法兰配套产品
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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。
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。
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。
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。
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。
（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。
