對墊片進(jìn)行有限元分析的螺栓法蘭連接的密封性研究

1、本文翻譯自：M. Murali Krishna, M.S.Shunmugam,N.Siva Prasad A study on the sealing performance of bolted flange joints with gaskets using finite element analysisJ.International Journal of Pressure Vessels and Piping2007(84):349-357使用有限元分析方法研究帶墊片的螺栓法蘭連接的密封性能摘要:墊片在螺栓法蘭接頭的密封性能中發(fā)揮重要作用，由于非線性的材料特性和永久變形，它們的行為是復(fù)雜的

2、。由于法蘭偏轉(zhuǎn)和墊片的材料屬性導(dǎo)致的接觸應(yīng)力的變化在實(shí)現(xiàn)防漏接頭中發(fā)揮重要作用。在本文中，根據(jù)試驗(yàn)獲得的墊片加卸載的特性進(jìn)行了螺栓法蘭接頭的三維有限元分析（FEA）。分析表明接觸應(yīng)力的分布比由ASME規(guī)定的對法蘭偏轉(zhuǎn)的限制在密封性能中占據(jù)更主導(dǎo)的影響地位。©2007愛思唯爾科技有限公司.保留所有權(quán)。關(guān)鍵字：螺栓法蘭接頭；墊片特性；墊片接觸應(yīng)力；法蘭偏轉(zhuǎn)；軸向螺栓力1.簡介帶有墊片的法蘭接頭在壓力容器和管道中非常普遍，主要被設(shè)計(jì)用于內(nèi)部壓力。這種接頭也用于特殊應(yīng)用例如核反應(yīng)堆和太空飛行器。燃料管到火箭發(fā)動(dòng)機(jī)之間的連接就是這些接頭在太空飛行器中典型的應(yīng)用。防止流體泄漏時(shí)法蘭接頭最主要的需

3、求。許多設(shè)計(jì)變量影響接頭性能并且很難預(yù)測在役接頭的行為。一些設(shè)計(jì)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)，主要基于Taylor-Forge方法1，為法蘭接頭的設(shè)計(jì)提供了步驟。甚至根據(jù)規(guī)范比如ASME,DIN,JIS和BS設(shè)計(jì)的接頭也會(huì)經(jīng)歷泄漏，并且這個(gè)問題在工業(yè)中持續(xù)出現(xiàn)。所有的這些規(guī)范都基于許多簡化和假設(shè)，因此可能無法預(yù)測帶有墊片的法蘭接頭的真實(shí)行為。帶有墊片的法蘭接頭分析的復(fù)雜性在于墊片材料的非線性行為和永久變形。在過大應(yīng)力的作用下材料將經(jīng)歷永久變形。彈性（剛性）是墊片在裝配過程中以及投入使用之后的壓縮應(yīng)力的函數(shù)。普遍認(rèn)為墊片剛度對接頭的行為占主導(dǎo)的影響，因?yàn)槠鋭偠认鄬^低。螺栓接頭的另一個(gè)固有問題是法蘭偏轉(zhuǎn)和接觸應(yīng)力

4、。它們是由螺栓預(yù)緊載荷引起的，并且當(dāng)接頭受到內(nèi)部壓力時(shí)會(huì)增大。ASME規(guī)范曾試圖通過增加一個(gè)基于固定偏轉(zhuǎn)的剛性約束“J”來糾正這個(gè)問題。這可能是不足夠的，因?yàn)榉ㄌm的偏轉(zhuǎn)不是一個(gè)唯一的數(shù)值。法蘭的偏轉(zhuǎn)使墊片從內(nèi)半徑到外半徑產(chǎn)生不同的壓縮量。由于壓縮量的變化，接觸應(yīng)力也隨半徑發(fā)生改變。Sawa 2等人基于彈性理論提出了一個(gè)數(shù)學(xué)模型來確定管法蘭接頭的接觸應(yīng)力分布，把它作為軸對稱問題來對待。討論了密封性能、有效墊片寬度和作用在接頭上的力矩。Sawa3等人利用一種將應(yīng)力-應(yīng)變曲線考慮為分段線性的數(shù)值方法延伸了它們之前的研究。為了預(yù)測接頭的緊密性，Bouzid和Derenne4開發(fā)了一種分析方法，考慮法蘭

5、的轉(zhuǎn)動(dòng)靈活性以確定接觸應(yīng)力。在這些研究中，沒有考慮墊片材料的實(shí)際非線性和滯后現(xiàn)象。在目前的工作中，為了發(fā)現(xiàn)墊片中的接觸應(yīng)力開發(fā)了一種有限元（FE）模型?？紤]了在各種載荷和操作條件下墊片的非線性和滯后現(xiàn)象。為了發(fā)現(xiàn)墊片材料的加載和卸載特性進(jìn)行了試驗(yàn)，反過來這些特性被應(yīng)用到FEA中。研究了不同載荷和操作條件下的不同墊片模型中法蘭偏轉(zhuǎn)對密封性的影響。同時(shí)也分析了當(dāng)接頭受到內(nèi)部壓力時(shí)軸向螺栓力的增加。研究了不同載荷條件下墊片上接觸應(yīng)力的分布。在目前的分析中，帶有選定的螺栓纏繞環(huán)墊片的對焊（WN）和凸面（80mm NPS,Class 600,ASME/ANSI B16.5）法蘭，考慮其在室溫下的材料特性

6、。2. 帶墊片接頭的配置和材料特性2.1 法蘭、墊片和螺栓的幾何尺寸所有的標(biāo)準(zhǔn)法蘭都提供了多種加工表面。對于中等使用條件，相對于平面法蘭優(yōu)先選擇凸面法蘭，并且具有較小的接觸面積的環(huán)墊片減小了壓緊墊片所需要的螺栓預(yù)緊力。圖1（a）和（b）示出了這個(gè)有限元分析（FEA）中使用的管法蘭（80mm NPS,對焊，Class 600,ASME/ANSI B16.5）5和纏繞式墊片的尺寸。此分析中考慮使用M20的螺栓。圖1 FEA中使用的法蘭和墊片的尺寸（a）：法蘭（b）螺旋纏繞墊片2.2 法蘭和螺栓的材料屬性假定法蘭和螺栓的材料均勻、各向同性、線性彈性。將法蘭和材料選為鍛造碳鋼（A105，楊氏模量E=1

7、95MPa,泊松比=0.3），螺栓的材料選為鉻鋼（A193-B7，E=203MPa，=0.3）。2.3 墊片特性墊片往往是多層材料，在加載和卸載條件下表現(xiàn)出非線性行為。擰緊螺栓或壓縮（加載）階段的彈性模量不同于由于內(nèi)部壓力造成的減壓（卸載）階段的彈性模量。當(dāng)墊片減壓時(shí)，它表現(xiàn)出強(qiáng)烈的滯后現(xiàn)象，這種滯后是非線性的并且將導(dǎo)致在厚度范圍的永久變形。薄膜應(yīng)力（平面上）和橫向剪切對剛度的貢獻(xiàn)要小的多，因此忽略不計(jì)。為FEA輸入數(shù)據(jù)時(shí)，簡單起見，假定每個(gè)重復(fù)加載的曲線和卸載曲線是一致的。有限元程序ANSYS為墊片建模提供了大量的單元類型。這些單元考慮了幾何特性和材料非線性，忽略了薄膜和橫向剪切。因此壓力-

8、密封行為可以直接應(yīng)用到墊片材料的特性中。為了發(fā)現(xiàn)反過來用于有限元分析（FEA）中墊片材料的機(jī)械特性，進(jìn)行了一項(xiàng)加載壓縮力學(xué)試驗(yàn)（LCMT）6,7。ANSYS軟件可以輸入LCMT數(shù)據(jù)點(diǎn)。圖2示出了不同螺旋纏繞墊片的材料特性。在分析中，考慮根據(jù)螺旋纏繞墊片的兩種不同卸載曲線中的非線性行為來預(yù)測墊片的非線性行為。圖2 試驗(yàn)獲得的不同類型螺旋纏繞墊片的特性（a）石棉填充（b）石墨填充（c）聚四氟乙烯填充3 有限元建模3.1離散化使用ANSYS8建立了一個(gè)帶有墊片的螺栓法蘭接頭的三維有限元模型。這些接頭有關(guān)于軸線對稱的幾何特性?？梢远x它們?yōu)殛P(guān)于對稱軸以相同的間隔重復(fù)出現(xiàn)的主段?？紤]到其旋轉(zhuǎn)對稱，對于一

9、個(gè)八螺栓的模型，考慮其四分之一（90°部分）的模型。同樣，對于六螺栓和十螺栓的模型，分別考慮其六分之一（60°）和五分之一（72°）部分。圖3示出了帶有螺旋纏繞墊片和八個(gè)螺栓的螺栓法蘭接頭有限元分析的網(wǎng)格劃分（四分之一模型）。建立法蘭的幾何模型時(shí)使用實(shí)體單元（SOLID185）9。圖3. 帶有螺旋纏繞墊片和八個(gè)螺栓的螺栓法蘭接頭的有限元網(wǎng)格3.2 墊片的建模建立墊片模型時(shí)使用接觸單元（INTER195）9。這些單元基于頂面和底面的相對變形，提供了一種直接量化墊片接頭厚度范圍內(nèi)變形量的方法。通過平均單元底面到頂面的節(jié)點(diǎn)對的坐標(biāo)建立了一個(gè)單元中間平面。墊片層單元中間平

10、面的應(yīng)力與墊片壓力相等。由于忽略了平面內(nèi)的變形和橫向剪切，對正常的墊片來說只有一個(gè)組件。因此完整的墊片行為（墊片厚度范圍內(nèi)的變形）由一個(gè)壓力-密封（墊片表面從頂部到底部的相對位移）關(guān)系來表征。3.3 螺栓預(yù)緊用圖4所示的預(yù)緊單元（PRETS179）來建立裝配時(shí)由于預(yù)緊在螺栓接頭中產(chǎn)生的載荷。所有的預(yù)緊單元將有一個(gè)共同的預(yù)緊節(jié)點(diǎn)（K）。這個(gè)節(jié)點(diǎn)是預(yù)緊單元的第三個(gè)節(jié)點(diǎn)，然而節(jié)點(diǎn)I和J在螺栓切片中面上。預(yù)緊區(qū)域的A側(cè)和B側(cè)使用一個(gè)或多個(gè)預(yù)緊單元來連接，每個(gè)單元對應(yīng)一個(gè)重復(fù)的節(jié)點(diǎn)對。預(yù)緊節(jié)點(diǎn)（K）用來控制和監(jiān)控總的拉伸載荷。在第一階段（擰緊螺栓），載荷以力的形式作用在預(yù)緊節(jié)點(diǎn)上。這個(gè)力在第二階段（加壓

11、）中鎖定，允許額外的負(fù)載。初始載荷的影響被保存為鎖緊后的位移量。將螺栓和螺母的螺紋建立成具有螺栓的小直徑的無螺紋桿的一部分，為了避免網(wǎng)格劃分時(shí)的難題，假設(shè)螺栓頭部和螺母是圓柱形的。圖4 PRETS179單元（a）調(diào)整前（b）調(diào)整后3.4 接觸面在本模型中，將螺栓和螺母視為一個(gè)單一實(shí)體，將法蘭環(huán)視為一個(gè)獨(dú)立的實(shí)體。由于它們的載荷-變形特性不同，使用面-面接觸單元來建立接觸面模型以進(jìn)行三維接觸問題分析。由于構(gòu)件（法蘭、墊片）和螺栓是可變形的，可以將它們視為靈活對靈活的類別?？紤]了螺栓頭和法蘭環(huán)接觸面之間的接觸，同時(shí)也考慮了螺母面和法蘭環(huán)接觸面之間的接觸。用沒有滑動(dòng)摩擦的選項(xiàng)來模擬接觸面之間的相互作

12、用。由于法蘭環(huán)比螺栓堅(jiān)硬，將其建模為目標(biāo)表面（TARGE170）9，將螺栓頭和螺母面建為接觸面（CONTA173）9。接觸單元本身就覆蓋描述可變形體邊界的實(shí)體單元。當(dāng)接觸面接觸時(shí)，這些單元連接接觸面上具有高強(qiáng)度的節(jié)點(diǎn)或者缺口，當(dāng)接觸面分離時(shí)，這些單元連接接觸面上低強(qiáng)度甚至強(qiáng)度為零的節(jié)點(diǎn)或缺口。在進(jìn)行了收斂性研究之后，將模型離散為24,396個(gè)實(shí)體單元、192個(gè)界面單元、160個(gè)預(yù)緊單元和612個(gè)接觸單元，總共有32,642個(gè)節(jié)點(diǎn)。3.5 加載以及邊界條件有限元分析包括螺栓預(yù)緊工況和施加壓力工況。3.5.1 螺栓預(yù)緊工況螺栓預(yù)緊階段的墊片法蘭分析主要是獲得其在裝配階段因夾緊力而獲得的初始應(yīng)力和變

13、形。由于旋轉(zhuǎn)對稱性，分析時(shí)將位移（邊界條件）和載荷施加在單個(gè)部分上。對于在圓柱坐標(biāo)系（r,z）中建立的模型，對八螺栓的模型，限制其在0°和90°面上的周向位移（U=0）。同樣，對于六個(gè)螺栓和十個(gè)螺栓的模型，分別限制其沿0°面開始的60°面和72°面的周向位移。在螺栓預(yù)緊階段，僅通過預(yù)緊節(jié)點(diǎn)將預(yù)緊力（F）均勻地施加在預(yù)緊單元區(qū)域。3.5.2施加壓力工況除了螺栓預(yù)緊載荷外，墊片法蘭的分析還要考慮內(nèi)部壓力。由于內(nèi)壓，在接頭上產(chǎn)生流體靜壓端部力和壓力。施加在管道系統(tǒng)封閉端的流體靜壓端部力的計(jì)算基于管道的內(nèi)徑，流體靜壓軸向力的計(jì)算基于墊片的內(nèi)徑。流體靜壓

14、軸向力和法蘭內(nèi)部流體靜壓端部力之間的區(qū)別在于壓力大小。流體靜壓端部力沿軸線方向均勻地施加在管道的一端，管道的另一端在軸向方向固定（Uz=0）。由于內(nèi)壓產(chǎn)生的力沿軸向均勻地施加在兩法蘭面的內(nèi)表面上。這個(gè)階段同樣也限制如在螺栓預(yù)緊條件下限制的周向位移（U=0）?？紤]螺栓預(yù)緊階段和加壓階段各有二十個(gè)載荷步。發(fā)現(xiàn)二十個(gè)載荷步足夠表征非線性行為并且給出兩個(gè)階段中應(yīng)力值的收斂。4. ASME規(guī)范下的法蘭偏轉(zhuǎn)在螺栓預(yù)緊載荷和反作用力影響下法蘭的角位移稱為法蘭偏轉(zhuǎn)。這是就法蘭橫截面的中心進(jìn)行衡量的。ASME規(guī)范中有一個(gè)剛性指數(shù)“J”來檢驗(yàn)法蘭的偏轉(zhuǎn)。整體法蘭（對焊）的剛度系數(shù)相當(dāng)于法蘭偏轉(zhuǎn)的極限為0.3

15、76;。由于隨著內(nèi)部壓力的變化，法蘭的偏轉(zhuǎn)不是一個(gè)唯一值，這可能是不足夠的。當(dāng)墊片接頭受到內(nèi)部壓力時(shí)，隨著壓力試圖將接頭零件分開，墊片上的應(yīng)力降低。當(dāng)應(yīng)力降低時(shí)，由于其彈性性質(zhì)墊片將擴(kuò)展。然而，在實(shí)際使用情況的負(fù)載下，它不會(huì)恢復(fù)到初始幾何形狀。經(jīng)驗(yàn)表明，加壓情況下墊片降低的應(yīng)力和初始應(yīng)力同等重要。當(dāng)墊片應(yīng)力過小時(shí)，接頭可能泄露或者墊片從接頭上吹出。ASME規(guī)范根據(jù)墊片的無量綱“維護(hù)”（“軟化”）系數(shù)“m” 定義了這個(gè)減小的應(yīng)力（稱為殘余應(yīng)力）。將“m”和內(nèi)部壓力（P）的乘積稱為所需的最小殘余應(yīng)力。此規(guī)范同時(shí)也提出了一個(gè)因子“y”，此因子為當(dāng)系統(tǒng)加壓預(yù)緊時(shí)或者密封墊片以防止接頭泄漏所需要的初始墊

16、片應(yīng)力或者表面壓力6,7。5. 有限元分析結(jié)果5. 1 法蘭偏轉(zhuǎn)當(dāng)擰緊螺栓以獲得所需要的表面壓力時(shí)，密封材料（墊片）發(fā)生變形。由于螺栓預(yù)緊載荷的偏心，流體靜壓端部力作用在法蘭上，支力（墊片反作用力）和內(nèi)部壓力作用在法蘭的內(nèi)表面上，一個(gè)彎曲載荷作用在法蘭上，因此導(dǎo)致了法蘭的偏轉(zhuǎn)。由于法蘭的偏轉(zhuǎn)使墊片受到非均勻的接觸應(yīng)力，接頭的密封將出現(xiàn)困難。對于螺旋纏繞墊片，由于法蘭可能與作為支點(diǎn)的凸面外徑接觸，大型偏轉(zhuǎn)可能造成內(nèi)圈的屈曲或密封單元的分離。圖5示出了石棉填充螺旋纏繞墊片模型沿徑向環(huán)底面的軸向位移的法蘭偏轉(zhuǎn)，此模型的螺栓預(yù)緊力F=30kN，承受不同內(nèi)部壓力（P=0,3,5以及10MPa）?？梢钥闯?/p>

17、沿半徑方向軸向位移呈非線性的變化。當(dāng)計(jì)算法蘭偏轉(zhuǎn)時(shí)，為簡化只考慮法蘭內(nèi)徑和外徑的軸向位移。圖6示出了石棉填充螺旋纏繞墊片在不同螺栓預(yù)緊載荷和內(nèi)部壓力下計(jì)算得到的法蘭偏轉(zhuǎn)。當(dāng)接頭受到內(nèi)部壓力時(shí)，偏轉(zhuǎn)變形大。表1列出了帶有八個(gè)螺栓不同螺旋纏繞墊片的法蘭偏轉(zhuǎn)?？梢钥吹?，計(jì)算得到的法蘭變形小于0.3°，正如ASME所規(guī)定的10。圖5. 沿徑向就軸線位移而言的法蘭偏轉(zhuǎn)圖6. 法蘭偏轉(zhuǎn)隨著內(nèi)部壓力的改變表1. 帶有八個(gè)螺栓不同螺旋纏繞墊片的法蘭偏轉(zhuǎn)5. 2 軸向螺栓力的變化當(dāng)使用螺栓預(yù)緊載荷壓緊接頭時(shí)，螺栓上引進(jìn)一個(gè)初始張力，連接元件上引進(jìn)一個(gè)初始壓縮力。當(dāng)一個(gè)內(nèi)部壓力作用在接頭上時(shí)，螺栓受到一

18、個(gè)增大的拉伸載荷，連接元件受到一個(gè)減小的壓縮載荷。軸向螺栓力的變化取決于螺栓和連接元件的相對剛度。提供墊片以防止泄露，相比于接頭的其他元件，墊片相對較軟。結(jié)果，墊片接頭的剛度幾乎等于墊片的剛度，軸向螺栓力的變化受到墊片剛度的影響。圖7示出了帶有八個(gè)螺栓、初始螺栓預(yù)緊力F=30kN的受到內(nèi)部壓力作用的不同螺旋纏繞墊片的軸向螺栓力的變化?？梢钥闯?，由于聚四氟乙烯螺旋纏繞墊片的剛度較低，其軸向螺栓力的增大是最高的，石墨填充墊片最低。表2列出了承受不同載荷、不同操作工況下各種纏繞墊片軸向螺栓力的增長。圖7. 受內(nèi)壓的不同螺旋纏繞墊片的軸向螺栓力的增加表2. 八螺栓模型不同類型墊片的軸向螺栓力的增加5.

19、 3 墊片接觸應(yīng)力對內(nèi)部壓力為0，5，10 MPa、螺栓預(yù)緊力為30kN、石棉填充螺旋纏繞墊片、帶有八個(gè)螺栓的接頭進(jìn)行有限元分析的結(jié)果在圖8中示出。圖形表示了螺栓預(yù)緊載荷和內(nèi)部壓力對墊片接觸應(yīng)力沿徑向分布的影響?？梢钥闯鼋佑|應(yīng)力是壓縮應(yīng)力，并且隨著內(nèi)部壓力的增加而減小。發(fā)現(xiàn)較低的內(nèi)部壓力（5 MPa）作用下墊片接觸應(yīng)力減小量為15-21%，較高的內(nèi)部壓力（10 MPa）作用下減小量為30-40%。還可以發(fā)現(xiàn)從墊片內(nèi)圈到外圈接觸應(yīng)力發(fā)生變化，外圈半徑的值要高出1-4%。原因在于5.1部分討論的法蘭偏轉(zhuǎn)。當(dāng)系統(tǒng)受到5 MPa的內(nèi)部壓力時(shí)，接觸應(yīng)力減小8-10%。圖8. 石棉填充螺旋纏繞墊片沿徑向接

20、觸應(yīng)力的變化圖9示出了在螺栓預(yù)緊載荷（F=30kN）和加壓（P=5MPa）條件下不同纏繞墊片沿墊片徑向接觸應(yīng)力的比較分析。可以看出墊片上從內(nèi)徑到外徑接觸應(yīng)力變化較大的是石墨填充墊片（GF），接著是石棉填充墊片（AF）和聚四氟乙烯填充（TF）螺旋纏繞墊片。表3列出了不同螺栓預(yù)緊載荷和內(nèi)部壓力下各種螺旋纏繞墊片上內(nèi)半徑和外半徑位置的接觸應(yīng)力。圖9. 不同類型纏繞墊片接觸應(yīng)力的分布：9（a）螺栓預(yù)緊載荷F=30kN（b）內(nèi)部壓力P=5MPa。表3. 八螺栓模型不同螺旋纏繞墊片上接觸應(yīng)力的變化5. 4 密封性能考慮墊片內(nèi)徑處的接觸應(yīng)力，因?yàn)閮?nèi)徑處的應(yīng)力值低于外徑處并且泄漏容易在低應(yīng)力區(qū)發(fā)生。圖10（a

21、）示出了帶有八個(gè)螺栓的石棉填充螺旋纏繞墊片在不同螺栓預(yù)緊載荷下受內(nèi)部壓力時(shí)接觸應(yīng)力的變化。按照ASME規(guī)范對于不同內(nèi)部壓力的最小殘余應(yīng)力也繪制在此圖中。對于給定的螺栓預(yù)緊力，接觸應(yīng)力曲線和殘余應(yīng)力（ASME）曲線的交點(diǎn)給出了其極限內(nèi)部壓力。例如，針對石棉填充螺旋纏繞墊片提出的墊片系數(shù)“m”和“y”10分別為3和68.95MPa（1000psi）。如果一個(gè)八螺栓模型（圖10（a）的螺栓預(yù)緊載荷為F=30kN，與ASME殘余應(yīng)力曲線的交點(diǎn)表明，當(dāng)內(nèi)部壓力達(dá)到15.9MPa 時(shí)，最小接觸應(yīng)力達(dá)到47.70MPa（3×15.9）時(shí)將會(huì)發(fā)生泄漏。圖10（b）示出了六個(gè)、八個(gè)、十個(gè)螺栓模型受到內(nèi)

22、部壓力時(shí)接觸應(yīng)力的變化?？梢钥闯霎?dāng)螺栓的數(shù)目小于給定的總螺栓預(yù)緊載荷等級（W=30×8=240kN）時(shí)，泄漏將在較低的內(nèi)部壓力和接觸應(yīng)力下發(fā)生。表4列出了帶有六個(gè)、八個(gè)、十個(gè)螺栓的墊片模型維持最小接觸應(yīng)力以避免泄漏的最大許可內(nèi)部壓力，墊片是各種螺旋纏繞墊片，受到不同的螺栓預(yù)緊載荷。這些表格顯示了不同載荷條件下相應(yīng)的法蘭偏轉(zhuǎn)，這些值恰好低于ASME規(guī)范規(guī)定的0.3°10。為了做比較，從ASME規(guī)范中獲得的螺栓預(yù)緊載荷同時(shí)也以相應(yīng)的內(nèi)部壓力形式給出。ASME規(guī)范給出的數(shù)值基于兩個(gè)不同區(qū)域的有效墊片密封寬度（b），即基本墊片密封寬度b06.35和b0>6.35。對于ASME

23、規(guī)范，基本墊片密封寬度取決于法蘭的一套組合、法蘭面和墊片。而這種方法適用于任何范圍的法蘭、墊片類型、尺寸和螺栓預(yù)緊力。圖10. 受內(nèi)部壓力的石棉填充螺旋纏繞墊片內(nèi)徑處最小接觸應(yīng)力的變化（a）八螺栓模型（b）螺栓數(shù)目不同表4. 不同螺旋纏繞墊片的許可內(nèi)部壓力6 結(jié)論考慮三種類型的墊片，即AF,GF,TF螺旋纏繞墊片，確定這些墊片的密封性能。觀察到沿墊片寬度墊片接觸應(yīng)力的分布是不均勻的，而且在外徑處有較高的值。內(nèi)徑和外徑之間接觸應(yīng)力的不同取決于墊片類型和法蘭靈活性。ASME規(guī)范沒有考慮這些因素。從目前工作進(jìn)行的研究可以得到以下結(jié)論：i. 結(jié)果表明即使法蘭偏轉(zhuǎn)低于ASME規(guī)范規(guī)定的0.3°

24、，法蘭接頭也可能發(fā)生泄漏。為了避免泄漏維持最小的接觸應(yīng)力是非常重要的。這將影響沿徑向接觸應(yīng)力的分布。ii. 發(fā)現(xiàn)隨著內(nèi)部壓力的增大，TF螺旋纏繞墊片（由于其低剛度）軸向螺栓力增加量最大，GF螺旋纏繞墊片增加最小。墊片特性在決定螺栓預(yù)緊載荷中起到重要作用。iii. 發(fā)現(xiàn)GF螺旋纏繞墊片沿徑向接觸應(yīng)力分布的變化最明顯，TF螺旋纏繞墊片中最不明顯。在選擇墊片、螺栓預(yù)拉伸和螺栓數(shù)量的設(shè)計(jì)過程中，有限元方法是非常有用的。References1 Taylor F. Modern flange design, G+W TaylorBonney Division,Bulletin 502, Edition VII, 1978. 2 Sawa T, Higurashi N, Akagawa H. A stress analysis of pipe flange connections. J Pressure Vessel Technol 1991; 113: 497503.3 Sawa T, Ogata N, Nishida T. Stress analysis and determination of bolted preload in pipe flange connections with gasket under internal pressure. J