卡扎里密封垫圈的结构尺寸对密封性能的影响

（辽宁石油化工大学 机械工程学院， 辽宁 抚顺 113001）

卡扎里密封垫圈的结构尺寸对密封性能的影响

周 振，任建民

（辽宁石油化工大学 机械工程学院， 辽宁 抚顺 113001）

密封面上的接触应力是保证密封性能的一个重要参数。通过有限元分析软件ANSYS，对卡扎里密封垫圈的结构进行优化设计，得到最优的结构尺寸。通过对优化设计的评估，考察垫圈的结构尺寸变化对垫圈密封面上接触应力分布及最大接触应力影响。对优化后的结构进行应力评定，保证垫圈结构的强度及可靠性。有助于垫圈结构设计，保证密封性能。同时可以减小密封系统结构尺寸，利于开发新型垫圈。

接触应力；密封垫圈；优化评估；结构设计；应力评定

自动底盖机技术是一新型技术，底盖机自动化的实现，可以极大降低操作工人的劳动强度，减小焦炭塔的生焦周期，改进延迟焦化的工艺。国外自动底盖技术已经非常先进，如中海油惠州石化分公司从国外引进了4台自动底盖机使用过程中表现了良好的性能，全开和全关时间总共只用6 min[1,2]。但是进口国外产品的购置费及后期维护费用特别昂贵，开发自己的自动底盖机势在必行。国内的一些石化设计院以及石油、石化公司投入了大量的资金研究自动底盖机技术，并取得了一些成绩。如沧州石化分公司在2010年投入使用的焦炭塔底自动扇形阀，取得了良好的效果。中国石油化工股份有限公司荆门分公司于2008年3月30在延迟焦化装置中运用了由中国几大石化公司一起承担开发的平板闸阀结构自动底盖机并进行了工业考核，焦炭塔自动底盖机系统经过一系列过程的工业考验，从运行的状况看，自动底盖机系统密封性能可靠，开盖及关盖操作灵活平稳，达到了预期的各项性能指标。但是焦炭塔自动底盖机在使用过程中还是出现了一些问题，例如茂名石化2号焦化装置中焦炭塔的一台国产自动底盖机，由于结构设计缺陷，在试用过程中关闭操作经常失灵，密封失效；在卸料开盖时，底盖不能顺利打开，要用千斤顶拉出，产生极大的载荷，容易导致塔体等相关设备的损伤。因此优化卡扎里密封垫圈结构，减轻密封系统的结构尺寸，保持结构强度[3,4]，利于实现底盖机的自动化。

1 垫圈优化现有研究

目前已有研究人员对卡扎里密封垫圈做了研究，取得了一些成果。但是他们的优化分析[5]只是简单改变结构尺寸，在垫圈上进行一定的开槽，但是没有涉及垫圈密封面上开槽的深度及开槽宽度研究，所取得的结构优化效果不是很理想，没有设计出垫圈的最优化结构。现有研究的优化过程如图1所示。

图1中，结构1为传统的卡扎里密封垫圈，其密封面为全平面，有效接触面较宽，所需的螺栓载荷较大；结构2为研究人员对1进行改进后的卡扎里垫圈结构，其上密封面上开了一个槽，开槽的宽度为开槽的直径，深度为开槽的半径，在左密封面上开了两个槽，相对于结构1有效密封面极大地减少，同时螺栓载荷也有了大幅度的降低；结构3为研究人员在结构2的基础上改进的垫圈结构，相对于结构2，上密封面开了也两个槽，有效接触面进一步减少。这些优化后的结构虽然减轻了螺栓载荷，但是对垫圈结构优化研究的深度还不够。应进一步从开槽的深度及宽度进行优化研究，如改变开槽形状(槽的宽度及深度)，进行结构分析考察的结果。

图1 卡扎里密封垫圈优化进展Fig.1 The optimization progress of Cazalis sealing washer

2 优化前后结构对比分析

运用ANSYS软件在结构3的基础上对垫圈进行优化设计，对比优化前后的垫圈结构及等效应力分布如图2。

图2 优化前后的结构对比Fig.2 Comparison of structure before and after optimization

从优化前后的结构及等效应力分布结构对比中，可以看出，垫圈的结构发生了很大的变化。垫圈的开槽深度有所减少，上密封面上的间距有所增加，左密封面的开槽间距有所减少。这种结果是保证两个密封上的接触应力均足够大。等效应力分布方面，优化后的结构等效应力分布效果比优化前的要好。

考察垫圈结构优化前后的接触应力[6-8]分布，进行比对分析如图3。

图3 优化前后的接触应力分布对比Fig.3 The comparison of contact stress distribution before and after optimization

优化前，左密封面的接触应力较小，最大接触应力没有达到密封比压；上密封面上的接触应力略大于密封比压。优化后，密封面上的接触应力普遍增大，远大于密封比压。特别是左接触面上的接触应力，增幅特别大，两个密封面上的最大接触应力均达到了一个相对大的值，并且远大于密封比压，保证了垫圈结构良好的密封效果。

3 优化评估分析及应力评定

3.1 优化评估分析

对最优结果进行优化评估，通过优化评估曲线可以知道每个设计变量的变化对各个状态变量[9]及目标函数的影响情况，这样在设计垫圈结构时就有理论可依。重点研究对状态变量及目标函数影响较大的设计变量，可以更好的进行垫圈结构优化设计。其中B1、K1为垫圈上、左密封面的开槽间距；S、K为垫圈上、左密封面的开槽深度控制量。

从图4中可以看出，随着B1的增大垫圈上接触面最大接触应力先减小后增大最后又减小。H1对上接触面最大接触应力影响比较明显，随着H1的增大，垫圈上接触面的最大接触应力有明显的增加。对于控制开槽深度的变量S和K而言，随着二者的增大，垫圈上接触面的最大接触应力有减小的趋势，但是减少幅度不明显。

图4 正交化设计变量与垫圈上密封面最大接触应力关系曲线Fig.4 The relation curve of the maximum contact stress of upper contact surface on washer and normalized design variables

从图5中可以看出，随着垫圈上接触面的开槽的增大，垫圈左接触面的最大接触应力有明显上升的趋势。

垫圈左接触面的开槽H1对左接触面最大接触应力的影响也是比较明显，随着H1的增大，垫圈左接触面的最大接触应力有明显减小的趋势。对于控制开槽深度的变量而言，垫圈左接触面最大接触应力随着S值的增加，没有变化。随着K增大，垫圈左接触面的最大接触应力变化趋势是先增大后减小，但是变化不是很明显。

图5 正交化设计变量与垫圈左密封面接触应力关系曲线Fig.5 The relation curve of the maximum contact stress of left contact surface on washer and normalized design variables

从图6中可以看出，随着垫圈上接触面的开槽B1的增大，垫圈的最大等效应力先减小后增大。H1与最大垫圈最大等效应力的关系也跟B1的关系曲线相似，只是H1所对应的最大等效应力值比B1所对应的最大等效应力值大。垫圈上接触面开槽深度控制量S对垫圈上的最大等效应力影响不大，随着S的增大，最大等效应力值几乎没有变化。但是垫圈左接触面上的开槽深度控制量K对垫圈最大等效应力的影响很明显。随着K的增大垫圈上的最大等效应力有明显下降的趋势，到一定值时，垫圈上的最大等效应力没有什么变化。

图6 正交化设计变量与垫圈等效应力的关系曲线Fig.6 The relation curve of the equivalent stress on washer and normalized design variables

从图7中可以看出，随着垫圈上接触面的开槽B1的增大，目标函数开始有轻微的上升趋势，但是到一定值时，目标函数值开始明显下降。对H1而言，随着它的增大目标函数值先是明显增大，然后轻微增大，增大到一定值时，目标函数的值明显减小。垫圈上接触面以及左接触面的开槽深度控制量S与K对目标函数值的影响不大，随着它们的增大，目标函数稍微有些增大的趋势，但不是很明显。

对优化设计进行扫描评估有利于研究每个设计变量对状态变量和目标函数的影响情况，对设计是很有必要的。本设计中，对目标函数与状态变量影响最大的是密封面开槽的间距，换句话说就是开槽的大小，开槽深度对目标函数和状态变量的影响不是很大。所以在以后的设计中可以重点考察密封面的开槽大小，将更有利于垫圈的结构优化。垫圈优化结构应力评定

图7 正交化设计变量与目标函数的关系曲线Fig.7 The relation curve of the objective function r and normalized design variables

3.2 优化评估分析

垫圈结构优化完成后，需对其进行应力评定，以确定最大应力值在许用的范围内。应力评定根据JB4732[10]， 它以弹性应力分析和塑性失效准则、弹塑性失效准则为依据。

应力评定有多种方法，本文中按一次应力加二次应力强度进行评定。考察垫圈等效应力分布图，把垫圈上应力较大的地方作为危险点，把相近的危险点连接起来切割垫圈结构，所得到的截面就是危险截面。这些危险截面也就是ANSYS中的应力评定路径。从垫圈结构上选取三个危险截面为应力评定的路径，如图8所示。

图8 应力评定的路径Fig.8 Stress evaluation path

对三个路径分别进行应力评定，可以得到A-A路径PL+Pb+Q=249.2 MPa，B-B路径PL+Pb+Q =140.0 MPa，C-C路径PL+Pb+Q=199.6 MPa。PL为一次局部薄膜应力强度，Pb为一次弯曲应力强度，Q为二次应力强度，PL+Pb+Q为一次应力强度加二次应力强度。绘制三条路径应力强度曲线图如图9-11所示。图中的横坐标表示评定路径的距离，纵坐标表示所评定的量。该量被分为垫圈的薄膜应力(MEMBRANE)，薄膜应力加弯曲应力(MEM+BEND)和总应力(TOTAL)等三个应力分量。从图中可以看出这些应力分量随路径距离的变化关系。

图9 A-A路径应力强度分布曲线Fig.9 The distribution curve of stress intensity along A-A path

图10 B-B路径应力强度分布曲线Fig.10 The distribution curve of stress intensity along B-B path

图11 C-C路径应力强度分布曲线Fig.11 The distribution curve of stress intensity along C-C path

从上述3幅图中可以看出，垫圈的薄膜应力为均匀分布的，其值恒定；垫圈的薄膜应力+弯曲应力线性分布。优化后的垫圈上最大等效应力EQVsmax=226.879 MPa，材料的屈服极限σS=345 MPa。强度校核满足要求。对三条路径各点应力强度评定见表1。

表1 各路径应力强度评定结果Table 1 The evaluation results of stress intensity along every path

由上可知，不论是垫圈总体的应力强度，还是三条路径上的应力强度，均小于许用应力值。垫圈在使用过程中应力强度指标满足要求。

4 结 论

本课题主要是通过有限元分析软件ANSYS对垫圈结构进行优化分析。得到了垫圈的最优结构，并对优化后的垫圈进行了应力评定，各项应力强度参数均满足指标。可以得出以下结论：

(1) 通过对比初步优化前后的结构，使得密封卡扎里密封垫圈的两个接触面的接触应力均达到了一个相对大的值，保证了良好的密封性能。

(2) 通过观察垫圈上的开槽大小及开槽深度与垫圈最大等效应力及垫圈密封面上的最大接触应力，找到了垫圈开槽大小与开槽深度之间的关系。开槽的大小对垫圈密封面最大接触应力影响是非常大的。在一定的范围内，保持其他设计变量不变，随着一个接触面上开槽的增大，此面上的最大接触应力也增大；而另一个接触面上的最大接触应力有减小的趋势。垫圈开槽的深度对密封面上的最大接触应力的影响不是很明显。

(3) 通过优化分析得到了最优设计，对最优设计进行应力评定，根据不同路径的评定结果以及优化后垫圈上的总体的应力，均满足焦炭塔的操作要求。进一步证明的优化后结构的合理性。

［1］赵睿．自动水力除焦底盖机的选型和工业应用[J]．石油和化工设备，2010(1)：20-23．

［2］游碧龙，刘毅．自动底盖机在延迟焦化装置中的应用[J]，石油化工设备技术，2012，33（4）：11-12．

［3］李玉坤，孙文红，李春,等．大型立式储罐罐壁开孔补强应力分析[J]．压力容器，2012，29（10）：45-50.

［4］Abid M,Nash D H. A parametric study of metal-to-metal contact flanges with optimised geometry for safe stress and no-leak conditions[J]. International Journal of Pressure Vessels and Piping, 2004，81:67-74.

［5］余伟炜, 高炳军. ANSYS在机械与化工装备中的应用[M]. 北京:中国水利水电出版社, 2006.

［6］梁基照. 陈同祥，金烽．航天器密封接触应力初探[J]．航天器工程，2007，16（3）：60-64．

［7］张倩，金圭．O形密封圈接触压力的有限元分析[J]．润滑与密封，2010，35（2）：80-83．

［8］冯秀，孙见军，魏龙,等．金属垫片接触压力分布的数值模拟[J]．石油化工设备，2009 (1)：47-49．

［9］石传美，张亚新，王光文．基于ANSYS的压力容器壁厚优化设计[J]．化工设备与管道，2009(10)：1-3．

［10］JB4732-2005 钢制压力容器-分析设计标准[S]．

Effect of Structure and Size of Cazalis Sealing Washers on the Sealing Performance

ZHOU Zhen, REN Jian-min
（College of Mechanical Engineering，Liaoning Shihua University, Liaoning Fushun 113001, China）

The contact stress of sealing surface is an important parameter of ensuring sealing performance. In this paper, optimization design to the Cazalis seal washer structure was carried out by the finite element analysis software ANSYS, and optimal structure and size were obtained. Then through evaluating the result of optimized design, and effects of structure and size of washer on contact stress distribution of washer and the maximum contact stress on the sealing surface of the washer were analyzed. Stress evaluation of the optimized structure can ensure the strength and reliability of gasket structure, which contributes to the washer structure design and ensures the sealing performance. At the same time the sealing system structure size will be reduced, which is conducive to development of new washer.

Contact stress；Seal washer；Optimization evaluation；Structure design；Stress evaluation

TQ 050

： A

： 1671-0460（2014）04-0532-04

2013-09-16

周振（1987-），男，河南人，硕士研究生，研究方向：设备安全技术。E-mail：8704100zzz@163.com。