非标法兰连接系统结构设计及应力分析
换热器非标法兰封板应力强度分析
１ 封 板 的热 应 力耦 合 分析
根据 非标法 兰 封板 的结构 特 点 和工 程 要 求 ，
进 行单元类 型选择 、 材料参 数 的确定 、 何建模 和 几
单 元生成 。虑 到结 构 和载 荷 的对 称 性 ， 非标 法 取 兰 封板 及 其 部 分 简 体 的 １ ４建 立 有 限元 分 析模 ／
研 究 方 向 ： 力 装 置 性 能 与 系统 分 析 。 动
Ｅ ｍａｌｈ ｎ ｉｏｚ ｌ ０ ＠ １ ３ ｃ ｒ － ｉ： ａ ｘａ ｚｑ １ ９ ６ ． ｏ ｎ
８４
第３ 期
表 ４ 路径 应 力 分 析
船
ＭＰ ａ
海工ຫໍສະໝຸດ 程 第 ３ 卷 ９出应力的变化情况 和最大应力 的位置 ， 对选取 通过
型跚。
体 扫略 网格要 满足 的条件 ： １ 分 体 避 免 体 内有 内腔 ， 者 体 内有 空 ）切 或
洞 。即扫略 的过 程 必须 是 连 续 的 。假 如 不 连续 ，
１ １ 实体模 型 的建立 ．
１ ）单元类型 。结构 采用 Ｓ Ｉ／９ Ｄ八 节点 Ｏ ）５３ １
可 以将 大体积 切 分成 若 干个 小 体 积 ， 别 网格 划 分
换热器 是广泛 应用 于化工 、 动力 、 医药 、 冶金 、 制冷、 轻功 等行业 的一种 通用设 备 ， 管壳 式换 热器 制 造容易 ， 生产成本 低 ， 材范 围广 ， 选 清洗 方便 ， 适 应 性强 ， 处理 量大 ， 工作 可靠 ， 能适应 高温高压 ， 且
选项 、 额外表面输 出选项 、 积分原则 。 ２ 料属 性 。封 板 采 用 压力 容 器 常 用 钢 种 ）材 １ Ｍｎ 材料参 数见 表 １ ６ Ｒ， 。
法兰有限元分析1
法兰有限元分析1.下法兰计算1.1 下法兰计算模型下法兰卡紧方式是通过卡箍将产品法兰与加压端法兰卡紧。
经过适当简化，建立如图1所示计算模型。
图1 下法兰计算模型简图在产品法兰上端面施加全位移约束fix-all；在加压端法兰内表面施加压力F。
1.2 下法兰分析结果在t1100压力作用下，产品法兰，加压端法兰以及卡箍的应力分布情况分别如图2，图3，图4所示。
从下图可以看出产品法兰等效应力的最大值为MPa423，位于Φ199通孔6.最薄弱处（如图上Max标示处）；最大主应力的最大值为MPa456，位于Φ1995.通孔边的R100圆弧上（如图下左Max标示处）；最大剪应力为MPa184，位于8.Φ199通孔最薄弱处（如图下右Max标示处）。
图2 产品法兰应力分布图（MPa）从图3上看，加压端法兰等效应力的最大值位于面上那6个黄点上，但那是由于接触引起的局部应力集中，不予考虑，实际等效应力最大值位置位于中心Φ50通孔上，最大值为MPa452，同样位于9.4.337，最大主应力的最大值为MPaΦ50通孔上（如图右Max标示处）。
图3 加压端法兰应力分布图（MPa ）卡箍应力分布如图4所示。
其等效应力的最大值位置如图左Max 标示处，最大值为MPa 4.278；最大主应力的最大值位置如图右Max 标示处，最大值为MPa 1.292。
图4 卡箍应力分布图卡箍的变形用其位移量分布图来表示，卡箍Y 向与Z 向位移量分布如图5。
由图看出卡箍在整个装配中向外位移了mm 901.2，自身向外拉伸了mm mm mm 297.3)396.0(901.2=--。
卡箍在整个装配中轴向位移了mm 048.3，卡箍自身轴向拉伸了mm mm 651.2)863.2(212.0=---。
图5 卡箍位移量分布图（变形效果夸张100倍时效果图）2.上法兰卡抓计算2.1 上法兰卡抓计算模型上法兰卡紧方式是通过卡抓将产品法兰与加压端法兰卡紧。
6瓣卡抓均匀分布在加压端法兰的卡槽里，为了简化计算，取其中1个采用周期对称分析。
法兰密封系统应力松弛有限元分析
ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ ｒ ｅ ｌ ａ ｘ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｔ ｅ ｓ ｔ ｓ ｕ ｎ ｄ ｅ ｒ ４ ０ ０ ｃ （ ＝ ． Ｕｓ ｉ ｎ ｇ ｔ ｈ ｅ ｉ ｆ ｎ ｉ ｔ ｅ ｅ ｌ ｅ ｍｅ ｎ ｔ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｓ ｏ ｆ ｔ ｗ ａ ｒ ｅ ＡＮＳ ＹＳ． ｔ ｈ ｅ ｄ ｅ ｖ ｅ ｌ ｏ ｐ ｍｅ ｎ ｔ ｏ ｆ
ｄ ｏ ｉ ： １ ０ ． ３ ９ ６ ９ ／ ｊ ． ｉ ｓ ｓ ｎ ． １ ０ ０ １— ４ ８ ３ ７ ． ２ ０ １ ３ ． ０ ４ ． ０ ０ ５
Ｆｉ ｎ ｉ ｔ ｅ Ｅｌ ｅ ｍｅ ｎ ｔ Ａｎａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ Ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ Ｒｅ ｌ ａ ｘ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｉ ｎ ａ Ｆｌ ａ ｎｇ ｅ Ｓ ｅ ａ ｌ Ｓ ｙ ｓ ｔ ｅ ｍ
和 大尺 寸方 向发 展 ， 从 而 对 它 们 的安 全 和 节 能 要
０ 引言
求也 不 断提 高 。 因此 ， 法 兰 密 封 系统 的保 温 研究
受 到越来 越 多的关 注 卜 。
ＸＵ Ｘｉ ａ ｏ— ｄ ｏ ｎ ｇ ， Ｓ ＨＩ Ｑｉ ａ ｎ ｇ ， Ｚ ＨＡＮ Ｇ Ｚ ｈ ａ ｏ— ｋ ｕ ａ ｎ ， ＷＡ ＮＧ Ｗｅ ｉ — ｑ ｉ ａ ｎ ｇ ，
（ １ ． Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ Ｐ ｅ ｔ ｒ ｏ ｌ ｅ ｕ ｍ＆Ｃ ｈ ｅ ｍｉ ｃ ａ ｌ Ｃ ｏ ． ， Ｌ ｔ ｄ ． ， Ｊ ｉ ｎ ａ ｎ Ｂ ｒ ａ ｎ ｃ ｈ ， Ｊ ｉ ｎ ａ ｎ ２ ５ ０ １ ０ １ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ； ２ ． Ｓ ｃ ｈ ｏ ｏ ｌ ｏ ｆ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｃ ａ ｌ
ｆ ｏ ｒ Ｓ ｐ ｅ ｃ ｉ ａ ｌ Ｅ ｑ ｕ ｉ ｐ ｍｅ ｎ ｔ Ｓ ａ ｆ ｅ ｔ ｙ ｏ ｆ Ｓ ｈ ａ ｎ ｄ ｏ ｎ ｇ Ｐ ｒ ｏ ｖ ｉ ｎ ｃ ｅ ， Ｊ ｉ ｎ ａ ｎ ２ ５ ０ ０ ６ １ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ）
夹套式加热炉非标法兰应力分析
题 的求解 方 法 ， 如直 接 约 束 法 、 结 构 法 及 罚 函 数 子
法 等 。
般 标 准 法兰 采用 螺 栓 紧 固连 接 方法 ， 热 炉 加
炉 门法兰 为对称 结 构 ， 兰 问 的连 接 采 用特 殊 的连 法 接结 构缩 紧圈和楔 形体 。文 中采 用 ＡＮＳ ＹＳ对 夹 套 式加 热炉炉 门 和炉体 间法兰 连接 以及其 特殊 的缩 紧
ＹＵ Ｚｈｅ － ｏ ｎｂ
（ Ｔｈｅ Ｉ ｔｔ ｅ ｆ ｒ Ｓｐ ｃａ ｕ ｐ ｅ ｎｓｉｕｔ ｏ ｅ ｉ ｌＥｑ ｉ ｍ ｎｔＳｕｐ ｒ ｉ ｉｎ ａ ｎ ｐ ｃ ｉ ｎ， Ｆｕｓ ｅ ｖ ｓｏ ｎｄ Ｉ ｓ ｅ ｔｏ ｈｕｎ １ ３ ０６， Ｃｈｉ ａ １０ ｎ）
夹 套 式 加 热 炉 非 标 法 兰 应 力 分 析
于 振 波
（ 顺 市特 种 设 备 监 督 检 验 研 究 所 ，辽 宁 抚顺 抚 １ ３ ０） １ ０ ６
摘 要 ： 目前 ， 多非标 准 法兰及 法 兰连接 结构 的 强度 计 算 还 没有 具 体 的 国 家标 准 。法 兰最 大 工作 许 压 力是安 全正 常的 重要 技 术参数 ， 用 ＡＮＳ 应 ＹＳ对 夹套式加 热 炉法 兰进行 应 力分析 ， 到 法 兰板 内 得
ｓｅ ｖｅ ｔ ｅ． ｒ ｓ ａｔ
Ｋｅ ｒ ｓ ｕ ｎ ｃ ；ｊ ｃ ｅ ｌｎ ｅ ｉｉｅｅｅ ｎ ｎ ｌ ｓｓ ｙ ｗｏ ｄ ：ｆ ｒ ａ ｅ ｋ ｔｆ ｇ ；ｆｎｔ ｌｍｅ ｔａ ａｙ ｉ ａ ａ
随着工业 技术 的不 断发 展和各 种工 艺要 求 的不 断增 多 ， 非标 准结 构压 力 容 器 的应 用 场 合 也 在 不 断 增加 ， 随之 出现 了一些 特殊 的法兰 密封和 紧 固方式 。 法 兰一 般承受 高压 脉 动 载 荷 ， 对其 强 度 和 刚度 均 有
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一、引言法兰是工业管道系统中常见的连接元件，用于连接管道、阀门、设备等，并通过螺栓紧固以保证系统的密封性和强度。
在设计和选择法兰时，了解其应力分析与强度计算是至关重要的，以确保法兰的可靠性和安全性。
本文将介绍常用法兰规格的应力分析与强度计算方法。
二、应力分析1. 内压应力法兰受到工作介质内压的作用，内压应力是法兰中最主要的应力来源之一。
内压应力的计算可以通过以下公式进行：σ_i = P * D / (2 * t)其中，σ_i为内压应力，P为内压力，D为法兰标称直径，t为法兰板厚。
2. 弯曲应力当管道系统中的载荷作用于法兰时，法兰会承受一定的弯曲应力。
弯曲应力的计算可以通过以下公式进行：σ_b = (M * y) / (I * c)其中，σ_b为弯曲应力，M为弯矩，y为法兰板的距离中心轴线的距离，I为截面惯性矩，c为最大距离。
3. 拉伸应力法兰连接部分的螺栓紧固会导致法兰板之间产生拉伸应力。
拉伸应力的计算可以通过以下公式进行：σ_t = (F / A)其中，σ_t为拉伸应力，F为螺栓的拉力，A为法兰板的横截面积。
三、强度计算1. 抗拉强度计算法兰在使用过程中需要承受拉伸载荷，因此需要满足一定的抗拉强度要求。
抗拉强度的计算可以通过以下公式进行：F_t = σ_t * A其中，F_t为法兰的抗拉强度，σ_t为拉伸应力，A为法兰板的横截面积。
2. 抗压强度计算法兰在受到工作介质内压时需要满足一定的抗压强度要求。
抗压强度的计算可以通过以下公式进行：F_c = σ_c * A其中，F_c为法兰的抗压强度，σ_c为内压应力，A为法兰板的横截面积。
3. 抗弯强度计算法兰在承受弯矩载荷时需要满足一定的抗弯强度要求。
抗弯强度的计算可以通过以下公式进行：F_b = σ_b * S其中，F_b为法兰的抗弯强度，σ_b为弯曲应力，S为法兰的截面面积。
四、案例分析以常用的标准法兰规格（例如GB/T9115.1、GB/T9115.2等）为例，通过实际数据代入应力分析与强度计算公式，可以得出具体的应力值及强度值。
浅析法兰的合理设计
浅析法兰的合理设计摘要本文提出法兰设计的原理及过程，然后对每一个过程进行剖析，从垫片的设计、螺栓的设计到法兰的合理设计，是逐步有序地进行的，从问题的提出，到最后对法兰的合理设计提出总结性的看法。
关键词法兰设计法兰尺寸螺栓垫片一、前言法兰的设计、分析方法不下十余种，但就其所依据的理论基础概括地可以分为如下三类：1.基于材料力学的简单方法。
例如巴赫法和苏联的TY8100法。
2.以弹性分析为基础的方法。
例如铁摩辛柯法、华特氏（Waters）法、默瑞—斯屈特法、龟田法。
3.以塑性分析为基础的方法。
例如德国的DIN2505 方法、AD规范方法、英国的BS1500-58法及苏联的PTM42-62法。
我国制定的GB150-2011，其法兰设计采用的就是华特氏(Waters)法。
华特氏法的影响因素较多，且随意性较大，不同的设计结果就其法兰重量来说就可以相差数倍，因此，法兰的合理设计是具有十分重要的意义的。
法兰的设计包括垫片设计、螺栓设计和法兰设计三部分，并且是依次进行的。
其中任何一步的设计失利都会直接影响以后步骤的进行，导致设计中的连续失利，而使得设计结果很不合理，造成整个法兰联接结构尺寸极不紧凑、重量大、耗材多等结果，使得制造成本大大提高，造成不必要的浪费。
法兰的合理设计必须从垫片的设计开始。
二、垫片设计垫片设计是整个法兰联接设计的基础。
垫片材料的选用以及垫片内径和宽度的选用都对法兰联接设计的结果有很大的影响。
1.垫片设计的第一个概念就是垫片的比压。
垫片的比压就是为了形成预密封条件而必须施加在垫片单位面积上的最小压紧力，常用符号y表示。
不同强度的垫片，为了达到预密封的条件所需要的压紧力是不同的，强度愈高、硬度愈大，则其y值也就越高。
不同材料的垫片其y值可参见《钢制压力容器GB150-2011》中表7-2。
垫片的有效压紧面积S=3.14DGb, 而单位面积所需要的最小压紧力为y,所以整个垫片的预压紧力Fa便可得出：Fa=3.14 DGby （式7-1）式中：Fa—预紧状态下所需要的最小垫片压紧力；（N）DG—垫片压紧力作用中心圆直径；（mm）b—垫片有效密封宽度；（mm）y—垫片比压力。
非标准法兰的有限元分析及可靠性设计
收稿日期:2007-09-26作者简介:蔡永梅(1981-),女,宁夏石嘴山人,助教,硕士,主要从事化工过程机械方面的研究。
文章编号:1000-7466(2008)02-0032-04非标准法兰的有限元分析及可靠性设计蔡永梅1,张瑞革2,谢禹钧1(1.辽宁石油化工大学机械工程学院,辽宁抚顺 113001;2.深圳巨涛机械设备制造有限公司,广东深圳 518068)摘要:非标准法兰的最大工作压力是其安全、正常工作的重要技术参数,应用ANSYS 对某非标准法兰进行强度分析,得到了在工作载荷作用下法兰的内应力分布状况,对法兰各部分结构进行了强度校核。
利用M onte Carlo 数值计算方法对其随机变量进行抽样,得出了法兰工作时的安全可靠度以及所能承受压力的数学期望。
通过有限元及可靠性分析,掌握了法兰各部分结构的强度储备情况。
关键词:法兰;AN SYS;有限元;应力分析;可靠性中图分类号:TQ 050.3;T B 115 文献标志码:AFinite Element Analysis of Nonstandard FlangesC AI Yong -mei 1,ZHANG Ru-i ge 2,XIE Yu -jun 1(1.School of Mechanical Engineering,Liaoning University of Petroleum &Chemical Technology ,Fushun 113001,China; 2.Shenzhen Jutal M achinery Equipment Co.Ltd.,Shenzhen 518068,China)Abstract :Now standard of strength calculation has not com e on about so me special nonstandardflange,but the m ax imum wo rking pressure is an important parameter for safe w orking of flang e.ANSYS is applied to analysis the nonstandard flange strength,its stress distribution status is ob -tained and str ength of its structure is inspected.U sing M onte Car lo numerical calculating method to sam pling random variable,obtain flang e w or king reliability and m athem atical ex pectatio n ofbearing pressure.T hrough finite element and reliability analysis,the structure streng th reserve state is fully grasped.Key words :flange;ANSYS;finite elem ent;stress analysis;reliability随着工业技术的不断发展,为了满足各种工艺要求,非标准结构压力容器应用在很多场合,在许多机械设备的连接和封口处,大多采用法兰作为连接部件,非标准法兰也随着设备的要求出现。
管道系统中管道法兰连接强度分析与设计
管道系统中管道法兰连接强度分析与设计管道系统是工业生产中非常重要的设备，它承担着输送液体和气体的功能。
而管道的连接强度则直接影响着整个系统的安全性和运行稳定性。
其中，管道法兰连接作为一种常见的连接方式，承受着连接管道和紧固螺栓的力量，其强度分析和设计尤为重要。
本文将从材料选择、法兰连接表面形状设计和紧固螺栓选型等方面，进行管道法兰连接强度分析与设计的探讨。
一、材料选择在管道法兰连接的强度分析和设计中，材料的选择是关键。
常用的法兰连接材料有碳钢、不锈钢和合金钢等。
在选择材料时，需要考虑到管道系统的工作条件、介质、压力和温度等因素。
例如，在高温高压工况下，合金钢更适合使用，而在一般工况下，碳钢或不锈钢更为常见。
因此，合理选择合适的材料是管道法兰连接强度分析与设计的第一步。
二、法兰连接表面形状设计法兰连接的表面形状设计对连接强度有着重要影响。
常见的法兰连接形状有平面法兰、凸缘法兰和槽槽法兰等。
在设计中，需要考虑到流体的工作压力和温度等因素。
例如，对于高压流体，凸缘法兰和槽槽法兰的密封性更好，连接强度更高。
而对于低压流体，平面法兰则更为常见。
因此，根据具体工况选择合适的法兰连接形状，对保证连接强度至关重要。
三、紧固螺栓选型紧固螺栓的选型也是管道法兰连接强度分析与设计中的重要环节。
螺栓的选型需要考虑到连接力矩、摩擦系数和螺纹强度等因素。
连接力矩是指沿螺纹轴线施加的力，用于产生压力，确保密封性能。
摩擦系数则影响着紧固力的传递效率。
螺纹强度则是保证连接强度的关键要素。
因此，在选择紧固螺栓时，需要结合实际工况和材料强度等因素，选用合适的螺栓规格以确保连接强度的要求。
四、连接强度分析在完成材料选择、法兰连接表面形状设计和紧固螺栓选型后，需要对整个管道法兰连接的强度进行分析。
通过应力分析和强度计算，可以验证连接的可靠性。
应力分析主要是确定法兰连接在工作过程中是否存在过大的应力集中以及裂纹的产生。
强度计算则是计算连接部位的承载能力，包括盈余强度和串接强度等。
法兰的非标设计
一
法兰 即 法兰 不直 接 固定 在壳 体上 或 者虽 固定 但 不能 保证 法 兰与 壳体 作 为一 个整 体 承受 螺栓 载
荷 的结构 ； 是整 体 法兰 ， 将法 兰 与壳 体 锻 或 二 即 铸成 一体 ， 用焊 接使 法 兰与 壳体 成 为 一体 ； 或 三 是 任意法 兰 ， 从结 构上 看 ， 这种 法 兰 与壳 体连 成
ｍ ｅ ｉ ｎ ａｓ ｅ ｎ ｔ ｄｉｄ ｉ ｎｓｏ ｈ ｂ ｅ ｓ ｕ ｅ ｎｄｅ ｈ ｉ ｄ ｓｇｎ ｏ ｏｎｓ ａ ａｒ ａ ｇｅ， ｎｄ ｔ ｏｃｕｓｏｎ ｃ ｃ ｒ ｄ ｈａ ｂ ｅ ｐｔ ｎ ｅ ｉ ｆ ｎ ｔ ｎｄ ｄ ｆ ｎ ｌ ａ ｈｅ ｃ ｌ ｉ ｏｎ ｅ ｎｅ ｓ ｅ ｎ ｏｂｔ ｉ ｅｄ． ａｎ
Ｋ ｅ ｏ ｄ Ｆｌ ｎｇ Ｎｏｎｓ ａ ａｒ ｒ Ｄｅ ｉ ｙＷ ｒ ｓ ａ ｅ， ｔ ｎｄ ｄ Ｐａ ｔ， ｓｇｎ．
１ 引言
从 设 计 角 度 来说 ， 螺 栓 法 兰 连 接 作 为 一 把 个 系统来考 虑 ， 且把 “ 漏 ” 为设 计准 则 ， 并 泄 作 应
化 工 设 备壳 体 可 以采 用 铸 造 、 造 或焊 接 锻
中 的可拆 连接 结 构很 多 ， 如螺 纹连 接 、 承插 式连 接 和 法兰 连 接 等 ， 中以装 拆 比较 方 便 的 法兰 其
控 制法 兰 中的应 力值 作 为设 计 依据 。
２ 法兰 设 计概述 从设 计 角度 ， 兰 可 以分 为 三种 ： 法 一是 松式
连 接 用得 最为 普 遍 。 法兰连 接 由法兰对 、 片和 垫
漏 ” 。
８
无论 何 种 法 兰 ， 设 计 的强 度 计 算 方 法 都 其
法兰应力分析评定的问题
4.3803 4.5091 4.638 4.7668 4.8956 5.0245 5.1533 5.2821 5.411 5.5398 5.6686 5.7975 5.9263 6.0551
112.74 124.02 135.29 146.56 157.84 169.11 180.39 191.66 202.93 214.21 225.48 236.76 248.03 259.31
针对这个问题，笔者有以下几点思考： 1，该最大等效应力虽然出现在结构中，但是均发生的部位是法
兰与筒体的焊缝角点处，此处为结构不连续（虽然采用了圆滑过渡），
故此处的应力为 S’=局部薄膜应力+二次应力+峰值应力； 2，按照 JB4732-1995(2005 确认版)规定，峰值应力对结构疲劳产
生影响，此处的应力水平高于材料的屈服极限强度，属于高应力低周 疲劳（E-N），此处是法兰与筒体的连接处，无较大的压力和温差波 动及其他机械载荷的影响，故不记及疲劳的影响。
泊松比ν 0.3 0.3 0.3 0.3
许用应力 137 MPa 96MPa 137 MPa 130MPa
屈服强度 205 MPa 144 MPa 205 MPa 144 MPa
上下法兰的三维模型如下： 采用 solid186 单元进行网格划分：
图 3 网格划分模型
设置边界条件如下：
图 4 网格划分模型
1.5181e-013 11.274 22.548 33.822 45.097 56.371 67.645 78.919 90.193 101.47
Membrane+Bending [MPa] 281.34 270.2 259.08 247.97 236.88 225.8 214.75 203.71 192.71 181.74 170.81 159.93 149.11 138.35 127.69 117.14 106.74 96.543 86.607 77.04 67.999 59.722 52.572 47.065 43.825 43.363 45.764 50.621 57.314 65.28 74.109 83.53 93.362 103.49
带凸形封头非标平焊法兰的设计方法
带凸形封头非标平焊法兰的设计方法在常规设计标准中，凸形封头和法兰单独进行设计，不考虑两者间的相互作用。
然而，迄今为止尚无带凸形封头非标法兰的设计规范。
基于应力分类思想，建立了带凸形封头非标平焊法兰的设计方法。
该方法考虑了封头和法兰之间的相互影响，显著地改善了联接处薄弱部位受力状态；同时，有效地降低了制造成本，提高了经济效益。
标签：凸形封头；平焊法兰；有限元；分析设计；应力分类由于凸形封头具有制造简便、重量轻等优点，带凸形封头法兰广泛应用于端部可拆连结结构中。
按GBl50-1998《钢制压力容器》（以下简称GBl50）规定：封头和法兰单独进行设计时，不考虑两者间的相互作用。
文献[1]计算结果表明：如按照GBl50进行设计，有可能导致法兰的厚度偏大，封头的厚度偏小，使得封头与法兰的连接区域由于刚度相差过大，造成应力状态不甚理想。
并且，由于法兰往往采用锻件，过大的厚度裕量将使得产品成本增加较多。
特别是对于一些非标法兰和凸形封头的联接结构，由于GBl50对其设计没有明确的规定，使得设计人员遇到了很多问题.目前较为常用的设计方法是在取较大安全裕量的前提下，将法兰和封头当作标准件单独进行设计。
这种设计方法没有完善的理论依据，可能造成法兰和封头的安全裕量过大，也可能造成结构强度不能满足工作需要。
本文以带快开门的喷气燃料过滤分离器的密封装置为例，对带凸形封头的非标平焊法兰进行整体有限元分析，采用分析设计中应力分类的方法进行。
并且，与按GBl50将带凸形封头的非标法兰与封头单独设计的方法进行比较，研究凸形封头和法兰的强度是否满足工作需要；對于刚度相差较大的凸形封头和法兰的联接区域，研究封头和法兰厚度的变化对其局部应力状态的影响及如何改善其应力状态；如何对封头和法兰进行整体优化设计，降低凸形封头与法兰的连接区域的应力强度，提高经济效益。
1 有限元应力分析模型图1是带快开门的喷气燃料过滤分离器的密封装置结构示意图，主要由标准椭圆形封头、上法兰、下法兰和筒体四部分组成。
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。
螺栓法兰连接中非线性垫片径向应力的解析计算方法
特 性 ，计算 了垫 片应力 在预 紧 和工作 条 件下沿 径 向分 布的规 律 ，并 利用 三维 有 限元方 法对 计算 结
果进行验证 ，为准确预测连接系统泄漏率 ， 评价 系统紧密眭提供重要依据。
为计算周 向应力法兰弹性系数 ， Ｎ～ 、 。分 ； 别 为预 紧 和工作 温度 下 螺栓材 料 的线 膨 胀系数 ，
第 ３ 卷 第 ４期 １
２ ｌ Ｏ Ｏ
核 动 力 工 程
Ｎｕ ｌａ ｗｅ ｇｉ ｅ ｉ ｃ ｅ ｒＰｏ ｒＥｎ ｎｅ ｒｎｇ
Ｖｏ ． 。ＮＯ ４ １３１ ．
Ａｕ ｇ．２ １ ０ ０
年 ８月
文 章 编 号 ：０ ５ ．９ ６２ ）４０ ６０ ２ ８０ ２ （０ ０ ． ．５ １ ０ １ ０
始计算长度 ，ｍＴ Ｆ ｌ；５ 为法兰厚度。 ｌ
基 金项 目 ：国家 自然科 学基 金 （ ０ ７０ ８） １８ ２８ ；教育 部博 士学位 基金 （ ０ ０ ９０４；南京 ＿业 大学博 士学 位创新 基金 （Ｓ Ｘ ０７ ３ ２ ７ ２ １０ ） ０ Ｔ Ｂ Ｃ ２ ０ １）
刘 麟等 ：螺栓法兰连接中非线性垫片径向应力的解析计算方法
Ｋ ～； 、 Ｆ分别 为 预紧 和工 作 温度 下 法兰材 料 的线 膨胀 系数 ，Ｋ～； Ｐ为介 质压 力 ，ＭＰ ；， ａ 为工
２ 非线性垫片力学模型和应力分析
２１ 高 温下连 接 系统 的变 形协 调方 程 ．
螺栓法兰垫片连接是一个静不定结构。预紧 时各元件处于较高的应力水平。工作条件下 ，介 质 压力 在法 兰连接处 产生轴 向静压 载荷 ，加上 高 温的影响，使螺栓伸长 、法兰偏转 、垫片产生蠕
（ ） １
式中 ，
为垫片在预紧载荷下的初始变形量 ，
非标设备法兰设计要点的探讨
非标设备法兰设计要点的探讨摘要：设备法兰是压力容器中的主要受压元件之一，更是连接换热器的管程和壳程的重要元件，设备法兰和垫片、螺柱连接组合在一起形成了设备的密封结构，如果法兰设计不合理，会引起法兰产生过大翘曲变形而使法兰密封失效，引起设备泄露，危害人们的生命财产安全，因此设备法兰设计的合理性在整个压力容器的质量中起到重要作用。
关键字：非标设备法兰设计计算焊接1法兰设计计算① 法兰设计条件某设备原料气预热器，其设计参数如下：设计压力——6.7（壳程）/6.9（管程）MPa；设计温度——460（壳程）/400（管程）°C;工作温度——453.25/388.93（壳程）/240.32/305（管程）°C;工作压力——6.13（壳程）/6.18（管程）；容器类别——II类；腐蚀裕量——6.0（壳程）/6.0（管程）mm主体材料——12Cr2Mo1R（壳程）/15CrMoR（管程）其整体设备图形如下：图1在此台设备中，两个腔室的设计参数相差不大，先按照相对苛刻的壳程的设计参数进行法兰的设计，然后再校核管程的法兰尺寸，确保管程、壳程的法兰都满足设计参数要求。
1.法兰标准在实际工程应用中，如果设备法兰的设计，首先判定是否满足标准法兰即文献2的要求，如果所选法兰满足标准法兰的要求，就直接选用标准的，既方便制造，又能保证法兰设计的合理性。
判断方法：主要看设计压力、设计温度、材料是否满足标准规定。
查标准中的长颈对焊法兰的标准后发现其标准只适用于公称压力为0.6~6.4MPa，工作温度-70~450°C，腐蚀余量≤3mm，对比此设备设计参数后发现，压力、温度、腐蚀余量均超标，虽然材料符合标准，故无法选用标准法兰。
这里需要特别指出点是，一是，在工程应用上，查询法兰标准即文献2时，表7所对应的最大允许工作压力、工作温度均与设计参数中的设计压力、设计温度相对应。
二是，设备法兰标准一般都选用锻件，如果选用板材的话，按照法兰标准的话，必须要满足文献2中6.2中关于材料的要求。
考虑垫片非线性时法兰接头性能的三维有限元模拟--法兰接头的应力强度和泄漏过程分析
受内 最大， 是值得关注的区域。从图 , 还可以看到， 压时， 法兰环压紧处有从内向外的张开趋势。 ,"! 螺栓应力结果分析 图 - 是螺栓在接头施加内压为 - 012 时的应力 强度分布情况。如前所述， 在预紧和加内压的两种 工况中， 由于法兰环的变形和垫片压紧面上压紧力 分布的不均匀性， 导致在螺栓的横截面上除了有拉 应力外， 还有弯曲应力。其中拉应力是指通过螺栓 横截面的平均应力， 而弯曲应力是指通过螺栓横截 面的线性应力。正是在拉伸和弯曲的共同作用下， 才使得螺栓中的应力情况分布不均匀。
残余压紧压力的分布在径向是相当不均匀的， 沿着 径向方向从内到外不断增加， 在径向最外侧值最大。 在周向方向则基本一致， 从而在垫片上形成了环状 密封带。图 . 是垫片上径向最内侧点 ! 和最外侧点 " 上的残余压紧力随施加内压变化的曲线图。如图 所示， 随着施加内压的升高， 内侧压紧力减小， 外侧 压紧力也减小。
非标设备法兰设计解析
・
３ ４・
石
油
化
工
设
备
２１ 年 ０１
Ａｂ ｔａ ｔ ｓｒ ｃ ：Ｔｈ ｏ ｇ ｎ ｌ ｓｓｏ ｈ ｙ ｉａ ｏ — ｔｎ ａ ｄ ｅ ｕｐ ｎ ，ｔ ｅｅ ｆｃ ｆｓ ｖ ｒ ｌ ｌｍ ｅ ｔ ｒ ｕ ｈ ａ ａｙ ｉ ｆｔ ｅｔ ｐ ｃ ｌ ｎ ｓａ ｄ ｒ ｑ ｉ ｍｅ ｔ ｈ ｆｅ ｔｏ ｅ ｅ ａ ｅ ｎ ｓ ｎ ｅ
是 石化 行业 里 长期难 以克服 的难题 之 一 。 垫 片 的 选择 以及 螺 栓 材料 、 规格 的选 择 对法 兰
须在 安装 时将 垫 片 预 紧 到一 定 的载 荷 ， 作 时 垫 片 操 上必 须保 持 足够 的 最低 载 荷 ， 主要 考 虑 所 设 计 的 螺
栓法 兰垫 片接 头 在结 构 上 能 否 保 证 安全 ， 到 良好 达 密封 效果 。
壳 体材料 ｌ Ｍｎ 设 计温 度下 圆筒 材 料 的许用 ６ Ｒ，
规 则 的关 键是 一个 紧密 的螺 栓法 ］ 一 １３ＭＰ ， ６ ａ 设备 法 兰 材 质 １Ｍｎ 法 兰 ６ ，
收 稿 日期 ：２ １ ～ ３２ ０ ００ — ５
作 者 简 介 ：杨 健 （９ ２） 男 ， 龙 江鹤 岗 人 ， 理 工 程 师 ， 士 ， 事 化 工 设 备 管 理 工 作 。 １ ８一 ， 黑 助 学 从
第 ４ Ｏ卷 增 刊 １ ２１ ０ １年 ８月
石
油
化
工
设
备
ＰＥＴＲＯ— ＣＨＥＭ Ｉ ＡＩ Ｃ ＥＱＵ１ Ｍ ＥＮＴ Ｐ
Ｖｏ１ ０ Ｓｕ ．４ ｐｐｌｍ ｅ ｅ ｎｔｌ Ａｕ ２ ｇ． ０１１
文章 编 号 ：１ ０ — ４ ６ ２ １ ） 刊 １０ ３ ３ ０ ０７６ （０ １增 －０ ３ ０
非标法兰标准
非标法兰标准一、什么是非标法兰非标法兰呢，就是那些不按照标准规格生产的法兰啦。
你想啊，在一些特殊的工程或者设备里，标准法兰可能就不太适用了，这时候就需要非标法兰出场。
它就像是一个特别定制的零件，能够满足特殊的连接需求。
比如说在一些很独特的化工设备里，普通法兰的尺寸、压力等级或者连接方式都不符合要求，非标法兰就可以根据具体的情况来设计制造，它的形状、大小、孔径等都可以根据实际需求来调整。
二、非标法兰的设计要点1. 尺寸方面外径的确定很重要哦。
这得根据与之连接的设备或者管道的尺寸来确定。
如果外径不合适，就可能无法实现紧密连接，就像两个人牵手，手的大小不合适就握不紧啦。
而且外径还得考虑到安装空间的限制，如果空间很小，外径就不能太大，不然都没地方放这个法兰。
内径也是个关键因素。
它要保证流体或者其他物质能够顺利通过。
要是内径太小，就像给一个很粗的水管安了个很小的水龙头接口，水流肯定不顺畅。
2. 压力等级不同的使用场景对压力等级有不同的要求。
如果是在高压环境下，非标法兰就得有足够的强度来承受压力。
就像盖高楼大厦，地基要足够结实才能承受大楼的重量一样。
要是压力等级设计低了，在使用过程中就可能出现泄漏甚至破裂的危险情况。
压力等级的确定要考虑到设备的运行压力、可能出现的压力波动等因素。
不能只看当前的压力情况，要为可能出现的压力变化留有余地。
三、非标法兰的制造材料1. 金属材料碳钢是比较常用的一种材料。
它的优点是强度比较高，价格相对比较便宜。
在一些对耐腐蚀要求不是特别高的环境下，碳钢非标法兰就可以胜任。
但是碳钢容易生锈，所以如果是在有一定湿度或者有腐蚀性介质的环境下，可能需要对碳钢非标法兰进行一些表面处理，比如镀锌之类的。
不锈钢也是常见的材料。
不锈钢的耐腐蚀性能比较好，适合在一些对耐腐蚀要求较高的场合，像食品加工、制药等行业。
不过不锈钢的成本相对碳钢要高一些，所以在选择的时候要综合考虑成本和性能的需求。
2. 非金属材料塑料也可以用来制造非标法兰。
各种不锈钢法兰接头密封分析
02
由于不锈钢法兰接头的载荷和变形涉及 的因素比较复杂.
不锈钢法兰接头在压力容器、压力管道中的主要功 能是连接与密封不锈钢不锈钢法兰,长期以来只能用 经验和不锈钢法兰应力计算来间接反映.在考虑垫片 和螺栓蠕变的基础上,并最终导致泄漏失效不锈钢不 锈钢法兰,不锈钢法兰的失效不是因为强度问题,,使 其对垫片的压紧力不均匀不锈钢不锈钢法兰,而是在 螺栓载荷、垫片反力和介质压力的合成力矩作用下.
202X
各种不锈钢法 兰接头密封分 析
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01
控制不锈钢法兰刚度和变形是不锈钢法 兰接头的关键.压力容器安全成为防止协调分析,使得垫片 上的残余应力逐渐减小,建立了高温下不 锈钢法兰接头的变形协调方程,
202X
感谢欣赏
汇报人姓名
从而导致不锈钢法兰接头泄漏,得出了利用MonteCarlo法 计算高温螺栓不锈钢法兰接头可靠度的方法不锈钢不锈钢法 兰,因此不锈钢不锈钢法兰;国外规范已列入了不锈钢法兰刚 度计算方法,不锈钢法兰接头的密封可靠性逐渐降低,通过与 不锈钢法兰强度、螺栓强度的极限方程相结合,并给出了计 算实例.长期工作在高温下的螺栓不锈钢法兰接头,由于刚度 不足而产生变形(转角),由于密封垫片和螺栓的蠕变松弛,进 而导出了泄漏率的极限方程,而我国容器标准和法规(GB150 和容规)是以保证压力容器安全运行为目标而制定的。
法兰盘及螺栓受力分析
7
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3.3. 前处理设置
• （4） 创建梁连接： 在目录树【outline】 中选中【connections】 分支，从连接工具选择 【body-body】【beam】。在 【detail】面板中定义， 梁半径为5mm，梁材 料采用默认的结构钢。 定义梁的参考面和可动 面。在此例中，梁两端 定义为参考面和可动面 是任意的。修改参考面 和可动面的梁行为均为 “deformable”。重 复该步骤为剩余三个孔 定义梁连接。
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3.6. 分析结果查看
• （2） 在工具栏设置放大变形显示比例为，能够更加清晰地看出法兰在远 程力作用下与基座发生分离的趋势。
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3.4. 施加边界条件
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3.5. 静力求解
• 设置好载荷和约束后，在目录树【outline】中找到需要求解的静力分析工 况，即【Static Structural】，右键点击【Solution】，选择【Insert】【Deformation】-【Total】，添加变形结果显示；再次右键点击 【Solution】，选择【Insert】-【Stress】-【Von-Mises】，添加应力结 果显示。
块【Static Structural】，即可将该模块添加至【Project Schematic】中，即创建了一个静力分析 的项目。 • 保存文件：点击【save】按钮，保存项目文件为flange_mount.wbpj。
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DN 450 100 8. 5 法兰阀门 1. 91e5
螺栓螺母 2. 03e5
设计应力强 度 Sm /M Pa
137 127 191
4 法兰连接系统应力分析结果
4. 1 法兰接头的变形和应力强度分布 如图 2 ( c) 是法兰接头在螺栓预紧至
402 650 N时施加内压为 815 MP a后的变形及应 力强度分布情况. 图中处于封头边缘处是接头系 统中应力强度最大的地方, 该点的应力强度值为 69017M Pa. 其应力是由几何不连续造成的边缘应
法兰连接系统各部件的材料属性见表 3.
62
郑州大学学报 ( 工学版 )
20 07 年
表 3 法兰连接系统各部件材料属性 Tab. 3 M ater ia l attributes of flange conn ection system
公称 设计 设计 尺寸 温度 压力 /mm /e /M Pa
弹性模量 /M Pa 垫片 1. 91e5
螺栓预紧力为 40 2650 N, 法兰连接系统承受 的内压为 8. 5 M Pa. 3. 4 单元选择与网格划分
螺栓采用 ANSYS 中 提 供的 螺 栓 预紧 单 元 PRET S179, 其余部件均采用 ANSYS提供的 8 节 点三维实体等参单元 ( 45) 进行网格划分, 总节点 数为 30 631, 总单元数为 13 026. 如图 2( b) 所示 为法兰系统的网格图. 3. 5 材料属性
收稿日期: 2007- 01- 10; 修订日期: 2007- 03- 21 基金项目: 国家教育部 / 2110重点学科建设项目; 河南 省教育厅自然科学研究项目 ( 2007480007) 作者简介: 王定标 ( 1967 - ), 男, 浙江 杭州 人, 郑 州大 学 教授, 博 士, 博 士生 导 师, 主 要从 事 节能 技 术 与过 程 装备
图 5 垫片 压紧面中残余压紧压力的分布图 F ig. 5 R esidual compressive stress of gaske t
法兰、阀门、垫片、螺栓连接系统的受力是相 当复杂的, 用常规的计算方法很难得到准确的计 算结果. 作者通过建立法兰、阀门、垫片、螺栓连接 系统的有限元模型并进行应力分析, 较准确地了 解该连接系统的受力情况和应力情况, 并开发出 垫片的新型结构型式. 运行结果表明; 系统密封性 能良好, 无泄露发生. 为研究设计新型法兰、阀门、 垫片、螺栓连接系统提供了一定的理论依据.
参考文献:
[ 1] 曹 占 飞. 法 兰、螺 栓 连 接 系统 的 三 维 有 限 元分 析 [ J]. 石油化工设备技术, 2004, 25( 6): 17- 19.
5 结束语
图 4 螺栓应力分布图 Fig. 4 S tress of bolt
4. 3 垫片应力和垫片泄漏过程 图 5所示为施加内压后垫片压紧面中残余压
紧压力的分布图. 从图中可见, 残余压紧压力的 分布在径向是不均匀的, 沿着径向方向从内到外 不断增加, 最大值为 8110 M Pa, 在周向方向则基 本一致, 从而在垫片上形成了环状密封带.
以及阀门连接系统进行了设计, 开发出膨 胀石墨和 0Cr18N i10T i两种材料覆合的新型垫 片. 同时, 将该系
统作为一个整体, 考虑到法兰旋 转、内压对法兰、垫片、螺栓以及阀门 的受力与 变形的影响, 应用 三维有
限元技术, 分析在螺栓预紧过程 和加压过程中法兰连接系统的整体应力分布. 结果表 明, 法 兰、螺 栓等的
只须考虑长度 L = 215 R t( R 是与法兰相连的管 道的平均半径, t 是该管壁的厚度 ) 的一段, 就可 消除筒体边缘处轴向应力分布对法兰处应力分布 的影响. 其力学模型如图 2( a)所示. 3. 2 边界条件
由于法兰接头在结构、载荷和约束上都具有 周期性的轴对称性质, 因此, 在有限元模型的两个 对称平面上施加面对称约束, 约束这两个平面上 的节点的周向位移. 同时为了限制接头的整体刚 体位移, 在与下法兰环相连接筒体的截断端施加 面轴向固定约束.
1 工况简介
河南蓝天集团由于生产应用的特殊要求, 需 要设计非标管道法兰、阀门连接系统. 其提供的法 兰及与之相连接的阀门工作参数及结构型式如表 1 所 示.
表 1 法兰及阀门工作参数及结构型式 T ab. 1 O perating param eter s and structu re of f langes and valves
CAD /CAE /OPT 技术方面的研究.
第 2期
王定标等 非标法兰连接系统结构设计及应力分析
61
析与结构设计, 确保在工作状态下的密封性.
2 法兰连接系统结构设计
根据设计要求, 经过研究和大量的计算, 法兰 和阀门拟采用标准形式, 并研究开发出垫片的新 型结构型式与尺寸. 垫片的结构与尺寸如图 1所 示. 从 图 中 可 以 看 出, 垫 片 为 膨 胀 石 墨 和 0C r18N i10T i两种材料的覆合.
片上产生了不均匀的压力, 法兰环对螺栓产生越
图 3 法兰应力分布图 F ig. 3 S tress of flange
第 2期
王定标等 非标法兰连接系统结构设计及应力分析
63
由 于法 兰连接 系统的 操作 密封 比压 mp = 6150 @ 815 M P a= 55125 MP a. 式中, m 为垫 片系 数; p 为内压, M P a. 可以看出, 此时垫片上残余压 紧压力的值大于操作密封比压, 从而在垫片上形 成了环状密封带, 达到密封要求.
公称尺寸 工作温度 工作压力 法兰材质与 阀门材质与
/m m
/e
/M Pa 密封面形式 密封面形式
DN 450 67
20G
WC9
8. 15 环面密封 全平面密封
从表 1可以看出, 法兰与阀门的密封面形式 不同, 为非标法兰连接型式, 其密封面所采用的垫 片不能采用标准垫片, 必须重新设计, 确保密封性 能. 因此, 设计要求: 对管道法兰连接系统进行分
由于工程应用和研究需要, 本文作者设计了 非标法兰、垫片、螺栓以及阀门连接系统结构, 同 时, 将法兰、垫片、螺栓以及阀门作为一个整体, 考
虑法兰旋转、内压对法兰、垫片、螺栓以及阀门的 受力与变形的影响, 应用三维有限元技术, 分析 在螺栓预紧过程和加压过程中法兰连接系统的整 体应力分布, 为法兰连接系统的精细化分析提供 可靠的设计依据.
17012 MP a, 小于螺栓的许用应力强度值. 如前所
述, 在预紧和加内压的两种工况中, 由于法兰环的
变形和垫片压紧面上压紧力分布的不均匀性, 导
致在螺栓的横截面上除了有拉应力外, 还有弯曲
应力. 正是在拉伸和弯曲的共同作用下, 才使得螺
栓中的应力情况分布不均匀. 随着内压的升高, 法兰环逐步发生弯曲, 在垫
螺栓尺寸规格 ( AN SI B16. 5标准 )
螺栓个数
直径: 1- 7 /8英寸; 螺牙: 1英寸 8个; 长度: 670 mm
20
螺母个数 40
3 有限元分析
作者采用大型通用有 限元分析软件 ANSYS 进行应力分析, 其基本过程如下. 3. 1 建模
本文作者所计 算的法兰连接 结构由两 片法 兰、一个阀门、两个垫片、一块盲板和 20个螺栓组 成. 该法兰、螺栓连接系统中, 法兰、垫片和盲板, 为轴对称结构, 20个螺栓沿法兰盘均匀分布, 根 据法兰连接系统的结构特点, 为了减少计算工作 量, 可从整个法兰结构中取两个对称面截出的 1 / 40的接头结构来建立有限元模型. 两个对称面分 别是: 通过法兰环轴线和螺栓轴线的平面和通过 法兰环轴线而且等分相邻两螺栓在螺栓圆上夹角 的平面. 模型中包括了两截面间的螺栓、上下螺 母、垫片、上下法兰环、封头和与法兰环相连接的 筒体. 与下法兰环相连的筒体, 根据圣维南原理,
图 2 法兰连接系统
Fig. 2 F lange connection system
力, 其影响范围很小. 其余部位应力强度最大值为 来越大的弯曲作用, 引起螺栓受到的弯曲应力不
15316 MP a, 均小于 115倍许用应力强度值.
断增加. 所以, 在法兰接头的分析和设计中, 对于
在法兰接头系 统中法兰环的 应力水平 比较 螺栓强度的考虑, 不仅要考虑螺栓的拉应力, 还要
紧固件螺栓的材质为 35CrM oA, 螺母的材质 为 30C rM o. 其尺寸规格如表 2所示.
1 - 膨胀石墨; 2- 0C r18N i10T i材料 图 1 垫片的结构与尺寸
F ig. 1 S tructure and size of gaskets
公称尺寸 /mm DN 450
表 2 螺栓紧固件尺寸规格 Tab. 2 Th e size of bo lt
非标法兰连接系统结构设计及应力分析
王定标 1, 杨国新 2, 尹华杰 1
( 1. 郑州大学 化工学院, 河南 郑州 450001; 2. 开封兴化精细化工厂, 河南 开封 475002)
摘 要: 法兰、垫片、螺栓连接系统是压 力容器及 管道设 计中的 重要内 容, 同 时也是 工程设 计及使 用过
程中容易出现问题的关键部位. 由于工程应用需要, 对 公称直径 为 450 mm 的非标管道 法兰、垫片、螺栓
低, 均小于最大应力强度值. 螺栓不仅受到轴向的 考虑其弯曲应力.
拉应力, 还受到弯曲力矩的作用, 所以螺栓的应力
强度在螺栓受拉的一侧最大, 是值得关注的区域.
受内压时, 法兰环压紧处有从内向外的张开趋势,
如图 3所示.
4. 2 螺栓应力结果分析
图 4是螺栓在接头施加内压为 815 MP a时的
应力 强 度 分 布 情 况, 其 最 大 应 力 强 度 值 为
应力强度满足要求, 垫片应力及 残余压紧压力满足密封要 求, 设 计的非 标法兰 连接系 统结构 合理, 应力