压力容器中八角垫密封设计的研究

，荣贵

(中国五环工程有限公司，湖北 武汉 430223)

近年来，我国压力容器广泛采用了八角垫密封，因为八角垫密封是属于径向自紧密封结构，其依靠密封元件各自结构上的特点，在压力升高后，密封件与平盖、筒体端部之间的压紧力自动加大，从而达到了密封的目的。而螺栓力仅用来产生初始密封所需要的压紧力，特别适用于内压较高或压力与温度有波动的场合。为此，国际标准化组织已把这种垫圈作为主要密封元件，并正式编入了国际标准ISO/DIS7483，我国也将该垫圈列入HG标准中。对于一定公称尺寸、公称压力的管道或设备可以直接按标准选用，给设计、使用、制造带来了很大的方便。但随着装置的大型化和特殊化，上述标准往往无法满足设计要求，需要自行设计八角垫。

1 八角垫密封原理

常用的八角垫有3种形式(见图1)：①无孔垫圈，见图1(a)；②有孔垫圈，见图1(b)；③不等边有孔垫圈，见图1(c)。通常采用无孔垫圈，垫圈密封面与八角垫垫圈中心轴线呈23°。

图1 八角垫

八角垫密封结构是将八角垫放入设有梯形槽的法兰里，法兰装配时，内部无压力在螺栓预紧状态下，螺栓全部载荷通过法兰两锥面，使垫圈外侧密封面与密封沟槽面接触，导致垫圈受到压缩，当螺栓预紧力继续加大时，垫圈内移直至垫圈内侧封面也接触到槽面，此时垫圈变形处于弹性状态，垫圈内的压应力使垫圈产生抵抗变形的回弹力，此力使密封面产生部分自紧。当操作压力形成时，垫圈还产生了由压力作用下的径向扩张，从而形成了径向自紧的作用。八角垫密封结构见图2。

2 八角垫垫圈法兰的设计

上世纪，美国API对法兰与八角垫垫圈做了许多试验，根据试验得知，垫圈外侧面接触压力等于3倍工作压力时就已经足够，由此得出每一侧接触面的高度等于整个垫圈高度的1/6。同时，试验还得出,要使密封系统能产生初始密封比压，又要满足压力能够作用在八角垫垫圈的内侧，法兰安装时应保证其之间的距离尺寸S1为3.2mm，此时垫圈外侧密封接触面才能与密封沟槽面接触。当螺栓继续系紧，八角垫垫圈内移直至两法兰相距S2=1.2mm时(见图2)，垫圈内侧接触面也与密封沟槽面接触，螺栓进一步系紧法兰直至几乎接触，八角垫垫圈与槽侧面完全密合，从而达到完全密封。

3 八角垫垫圈机构设计

非标准八角垫结构尺寸计算公式是基于八角垫外侧倒角处的接触压力为操作压力的3倍时，便能达到密封的这一条件导出的，并假设：

八角垫垫圈23°，斜接触面高度各为垫圈整个高度的1/6(见图2)；

垫圈的高度LG与内径的关系：

(1)

式中：DI为法兰内径，mm；

API的研究人员认为垫圈宽度应是压力的函数，其弯曲应力不超过51.7MPa，即可保证密封不泄漏。

4 垫圈宽度的计算

垫圈在内压p作用下，垫圈外侧支持在接触面的中点上，此时，内压力产生的载荷作用在高度LG上，其单位长度的弯矩为：

(2)

八角垫垫圈的弯曲应力：

(3)

式中：Z为单位长度断面模数，mm3/mm；

(4)

p为设计压力，MPa；TG为垫圈宽度，mm。

故八角垫圈宽度TG为：

为了使垫圈安全运行，在API规定八角垫垫圈的许用弯曲应力取为[σ]t=51.7MPa，故可求得垫圈宽度TG：

(5)

从式中可以得出TG与p的关系(见表1)。

表1 八角垫圈宽度TG与p之间的关系

5 八角垫剪应力的校核

(6)

在API标准中规定了许用剪应力[τ]t=44.5MPa，并要求：

τ≤[τ]t

(7)

6 八角垫垫圈外直径和沟槽尺寸的设计

当法兰获得密封时，法兰两侧相距应为1.2mm，此时N值应为：

(8)

式中：GG为垫圈槽外径，mm；

G2为八角垫圈的外径，mm；

故：

(9)

将φ=23°及S2=1.2mm代入式(9)，得出：

N=TG+0.283LG-0.51

(10)

将式(1)代入上式，得：

(11)

从图2 (b)知道，

(12)

通常Q=0.6LG，同时将(11)式N代入(12)，化简后得：

(13)

(14)

密封后的八角垫圈外径G2即为压力作用时八角垫的直径。

7 八角垫槽座外径的确定

(15)

(16)

式中，其他符号及意义见图2。

8 自由状态下垫圈的外径

为了使八角垫垫圈在预紧之前(即自由状态)与法兰沟槽外侧密封面接触，垫圈取大的尺寸，以便保证两法兰相距3.2mm。

(17)

(18)

将S1=3.2mm，φ=23°代入式(18)，得：

G1=GG-0.283LG+1.35

(19)

(20)

=G2+0.84

(21)式中：G1即是八角垫垫圈的制造外径，mm。

9 垫圈、环槽材料的硬度要求

可按GB/T 150.3附录C6.3进行设计。

10 密封垫圈和密封沟槽尺寸公差的要求

八角垫垫圈和密封沟槽尺寸的制造公差对自紧密封性能影响很大，为此，国内外标准对八角垫都提出了严格的要求，表2及图3为GB/T 150.3附录C中表8与API标准的八角垫垫圈和密封沟槽尺寸公差范围要求比较。

图3 八角垫密封结构尺寸

/mm

续表

注：1.槽与八角垫环接触斜面(23°表面)的表面粗糙度不高于3.2μm；2.允许环高有1.9mm的正偏差，但在整个圆周上任何部位的垫环高度差应不大于0.5mm。

11 关于螺栓载荷的计算

从目前的一些文献来看，计算八角垫螺栓载荷有以下几种计算方法。

(1)按GB/T 150/2011附录C6计算。

预紧状态螺栓载荷：

Wa=3.14bDGy

(22)

操作状态下的螺栓载荷：

(23)

(2)按美国API及ASA标准计算。

预紧状态螺栓载荷：螺栓预紧时的载荷HJ等于螺栓面积乘以室温下螺栓许用应力，即

Hj=AbxSb

(24)

操作状态下的螺栓载荷：

HT=H+HP

(25)

式中：

Hp=3.14G2LGptanφ

(26)

(27)

G2为受压面积的直径(见图2)，mm；LG为垫圈的高度，mm；Ab为螺栓的实际面积(螺纹根部直径)，mm2；Sb为室温下螺栓材料的许用应力，MPa；

其他符号及意义同前。

(3)《压力容器手册》计算。

操作状态下的螺栓载荷：

WP=W+Q

(33)

式中，W为工作密封压力下的轴向力：

W=πDGhptanα

(34)

Q为介质压力P作用下的轴向力：

(35)

h为垫圈高度，mm。

其他符号及意义同前。

11.4 几种计算公式、计算结果的比较

笔者对几种垫圈的计算公式进行实例计算比较，发现在预紧状态时，以GB/T 150.3—2011方法计算结果比用其他公式计算时的力要大。操作状态时，几种公式计算结果较接近，最大相差7%左右，其不同的原因是在于受压直径的选择，有的按八角垫槽的外侧直径作为计算直径，也有的取八角垫垫圈中径，造成误差，同时，发现螺栓载荷主要取决于操作状态。故有些文献不考虑预紧状态下的螺栓载荷，如 《压力容器手册》 。

12 结语

(1)八角垫及槽的设计尺寸如下：

Q=0.6LG

G1=G2+0.84

八角垫斜面角度取度取φ=23°，误差±0.5°，其他粗糙度与公差见表2。

(2)螺栓载荷的计算。通过计算比较，认为应按GB/T 150—2011进行设计螺栓载荷较为合理，对于法兰的设计可按GB/T 150.3—2011计算。

参考文献：

[1]王心明.工程压力容器设计与计算 [M].北京：国防工艺出版社，1986.

[2]GB/T 150—2011，压力容器[S].

[3]张康达，等.压力容器手册[M].北京：劳动人事出版社，1990.