卡扎里密封墊圈的結構尺寸對密封性能的影響

（遼寧石油化工大學 機械工程學院， 遼寧 撫順 113001）

卡扎里密封墊圈的結構尺寸對密封性能的影響

周 振，任建民

（遼寧石油化工大學 機械工程學院， 遼寧 撫順 113001）

密封面上的接觸應力是保證密封性能的一個重要參數。通過有限元分析軟件ANSYS，對卡扎里密封墊圈的結構進行優化設計，得到最優的結構尺寸。通過對優化設計的評估，考察墊圈的結構尺寸變化對墊圈密封面上接觸應力分布及最大接觸應力影響。對優化后的結構進行應力評定，保證墊圈結構的強度及可靠性。有助于墊圈結構設計，保證密封性能。同時可以減小密封系統結構尺寸，利于開發新型墊圈。

接觸應力；密封墊圈；優化評估；結構設計；應力評定

自動底蓋機技術是一新型技術，底蓋機自動化的實現，可以極大降低操作工人的勞動強度，減小焦炭塔的生焦周期，改進延遲焦化的工藝。國外自動底蓋技術已經非常先進，如中海油惠州石化分公司從國外引進了4臺自動底蓋機使用過程中表現了良好的性能，全開和全關時間總共只用6 min[1,2]。但是進口國外產品的購置費及后期維護費用特別昂貴，開發自己的自動底蓋機勢在必行。國內的一些石化設計院以及石油、石化公司投入了大量的資金研究自動底蓋機技術，并取得了一些成績。如滄州石化分公司在2010年投入使用的焦炭塔底自動扇形閥，取得了良好的效果。中國石油化工股份有限公司荊門分公司于2008年3月30在延遲焦化裝置中運用了由中國幾大石化公司一起承擔開發的平板閘閥結構自動底蓋機并進行了工業考核，焦炭塔自動底蓋機系統經過一系列過程的工業考驗，從運行的狀況看，自動底蓋機系統密封性能可靠，開蓋及關蓋操作靈活平穩，達到了預期的各項性能指標。但是焦炭塔自動底蓋機在使用過程中還是出現了一些問題，例如茂名石化2號焦化裝置中焦炭塔的一臺國產自動底蓋機，由于結構設計缺陷，在試用過程中關閉操作經常失靈，密封失效；在卸料開蓋時，底蓋不能順利打開，要用千斤頂拉出，產生極大的載荷，容易導致塔體等相關設備的損傷。因此優化卡扎里密封墊圈結構，減輕密封系統的結構尺寸，保持結構強度[3,4]，利于實現底蓋機的自動化。

1 墊圈優化現有研究

目前已有研究人員對卡扎里密封墊圈做了研究，取得了一些成果。但是他們的優化分析[5]只是簡單改變結構尺寸，在墊圈上進行一定的開槽，但是沒有涉及墊圈密封面上開槽的深度及開槽寬度研究，所取得的結構優化效果不是很理想，沒有設計出墊圈的最優化結構。現有研究的優化過程如圖1所示。

圖1中，結構1為傳統的卡扎里密封墊圈，其密封面為全平面，有效接觸面較寬，所需的螺栓載荷較大；結構2為研究人員對1進行改進后的卡扎里墊圈結構，其上密封面上開了一個槽，開槽的寬度為開槽的直徑，深度為開槽的半徑，在左密封面上開了兩個槽，相對于結構1有效密封面極大地減少，同時螺栓載荷也有了大幅度的降低；結構3為研究人員在結構2的基礎上改進的墊圈結構，相對于結構2，上密封面開了也兩個槽，有效接觸面進一步減少。這些優化后的結構雖然減輕了螺栓載荷，但是對墊圈結構優化研究的深度還不夠。應進一步從開槽的深度及寬度進行優化研究，如改變開槽形狀(槽的寬度及深度)，進行結構分析考察的結果。

圖1 卡扎里密封墊圈優化進展Fig.1 The optimization progress of Cazalis sealing washer

2 優化前后結構對比分析

運用ANSYS軟件在結構3的基礎上對墊圈進行優化設計，對比優化前后的墊圈結構及等效應力分布如圖2。

圖2 優化前后的結構對比Fig.2 Comparison of structure before and after optimization

從優化前后的結構及等效應力分布結構對比中，可以看出，墊圈的結構發生了很大的變化。墊圈的開槽深度有所減少，上密封面上的間距有所增加，左密封面的開槽間距有所減少。這種結果是保證兩個密封上的接觸應力均足夠大。等效應力分布方面，優化后的結構等效應力分布效果比優化前的要好。

考察墊圈結構優化前后的接觸應力[6-8]分布，進行比對分析如圖3。

圖3 優化前后的接觸應力分布對比Fig.3 The comparison of contact stress distribution before and after optimization

優化前，左密封面的接觸應力較小，最大接觸應力沒有達到密封比壓；上密封面上的接觸應力略大于密封比壓。優化后，密封面上的接觸應力普遍增大，遠大于密封比壓。特別是左接觸面上的接觸應力，增幅特別大，兩個密封面上的最大接觸應力均達到了一個相對大的值，并且遠大于密封比壓，保證了墊圈結構良好的密封效果。

3 優化評估分析及應力評定

3.1 優化評估分析

對最優結果進行優化評估，通過優化評估曲線可以知道每個設計變量的變化對各個狀態變量[9]及目標函數的影響情況，這樣在設計墊圈結構時就有理論可依。重點研究對狀態變量及目標函數影響較大的設計變量，可以更好的進行墊圈結構優化設計。其中B1、K1為墊圈上、左密封面的開槽間距；S、K為墊圈上、左密封面的開槽深度控制量。

從圖4中可以看出，隨著B1的增大墊圈上接觸面最大接觸應力先減小后增大最后又減小。H1對上接觸面最大接觸應力影響比較明顯，隨著H1的增大，墊圈上接觸面的最大接觸應力有明顯的增加。對于控制開槽深度的變量S和K而言，隨著二者的增大，墊圈上接觸面的最大接觸應力有減小的趨勢，但是減少幅度不明顯。

圖4 正交化設計變量與墊圈上密封面最大接觸應力關系曲線Fig.4 The relation curve of the maximum contact stress of upper contact surface on washer and normalized design variables

從圖5中可以看出，隨著墊圈上接觸面的開槽的增大，墊圈左接觸面的最大接觸應力有明顯上升的趨勢。

墊圈左接觸面的開槽H1對左接觸面最大接觸應力的影響也是比較明顯，隨著H1的增大，墊圈左接觸面的最大接觸應力有明顯減小的趨勢。對于控制開槽深度的變量而言，墊圈左接觸面最大接觸應力隨著S值的增加，沒有變化。隨著K增大，墊圈左接觸面的最大接觸應力變化趨勢是先增大后減小，但是變化不是很明顯。

圖5 正交化設計變量與墊圈左密封面接觸應力關系曲線Fig.5 The relation curve of the maximum contact stress of left contact surface on washer and normalized design variables

從圖6中可以看出，隨著墊圈上接觸面的開槽B1的增大，墊圈的最大等效應力先減小后增大。H1與最大墊圈最大等效應力的關系也跟B1的關系曲線相似，只是H1所對應的最大等效應力值比B1所對應的最大等效應力值大。墊圈上接觸面開槽深度控制量S對墊圈上的最大等效應力影響不大，隨著S的增大，最大等效應力值幾乎沒有變化。但是墊圈左接觸面上的開槽深度控制量K對墊圈最大等效應力的影響很明顯。隨著K的增大墊圈上的最大等效應力有明顯下降的趨勢，到一定值時，墊圈上的最大等效應力沒有什么變化。

圖6 正交化設計變量與墊圈等效應力的關系曲線Fig.6 The relation curve of the equivalent stress on washer and normalized design variables

從圖7中可以看出，隨著墊圈上接觸面的開槽B1的增大，目標函數開始有輕微的上升趨勢，但是到一定值時，目標函數值開始明顯下降。對H1而言，隨著它的增大目標函數值先是明顯增大，然后輕微增大，增大到一定值時，目標函數的值明顯減小。墊圈上接觸面以及左接觸面的開槽深度控制量S與K對目標函數值的影響不大，隨著它們的增大，目標函數稍微有些增大的趨勢，但不是很明顯。

對優化設計進行掃描評估有利于研究每個設計變量對狀態變量和目標函數的影響情況，對設計是很有必要的。本設計中，對目標函數與狀態變量影響最大的是密封面開槽的間距，換句話說就是開槽的大小，開槽深度對目標函數和狀態變量的影響不是很大。所以在以后的設計中可以重點考察密封面的開槽大小，將更有利于墊圈的結構優化。墊圈優化結構應力評定

圖7 正交化設計變量與目標函數的關系曲線Fig.7 The relation curve of the objective function r and normalized design variables

3.2 優化評估分析

墊圈結構優化完成后，需對其進行應力評定，以確定最大應力值在許用的范圍內。應力評定根據JB4732[10]， 它以彈性應力分析和塑性失效準則、彈塑性失效準則為依據。

應力評定有多種方法，本文中按一次應力加二次應力強度進行評定。考察墊圈等效應力分布圖，把墊圈上應力較大的地方作為危險點，把相近的危險點連接起來切割墊圈結構，所得到的截面就是危險截面。這些危險截面也就是ANSYS中的應力評定路徑。從墊圈結構上選取三個危險截面為應力評定的路徑，如圖8所示。

圖8 應力評定的路徑Fig.8 Stress evaluation path

對三個路徑分別進行應力評定，可以得到A-A路徑PL+Pb+Q=249.2 MPa，B-B路徑PL+Pb+Q =140.0 MPa，C-C路徑PL+Pb+Q=199.6 MPa。PL為一次局部薄膜應力強度，Pb為一次彎曲應力強度，Q為二次應力強度，PL+Pb+Q為一次應力強度加二次應力強度。繪制三條路徑應力強度曲線圖如圖9-11所示。圖中的橫坐標表示評定路徑的距離，縱坐標表示所評定的量。該量被分為墊圈的薄膜應力(MEMBRANE)，薄膜應力加彎曲應力(MEM+BEND)和總應力(TOTAL)等三個應力分量。從圖中可以看出這些應力分量隨路徑距離的變化關系。

圖9 A-A路徑應力強度分布曲線Fig.9 The distribution curve of stress intensity along A-A path

圖10 B-B路徑應力強度分布曲線Fig.10 The distribution curve of stress intensity along B-B path

圖11 C-C路徑應力強度分布曲線Fig.11 The distribution curve of stress intensity along C-C path

從上述3幅圖中可以看出，墊圈的薄膜應力為均勻分布的，其值恒定；墊圈的薄膜應力+彎曲應力線性分布。優化后的墊圈上最大等效應力EQVsmax=226.879 MPa，材料的屈服極限σS=345 MPa。強度校核滿足要求。對三條路徑各點應力強度評定見表1。

表1 各路徑應力強度評定結果Table 1 The evaluation results of stress intensity along every path

由上可知，不論是墊圈總體的應力強度，還是三條路徑上的應力強度，均小于許用應力值。墊圈在使用過程中應力強度指標滿足要求。

4 結 論

本課題主要是通過有限元分析軟件ANSYS對墊圈結構進行優化分析。得到了墊圈的最優結構，并對優化后的墊圈進行了應力評定，各項應力強度參數均滿足指標。可以得出以下結論：

(1) 通過對比初步優化前后的結構，使得密封卡扎里密封墊圈的兩個接觸面的接觸應力均達到了一個相對大的值，保證了良好的密封性能。

(2) 通過觀察墊圈上的開槽大小及開槽深度與墊圈最大等效應力及墊圈密封面上的最大接觸應力，找到了墊圈開槽大小與開槽深度之間的關系。開槽的大小對墊圈密封面最大接觸應力影響是非常大的。在一定的范圍內，保持其他設計變量不變，隨著一個接觸面上開槽的增大，此面上的最大接觸應力也增大；而另一個接觸面上的最大接觸應力有減小的趨勢。墊圈開槽的深度對密封面上的最大接觸應力的影響不是很明顯。

(3) 通過優化分析得到了最優設計，對最優設計進行應力評定，根據不同路徑的評定結果以及優化后墊圈上的總體的應力，均滿足焦炭塔的操作要求。進一步證明的優化后結構的合理性。

［1］趙睿．自動水力除焦底蓋機的選型和工業應用[J]．石油和化工設備，2010(1)：20-23．

［2］游碧龍，劉毅．自動底蓋機在延遲焦化裝置中的應用[J]，石油化工設備技術，2012，33（4）：11-12．

［3］李玉坤，孫文紅，李春,等．大型立式儲罐罐壁開孔補強應力分析[J]．壓力容器，2012，29（10）：45-50.

［4］Abid M,Nash D H. A parametric study of metal-to-metal contact flanges with optimised geometry for safe stress and no-leak conditions[J]. International Journal of Pressure Vessels and Piping, 2004，81:67-74.

［5］余偉煒, 高炳軍. ANSYS在機械與化工裝備中的應用[M]. 北京:中國水利水電出版社, 2006.

［6］梁基照. 陳同祥，金烽．航天器密封接觸應力初探[J]．航天器工程，2007，16（3）：60-64．

［7］張倩，金圭．O形密封圈接觸壓力的有限元分析[J]．潤滑與密封，2010，35（2）：80-83．

［8］馮秀，孫見軍，魏龍,等．金屬墊片接觸壓力分布的數值模擬[J]．石油化工設備，2009 (1)：47-49．

［9］石傳美，張亞新，王光文．基于ANSYS的壓力容器壁厚優化設計[J]．化工設備與管道，2009(10)：1-3．

［10］JB4732-2005 鋼制壓力容器-分析設計標準[S]．

Effect of Structure and Size of Cazalis Sealing Washers on the Sealing Performance

ZHOU Zhen, REN Jian-min
（College of Mechanical Engineering，Liaoning Shihua University, Liaoning Fushun 113001, China）

The contact stress of sealing surface is an important parameter of ensuring sealing performance. In this paper, optimization design to the Cazalis seal washer structure was carried out by the finite element analysis software ANSYS, and optimal structure and size were obtained. Then through evaluating the result of optimized design, and effects of structure and size of washer on contact stress distribution of washer and the maximum contact stress on the sealing surface of the washer were analyzed. Stress evaluation of the optimized structure can ensure the strength and reliability of gasket structure, which contributes to the washer structure design and ensures the sealing performance. At the same time the sealing system structure size will be reduced, which is conducive to development of new washer.

Contact stress；Seal washer；Optimization evaluation；Structure design；Stress evaluation

TQ 050

： A

： 1671-0460（2014）04-0532-04

2013-09-16

周振（1987-），男，河南人，碩士研究生，研究方向：設備安全技術。E-mail：8704100zzz@163.com。