Madazhy R，Howard E.Analysis of contact pressure distribution on a pass partion gasket in conjunction with a double-tapered seal in high pressure heat exchanger closure［C］//Proceedings of PVP 2010.USA，2010.

［6］ASME Boiler and pressure vessel code.Section VIII，Division I，Appendix 2［S］.New York:The American Society of Mechanical Engineers，2010.

［7］盛水平，韩树新，郑津洋.高压容器双锥环密封径向间隙的研究［J］.润滑与密封，2010，35(6):81-84.

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［11］Aaron III J W，Johnson W L.Large diameter flanged connection make-up with zero reworks［C］//Offshore Technology Conference.USA，2003.