整体法兰强度校核计算表(设计：zxg)
法兰强度计算
法兰强度计算
法兰强度是指在承受一定压力、扭矩或拉力时，法兰能够承载的最大力量。
在各类工业领域中，法兰连接是最为常见的连接方式。
为了确保生产过程中的安全性、可靠性和有效性，需要对法兰强度进行计算，以保证法兰安装连接处的强度和密封性。
法兰强度的计算与选择，需要考虑多种因素，其中主要包括管道系统的工作压力、温度、流体特性、油气介质的化学性质、管道的直径和长度等。
在计算过程中，需要根据不同的压力类型和壳体尺寸，选择相应的法兰标准，例如美国标准ASME、欧洲标准EN或国标GB 等。
在实际应用中，还需要根据不同的工作条件，选择合适的材料和工艺。
例如，海洋工程中法兰的配置需要考虑盐雾环境下的腐蚀性，需要使用不锈钢、镀铬合金、铜镍合金等材料，同时保证制造工艺和质量控制的严格性，以确保法兰的耐久性和安全可靠性。
在进行法兰连接时，还需要注意密封垫圈的选择和安装。
密封垫圈的材质、厚度和形状，都对法兰连接的密封性产生重要影响。
因此，选用合适的密封垫圈材料，如橡胶、石墨、PTFE等，并正确安装，是确保法兰连接效果的重要步骤。
总之，法兰强度计算是保证工业生产安全和可靠性的基础性工作之一，需要根据实际情况，选择合适的计算方法和标准。
同时，注意材料和工艺的选择和控制，确保法兰连接的耐久性和安全可靠性。
法兰重量计算表格
法兰重量计算
利用EXCEL表格怎样才能用公式计算出法兰的重量(外径*外径-内径*内径-孔径*孔径*孔数)*厚度*0.616*0.0001EXCEL例:外径A1/内径B1/孔径C1/孔数D1/厚度E1在F1求重量=(A1*A1-B1*B1-C1*C1*D1)*E1*0.616*0.0001xx重量的计算公式3.14＊＊（外径＊外径－内径＊内径－螺栓孔径＊螺栓孔径＊螺栓孔数）＊厚度＊密度各种类型法兰重量自动计算器1:全平面(FF)板式平焊xx:重量=体积*密度备注:304材质密度:7.93g/cm^3 316材质密度:7.98g/cm^3碳钢材质密度:7.85g/cm^3以304材质(密度7.93g/cm^3)为例:法兰体积=外环体积-内环体积-螺栓孔数*螺栓体积=[π*(外径/2)*(外径/2)-π*(内径/2)*(内径/2)-π*螺栓孔数*(螺栓孔径/2)*(螺栓孔径/2)]*厚度=π/4*(外径*外径－内径*内径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度(外径,内径,螺栓孔径,厚度单位:mm)密度=7.93 (单位单位:Kg/cm^3)法兰重量=(外径*外径－内径*内径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度*π外径,内径,螺栓孔径,厚度单位:mm)=(外径*外径－内径*内径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度重量单位：Kg) (外径,内径,螺栓孔径,厚度单位:mm)2:全平面(FF)xx盖:=(外径*外径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度重量单位：Kg) (外径,螺栓xx,厚度单位:mm)3:突面(RF)板式平焊法兰以突台为界分上下2部分计算:公式1=[(外径*外径－内径*内径－孔数*孔径*孔径)*法兰厚+(突台外径*突台外径-内径*内径)*突台厚度注:公式中法兰厚不包含突台厚度)公式2=[(外径*外径－内径*内径－孔数*孔径*孔径)*法兰厚-(外径*外径-突台外径*突台外径-孔数*孔径*孔径)*突台厚度注:公式中xx厚包含突台厚度)举例:外165内59厚20孔4*18,PL-FF法兰,材质304重量圆台体积公式π*(R*R+R*r+r*r)*h。
法兰计算表
法兰计算表过程设备强度设计书内压法兰无折边球面封头的法兰 计算单位中国轻工业武汉设计工程有限责任公司 设计条件垫片及螺栓计算 计算压力 Pc ＝ MPa 垫片 材料N= mm y= MPa设计温度 t= ºC 外径x 内径x 厚度b= m =螺栓 直径d B = mm螺栓个数n=个法兰 材料 ==c G P bmp D F 28.6 N许用 应力 []=fσ MPa==c Gp DF 2785.0N []=t fσ MPa ==ybD W G a14.3 NF+F p ＝ N 螺栓 材料 ()[]t bP m F F A σ/1+=＝mm 2 []bam W A σ=2＝mm 2 许用应力 []=b σMPaAm=A m1或A m2(取两者中较大值)＝ mm 2 []=t b σ MPaA b ＝ mm 2 =+=δβ5.05.0arcsini iR D ()[]=+=b b mA A W σ5.0N（º）操作情况下法兰的受力力 臂力 矩==c i D p D F 2785.0 N)(2/1ibDD D L -== mm==DD DL F M N·mm==P G F F N)(2/1GbGD D L -== mm ==GG GL F M N·mm=-=D r F F F N)(2/1G DTL LL +== mm==TT TL F M N·mm==1βctg F F D r N =--=l L rfrβδδcos22 mm==rr rL F M N·mm操作情况下法兰总力矩=-++=r T G D P M M M M MN·mm 预紧螺栓时法兰的受力力 臂力 矩==W F G N=-=)(2/1G bGDD L mm==GG aL F MN·mm[]=⎥⎦⎤⎢⎣⎡-+=i i if a a D D D D D M J σ mm 2 ,[]=⎥⎦⎤⎢⎣⎡-+=i i i t fPP D D D D D M J σmm 2法兰厚度 法兰厚度δf 取δfa 与 δfp 之大者，且不小于封头名义厚度的两倍==a fa J δmm=++=2L J L P fp δmm注：表中符号及其值的取法凡未列入本节的符号说明者均按第9章。
管法兰强度计算书
由K查表9-5得
T=0.929
Z=1.102
Y=1.303
U=1.432
整体法兰
查图9-3和图9-4
FI=0.65462
VI=0.08127
0.04652
松式法兰
查图9-5和图9-6
FL=0.00000
VL=0.00000
0.00000
查图9-7
由1/o得
f=1.00000
整体法兰
=8923.7
校核合格
径向
应力
45.97
MPa
=62.0
校核合格
切向
应力
23.79
MPa
=62.0
校核合格
综合
应力
=32.95
MPa
=62.0
校核合格
法兰校核结果
校核合格
所需螺栓总截面积Am
Am= max (Ap,Aa) =403.1
mm2
实际使用螺栓总截面积Ab
Ab= =601.3
mm2
力矩计算
操
FD= 0.785 pc
=1880.7
N
LD=LA+ 0.5δ1
=30.8
mm
MD=FDLD
=57831.6
N.mm
作
FG=Fp
=9864.6
N
LG= 0.5 (Db-DG)
松式法兰
=0.0
0.7
ψ=δfe+1 =1.84
=/T
=1.98
2.12
=2.63
剪应力校核
计算值
许用值
结论
预紧状态
0.00
MPa
操作状态
0.00
法兰螺栓和法兰板校核
法兰螺栓和法兰板校核钢管对接一般采用法兰盘螺栓连接，主材与腹杆之间，可采用节点板或法兰盘连接。
有加劲肋法兰螺栓的拉力，应按下列公式计算：1、当法兰盘仅承受弯矩M 时，普通螺栓拉力应按下式计算：()bt i n t N y y M N ≤⋅=∑2''max 式中 max t N ——距旋转轴②'n y 处的螺栓拉力(N)；'i y ——第i 个螺栓中心到旋转轴②的距离(mm)；b t N ——每个螺栓的受拉承载力设计值。
2、当法兰盘承受拉力N 和弯矩M 时，普通螺栓拉力分两种情况计算：1)、螺栓全部受拉时，绕通过螺栓群形心的旋转轴①转动，按下式计算：bt oi n t N n N y y M N ≤+⋅=∑2max 式中 o n ——该法兰盘上螺栓总数。
2)、当按式计算任一螺栓拉力出现负值，螺栓群并非全部受拉时，而绕旋转轴②转动，按下式计算：()()b t int N y y Ne M N ≤+=∑2''max式中 e ——旋转轴①与旋转轴②之间的距离（mm ）。
对圆形法兰盘，取螺栓的形心为旋转轴①,钢管外壁接触点切线为旋转轴②(图图法兰盘t ≥式中 t N .0=m 2 ⎪⎭ ⎝r n b 25.0 盘所受弯矩，mm N ⋅；N ——法兰盘所受轴心力， N ，压力时取负值。
无加劲肋的法兰盘的法兰板，应按下列公式计算：(图顶力：abN R b f ⋅= 剪应力： f s t R f ≤⋅⋅=5.1τ 正应力： f t s e R f ≤⋅⋅=25σ 式中：s ——螺栓的间距，mm ，()θ⋅+=b r s 2；f R ——法兰盘之间的顶力， N ; θ——两螺栓之间的圆心角，弧度；e ——法兰盘受力的力矩。
图 无加劲肋法兰板受力塔脚板连接计算加劲板方型塔脚板底板强度应按下列公式计算（图）：图 塔脚底板示意1、受压时：1）底板上作用的弯矩：206.0Qa M = ANQ = 式中：N ——塔脚底所受的压力，N ；A ——塔脚底板面积，2mm ；Q ——底板的均布反力，2/mm N；a ——底板计算区段的自由边长度，mm 。
法兰螺栓设计校核
DN32007紧固静载荷短管壁厚25紧固变载荷短管长度1000法兰及短管重量快速计算紧密软垫法兰厚度70法兰或短管外径,mm4664紧密金属垫法兰外径3650法兰或短管内径,mm4600紧密金属平垫法兰内径3250法兰厚度或短管长度,mm1000法兰总重量8,338Kg法兰或短管重量,Kg3655.20短管总重量1,988Kg10326重锤直径550重锤长度5001663.08蝶阀安装螺栓计算阀体大头法兰及其类似工况下受剪螺栓组的校核输入值:计算值:螺母高度24.7可靠性系数或称防滑系 Kn1.1经计算的许用应[σ},Mpa214.2857法兰厚度32结合面摩擦系数 f0.16单个螺栓预紧力Qp, N160132法兰垫片3螺栓材料屈服极限σs，Mpa300计算螺栓直径 d1，mm35.169741结构长102安全系数 n 1.4螺栓拉应力σ1，Mpa204.5157法兰垫片3校核合格法兰厚度32扭矩 T, N.M45000螺栓应力校核结校核合格螺母高度24.7螺栓分布圆直径D,mm483螺栓直径校核结螺栓个数 Z8最小螺栓间距为3*d108双头螺栓长度221.4实际螺栓直径 d, mm36最大螺栓间距为7*d252184.8361实际螺栓间距计螺栓间距小于7*d间距合格间距合格螺栓间距最终校法兰间骑缝圆柱销的校核轴与蝶板间圆柱销校核螺孔分布中心圆 D,mm483轴上扭矩M, N.M70000骑缝销承担的力矩M,N.M35000许用剪切强度 [τ],MPa145剪切强度极限τ,Mpa120轴径 D, mm200销/键挤压强度极限[σp],Mpa250销的直径, d, mm50圆柱销直径 d,mm35销的数量 n,个3圆柱销长度 L, mm50轴销剪切应力计τ,Mpa59.42校核合格骑缝销数量, n2轴销剪切校核结剪切应力计算值τ,MPa41.41骑缝销剪切校核结果校核合格挤压应力计算值σp,Mpa82.82校核合格骑缝销挤压强度校核结轴向受拉螺栓组强度校核普通螺纹（30°）应力截面积As计算轴向总载荷p,N113.4螺纹公称直径D,12预紧系数Ko0.5螺距P,mm2刚度系数Kc0.5原始三角高度H,1.732螺栓总拉力P，N113.4115内螺纹小径D1,m9.835螺栓数量n6内螺纹中径D2,m10.701拉伸强度计算值σt,Mpa0.31D1－H/6的值d3，9.546材料屈服点σs，Mpa355应力截面积As，80.494安全系数n 1.5材料许用拉应力σlp，Mpa236.67阀门试压总压力计算螺栓校核结论校核通过阀门通径D,mm3800计算螺栓直径d0.36阀门试压压强P,0.1阀门试压总压力1.13E+02螺栓预紧系数K0螺栓相对刚度系数Kc螺纹连接常用材料机械性能Mpa Ko值联接型式Kc值钢号抗拉σb屈服σs634 114 50 798Mpa。
常用法兰规格的重量与尺寸参数表
常用法兰规格的重量与尺寸参数表以下是常见的法兰规格的重量与尺寸参数表，供您参考。
1.板式法兰（平焊法兰）：尺寸范围：DN15-DN4000压力等级：PN10、PN16、PN25、PN40重量参数表：尺寸(mm) DN15 DN25 DN50 DN80 DN100 DN150 DN200 DN250 DN300 DN400 DN500 DN600 DN800 DN1000 DN1200DN1400 DN1600 DN1800 DN2000 DN2200 DN2400 DN2600DN2800 DN3000 DN3200 DN3400 DN3600 DN3800 DN4000重量(kg) 1.3 2.1 3.4 6.2 8.4 14.7 23.1 36.6 52.4 95.6 147 211 380 588 855 1135 1410 1745 2075 2416 2795 3171 3568 3991 4331 4985 5465 5974 64862.法兰盘（盲板法兰）：尺寸范围：DN10-DN600压力等级：PN6、PN10、PN16、PN25、PN40重量参数表：尺寸(mm) DN10 DN25 DN50 DN80 DN100 DN150 DN200DN250 DN300 DN350 DN400 DN450 DN500 DN550 DN600重量(kg) 0.6 1.7 3.1 5.5 7.9 14.4 23.2 37.7 53.5 74.9 98.1 125 159 192 2283.对焊法兰（焊颈法兰）：尺寸范围：DN15-DN600压力等级：PN10、PN16、PN25、PN40重量参数表：尺寸(mm) DN15 DN25 DN50 DN80 DN100 DN150 DN200DN250 DN300 DN350 DN400 DN450 DN500 DN550 DN600重量(kg) 0.7 1.6 3.2 5.6 7.9 14.2 22.7 36.9 52.6 74.4 98.9 126 157 193 233以上仅为常用法兰规格的部分重量与尺寸参数表，供您参考。
常用法兰规格的应力分析与强度计算
常用法兰规格的应力分析与强度计算哎呀，说到常用法兰规格的应力分析与强度计算，这可是个技术活儿，我得好好盘一盘。
咱们先不说那些公式啦，咱们来点实的，来点生动的。
话说那天，我在实验室里，正儿八经地拿着那几本厚厚的材料力学书，眼睛都快熬成俩熊猫眼了。
旁边有个年轻的工程师，长得有点帅，就是头发有点乱。
他问我：“刘老师，咱们这法兰规格的应力分析和强度计算，到底是个啥意思啊？我看书上都是公式，我这脑子转不过来。
”我一边扶了扶眼镜，一边笑着说：“哎呀，这你不懂了。
咱们先不说那些复杂的，咱们得先从实际例子说起。
”我指着桌子上的一块法兰，那玩意儿是钢制的，挺沉的。
我说：“你看这法兰，它得能承受管道里的压力，还得能抵抗温度变化带来的应力。
这就像一个人，得健壮，还得灵活。
”那工程师点头：“嗯，我明白了。
那咱们怎么分析它承受的应力呢？”我笑着摸了摸他的头：“你这小脑袋还挺灵光的。
咱们得先看看这个法兰的厚度，还有它的直径，还有材料。
这些都是影响应力的关键因素。
”我拿起笔，在纸上画了几个简单的图形，一边画一边说：“你看，这法兰的外径和内径，还有壁厚，这些都是我们计算应力的重要参数。
咱们得用这个公式来计算它的应力集中系数，再乘以工作压力，就能得出应力了。
”那工程师眼睛一亮，赶紧拿出笔记本：“刘老师，那强度计算呢？”我拍了拍他的肩膀：“这也不难。
咱们得用这个强度公式，把材料的屈服强度代入，再看看法兰能承受多大的压力。
如果计算出来的应力小于材料的屈服强度，那这法兰就是安全的。
”我忽然想到一个问题：“对了，你刚才说管道里的压力，这压力又是怎么来的呢？”工程师挠了挠头：“这...我也不是很清楚。
”我笑着摇摇头：“哎呀，这你得去问管道工程师了。
不过，咱们得知道，压力是随着管道直径的变化而变化的。
这就像你挤公交，人越多，你越挤不上车，压力也就越大。
”我们俩正说着，实验室的门突然被推开了。
一个穿着白大褂的人走了进来，看到我们俩正在讨论，他笑着问：“刘老师，你们这是在研究啥呢？”我指着那块法兰：“哎呀，这不是在讨论法兰的应力分析和强度计算嘛。
整体法兰强度校核计算表 设计 z g
ºC 垫片外径D=
421
垫片内径d=
333
垫片厚度δ=
3
比压力y=
11
垫片系数m=
2
螺栓根径=
40.5
mm
当bo≤6.4mm时
mm
b=bo 当bo>6.4mm时
mm
MPa
b 2 . 53 b 0
mm
螺栓个数n=
16
参数计算
N= b0= b=
DG =
44 22 11.86675187 397.2664963
d1 U
V1
h0
2 0
f
e
1
3 f
T
d1
0.007878159 1748746.503
1.231201346
4 3 f e 1
1.745798844
应力计算
H
fM 0
2 f
D
i
78.9316307
MPa
R
M 0
2 f
Di
137.7987497
MPa
T
M 0Y
2 f
Di
Z R
60.95784477
71161629.64 48178183.4 35895780.99
FG W
2045822.886
N
M0
M P或M a
t f
f
(两者中大者）
1.5
t f
或2.5
t n
t f
t f
t f
轴向应力 径向应力 切向应力 二者中大者
LG 0.5Db DG
163132723.9
81.36675187
mm M a FG LG
强度校核的计算步骤
强度校核的计算步骤嘿，咱今儿就来聊聊强度校核的计算步骤这事儿哈！你说这强度校核，就好比给一个东西做个体检，看看它能不能扛得住各种压力和折腾。
首先呢，咱得搞清楚要校核的对象是啥，就像医生得知道要给谁看病一样。
这是基础哇，要是对象都没搞对，那后面不就都白忙活啦！然后呢，得收集各种相关的数据，啥材料特性啦、受力情况啦等等。
这就好比做菜得准备好食材调料一样，少一样都不行。
这些数据可得准确，不然算出来的结果那能靠谱吗？接着呢，根据这些数据选用合适的计算公式和方法。
这就像是走路得选对路一样，路选错了可就走不到目的地喽。
这一步可得仔细，可不能马马虎虎的。
计算的时候呢，就得像小学生做算术题一样，认真仔细，一个数字一个符号都不能错。
要是算错了，那可就好比盖房子根基没打好，后果不堪设想哇！算完了之后，还得和标准值或者规定值啥的对比一下。
这就好像考试看成绩一样，得看看及格没及格呀。
要是没达到要求，那可就得想办法改进啦。
改进的过程呢，就像给病人治病似的，得对症下药。
找到问题出在哪儿，然后采取相应的措施，让它变得更强更壮。
强度校核可真是个重要的事儿啊，它关系到各种东西的安全性和可靠性。
你想想，要是一座桥强度校核没做好，万一哪天塌了咋办？要是一个机器零件强度校核没做好，突然坏了影响生产咋办？所以哇，可千万别小瞧了这强度校核的计算步骤。
咱平时生活中也有很多类似强度校核的事儿呢。
比如说咱锻炼身体，也得根据自己的身体状况选择合适的运动和强度，这也算是一种“强度校核”吧！不然过度锻炼反而伤了身体，那不就得不偿失啦。
总之呢，强度校核的计算步骤虽然听起来有点复杂，但只要咱一步一步认真去做，肯定能做好。
就像爬山一样，只要一步一个脚印，总能爬到山顶，看到美丽的风景。
大家可都要记住这些步骤哦，说不定啥时候就用上啦！这可不是开玩笑的呀！。
对上述设计条件下的法兰进行强度校核
对上述设计条件下的法兰进行强度校核1、垫片接触宽度mm d D N 1623223542=-=-=＞10mm 查表得，N min =10mm∵N ＞N min∴满足要求垫片基本宽度为mm N b o 82162=== 垫片有效密封宽度因为b o ＞6.4㎜ 故mm b b o 2.753.2== 垫片压紧力作用中心圆直径因为b o ＞6.4㎜故D G =D-2b=354－2×7.2=339.6mm2、螺栓载荷计算螺栓材料40MnB []b σ=196MPa []t b σ=131MPa软铝的垫片系数m=3.25 比压力y=38MPa⑴ 预紧时螺栓载荷N y bD W G a 7.291751386.3392.714.3=⨯⨯⨯==π⑵ 操作时螺栓载荷NmbP D P D W G G p 8.3509235.22.725.36.33914.325.26.33942422=⨯⨯⨯⨯⨯+⨯⨯=+=πππ⑶ 螺栓面积计算 ① 预紧状态下需要的最小螺栓面积A a[]268.14481967.291781mm W A b a a ===σ ② 操作状态下需要的最小螺栓面积A p[]251.26581328.350923mm W A t b pp ===σ ③ 需要的螺栓面积A mA m 取A a 与A p 的最大值∴A m =A p =2658.51mm 2④ 实际螺栓面积A b （M20螺栓d 1=17.28mm ）22214.375028.174164mm d n A b =⨯⨯=⋅⋅=ππ＞A m 因此A b ＞A m 满足使用要求3、法兰强度计算⑴ 法兰载荷预紧状态下螺栓设计载荷[]N A A W b b m 18.628073196240.375051.26582=⨯+=+=σ 预紧状态下法兰力矩mm N D D W M G b ⋅=-⨯=-=04.1896781026.33940018.62807321 操作状态下法兰力矩各轴向力为：N P D P i 1766255.23004421=⨯⨯==ππ N P D D P i G 497075.23006.3394422222=⨯-⨯=-=）（）（ππ N bmP D P G 1247625.225.32.76.33914.3223=⨯⨯⨯⨯⨯==π 各轴向作用的力臂为：mm D D l i b 39225.023004005.02111=⨯--=+--=δδ m m D D D D D D D l G i b G b i b 40226.339300400222]22[112=+-=+-=-++--=）（）（δδ m m D D l G b 3026.33940023=-=-=操作时法兰的力矩M 2为：mm N l P l P l P M ⋅=⨯+⨯+⨯=++=12619515301247624049707391766253322112因为[][]mm N M f t f ⋅=⨯=5.1522962804.189********1101σσ＞M 2故取mm N M ⋅=5.15229628⑵ 法兰应力及强度校核① 法兰形状系数： mm D h o i o 6012300=⨯==δ4167.06025==o h h 833.112221==o δδ 467.1300440===i D D K 查GB150-1998图9-3、图9-4、图9-5、图9-6、图9-7、表9-5 得 f=1.29 F=0.845 V=0.284 T=1.73 U=5.74 Y=5.23 Z=2.74于是： 01408.060845.0===o h F e 4.1746251260284.074.5221=⨯⨯==o o h V U d δ 0261.14.174625328.1101408.0321313=++⨯=++⋅=d t T e t λ ② 法兰应力：锥颈与法兰连接处的轴向弯曲应力z σMPa D fMi Z 86.13122300026.15.1522962829.1221=⨯⨯⨯==δλσ 法兰环上的径向应力r σMPat D M e t i r 27.7732300026.15.15229628101408.03233.1133.122=⨯⨯⨯+⨯⨯=+⋅=）（）（λσ 法兰环上的环向应力t σMPa Z D t YM r i t 56.4727.7774.2300325.1522962823.522=⨯-⨯⨯=-=σσ③ 强度校核 法兰在设计温度下的许用应力[]t f σ=110MPa 轴向应力z σ＜[]MPa t f 1651105.15.1=⨯=σ 径向应力r σ＜[]MPa tf 110=σ 环向应力t σ＜[]MPa t f 110=σ组合应力MPa r z 57.104227.7786.312=+=+σσ＜[]t f σ MPa t z71.89256.4786.1312=+=+σσ＜[]t f σ ∴法兰强度满足要求。
活套法兰计算表
下耳板根部的弯矩 Mx=W1*L 焊缝截面的总惯性矩 Zx=2(b1+b2)h12/6
36294.9 5400
焊缝截面处的弯曲应力σ x=Mx/Zx=
6.72128
耳座焊缝许用剪应力[τ ]=0.8[σ ]=
10.48
弯曲应力校核 σ x<[τ ]
合格
耳板受力部分长度h(mm)
12.5
剪切受力面积 A0=2*S*h
SUSF304 在操作条件下： 13.7 H=π G2*P/400=
13.1 HP=2*π *b*G*m*P/100= 6 H+HP=
60 Wm1=max(H+HP,Wm11)= 400 在预紧条件下：
法兰外径 A(mm)
500 π *b*G*y=
法兰内径 B(mm) 筒体壁厚 g0(mm)
408 Wm2=max(π *b*G*y,Wm21)= 4 所需要的螺栓总截面面积 :
Wg=(Am+Ab)*σ a/2=
法兰力矩计算:
操作状态下的法兰载荷: HD=π B2*P/400
HG=Wm1-H
HT=H-HD 力臂:
hD=(C-B)/2=
hG=(C-G)/2=
hT=(hD+hG)/2= 操作状态下的力矩:
MD=HD*hD=
螺栓载荷: 使用状态下的螺栓载荷 Wm11(kgf) 预紧状态下的螺栓载荷 Wm21(kgf)
250
耳座剪切应力τ c=W1/A0=
6.31216
耳座焊缝剪切校核 τ c<[τ ]
合格
销轴强度校核: 销轴直径 Dp(mm) 销轴截面面积 Ap=π *Dp2/4= 销轴剪应力τ p=0.5*W1/Ap=
法兰连接验算书
法兰连接验算书法兰连接计算程序验算书┌───────────────────────────────────────────────┐│ 法兰 1 (27000mm标高处,法兰1) │├───────────────────────────────────────────────┤│1. 连接：││ 根部法兰：否││2. 螺栓： (左右螺栓对齐) ││ 杆件外接圆直径： 787 mm ││ 杆件内切圆直径： 760 mm ││ 螺栓所在圆直径： 890 mm ││ 螺栓/筋肋个数： 24 (M24) ││ 螺栓等级： 8.8级││ 螺栓规格： M24 ││ 扳手空间： 0 mm ││3. 法兰：││ 法兰盘材质： Q3452 ││ 法兰盘厚度： 18 mm ││ 法兰盘外直径： 980 mm ││4. 筋肋：││ 筋肋材质： Q3451 ││ 筋肋厚度： 10 mm ││ 筋肋高度： 110 mm │├───────────────────────────────────────────────┤│ 螺栓验算过程│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 作用力：││ 控制工况： 28.覆冰,平衡张力,90度风││ 轴向拉力： -114.740 kN ││ 合成剪力： 137.330 kN ││ 弯矩： 514.520 kN*m ││ 连接方式：旋转轴为管外壁切线││2. 螺栓承载力设计值(N_tb)：││ 螺纹处有效直径 de = 20.10 mm ││ 螺栓抗拉强度设计值 f = 400.00 N/mm^2 ││ 螺栓承载力设计值 N_tb = ( 3.14 * de^2 ) / 4 * f ││ = 126923.48 N││3. 螺栓所受最大拉力(N_tb_max)：││ 法兰所受弯矩 M = 514.52 kN*m ││ 受力最大螺栓到旋转轴距离 Y1 = 825.00 mm ││ 螺栓中心到旋转轴距离的平方和Σ(Yi^2) = 5832650 mm^2 ││ 法兰所受轴向作用力 N = -114.74 kN ││ 螺栓总个数 n = 24 ││ 螺栓所受最大拉力 N_tb_max = (M * Y1) / Σ( Yi^2 )+ N / n ││ = 67996 N ││4. 受剪承载力设计值(N_vb)：││ 受剪面数目 n_v = 1 ││ 螺栓杆直径 d = 24 mm ││ 螺栓抗剪强度设计值 f_vb = 300.00 N/mm^2 ││ 受剪承载力设计值 N_vb = n_v * ( 3.14 * d^2) / 4 *f_vb ││ = 135717 N││5. 螺栓承受的剪力(N_v)：││ 合成剪力 N_v = 137.33 kN ││ 螺栓承受的剪力 N_v / n = 5722 N │├───────────────────────────────────────────────┤│ 螺栓验算结果│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 螺栓承受的剪力应小于螺栓受剪承载力设计值乘以利用率上限即：N_v / n< N_vb* Limit ││ 由于 N_v / n= 5722 N ，N_vb = 135716.80 N ││ 剪应力比 (N_v / n)/ N_vb = 4.22% <= 100% ││ 所以，此结果合理，验算通过！││ ││2. 螺栓所受最大拉力应小于螺栓承载力设计值乘以利用率上限，即：N_tb_max<N_tb * Limit ││ 由于 N_tb_max = 67996 N ，N_tb = 126923.48 N ││ 正应力比 N_tb_max / N_tb = 53.57% <= 100% ││ 所以，此结果合理，验算通过！││ ││3. 综合应力比：53.74% │├───────────────────────────────────────────────┤│ 法兰验算过程│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 作用力：││ 控制工况： 28.覆冰,平衡张力,90度风││ 轴向拉力： -114.740 kN ││ 合成剪力： 137.330 kN││ 弯矩： 514.520 kN*m ││ 连接方式：旋转轴为管外壁切线││2. 法兰板厚度设计值(b_δ)：││ 法兰所受最大压力 N_tb_max = 67996 N ││ Lx = 106.17 mm ││ Ly = 96.50 mm ││ 板上均布荷载 q = N_tb_max / (Lx * Ly) ││ = 6.64 ││ 弯矩系数β= 0.1059 ││ 板中弯矩 Mox = β* q * Lx^2 ││ = 7923││ 法兰板抗压值 f = 295.00 N/mm^2 ││ 法兰板厚度 b_δ= ((5 * Mox) / f)^(1/2) ││ = 11.59 mm ││3. 法兰板厚度上限(max_δ)：││ max_δ= 35 mm ││4.法兰板厚度(δ)：││ δ= 18 mm │├───────────────────────────────────────────────┤│ 法兰验算结果│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 法兰厚度设计值除以法兰厚度应小于利用率上限，即：b_δ/δ< Limit ││ 由于δ= 18 mm ，b_δ = 11.59 mm ││ 利用率比 b_δ/ δ= 64.38% <= 100% ││ 所以，此结果合理，验算通过！││││2. 法兰厚度应小于等于法兰厚度上限，即：δ<= max_δ││ 由于δ= 18 mm ，max_δ = 35 mm ││ 所以，此结果合理，验算通过！││││3. 综合应力比：64.38% │││├───────────────────────────────────────────────┤│ 筋肋验算过程│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 作用力：││ 控制工况： 28.覆冰,平衡张力,90度风││ 轴向拉力： -114.740 kN ││ 合成剪力： 137.330 kN ││ 弯矩： 514.520 kN*m ││ 连接方式：旋转轴为管外壁切线││2. 筋肋剪应力(τ)：││ 螺栓所受最大拉力 N_tb_max = 67996 N ││ 筋肋高度 h = 110 mm ││ 筋肋厚度 t = 10 mm ││ 筋肋剪应力τ= N_tb_max / (h * t) ││ = 62 N/mm^2 ││3. 筋肋正应力(σ)：││ 筋肋正应力σ= (5 * N_tb_max * b) / (h^2 * t) ││ = 183 N/mm^2 ││ 筋肋剪应力设计值 fv = 180 N/mm^2 ││ 筋肋正应力设计值 f = 310 N/mm^2 │├───────────────────────────────────────────────┤│ 筋肋验算结果│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 筋肋剪应力应小于筋肋剪应力设计值乘以利用率上限，即：τ<fv * Limit ││ 由于τ= 62 N/mm^2 ，fv = 180.00 N/mm^2 ││ 剪应力比τ/ fv = 34.34% <= 100% ││ 所以，此结果合理，验算通过！││ ││2. 筋肋正应力应小于筋肋正应力设计值乘以利用率上限，即：σ<f * Limit ││ 由于σ= 183 N/mm^2 ，f = 310.00 N/mm^2 ││ 正应力比σ/ f = 58.91% <= 100% ││ 所以，此结果合理，验算通过！││ ││3. 杆件壁厚：16.0 mm │└───────────────────────────────────────────────┘┌───────────────────────────────────────────────┐│ 法兰 2 (18000mm标高处,法兰2) │├───────────────────────────────────────────────┤│1. 连接：││ 根部法兰：否││2. 螺栓： (左右螺栓对齐) ││ 杆件外接圆直径： 974 mm ││ 杆件内切圆直径： 940 mm ││ 螺栓所在圆直径： 1120 mm ││ 螺栓/筋肋个数： 24 (M42) ││ 螺栓等级： 8.8级││ 螺栓规格： M42 ││ 扳手空间： 16 mm ││3. 法兰：││ 法兰盘材质： Q3452 ││ 法兰盘厚度： 28 mm ││ 法兰盘外直径： 1260 mm ││4. 筋肋：││ 筋肋材质： Q3451 ││ 筋肋厚度： 14 mm ││ 筋肋高度： 190 mm│├───────────────────────────────────────────────┤│ 螺栓验算过程│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 作用力：││ 控制工况： 28.覆冰,平衡张力,90度风││ 轴向拉力： -198.380 kN ││ 合成剪力： 189.470 kN ││ 弯矩： 2063.460 kN*m ││ 连接方式：旋转轴为管外壁切线││2. 螺栓承载力设计值(N_tb)：││ 螺纹处有效直径 de = 36.16 mm ││ 螺栓抗拉强度设计值 f = 400.00 N/mm^2 ││ 螺栓承载力设计值 N_tb = ( 3.14 * de^2 ) / 4 * f ││ = 410777.57 N││3. 螺栓所受最大拉力(N_tb_max)：││ 法兰所受弯矩 M = 2063.46 kN*m ││ 受力最大螺栓到旋转轴距离 Y1 = 1030.00 mm ││ 螺栓中心到旋转轴距离的平方和Σ(Yi^2) = 9046193 mm^2 ││ 法兰所受轴向作用力 N = -198.38 kN ││ 螺栓总个数 n = 24 ││ 螺栓所受最大拉力 N_tb_max = (M * Y1) / Σ( Yi^2 )+ N / n ││ = 226680 N ││4. 受剪承载力设计值(N_vb)：││ 受剪面数目 n_v = 1 ││ 螺栓杆直径 d = 42 mm ││ 螺栓抗剪强度设计值 f_vb = 300.00 N/mm^2 ││ 受剪承载力设计值 N_vb = n_v * ( 3.14 * d^2) / 4 *f_vb ││ = 415633 N││5. 螺栓承受的剪力(N_v)：││ 合成剪力 N_v = 189.47 kN││ 螺栓承受的剪力 N_v / n = 7895 N │├───────────────────────────────────────────────┤│ 螺栓验算结果│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 螺栓承受的剪力应小于螺栓受剪承载力设计值乘以利用率上限即：N_v / n< N_vb* Limit ││ 由于 N_v / n= 7895 N ，N_vb = 415632.71 N ││ 剪应力比 (N_v / n)/ N_vb = 1.90% <= 100%。
阀门中法兰强度校核参考手册
阀门中法兰强度校核参考手册
（原创实用版）
目录
1.阀门中法兰的定义与作用
2.法兰强度校核的重要性
3.法兰强度校核的方法
4.实际应用中的注意事项
5.结论
正文
一、阀门中法兰的定义与作用
法兰是连接阀门和管道的重要部件，其作用是保证管道连接的密封性和稳定性。
在阀门的使用过程中，法兰的强度直接影响到阀门的密封性能和管道的安全性能。
二、法兰强度校核的重要性
法兰强度校核是确保法兰在使用过程中不会发生变形、损坏和泄漏等问题的关键步骤。
对法兰进行强度校核可以提高法兰的安全性，避免因法兰强度不足导致的事故发生。
三、法兰强度校核的方法
1.理论计算法：根据法兰的材料、尺寸和几何形状等因素，通过材料力学的理论公式计算法兰的强度。
2.实验测试法：通过实验室对法兰进行拉伸、压缩、弯曲等实验，测试法兰在不同受力情况下的强度性能。
3.实际应用校核法：在实际应用中，通过对法兰的实际受力情况进行监测和分析，校核法兰的强度是否满足使用要求。
四、实际应用中的注意事项
1.根据法兰的使用环境和受力情况，选择合适的强度校核方法。
2.在进行强度校核时，要充分考虑法兰的材料性能、制造工艺和使用寿命等因素。
3.对校核结果进行分析，当发现法兰强度不足时，要及时采取措施进行改进。
4.定期对法兰进行检测和维护，确保法兰始终处于良好的使用状态。
五、结论
阀门中法兰的强度校核是保证阀门正常运行和管道安全的重要环节。
通过采用合理的强度校核方法，可以有效提高法兰的强度，避免因法兰强度不足导致的事故发生。
法兰螺栓和法兰板校核
法兰螺栓和法兰板校核钢管对接一般采用法兰盘螺栓连接，主材与腹杆之间，可采用节点板或法兰盘连接。
有加劲肋法兰螺栓的拉力，应按下列公式计算：1、当法兰盘仅承受弯矩M 时，普通螺栓拉力应按下式计算： ()bt i n t N y y M N ≤⋅=∑2''max 式中 max t N ——距旋转轴②'ny 处的螺栓拉力(N)；'i y ——第i 个螺栓中心到旋转轴②的距离(mm)；b t N ——每个螺栓的受拉承载力设计值。
2、当法兰盘承受拉力N 和弯矩M 时，普通螺栓拉力分两种情况计算：1)、螺栓全部受拉时，绕通过螺栓群形心的旋转轴①转动，按下式计算：b t oi n t N n N y y M N ≤+⋅=∑2max 式中 o n ——该法兰盘上螺栓总数。
2)、当按式计算任一螺栓拉力出现负值，螺栓群并非全部受拉时，而绕旋转轴②转动，按下式计算：()()b t int N y y Ne M N ≤+=∑2''max式中 e ——旋转轴①与旋转轴②之间的距离（mm ）。
对圆形法兰盘，取螺栓的形心为旋转轴①,钢管外壁接触点切线为旋转轴②(图图法兰盘有加劲肋的法兰板厚应按下列公式计算：t ≥式中t N 0=m 2 N ——法兰盘所受轴心力， N ，压力时取负值。
无加劲肋的法兰盘的法兰板，应按下列公式计算：(图顶力：a bN R b f ⋅= 剪应力： f s t R f ≤⋅⋅=5.1τ 正应力： f t s e R f ≤⋅⋅=25σ 式中：s ——螺栓的间距，mm ，()θ⋅+=b r s2；f R ——法兰盘之间的顶力， N ;θ——两螺栓之间的圆心角，弧度；e ——法兰盘受力的力矩。
图 无加劲肋法兰板受力塔脚板连接计算加劲板方型塔脚板底板强度应按下列公式计算（图）：图 塔脚底板示意1、受压时：1）底板上作用的弯矩：206.0QaM =ANQ = 式中：N ——塔脚底所受的压力，N ；A ——塔脚底板面积，2mm ；Q ——底板的均布反力，2/mm N；a ——底板计算区段的自由边长度，mm 。
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0.5 H T 或0.5 H R 108.3651902
MPa
166461963.1
1.109916092 2.886363636 0.674307805 0.078973986 0.428123946
法兰合格 法兰合格 法兰合格 法兰合格
N
mm mm N·mm N·mm N·mm
N·mm
兰合格 兰合格 兰合格 兰合格
法兰外径 Do
655
法兰内径 Di
333
螺孔中心距 Db
560
FD
0 .785
D
2 i
p
c
870478.65
FG FP
592111.425
FT F FD
368413.602
M P FD LD FG LG FT LT
FG W
整体法兰强度校核表（zxgoffice)
MPa
垫片尺寸
计算压力
10
设计温度
100
法兰材料
16MnR
螺栓材料
30CrMoA
筒体材料
16MnR
垫片材料
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ石棉
腐蚀裕量
螺栓许用应力 设计温度 [ ]tb
106
常温 [ ] b
108
设计温度 t
147
法兰许用应力
f
常温 f
150
[ ] 设计温度
筒体许用应力
t n
163
常温 [ ] n
163
所有尺寸均不包括腐蚀裕量
V1
h0
2 0
f
e
1
3 f
T
d1
4 3 f e 1
0.007878159 1748746.503 1.231201346 1.745798844
应力计算
H
fM 0
2 f
D
i
78.9316307
MPa
R
M 0
2 f
Di
137.7987497
MPa
T
M 0Y
2 f
Di
Z R
60.95784477
MPa
ºC 垫片外径D=
421
垫片内径d=
333
垫片厚度δ=
3
比压力y=
11
垫片系数m=
2
螺栓根径=
40.5
mm
当bo≤6.4mm时
mm
b=bo 当bo>6.4mm时
mm
MPa
b 2 . 53 b 0
mm
螺栓个数n=
16
参数计算
N= b0= b=
DG =
44 22 11.86675187 397.2664963
操作情况
N
LD LA 0.51
81.75
mm FD LD
N
LG 0.5Db DG
81.36675187
mm FG LG
N
LT 0.5LA 1 LG
97.43337594
mm FT LT
155235594
N·mm
预紧螺栓情况
LG 0.5Db DG
Ma FG LG
MPa W a 3 .14 D G by
162830.6419
N
MPa FP 6.28bDGmpc
592111.425
MPa F 0.785DG2 pC
1238892.252
MPa
Am
Wa
b
或
FP F
t
b
(两者中大者）＝17273.61959
MPa Ab
20611.9894
N N mm2 mm2
Fp F 1831003.677
MPa 比较Am与Ab，校核螺栓强度
螺栓强度满足要求
W 0 .5 Am Ab b
2045822.886
N
法兰外型尺寸
mm
法兰颈部大端有效厚度1
63.5
mm 法兰有效厚度 f
71
mm
法兰颈部小端有效厚度0
22
mm
LA
50
mm
法兰颈部高度 h
95
mm
mm Ma FG LG
N·mm
形状常数
h0 Di 0 K D0 Di
查表9-5
85.59205571
1.966966967
T=
1.519042728
Z=
1.697116956
Y=
3.033712955
h h0 1 0
F1＝ V1=
f=
U=
3.333742846
e F1 / h0
d1 U
71161629.64 48178183.4 35895780.99
FG W
2045822.886
N
M0
M P或M a
t f
f
(两者中大者）
1.5
t f
或2.5
t n
t f
t f
t f
轴向应力 径向应力 切向应力 二者中大者
LG 0.5Db DG
163132723.9
81.36675187