1、第 42 卷第 14 期2014 年 7 月广 州 化 工Guangzhou Chemical IndustryVol. 42 No. 14Jul. 2014齿啮式快开门的结构型式特点和设计杨秉健(广州市化工设计所，广东 广州 510655)摘 要 : 阐述了齿啮式快开门的主要结构形式和特点 ， 设计中应注意的事项 。对该装置的两大基本结构 、密封形式和密封原理 ， 还有密封圈的种类 、材料进行了详细的介绍 。合理的设计除了能保证装置的强度和刚度 ， 更可使笨重的装置变得轻巧 、灵活 ， 降低生产材料的成本 ， 当中设计计算尤为关键 ， 本文通过实例对整体相连齿啮式卡箍连接系统进行了受力分析和
2、设计计算 。关键词 : 快开门式压力容器 ; 齿啮式 ; 法兰盖 ; 垫片 ; 密封圈中图分类号 : TH49 文献标志码 : A 文章编号 : 1001 9677( 2014) 014 0180 04The Structure Forms Characteristics and Designof the Tooth locked Fast OpenYANG Bing jian( Guangzhou Chemical Engineering Design Institute， Guangdong Guangzhou 510655， China)Abstract: The main struct
3、ure form and characteristics of the tooth locked fast open were expounded， and thematters needed attention of the design process. The two fundamental structures， seal form and seal principle of the device，species of sealing ring and materials were introduced in detail. The rational design not only a
4、ssured the strength andstiffness of the device， but also made the heavy device light and flexible， and reduced the cost of productive material.Calculation was especially important to design. The force analysis and design calculation of the tooth locked clampconnection system were carried out joined
5、by whole through examples.Key word: quick opening pressure vessel; tooth locked; flange cover; gasket; sealing ring快开门式压力容器 ， 是指进出容器通道的端盖或者封头和主体间带有互相嵌套的快速密封锁紧装置的容器 1。快开门装置经过一次连续的机械动作就能完成端盖的开启或闭合过程 ，省时省力 。随着化工 、轻工 、医药及食品工业的发展 ， 采用快开门结构的压力容器越来越广泛 ， 其应用的设备包括橡胶硫化罐 、食品灭菌罐 、医院的高压蒸汽消毒锅 、针织行业的定型锅染整行业的染纱锅 、染
6、布缸等等 。它们的结构型式也是多种多样 、五花八门 ， 有卡箍连接式 、卡箍齿啮式 、卡箍卡柱式 、导轨推拉式等 ， 它们都有各自的优缺点 。1 快开门的结构形式与特点1. 1 快开门的基本结构快开门的基本结构主要分为两大类 :1. 1. 1 转圈型俗称三件套 ， 即主要由封头法兰盖 、设备法兰 、锁圈三大部件组成的快开门结构 。开启时 ， 头盖和设备法兰不动 ， 转动锁圈 ， 使其与头盖错齿 ， 再打开头盖 。1. 1. 2 转盖型俗称两件套 ， 主要由封头法兰盖 、设备法兰两大部分组成 。开启时 ， 设备法兰不动 ， 转动头盖 ， 错齿后再打开头盖 。1. 2 密封型式在快开门装置的设计中
7、 ， 齿啮式卡箍密封结构的装配要求非常严格 ， 密封结构的设计至关重要 ， 既要求保证容器有可靠的密封性能 ， 也要保证端盖开启 、旋合的畅顺 。密封形式主要有以下两种基本形式 。1. 2. 1 强制式密封利用罐盖法兰和设备法兰啮合齿间的斜面滑动 ， 对橡胶垫片产生的轴向压力 ， 压缩垫片形成密封 。采用这种密封的优点有 : 由于预紧和操作时法兰密封面均存在垫片被压缩产生的密封力 ， 所以密封可靠 。缺点是由于啮合齿的斜面要进行铣削加工 ， 元件加工精度要求较高 ， 制造上有一定的难度 。1. 2. 2 自紧式密封门盖安装后与设备法兰啮合齿间是平行的 ， 合盖后不会产生轴向密封力 ， 其密封力
8、靠容器内部的压力或外加压力 ， 令特殊形状的密封圈产生挤压变形而形成有效的密封 。自紧式密封结构的零部件加工相对简单 ， 但对密封圈的材料 、结构型式和加工精度有较高的要求 。现在大部分的快开门都采用自紧式密封的结构 。1. 3 密封圈有自紧作用的密封垫可以补偿因装配而带来垫片密封力分布不均匀的状况 ， 为使密封垫与法兰密封面完全贴合 ， 密封垫带有限制环 ， 限制环与法兰端面平行度要求很严 ， 以保证密封面正确配合 ， 达到设计要求的密封效果 2。密封圈在使用时有充气和不充气两种 。对于不充气使用的密封圈 ， 应根据密封圈软唇的柔软程度 ， 设计时在门盖齿面与设备法兰齿面之间预留一个合适的间
9、隙 ( 1 4 mm) ， 这样既能第 42 卷第 13 期 杨秉健 : 齿啮式快开门的结构型式特点和设计 181保证旋盖时不会太紧 ， 又能保证罐盖旋合后 ， 密封圈唇边和法兰密封面紧密接触 ， 以满足设备在试水压和操作压力下不发生泄漏 。根据使用的介质 、温度 、压力不同 ， 密封圈可采用不同的形状 ( 图 1 为常用密封圈截面的形状 ) 和材料 。图 1 常用密封圈截面的形状密封圈常用的材料包括普通橡胶 、合成橡胶 、丁腈橡胶 、氯丁橡胶 、硅橡胶 、氟橡胶 、乙丙橡胶等 。1. 4 三件套锁圈的设计锁圈一般要设计成两个半圈才能安装 ， 合圈的连接方式有法兰螺栓连接和承插销子连接 。当锁
10、圈一体化设计时 ， 锁圈前后两端面要各设计一圈凸齿 ， 且前 、后端凸齿采取不同齿数组合 ， 实现错位安装 。这种设计的缺点是加工难度高 ， 成本大 。1. 5 设计中重要的注意事项 1， 3根据 固定式压力容器安全技术监察规程 TSG 0004 2009 第 3. 20 条规定 ， 快开门式压力容器的快开机构 ， 应设置有安全联锁装置 。该装置通常由安全阀 、泄放阀及带有声 、光指示系统等元件组成 ， 该指引系统能区别快开门的操作状态和开启状态 。操作时 ， 当快开门达到预定关闭部位 ， 方能升压运行 ; 开启时 ， 只有压力容器内部压力完全释放 ， 方能打开快开门 。快开门装置的主要受压元
11、件法兰 、卡箍 、锁圈的材料必须采用锻件进行制造 。由于国内有部分制造厂家为降低生产成本 ， 采用焊接齿的方式来生产制造啮齿法兰和锁圈 ， 造成多起生产安全事故 ， 后来劳动部出台文件 “劳锅字 【1992】第 9 号文 ”， 严禁采用该种结构进行设计 、生产和制造 。快开门式压力容器的设计应当考虑疲劳载荷的影响 。1. 6 设计计算的进展快开门结构不仅要考虑各连接元件的强度 ， 还要考虑结构的刚性问题 ， 由于元件形状不规则 ， 所以设计计算比较复杂 。早期的设计计算采用近似法 ， 即将操作状态下由压力载荷引起作用于封头盖上的总轴向载荷按卡箍齿数均分 ， 再按弯曲和剪切联合作用下的当量应力
12、， 校核凸齿根部和卡箍体的强度 。后来日本工业部参考美国的 ASME 1 标准出版了 JIS B 8284压力容器快速开闭装置的设计 标准 ， 对快开门几个典型的结构方式进行了受力分析和计算 ， 但仅用于自紧式密封垫 。我国标准局的技术专家经过吸收 、整理 、改进后 ， 发布了 HG20582 1998 标准 ， 且将之引伸也可用于强制式密封 。现在国内大部分快开门的计算均按该标准中第 14、15 章进行 。目前 ，该标准已推出了 2011 年的最新版本 。2 设计计算实例 3 4本设计实例的快开门为转盖式两件套结构 ， 设计计算以HG/T 20582 2011 第 15 章为模型 ， 设备筒
13、体内径为 1600 mm，设计温度 120 ， 法兰 、卡箍材料为 16Mn 锻件 。图 2 整体相连齿啮式卡箍连接的各部位尺寸图 3 整体相连齿啮式卡箍连接的受载分析图2. 1 符号说明及计算数据A封头齿外径 ， 1764 mmB圆筒内径 ， 1600 mmB0内法兰内径 ， 1600 mmb垫片有效密封宽度 ， 按 GB150 法兰部分确定 ， 5 mmC卡箍中面直径 ， C = D1 CtC1封头齿和卡箍齿相接触时的有效外径 ， C1= A 2rf，1744 mmC2封头齿和卡箍齿相接触时的有效内径 ， C2= C3+2r1， 1700 mmC3卡箍齿内径 ， 1688 mmCL卡箍齿长
14、度 ， 41 mmCm卡箍齿有效长度 ， Cm= CL r1， 35 mmCl卡箍体厚度 ， 65 mmCt卡箍体厚度 ， 65 mmD1卡箍外径 ， 1900 mm ( 封头法兰 )D0封头齿根处直径 ， 1658 mm ( 筒体法兰 )f法兰颈部应力校正系数 ( 法兰颈部小端应力与大端应力的比值 ) ， 根据法兰颈部大端厚度 g1对小端厚度g0比值和圆筒内径 B、法兰锥颈高度 h 由 GB 150 法兰部分 f 值图中查取 ， 当 f 1 时 ， 取 f =1; 查得 f =1. 7f1计及安装偏差所引入的载荷修正系数 ， f1=1. 1f2卡箍齿的应力修正系数 ， f2= LP/L =2
15、. 09G垫片压紧力作用中心圆直径 ， 按 GB 150 法兰部分确定 ， 1645 mmg0法兰颈部小端厚度 ， 22 mmg1法兰颈部大端厚度 ， 54 mm182 广 州 化 工 2014 年 7 月g2封头的齿长 ， 41 mmg3外法兰伸出端宽度 ， 96 mmg4内法兰伸出端宽度 ， 0 mmgA由圆筒内壁至法兰环形心的径向距离 ， 95 mmH由内压引起的总轴向力 ， H =/4G2PC=6588446 NHB由内压作用在内法兰环上所引起的轴向力 ， HB=( /4) ( B2 B20) PC=0 NHD由内压作用在法兰内径截面上所引起的轴向力 ， 当分析法兰环受载时 ， 可视为
16、作用在法兰锥颈大端的中面处 HD=/4B2PC=6232915 NHG操作状态的垫片压紧力 ， 当为自紧式垫片时 ， 取HG=0， 当为强制式垫片时 ， HG=2bGmPC， 0 NHT由内压作用在垫片压紧力作用中心圆直径和内法兰内径之间圆环截面上所引起的轴向力 ， 即由内压引起的总轴向力与作用在法兰内径截面上所引起的轴向力的差值 ， HT=/4( G2B20) PC=355532 NHp由内压作用在内法兰环上引起的径向力 ， Hp= B0TPC=1246583 Nh法兰锥颈高度 ， 108 mmh1卡箍齿在根部处的厚度 ， 80 mmh3封头齿在根部处的厚度 ， 80 mmhB由轴向力 HB
17、 的作用线至卡箍体中面的径向距离 ，hB=1/2( C B0+ g4) =117. 5 mmhD由锥颈大端 HD的作用线至卡箍体中面的径向距离 ，hD=1/2g1+ g31/2Ct=90. 5 mmhG由垫片压紧力 HG作用中心圆至总轴向力 H 作用中心圆之间的径向距离 ， hG=1/2( C G) =95 mmhL由总轴向力 H 的作用线至卡箍体中面的径向距离hL=1/2( C 1/2( C1+ C2) ) =56. 5 mmhp由径向力 Hp的作用线至法兰环 、卡箍体组合截面( 见图 3 阴隐线部分 ) 形心的轴向距离 hP=1/2T ( hA T1 T2) =56. 55 mmhT由轴向
18、力 HT的作用线至卡箍体中面的径向距离hT=1/2C 1/4( B0+ G) =106. 25 mmhA卡箍端面至法兰环 、卡箍体组合截面 ( 见图 3 阴隐线部分 ) 形心的轴向距离 ， 145. 45 mmIC法兰环 、卡箍体组合截面 ( 见图 3 阴隐线部分 ) 沿平行于卡箍端面中性轴 ( X X) 的惯性距 ， 111543480 mm4KBC卡箍齿根转角处的弯曲应力集中系数KBC= 1 +Ct+ 2CLCt 12( 5. 37Ct+ 2CLCt 4. 8)Ctrc0. 85= 1. 61KBF外法兰环转角处的弯曲应力集中系数KBF= 1 +g1+ 2g3g1 12( 5. 37g1+
19、 2g3g1 4. 8)g1rh0. 85= 1. 21KC封头齿根转角处的弯曲应力集中系数KC= 0. 22 +1rch( )30. 2g2A2+C1+ C24h 30. 4= 2. 86KBF内法兰环转角处的弯曲应力集中系数KBF= 1 +g1+ 2g4g1 12( 5. 37g1+ 2g4g1 4. 8)g1r00. 85= 1KTC卡箍齿根转角处的拉伸应力集中系数KTC= 1 +Ct+ 2CLCt 14( 1. 4Ct+ 2CLCt 1)Ctrc0. 65= 1. 96KTF外法兰环转角处的拉伸应力集中系数KTF= 1 +g1+ 2g3g1 14( 1. 4g1+ 2g3g1 1)g1
20、rh0. 65= 1. 455KTF内法兰环转角处的拉伸应力集中系数KTF= 1 +g1+ 2g4g1 14( 1. 4g1+ 2g4g1 1)g1r00. 65= 1L卡箍齿在根部的弧长 ， LLC， 132. 8 mmLc封头齿在根部的弧长 ， 132. 8 mmLp卡箍齿在根部的节距 ， 227. 9 mmLpc封头齿在根部的节距 ， 260. 3 mmM0作用在法兰环上的总力矩 ， M0= MD+ MT+ MF+MG ML MB=399830934 NmmMB由轴向力 HB所引起的力矩 ， MB= HBhB， 0 NmmMD由轴 向 力 HD所 引 起 的 力 矩 ， MD= HDhD
21、=564078768 NmmMF由轴向力 HD所引起的偏置力矩 ， MF= HD( g1g0) /2 =99726633 NmmMG由垫片压紧力 HG所引起的力矩 ， 当为自紧式垫片时 ， 取 MG= 0， 当为强制式垫片时 ， MG= HGhG，0 NmmMH法兰环和法兰颈连接处的边缘力矩 ， 161811546 NmmML由轴向力 HT所引起的力矩 ， ML=HhL=372247218 NmmMP由轴 向 力 HP所 引 起 的 力 矩 ， MP= HPhP=70497500NmmMT由轴 向 力 HT所 引 起 的 力 矩 ， MT= HThT=37775251Nmmm垫片系数 ， 按
22、GB150 垫片参数表中选取 ; m =2. 25N卡箍连接件在使用寿命期间的预期 ( 设计 ) 循环次数7000n齿数 ， n =20QH法兰环和法兰颈连接处的边缘剪力 ， QH=1. 818MHBg槡1=1000798 Nrc卡箍齿根转角处的过渡半径 ， 10 mmrf法兰齿顶处的圆角半径 ， 10 mmrh法兰环或锥颈相连处的过渡半径 ， 30 mmr1卡箍齿顶处的圆角半径 ， 6 mmr0内法兰环或锥颈相连处过渡半径 ， 1 mmSa材料在设计温度下的许用应力幅度 ， 按 JB4732 94的图 C 2 由 N 确定 300 MPaSBC卡箍的轴向弯曲应力 ， SBC=6HhL/( C
23、C2t) =91.7 MPa第 42 卷第 13 期 杨秉健 : 齿啮式快开门的结构型式特点和设计 183SBF法兰锥颈的轴向弯曲应力 ， SBF=6MH/( g21( B +g1) =64. 07 MPaSTC卡箍的轴向拉伸应力 ， STC=H/( CCt) =17.58 MPaSTF法兰锥颈的轴向拉伸应力 ， STF= HD/ g1( B +g1) =22. 21 MPaT法兰环厚度 ， 80 mmT0封头厚度 ， 80 mmT1卡箍环厚度 ， 80 mmT2卡箍开口间隙 ， 82 mm14环板应力系数 ， 由受载环板内外径比值 G/B 查图15 4 确定 ， 14=0 t材料在设计温度下
24、的许用拉伸应力 ， 174 MPa2. 2 法兰颈部和法兰环的应力计算S1法兰颈部的轴向总应力 ， MPaS1= ( STF+ SBF) f=HDg1( B + g1)+6MHg21( B + g1 )f= 146. 69S4法兰环的径向剪切应力 ， MPaS4=1. 5QH( B + g1) g1= 5. 35S5外法兰环和锥颈相连处的高峰应力 ， MPaS5= KBFSBF+ KTFSTF= 110. 08S5内法兰环和锥颈相连处的高峰应力 ， MPaS5= KBFSBF+ KTFSTF= 41. 86S11内法兰环的轴向剪切应力 ， MPaS11=1. 5( B2 G2 8bGm)4BT
25、PC= 2. 67S12内法兰环或锥颈相连处的弯曲应力 ， MPaS12=PcB24T214= 02. 3 卡箍和卡箍齿部的应力计算S6卡箍的轴向总应力 ， MPaS6= SBC+ STC= 109. 28S7卡箍齿根的轴向剪切应力 ， MPaS7=1. 5HnLT1f1= 51. 16S8卡箍齿根的弯曲应力 ， MPaS8=6HCmnLT21f1= 89. 53S9卡箍和封头齿接触面上的挤压应力 ， MPaS9=2Hn( C1 C2) Lcf1= 124. 03S10卡箍齿根处的高峰应力 ， MPaS10= ( KBCSBC+ KTCSTC) f1f2= 419. 212. 4 封头齿根的应
26、力计算S13封头齿根的轴向剪切应力 ， MPaS13=1. 5HnLch3f1= 51. 16S14封头齿根处的弯曲应力 ， MPaS14=3HC1+ C22 D( )0nLch23f1= 81. 86S15封头齿根处的高峰应力 ， MPaS15= KcS14= 234. 042. 5 整体相连齿啮式卡箍连接系统的应力校核条件以上计算完成后 ， 进行应力校核 ， 各元件的应力校核条件如下 :法兰各应力应满足强度条件为 :S11. 5 t; S40. 8 t; S52Sa; S110. 8 t; S121. 0 t卡箍各应力应满足强度条件为 :S161. 5 t; S70. 8 t; S81.
27、0 t; S91. 6 t; S102Sa封头齿部各应力满足强度条件为 :S130. 8 t; S141. 0 t; S152Sa3 结 语齿啮式卡箍连接快开门结构紧凑 ， 开启快捷 ， 操作方便 、使用寿命长 。配上动力控制系统可实现全自动开启 、关闭盖体 ， 降低生产工人的劳动强度 。参考文献 1 中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局 固定式压力容器安全技术监察规程 TSG 0004 2009 S 新华出版社 ， 2010: 16 2 于洪亮 ， 孙健 ， 刘增收 齿啮式卡箍密封结构法兰设计与制造 OL http: / /www sdetn gov cn/xjstgz/tgfw/jscxygl/webinfo/2010/10/1286590198263038 htm 3 中华人民共和国工业和信息化部 钢制化工容器强度计算规定HG/T 20582 2011 S 中国计划出版社 ， 2011: 199 208 4 原中华人民共和国机械工业部 钢制压力容器 分析设计标准( 2005 年确认 ) JB 4732 1995 S 新华出版社 ， 2007: 166
