大直径高压设备法兰优化设计

2023-11-20赵周林

石油化工设备 2023年6期

赵周林

（海洋石油工程股份有限公司，天津 300452）

螺栓法兰连接是石油、化工行业中最常用的可拆连接结构形式，其使用广泛，被许多国家作为标准件，并制定了相应的标准供设计者选用。我国也制定有相应的行业标准，如GB/T 13402—2019《大直径钢制管法兰》［1］、HG/T 20592～20635—2009 《钢制管法兰、垫片、紧固件》［2］、NB/T 47020～47027—2012《压力容器法兰、垫片、紧固件》［3］以及SH/T 3406—2013《石油化工钢制管法兰》［4］等。标准法兰的使用简化了计算，降低了设计成本，提高了设计效率，保证了法兰的可靠性及互换性。但随着设备的大型化和特殊化，常会遇到一些法兰超出标准的使用限制的情况，需要按照GB/T 150.1～150.4—2011《压力容器》［5］或ASME Sec.ⅧDiv.1—2021《Rules for Construction of Pressure Vessel》［6］强制性附录2 的方法进行设计或结构优化。

螺栓法兰连接由法兰、密封垫片和紧固件组成，通过螺栓预紧力的作用对法兰密封面施加压紧力，压紧夹在一对法兰之间的密封垫片，使垫片在螺栓压紧力的作用下发生弹性或者塑性变形，从而填塞法兰密封面的微几何空隙，达到密封目的［7］。法兰设计中应考虑的主要失效模式是法兰密封面间的渗漏，为此必须保证螺栓、垫片和法兰有足够的强度。合理的法兰设计是根据主要失效模式选择合适的垫片，配置一组适宜的螺栓，确定适当的法兰结构尺寸，避免法兰连接处出现渗漏。文中以某海上平台工程项目中过滤分离器为例，对大直径高压设备法兰的优化设计进行介绍。

1 工程实例

某海上平台项目三甘醇处理系统入口设置有过滤分离器，为便于分离器内上部聚结过滤器内件的安装和后期维护，需将上封头设计成法兰连接形式。过滤分离器设计参数为，内径φ1 200 mm，设计压力13.2 MPa，设计温度70 ℃，筒体材料Q345R（正火）、厚度54 mm、腐蚀裕量4 mm，法兰材料16MnⅣ。法兰尺寸大、压力高，参数都超出了现有设备法兰标准范围，故参考GB/T 13402—2019，选取尺寸比较接近的DN1 200 mm 的A 系列Class900 管法兰，其结构尺寸见表1。

表1 优化前后法兰结构尺寸

但将管法兰应用于过滤分离器存在以下问题：①因设备设计压力较高，为了增强法兰之间的密封效果，需将原有的法兰突面密封改为环形连接面密封，垫片改为金属环形垫。②法兰直径较大，故选用的螺栓规格较大，影响法兰颈部厚度，使法兰轴向应力较大。③法兰应力计算不合格，需要对法兰结构尺寸进行优化。

2 设备法兰优化设计

2.1 垫片设计

2.1.1 垫片形式确定

垫片设计是整个法兰连接设计的基础，垫片形式、材料、内径和宽度的选用都会对法兰连接设计结果产生很大影响［8］。该过滤分离器设计压力较高，为保证在工作过程中垫片不被损坏并保持优良的密封性能，应选垫片系数m、比压力y 均较高的金属垫片。相比金属缠绕垫，八角垫有一定的径向自紧作用，密封效果好，不易渗漏，使用寿命长，可以重复使用。相比椭圆垫，八角垫易于加工制造，故选用八角垫作为法兰的密封垫片。垫片材质选用不锈钢S31603，材料硬度不大于150 HBS。

2.1.2 垫片尺寸确定［9］

参考GB/T 150.3—2011 《压力容器第3 部分：设计》［10］附录C.6 部分的《八角垫和椭圆垫密封》，选择适用于Class900 的环号为R105 的八角垫，八角垫截面尺寸和法兰环形连接面梯形槽尺寸见图1。该型号八角垫的中心圆直径无法满足设备要求，需重新确定。在螺栓中心圆直径一定的情况下，随着垫片中心圆直径的增大，螺栓预紧状态和操作状态的设计载荷增大，内压引起的总轴向力力臂减小，影响设计力矩的变化。通过对不同垫片中心圆直径的计算，得到了法兰计算力矩随垫片中心圆直径变化曲线，见图2。

图1 R105 八角垫截面尺寸和法兰环形连接面梯形槽尺寸

图2 垫片中心圆直径对法兰计算力矩影响曲线

从图2 曲线可以看出，垫片中心圆直径大约为1 380 mm 时法兰计算力矩值最小，垫片中心圆直径小于1 380 mm 时，法兰计算力矩随着垫片中心圆直径增大逐渐减小。当垫片中心圆直径大于1 380 mm 后，法兰计算力矩随着垫片中心圆直径增大缓慢增大。要使法兰计算力矩最小，垫片中心圆直径应在1 380 mm 附近选取，本例中法兰垫片中心圆直径最终取1 372 mm。

2.2 螺栓设计

垫片材质和尺寸确定之后，便可计算出垫片在预紧和操作状况下所需要的压紧载荷。压紧载荷是由螺栓提供的，由此可相应求出预紧和操作状态下需要的最小螺栓面积：

式（1）～式（2）中：Am1为预紧状态下所需最小螺栓面积，Am2为操作状态下所需最小螺栓面积，Sa为常温下螺栓许用应力，Sb为设计温度下螺栓许用应力，Wm1为预紧状态所需最小螺栓载荷，Wm2为操作状态下所需最小螺栓载荷。选用的螺栓规格和数量应使实际使用螺栓总横截面积Ab不小于Am1和Am2中的较大值。螺栓材料选用35Cr-MoA，因螺栓规格超过了GB/T 150.3—2011 中的推荐值，为便于螺栓的配置设计，按TEMA-10th—2019 《Standards of the Tubular Exchanger Manufacturers Association》［11］第9 部分表D-5M 推荐的螺栓间距要求，计算得到了满足螺栓配置要求的螺栓规格和数量，见表2。

表2 满足螺栓配置要求的螺栓规格和数量

从表2 可以看出，若选用公称直径76 mm 的螺栓，为满足所需螺栓总截面积Am，则需要的螺栓数量最多，为保证机具的操作空间，较多的螺栓数量必然使螺栓的中心圆直径相应增大。若选用公称直径为100 mm 的螺栓，虽然满足所需螺栓总截面积Am所需的螺栓数量较少，螺栓中心圆直径较小，但对应的螺母尺寸最大，使螺栓中心至法兰锥颈根部的间距比其他尺寸螺栓的大，影响法兰锥颈大端尺寸δ1和锥颈轴向应力σH。若选用公称直径为90 mm 的螺栓，为保证机具的操作空间，会使螺栓的中心圆直径最大。选用公称直径90 mm和100 mm 螺栓截面裕量太大，易造成材料浪费。综合考虑，选择公称直径80 mm 的螺栓最为适宜。

2.3 法兰结构优化

2.3.1 法兰结构尺寸对法兰应力的影响

法兰载荷由法兰环、锥颈和圆筒3 部分共同承载。法兰上施加的载荷对其产生3 项应力，分别为锥颈轴向应力σH、法兰环径向应力σR和法兰环环向应力σT。用于法兰设计的Waters 法主要就是使3 项应力尽量与相应的许用应力接近，即：

式中：[σ]tf为设计温度下法兰材料的许用应力数值，单位MPa。

在实际工程中，法兰3 项应力的计算中常忽略了容器压力在锥颈上产生的轴向应力，以及压力作用下法兰3 部分之间由于变形协调产生的应力，计算得到的3 项应力值应分别小于规定许用应力，并保留一定的富裕量［12］。法兰环厚度δf和锥颈大端厚度δ1对法兰3 项应力的影响曲线分别见图3 和图4。

图3 法兰环厚度对法兰应力影响关系曲线

图4 锥颈大端厚度对法兰应力影响关系曲线

从图3 可以看出，随着法兰环厚度增大，法兰环径向应力σR极大下降，锥颈轴向应力σH虽然下降，但下降趋势远没有法兰环径向应力明显，对法兰环环向应力σT下降趋势影响较小，当法兰环与锥颈刚度相当时，也会使环向应力σT出现上升趋势。从图4 可以看出，随着锥颈大端厚度增大，锥颈轴向应力σH极大下降，法兰环环向应力σT虽然下降，但下降趋势远没有锥颈轴向应力σH明显，而法兰环径向应力σR却逐渐增大。

2.3.2 法兰尺寸调整推荐方法［13-14］

采用先假设，再对应力进行验算的方法确定法兰尺寸。通常一次假设法兰尺寸后，所计算的应力不能很好地与其相应的许用应力接近，必须调整法兰尺寸。法兰环厚度δf和锥颈大端厚度δ1对法兰3 项应力的影响是相互关联的，可根据表3的推荐方法进行法兰结构尺寸调整。

表3 法兰结构尺寸调整推荐方法

2.3.3 法兰应力计算和结构尺寸调整

根据确定的垫片形式、尺寸，螺栓规格和螺栓孔中心圆直径，应用SW6 软件对设计的法兰应力进行计算，结果见表4。表4 中σHR为轴向应力与径向应力的组合应力，σHT为轴向应力与环向应力的组合应力。

表4 优化前后法兰应力计算结果

从表4 看出，原设计法兰锥颈轴向应力和法兰环环向应力过大，影响这2 个应力的敏感因素是锥颈大端厚度δ1。按照表3 的推荐公式经多次调整，将法兰锥颈大端厚度δ1调整到102 mm，同时将法兰环厚度δf减小到200 mm（取锻件材料下料厚度的许用应力），以使法兰各部分的承载能力相对接近。优化后法兰结构尺寸见表1，尺寸调整后法兰各应力计算结果见表4，可以看出，结构优化后的法兰各项应力均满足相应许用应力要求。

大直径法兰往往存在法兰刚性不足的问题，会使垫片的压紧应力在操作过程中因压力上升而下降，导致法兰连接接头的密封失效［15］。为了保证法兰接头的密封性，2007年版的ASME ⅧDiv.1 强制性附录2 中补充了控制法兰转角的法兰刚度指数J 的校核方法，GB/T 150.3—2011 对整体法兰也纳入了法兰刚度校核的要求。依据以上规定优化后的法兰刚度指数J=0.613＜1，满足要求。