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ゆきひらぜんじゅう
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1 223 日本機械学会論文集 (A 編 ) 78 巻 786 号 (2012-2) 原著論文 No.2011-JAT-0722 * 金田忍 *1 *2, 辻裕一 Application of Plastic Region Bolt Tightening Method to Larger Flange Connections Shinobu KANEDA *1 and Hirokazu TSUJI *1 Aoyama Gakuin Univ. Dept. of Mechanical Engineering Fuchinobe , Chuou, Sagamihara, Kanagawa, Japan The plastic region bolt tightening method has been applied to the smaller pipe flange connections and its advantages had been demonstrated. The scatter in axial bolt forces for the smaller pipe flange connections which applied the plastic region bolt tightening method was minimal and it was effective for the leak prevention. In addition it is possible that the bolt diameter is downsized due to an obtainment of the higher axial bolt forces. However, the behavior of the larger flange connections has not been investigated. The flange rotation of larger flanges increases when the internal pressure is applied. In addition, the gasket stress is not uniform and it may cause the leak accident. It is necessary to investigate the behavior of the larger flange connections. The present paper describes the behavior of the larger flange connections under the plastic region bolt tightening. Firstly, JPI 20-inch flange connections tightened to the plastic region by downsized bolt and superiority in the uniformity in the axial bolt forces is demonstrated. And then, the internal pressure is applied to the flange connections and the behavior of the additional axial bolt force is demonstrated. The axial bolt force decreases with an increase in the internal pressure, and the load factor is negative due to increase of the flange rotation. However, the load factor of flange connections tightened to the plastic region by using downsized bolt approached zero. Downsizing of the bolt acts on advantageously for the larger flange connections whose load factor is negative and it is effective to the leakage prevention. Moreover, the leak rate from the flange connections is measured and sufficient sealing performance is obtained. Key Words : Screw, Joint, Plasticity, Flanged Connection, Bolted Joint, Plastic Region Tightening, Angle Control Method, Internal Pressure, Sealing Performance 1. 緒言フランジ締結体の組立て手法は, トルク法による弾性域ボルト締結法が一般的である. この方法はトルクによりボルト軸力を管理するが, ボルト座面およびねじ部の摩擦係数のばらつきや, ボルト同士の弾性相互作用に起因して, ボルト軸力のばらつきが大きいことが知られている. フランジ締結体が内圧を受けると, フランジローテーションが発生し, さらにボルト軸力は不均一となり, 漏洩事故発生の一因となる. トルク法によるボルト締結に代わる合理的な締付け手法として, ナット回転角法による塑性域ボルト締結法が注目されている. 塑性域ボルト締結法は, 高いボルト軸力が得られ, そのばらつきも小さいという利点を持つ. 筆者らは, これまでに小口径フランジ締結体 (4-inch フランジ ) に塑性域ボルト締結法を適用しその優位性を検討してきた (1). 一方, 大口径フランジ締結体も石油プラント等に多用され, しばしば漏洩事故も発生している. 大口径フランジ継手は, 小口径フランジ継手と比較して各部の寸法比が異なりフランジ継手の剛性が低い. これに起因して内 * *1 *2 原稿受付 2011 年 8 月 31 日正員, 青山学院大学 ( 神奈川県相模原市中央区淵野辺 ) 正員, 東京電機大学工学部 kaneda@me.aoyama.ac.jp 87

2 224 圧作用時にガスケット接触応力分布が変化しフランジローテーションを起こしやすく, 漏洩が発生しやすいと考えられている. このため, フランジ締結体の弾性域締結におけるいくつかの研究では, 大口径フランジの密封性能, ガスケット接触応力分布, ボルト軸力の変動, ハブ応力等の検討を行っている (2)-(4). これらの報告は弾性域ボルト締結法におけるフランジ締結体の挙動を検討しており, 塑性域ボルト締結法における初期ボルト軸力のばらつきや, 内圧作用時の追加ボルト軸力の挙動, ボルトが強度的に安全であること, さらにはフランジ締結体の密封性能は明らかになっていない. 本稿では, 大口径フランジ締結体の組立てに, 塑性域ボルト締結法を適用し, 締付け, 内圧負荷時におけるボルト軸力変動およびフランジ締結体の密封性能について検討する. 2. ボルトの小径化の検討塑性域ボルト締結法を適用すると, ボルトの強度的使用効率が上がり高いボルト軸力が得られるため, ボルト呼び径を小径化することが可能である. ここで, 実際に JPI-20inch フランジ締結体に塑性域ボルト締結法を適用するにあたり, 必要とされるボルトの呼び径を導出する. 本試験フランジでは通常 M33 ボルトを用いており, 降伏締付け軸力は F fy = 566 kn である. 一方, 全ボルト軸力の総和はガスケット締付け力と等しく, 適正ガスケット締付け力から導出した, 試験フランジ / ガスケットの組合せにおける目標ボルト軸力は 130 kn である. 目標ボルト軸力に適するボルト径を式 (1) より導出する (5). F fy = 4 πd σ 2 s d P + 2 ds πd2 ys μ s 2 (1) ここで,F fy は塑性域締結の目標ボルト軸力である降伏締付け軸力, σ ys はボルトの降伏応力 σ ys = 860MPa,d S はボルトの有効断面の直径,d 2 はボルトの有効径,P はピッチ (6) (7),μ S はねじ面摩擦係数を示す. ボルト本数, およびボルトの材質を変更しないという条件において, ボルト呼び径 M16 の際に, 目標ボルト軸力 F fy = 130kN を満たす. 後述のフランジ締結体の塑性域締結試験では, 実際に規定の M33 ボルトから小径化した M16 ボルトを用いる. 3. 試験装置および試験方法 3 1 試験装置の構成図 1 は目標ボルト軸力 F fy で締結された内圧 p が作用するガスケット付きフランジ締結体を示す. フランジ締結体は, 一対のフランジ継手の間にガスケットを挟み, 多数本のボルトで締結する構造である. 内圧が作用する時, ボルトには軸力増分 F t が発生する. 一方ガスケットには圧縮力の減少分 F c が発生する. 締結体に内圧 pが負荷される時, 軸方向外力 W が発生する. 図 2 は試験フランジ, 試験ガスケット, およびロードセルの形状寸法を示す. 試験フランジは JPI Class inch 突合せ溶接型フランジ (8), 材質 SFVC2A, 試験ガスケットは非石綿うず巻き形ガスケット,( 厚さ 3mm) である. 試験ボルトは前述のとおり, 小径化した M16 ボルトであり, 全長 250mm, ボルト材質は SNB7, ナット材質は S45C である. 図 3 は試験に用いるフランジ締結体の構成を示す. ボルトの上部にはロードセルを取り付け, 試験中の全ボルト軸力を測定する. ボルト穴径調節およびフランジ面への陥没防止のため, 上部ナット, ロードセル間, および下部ナット, フランジ座面間に, スリーブを取り付けている. フランジ締結体を組立て, 規定のボルト軸力に達するまでボルトを締結する. ボルトの締結方法については次節で明らかにする. その後, フランジ締結体に内圧を 1MPa ずつ 5MPa まで負荷除荷させ, ボルト軸力の変動を測定する. 内部流体はヘリウムガスを使用する. 内圧を一定に保ち, 一定時間経過後にフランジ締結体からのヘリウムガスの漏洩量を測定する. 3 2 フランジ締結体の塑性域締結方法 88

3 225 締結手順は,JIS B 2251 (7) による締付け方法を塑性域締結用に改良する.JIS B2251 では, まず仮締付けとしてトルクを段階的に増加させながら, 目標締付けトルクの % に達するまで 8 本のボルトを対角に締付ける. 本締付けは, 全てのボルトを対象として目標締付けトルクの % で時計回り締付けを 6 周行う. 本試験は塑性域締結を適用し, トルクでボルト軸力を管理することが不可能であるため, 締付け方法はナット回転角法を用い, 塑性域締結用に締結方法を修正する. まず仮締付けとして, あらかじめ手で軽く締付けナットと座面をなじませた後, 対角な 4 本のボルトを対象に,25kN の軸力に相当するスナグトルクで締付けアライメント調整を行う. その後全ボルト軸力が一定になるまで時計回り締付けを 3 周行う. 本締付けは, ナットに角度板を取り付け, ナット回転角を測りながら 1 周毎にナット回転角を 180 度ずつ増加させ, ボルトが完全に塑性域に入るまで時計回り締付けを 3 周行う. Fig.1 Flange connection with a gasket subjected to internal pressure. (a) JPI 20-inch flange joint. 89

4 226 (b) Spiral wound gasket. (c) Load cell. Fig.2 Geometry and dimensions of flange joint, spiral wound gasket and load cell. Pressure transducer Test gasket M16 Bolt Load cell Strain amplifier Sleeve Sleeve Helium Gas Cylinder Nut Hollow cylinder Analyzing recorder Fig.3 Schematic diagram of the experimental setup of flange connections. 4. 大口径フランジ締結体の塑性域締結特性図 4 は大口径フランジ締結体の塑性域締結試験の結果を示す. 縦軸はボルト軸力, 横軸は締付け周回数であり, 締付け 1 周回終了毎のボルト軸力を表したものである. 締付け周回 2 周目, すなわちナット回転角 360 度までは, 締付け周回にほぼ比例してボルト軸力は上昇している. 締付け周回 3 周目でボルトの軸力増加率は減少し, ボルトは塑性域に達した. 同一試験条件で締付け試験を 3 回行ったところ, 最終的なボルト軸力のばらつきは 7%~12% (7) であり, ばらつきの平均は ±10% 程度であった. フランジ継手締付け手順の弾性域締結によるボルト軸力のばらつき ±19% であるため, 塑性域締結により良好な均一性が得られたといえる. なお, 締結後のフランジ外周部の 4 箇所でフランジ変位を測定したが, フランジギャップの不均一性は最大でも 0.1mm 未満となり, 片締めは起こらなかった. 90

5 Axial bolt force kn Axial bolt force kn 227 図 5 は 1 周回中のボルト軸力の挙動を示す.(a) はボルトが弾性域にある 1 周回中を,(b) はボルトが塑性域に達した 3 周回中の結果であり, 縦軸にはボルト軸力を, 横軸には締め付けたボルト番号を示している. 締付け途中の弾性域では各ボルトを締め付けると, その両隣のボルト軸力が大きく減少する, 弾性相互作用の影響が大きく見られる. ボルトが塑性域に達すると各ボルトを締め付けてもその両隣のボルト軸力の変化は小さく, 小口径フランジと同様のメカニズムで, 弾性相互作用の影響が少ないことが分かる. 大口径フランジ継手は小口径フランジ継手と比較して剛性が低く, 漏洩が発生しやすいことが良く知られている. 本稿では, 大口径フランジ締結体に塑性域締結を適用することにより, 漏洩の一因である初期ボルト軸力のばらつきを減少させることを可能にした Axial bolt force kn N Pass No. Fig.4 Relationship between pass No. and axial bolt force Tightening bolt No. (a) During pass No.1 (elastic region) Tightening bolt No. (b) During pass No.3 (plastic region). Fig.5 Scatter in axial bolt force during each pass. 91

6 内圧作用下における大口径フランジ締結体の挙動 5 1 ボルト軸力およびフランジ締結体の挙動図 6 は内圧作用時のボルト軸力の挙動を示す. 縦軸にはボルト軸力を, 横軸には内圧の大きさを表している. 表 1 は内力係数の比較を示す. 内力係数 Φ g は内圧による推力 W に対する追加ボルト軸力 F bn の比であり, 式 (2) で与えられる. ϕ g = K c K + K c t = Fbn W / N (2) K t はボルト-ナット系のばね定数,K c は被締結物 ( ガスケットを含んだフランジ ) の圧縮ばね定数である. 内圧負荷に伴いボルト軸力は 109.6kN から 105.4kN まで減少する. フランジ締結体の内力係数はΦ g = である. (9) 永田らの内力係数法によるとΦ g = であり, 実験結果とよく一致する. 弾性域締結 (M33 ボルト使用 ) における本試験フランジの内力係数は,Φ g = であり, 軸力の減少量は塑性域締結時の 2 倍以上である. 本試験では M33 から小径化した M16 ボルトを用いており, ボルトナット系のコンプライアンスは M33 ボルトの 4 倍以上である. ボルトの小径化は内力係数を増加させる効果があり, 大口径フランジはローテーションが大きく内力係数が負であるため, ボルトの小径化が内力係数の増加に有利に働く. さらに内力係数の大きいということはフランジローテーションが小さくなり密封性能が改善されるということを意味するので漏洩防止に有効である. ボルト軸力は, 内圧負荷後に内圧をゼロまで除荷すると, 内圧負荷前の軸力値に戻ることから, 内圧負荷によるボルトの追加塑性伸びは生じない. 塑性域締結されたねじ締結体に軸方向外力が負荷されたとき, ボルトの追加軸力の受入れ限界は降伏締付け軸力の 10% 程度である. 本試験ではボルトの追加軸力は, 負であり, 受入れ限界に対して十分な余裕がある. 内圧負荷除荷後のボルト軸力は, 内圧負荷前の値に戻ることから, ボルトに追加塑性伸びは発生しない. Axial bolt foce kn Φ g = Loading Unloading Internal pressure MPa Fig.6 Behavior of axial bolt force in flange joint subjected to internal pressure. aaaaaa Tightening area Elastic region Plastic region Table 1 Comparison of load factor. Bolt size Experiment Load factor Φ g LFM M M 内圧の繰返し作用によるボルトの疲労破壊の可能性内圧の繰返し作用に対し, ボルトの疲労破壊の可能性を検討する. ボルトの疲労限度 σ A は式 (3) で表される (10). σ A d [MPa] (3) σ A はボルトの応力振幅,d はボルト呼び径である. 応力振幅 σ a が式 (2) による σ A 以下であれば, ボルト疲労強度は十分である. 92

7 229 フランジ締結体に内圧が作用するとき, 内圧による推力によりボルト 1 本に F bn = Φ g W / N なる追加軸力が発生する. ただし N はボルト本数である. ボルトの応力振幅は σ a = F bn /2/A r により求められる. ここで A r はボルトの谷径断面積である. 以上よりボルトの疲労破壊の可能性は式 (4) で判別できる. φg W σ A 2 A N r (4) 20-inch フランジの場合, ボルトの追加軸力は F bn = 4.2kN であり σ A は σ A = 42 MPa で応力振幅は疲労限度の 27% 程度である.4-inch フランジと比較すると 20-inch フランジの σ a の値は大きくなり条件的には厳しくなるが, ボルトは十分な強度をもち, 疲労破壊の可能性はない. 6. 大口径フランジ締結体の漏洩量評価フランジ締結体に内圧 5MPa を作用させ一定時間保持する. 一定時間経過後の圧力降下量と締結体内部体積から漏洩量を推定する. フランジ締結体のガスケットからの漏洩を表現するタイトネスパラメータを用いて, フランジ締結体の漏洩量を評価する. タイトネスパラメータ T p は,Pressure Vessels Research Council(PVRC) により次のように定義されている (11). T p p p * L rm = (5) L rm * ここで,p は内圧 (MPa),p* は基準圧力 ( 大気圧 :0.1013MPa),L rm * は 150 mm のガスケットからのヘリウム 1mg/s の想定漏洩量 ( 単位外径あたり 6.67 x 10-3 mg/s/mm) である.L rm はガスケットからの質量漏洩量 ( 単位外径あたり :mg/s/mm) であり, 式 (6) で与えられる. MV T1 L = P 1 P [mg/s/mm] (6) rm 2 RCT1 t T2 ここで,M は He のモル質量,V は締結体内部体積,R は気体定数,C はガスケット座面外周,T 1 および T 2 は初期状態および漏洩後の室温,P 1 および P 2 は初期状態および漏洩後の内圧である. 表 2 は実用上の目安としてのタイトネスクラスを示す. 内圧作用時に必要な最小のタイトネスパラメータ T pmin は, 式 (7) で与えられる (11). T = p min TC p (7) ここで,T c はタイトネスファクタ,p は内圧であり,T p の値が大きいほど密封性能が高いことを示す. 図 7 は内圧とタイトネスパラメータの関係を示す. 縦軸は式 (6) から導出したタイトネスパラメータを, 横軸は内圧を示している. 図中の T1~T4 は式 (7) に表 2 の T c を代入して得られた結果である. 実験結果より得られたタイトネスパラメータの値は,T p = 939 と表 2 のタイトネスクラスの T2(Standard) と T3(Tight) の間となり, 十分な密封性能が得られた. しかし, 永田らは計算値と実験値の T p の差が大きいことを明らかにしている (12).PVRC の提案する計算方法では内力係数は与えられていないため,T p を正確に予測することは難しく, 今度検討していく必要がある. 93

8 230 Tightness class Table 2 Tightness class on practical use (10). Leak level mg/s/mm Class Tcfactor T1 0.2 Economy 0.1 T Standard 1 T Tight 10 T Tightness parameter T p T1 T2 T3 T4 Experimental value Internal pressure p MPa Fig.7 Relationship between internal pressure and aaaaatightness parameter. 7. 結言本研究では, 漏洩が発生しやすいといわれている大口径フランジ締結体に塑性域締結を適用し, 締付け, 内圧負荷時におけるボルト軸力の挙動およびフランジ締結体の密封特性を明らかにした. 得られた結果を以下にまとめる. (1) ナット回転角法を用いて 20-inch フランジ締結体に塑性域ボルト締結法を適用した. 途中の弾性域では弾性相互作用の影響が顕著にみられたが, ボルトが塑性域に達すると弾性相互作用の影響は少なくなった. 最終的なボルト軸力のばらつきは弾性域締結の ±19% に対して ±10% となり, 良好な均一性が得られた. 初期ボルト軸力の均一性は漏洩防止に有効である. (2) 塑性域締結されたフランジ締結体に内圧を作用させ, 追加ボルト軸力の挙動を明らかにした. 大口径フランジは内圧による追加ローテーションが大きく内力係数が負であるため, ボルトの小径化が内力係数の増加に有利に働く. 内力係数が 0 に近づくということは追加のフランジローテーションが小さくなり密封性能が改善されるということを意味するので, 漏洩防止に有効である. (3) 内圧の繰り返し作用に対するボルトの疲労破壊の可能性について検討したところ, ボルトの応力振幅は疲労限度の 27% 程度となった.4-inch フランジと比較すると 20-inch フランジのσ a の値は大きくなり条件的には厳しくなるが, ボルトは十分な疲労強度をもつ. (4) フランジ締結体の漏洩量を明らかにした. 実験結果より得られたタイトネスパラメータの値は T p = 939 とスタンダードとタイトの間となり, 十分な密封性能が得られた. しかし,PVRC の提案する計算方法では内力係数は与えられていないため,T p を正確に予測することは難しい. 謝辞本研究の遂行にあたり, 実験設備を提供して戴くとともに終始有益なご助言を戴いた, 広島大学澤俊行教授に深謝する. 本論文の作成にあたり適切なご助言を戴いた青山学院大学小川武史教授に感謝の意を表する. 文献 (1) 金田忍, 辻裕一, フランジ継手への塑性域締結の適用, 圧力技術,Vol.45, No.5, (2007), pp (2) Sawa, T., Higurashi, N., Akagawa, H., A Stress Analysis of Pipe Flange Connections, Transactions of the ASME, Journal of Pressure Vessel Technology, Vol.113, (1991), pp (3) Bibel, G. D. and Ezell, R. M., Bolted Flange Assembly : Preliminary Elastic Interaction Data and Improved Bolt-up Procedures, Welding Research Council Bulletin, 408 (1996), pp (4) 福岡俊道, 高木知弘, 三次元有限要素解析による管フランジのボルト締付け順序の評価, 日本機械学会論文集 A 編, Vol.64, No.627 (1998), pp

9 231 (5) Tsuji, H. and Maruyama, K., Estimation of Yield Clamping Force Based on Rigid-Plastic Model, ASME IMECE DE-Vol. 105 (1999), pp (6) 日本工業規格, 一般用メートルねじ,JIS B 0205, (1998). (7) 日本工業規格, フランジ継手締付け方法,JIS B 2251, (2008). (8) 石油学会規格, 石油工業用フランジ,JPI-7S-15-11, (2005). (9) Sawa, T., Nagata, S, Load factor based calculation for gasketed flange connection with cover plate subjected to internal pressure, Proceedings of the ASME Pressure vessel and Piping Conference, PVP2006-ICPVT-94049, (2007), pp.1-8. (10) VDI 2230 Blatt 1, Systematische Berechnung hoch beanspruchter Schrauben verbindungen Zylindrische Ein-schraubenverbindungen, (2003). (11) Committe Draft of Sec.8 Div.1 App.BFJ Draft July 16, 2000, Pressure Vessel Research Council, Bolted Flange Committee, (2010). (12) 永田聡, 澤俊行, 尾形尚文, 松本光広, 内圧を受ける渦巻き型ガスケット付き管フランジ締結体の有限要素応力解析と特性評価 - 管フランジ呼び径の影響 -, 圧力技術,Vol.41, No.6, (2003), pp

問題 2-1 ボルト締結体の設計 (1-1) 摩擦係数の推定図 1-1 に示すボルト締結体にて, 六角穴付きボルト (M12) の締付けトルクとボルト軸力を測定したボルトを含め材質はすべて SUS304 かそれをベースとしたオーステナイト系ステンレス鋼である測定時, ナットと下締結体は固着させた

問題 2-1 ボルト締結体の設計 (1-1) 摩擦係数の推定図 1-1 に示すボルト締結体にて, 六角穴付きボルト (M12) の締付けトルクとボルト軸力を測定したボルトを含め材質はすべて SUS304 かそれをベースとしたオーステナイト系ステンレス鋼である測定時, ナットと下締結体は固着させた測定データを図 1-2 に示すデータから, オーステナイト系ステンレス鋼どうしの摩擦係数を推定せよ