人孔法兰凸缘密封性分析

罗永欣　施建荣　孟庆国

（南通中集罐式储运设备制造有限公司)



人孔法兰凸缘密封性分析

罗永欣*施建荣孟庆国

（南通中集罐式储运设备制造有限公司)

对某压力容器人孔法兰凸缘的密封性进行了分析和校核。利用ANSYS软件建立了筒体和人孔法兰的有限元模型。以弹性应力分析法对人孔法兰凸缘进行强度分析，以极限载荷分析法对人孔法兰凸缘进行刚度校核，比较了这两种方法在判断凸缘密封性时的优劣性。关键词人孔法兰凸缘密封极限分析应力筒体压力容器

0　引言

人孔法兰凸缘密封的校核是压力容器检验的重要组成部分。人孔法兰凸缘通过螺栓和垫片起到密封效果，要求其在各种设计载荷条件下均能有效地实现密封功能。

凸缘的失效一般不是因为强度问题，而是在螺栓载荷、垫片反力和介质压力的合成力矩作用下，由于刚度不足而产生变形 （转角），使其对垫片的压紧力不均匀，从而导致泄漏。因此，控制凸缘刚度和变形是凸缘设计的关键。

控制凸缘变形，目前比较通用的技术手段是通过计算凸缘在荷载工况下的应力，根据JB 4732标准，判断其强度是否满足要求。曲永奎[1]通过ANSYS软件建立了法兰的力学模型，计算了法兰在操作工况下的应力，并按照JB 4732标准对其进行了强度评定。杨玉芬、田新[2]采用有限元法对脱硫塔容器法兰进行了有限元分析，得到了法兰的应力分布规律，并依此判断其结构强度。

本文采用有限元分析法建立了某压力容器人孔法兰凸缘的有限元模型，利用应力分类法对其进行了强度评定，并采用极限分析方法分析了其在极限载荷工况下凸缘密封面的扭转角度。本文还比较了应力分类方法控制凸缘强度与极限分析方法计算扭转角在人孔法兰凸缘密封性设计时的优劣性。

1　极限分析方法

压力容器的极限载荷分析法：采用小位移理论，并采用理想弹塑性材料，应用有限元方法求得引起结构垮塌的极限载荷[3]。极限分析考虑了结构的塑性变形，能更真实地反应载荷作用下的人孔凸缘失效过程，求出结构在稳定状态下的极限载荷，防止结构发生塑性垮塌。

2　模型描述

本文建立了筒体、人孔法兰凸缘结构的模型，如图1所示。同时，采用Solid185单元对模型进行了网格划分，如图2所示。为了保证计算的精度，网格全部采用六面体单元。

图1　人孔法兰凸缘结构

图2　人孔法兰凸缘的有限元网格

凸缘材料为16MnⅢ （锻件），筒体材料为Q370R。常温下其相应的材料属性如表1所示。

表1　筒体、人孔法兰凸缘材料属性

人孔法兰凸缘的受力情况如图3所示。其中，Fp为操作状态下的垫片压紧力，按JB 4732其计算公式[4]为

Wp为操作状态下的螺栓载荷，其计算公式[6]为

p为容器的计算压力。

图3　人孔法兰凸缘受力

3　凸缘强度分析

在筒体内表面施加计算压力，垫片环面施加垫片压力，螺栓面施加相应的当量压力，筒体断面施加当量压力，其余模型切割面施加面对称边界约束。在计算压力p=1.73 MPa工况下，筒体、人孔法兰凸缘的应力分布如图4所示。人孔法兰凸缘的计算结果如图5所示。由图5可知，人孔法兰凸缘应力最大点发生在凸缘密封面内侧，其应力最大点的应力路径为Path-A。

图4　筒体、人孔法兰凸缘应力分布

图5　人孔法兰凸缘应力分布

按照JB 4732—1995对人孔法兰凸缘进行应力强度评定，应力评定结果如表2所示。由表2可见，凸缘一次局部薄膜应力为203.1 MPa，小于其许用应力值1.5Sm=267 MPa，而一次薄膜应力+弯曲应力 （PL+Pb）超出其许用应力值1.5Sm=267 MPa，不能满足要求。因此，从凸缘应力分类结果来看，其强度不能满足要求。

表2　人孔法兰凸缘应力强度评定

4　凸缘极限分析

极限分析属于非线性分析，采取载荷逐步加载的方式，逐步增加载荷，直至计算不收敛。在载荷逐步增加的过程中，材料进入塑性阶段，最终材料失去抗变形能力。经计算发现，在p=2.8 MPa时，计算不收敛。凸缘在最大应力点分类结果如表3所示。由表3可知，当荷载达到1.8 MPa时，材料进入塑性阶段。凸缘在p=1.8 MPa时的变形如图6所示。p=2.8 MPa为模型在稳定工况下的极限载荷，凸缘在极限载荷工况下的变形如图7所示。

表3　极限分析计算结果

由图6可知，凸缘在p=1.8 MPa时密封面最大扭转角为

max{arctan[(2.444 88-2.279 22)/70],

arctan[(3.436 62-3.324 52)/70]}=0.135°式中，70为人孔法兰凸缘的宽度。按照德国AD标准，凸缘在载荷工况下的最大扭转角不超过0.5°～1°。可以判断：凸缘在计算压力下强度超过许用值，但依然能满足密封要求。由图7可知，凸缘在极限载荷工况下的密封面最大扭转角为

max{arctan[(4.673 87-4.337 39)/70],

arctan[(6.685 23-6.461 71)/70]}=0.27°即凸缘在极限工况下的最大扭转角也小于标准规定的许用值，满足要求。

图6　凸缘在p=1.8 MPa时的变形

图7　凸缘在极限载荷工况下的变形

5　结论

（1）利用ANSYS软件对某压力容器人孔法兰凸缘在计算压力工况下进行了强度分析，并利用极限载荷法分析了凸缘在极限载荷工况下的变形。

（2）从凸缘应力分类结果来看，凸缘在计算压力下其薄膜应力+弯曲应力超过许用值。从极限分析结果来看，凸缘在计算压力下其密封面扭转角依然满足要求，而实际使用工况下凸缘也未发生泄漏，这说明采用极限分析来判断凸缘的密封性更加合理。

（3）人孔法兰凸缘的密封性主要取决于凸缘刚度，利用应力来控制其密封性过于保守。

[1]曲永奎.基于ANSYS的法兰应力分析与评定[J].石油化工设备技术，2011（2）：5-7.

[2]杨玉芬，田新.容器法兰应力分析 [J].云南工业大学学报，1999(1)：15-18.

[3]沈鋆.极限载荷法在压力容器设计中的应用[J].石油化工设备，2011(4)：35-38.

[4]JB 4732—1995钢制压力容器——分析设计标准 [S].

Analysis of Sealability of Manhole Flange

Luo YongxinShi JianrongMeng Qingguo

The sealability of the manhole flange in a pressure vessel is analyzed and evaluated.The finite element models of the tank and the manhole flange are established through the software ANSYS.The strength analysis of the manhole flange is carried out through the elastic stress analysis method while the rigidity evaluation is done with the limit load analysis method.In addition,the advantages and disadvantages of these two methods in judging the sealability of the flange are compared.

Manhole；Flange；Sealability；Limit analysis；Stress；Tank；Pressure vessel

TQ 050.3DOI：10.16759/j.cnki.issn.1007-7251.2016.06.011

2015-08-11）

*罗永欣，男，1966年生，高级工程师。南通市，226003。