压力容器及管道法兰新的计算方法
钢制法兰计算方法及选用问题的讨论
钢制法兰计算方法及选用问题的讨论朱灿朋1,2，穆传冰1,2，李义超1,2（1.北京首钢国际工程技术有限公司冶金工程分公司焦化事业部，北京 100043）（2.北京市冶金三维仿真设计工程技术研究中心，北京 100043）[摘 要] 介绍了国内外钢制管法兰标准和设计计算方法的发展历史和现状，重点对国内主要钢制管法兰标准进行对比分析，详细论述国内法兰选型设计过程并进行相关讨论，对法兰的合理选型进行了论述。
[关键词] 钢制法兰；选用；计算作者简介：朱灿朋（1975—），男，安徽庐江人，硕士研究生。
高级工程师。
目前主要从事焦化设计管理和总承包项目管理工作。
表1 美洲管法兰标准体系和欧洲管法兰标准体系对比1 概述法兰连接是一种在承压设备工程设计中应用广泛的可拆型连接结构。
保证其连接的强度、刚度以及密封的安全是对法兰接头设计提出的最基本要求。
在法兰计算中需要解决三个主要问题。
（1）确定安装时螺栓的预紧应力水平：预紧力的大小，与所使用的垫片密封性能有关。
即垫片在预紧和操作状态下达到密封设计要求时所需要的最小垫片应力，与法兰的承载能力以及作用载荷的变化有关。
（2）密封分析计算：保证法兰接头在预紧、试验及操作条件下都满足设计要求的密封等级，以控制泄漏率在允许范围内。
（3）应力分析计算：防止法兰接头在不同静载荷作用下发生强度破坏或刚度失效[1]。
法兰连接由配对法兰、垫片和紧固件组成，通过紧固件压紧垫片实现密封。
一般流体在垫片处的泄漏以“渗透泄漏”和“界面泄漏”两种形式出现。
渗透泄漏是流体通过垫片材料本体毛细管的泄漏，除了与介质压力、温度、黏度和分子结构等流体状态性质有关外，主要与垫片的结构、材质有关；界面泄漏是流体从垫片与法兰接触界面泄漏，主要与界面间隙尺寸有关。
无论哪种泄漏都是通过垫片压紧力来阻止，因此工作状态的法兰要保证密封，必须保证工作状态下，垫片上有足够的剩余预紧力[2]。
2 国内外钢制管法兰标准发展现状2.1 国外钢制管法兰标准国际上管法兰标准主要有两个体系，一个是以欧盟EN 为代表的欧洲管法兰标准体系（公称压力采用PN 表示）；另一个是以美国ASME 为代表的美洲管法兰标准体系（公称压力采用Class 表示），两个管法兰标准体系不同，且不能互换。
Taylor-Waters 法兰计算方法
（1）Taylor-Waters 法是用于非标法兰的强度设 EN 1. 的第 11 章（基于 Taylor 法）的第一句话
计方法。
就将 Taylor 法限定在承受内压和外压法兰的设计范
ASME 和 EN 压力容器和压力管道规范在采用 围内。用户如要考虑热循环、控制泄漏或法兰还承受
Taylor-Waters 法时都强调：标准法兰（EN-PN 系列、 其他附加载荷时，应采用该标准附录 G 提供的另一
漏 ) 失效。
III 卷核动力装置 NC,ND,MC 分篇（不包括 III-NB）
（）没有区分设计和实际安装、使用这两个不同 等 锅 炉 压 力 容 器 规 范、ASME B1 压 力 管 道 规范，
的工况条件，从而应采取两种不同的评估方法及判据。 以 及 EN 1.“ 压 力 容 器 —— 设 计 ” 第 11 章 都
或转角判据。
设 关键词：Taylor-Waters法；非标法兰强度校核；最大螺栓预紧力；法兰承载能力评估 备 中图分类号：TQ 00.；TH 1 文献标识码：A 文章编号：100-1(01)0-0001-011
W 与 法兰接头是压力设备和管道中最常用的可拆卸 WW 管 连接形式。同时，法兰接头又是压力元件中最复杂的、 . 道 且至今工程界和学术界尚无明确定论的、还在探索、 tc 》 研究之中的热点课题。其复杂性在于下列几个方面： e （1）涉及法兰、垫片、紧固件等多个元件以及 d 安装预紧、试验、使用等过程。其中，各个元件相互 .c 影响、互为因果，而且非金属垫片材料又因涉及非弹 om 性行为及其应力松弛，故使问题更为复杂。
ASME-Class 系列）都无须进行法兰应力计算校核， 方法（即 EN 11-1 方法）。
01 年 1 月
国家标准GB150用于压力容器大型端盖法兰设计的计算误差分析
图 ３ 法兰与封头之间直筒节的有限元计算网格
（ 法兰局部）
Ｆｇ３ ＦｎｔＥｅ ｎＮｅｏ Ｃｏｕｅ ｅ （ａ Ｆａｇ） ｉ． ｉｉ ｌ ｅ ｍｅｔ ｔ ｆ ｌ ｒ Ｈ ａ Ｐｒｏ ｌ ｅ ｓ ｄ ｔｆ ｎ
盖结构的有限元计算结果与 Ｗａ ｒ ｔ ｓ法的结果较为 ｅ 接近； 但当筒节较短时， 二者的计算结果有很大不 同 。 ２２ 有限元 网格 的划分 ． 本 文采 用 ＭＳ ． Ｔ Ａ ５ ＣＰ Ｒ Ｎ［软件进 行 安全壳 顶 Ａ Ｊ
例 ，说明采用 Ｇ ５ Ｂ１０进行大法兰设 计的局限性。 关键 词：压力容器 ；法兰 ；应力 ；规 范法设计 ；分析 法设计 ；Ｗａｅｓ ｔ 文 献标识码 ：Ａ
１ 前 言 压力容器 的大型端盖经常采用整体法兰与椭
球封头拼接 的结 构 。国家标准 ＧＢ１０＇ 的容器 ［１ １ ５ ２
的变形引起的相连接单元端部的附加弯矩 、 剪力等 载荷。 Ｂ 对法兰的计算也只考虑了法兰与半无 Ｇ １０ ５ 穷长的筒体连接的影响。因此 ， 在容器的不 同单元 之间的连接处附近 ， 这种计算有时会造成较大的应
力和变形误差 。
法兰的锥段端部之间有一段直筒节 ， 当这段直筒节 很长时 ，接近于 Ｗａ ｒ 法的假设条件，安全壳顶 ｔｓ ｅ
阻应变 片实测 的法 兰锥颈 小端外 表面 Ｍ 点 ｆ ２） 图
的轴向应力远大于由 Ｇ １０ Ｂ ５ 计算的应力值。 为此， 对 安 全 壳 顶 盖 做 了 有 限元 应 力 计 算 ，并 按 Ａ ＭＥＩ－ Ｎ ［的要求重新做了强度评价。 Ｓ ．Ｉ ．Ｅ４ Ｉ１ １
上述 安全壳顶盖 的封 头法 兰 ， 在椭球 形封头与
收稿 Ｅ期 ：２０ － －５ 回 日期 ：２０ － －０ ｌ ０７ ４２ ；修 ０ ０７０ ２ ７
压力容器材料用量计算公式
压力容器材料用量计算公式在工程设计中，压力容器是一种常见的设备，用于储存或输送气体、液体或蒸汽等物质。
压力容器的设计和制造需要考虑许多因素，其中之一就是所使用的材料。
合适的材料选择不仅可以确保容器的安全性能，还可以降低成本并延长使用寿命。
因此，对于压力容器材料用量的计算是至关重要的。
一般来说，压力容器的材料用量计算需要考虑以下几个方面：压力容器的设计压力、工作温度、容器尺寸、材料的强度和韧性等。
根据这些因素，可以通过以下公式来计算所需的材料用量：材料用量 = (P V) / (σ K)。
其中，P为设计压力，V为容器的体积，σ为材料的许用应力，K为材料的强度系数。
这个公式可以帮助工程师们快速准确地计算出所需的材料用量，从而指导材料的选取和使用。
在实际应用中，压力容器的设计压力是一个非常重要的参数，它直接影响到材料用量的计算。
设计压力是指在容器内部所能承受的最大压力，通常由设计标准或规范来规定。
在计算材料用量时，需要将设计压力考虑在内，以确保容器在正常运行条件下不会发生破裂或变形。
另外，工作温度也是一个影响材料用量计算的重要因素。
由于材料的强度和韧性会随着温度的变化而变化，因此需要根据工作温度来选择合适的材料，并考虑其温度影响因素。
通常情况下，工作温度越高，所需的材料用量也越大。
容器尺寸是另一个影响材料用量计算的因素。
容器的尺寸越大，所需的材料用量也会随之增加。
因此，在设计压力容器时，需要根据实际尺寸来计算材料用量，以确保容器的结构安全可靠。
材料的强度和韧性是影响材料用量计算的关键因素。
在计算材料用量时，需要考虑材料的许用应力和强度系数，以确保所选择的材料能够满足设计要求。
通常情况下，工程师们会根据材料的性能指标和实际需求来选择合适的材料，并进行材料用量的计算。
总之，压力容器材料用量的计算是一个复杂而重要的工作。
通过合理的材料用量计算，可以确保压力容器在设计压力、工作温度和容器尺寸等条件下具有足够的强度和韧性，从而保证容器的安全性能和可靠性。
压力容器重量计算公式
压力容器重量计算公式
首先，计算压力容器本身的重量，需要考虑材料的密度。
不同材料的密度是不同的，例如常见的钢材的密度约为7.85 g/cm³，而铝材的密度约为2.7 g/cm³。
可以通过容器的体积和材料的密度计算得到容器本身的重量。
例如，容器的体积为 V，材料的密度为ρ，则容器本身的重量 W = V × ρ。
其次，对于一些特殊形状的容器，如球形、圆柱形、圆锥形等，还需要根据具体的形状和尺寸来计算容器的重量。
以下是一些常见形状的容器重量计算公式：
1.球形容器
球形容器的重量计算公式为W=(4/3)×π×r³×ρ，其中r为球的半径，ρ为材料的密度。
2.圆柱形容器
圆柱形容器的重量计算公式为W=π×r²×h×ρ，其中r为圆柱的半径，h为圆柱的高度，ρ为材料的密度。
3.圆锥形容器
圆锥形容器的重量计算公式为W=(1/3)×π×r²×h×ρ，其中r为圆锥的底半径，h为圆锥的高度，ρ为材料的密度。
对于复杂形状的容器，可以将其分为多个简单形状进行计算，然后将其各个部分的重量相加。
此外，还需要考虑容器的附件重量，如法兰、支座等。
附件的重量可以根据附件的材料密度和尺寸来计算，然后将其与容器本身的重量相加得到总重量。
需要注意的是，上述公式都是理想情况下的计算公式，实际制造过程中还需考虑平均壁厚、焊缝、椭圆度等因素对计算结果的影响。
压力容器零部件设计2法兰设计
管法兰的密封面型式
平面型，凹凸型，榫槽型（同容器法兰） ，梯形槽和全平面型：
1
确定法兰类型和密封面型式、管子材料和尺寸；
2
再由工作温度，确定材料或由材料定公称压力；
5
参照各尺寸绘法兰图。
4
由型式和工作温度，确定匹配的垫片种类、材料和紧固件材料、尺寸；
3
再由公称压力，确定法兰各部分尺寸；
管法兰连接的设计步骤
3
由于操作压力不高，由表12－1（垫圈选用表）可采用平面型密封面，垫片材料选用石棉橡胶板，查JB4704-92定出尺寸。标注为：垫片1200－0.6 JB4704-92
选择标准法兰举例
法兰的各部分尺寸可从JB4701-92中查得，并可绘出法兰图。
联接螺栓为M20，共52个，材料由表12－5（法兰、螺栓、螺母、材料匹配表）查得为35 ，螺母材料为Q235－A。
包括：选择螺栓材料、确定螺栓尺寸和个数，螺栓载荷计算。
计算螺栓载荷：达到预紧密封比压和工作密封比压。
材料：根据螺栓载荷、工作温度等。一般螺栓材料比螺母材料的硬度高30HB以上。
直径和个数：连接螺栓DN≥ M12，先由标准定个数，一般为4的倍数，然后由螺栓载荷、材料的许用应力计算螺栓根径，再由此定DN。最后校核螺栓中心距。
垫圈的选择
垫圈的结构形式、材料和尺寸，标准化。 选择依据：介质的腐蚀性、操作温度和压力， 考虑价格低廉、制造容易和更换方便。 高温高压：金属垫圈 中温中压：金属与非金属组合式或非金属 中、低压：多用非金属 高真空或深冷：金属垫圈
压力容器法兰：连接筒体与封头、筒体与筒体、法兰与管板。
01
密封原理分为：
自紧密封（高压）：依靠容器内介质的压力压紧密封元件，使密封面获得很大的压紧力，在密封口产生较大的密封比压，达到密封目的。
中、低压法兰密封计算
中、低压法兰密封计算世界各国在有关压力容器的技术规范中，密封计算都归属于法兰设计或法兰螺栓连接部分，而且都以法兰、螺栓的受力分析和计算为主要内容。
这里不重复有关法兰的计算，重点介绍垫片计算与密封性能的校核。
一、华特斯计算法目前，我国的《钢制石油化工压力容器设计规定》与英国、日本有关压力容器规范一样，基本是沿用美国《ASME》规范，法兰和密封的设计采用华斯特法。
这种方法在密封性能的计算方面强调螺栓的强度，华斯特认为：在各种情况下，只要螺栓强度足够，作用在垫片上的螺栓力不小于设计值，即能保证垫片和密封面的紧密连接。
1.在操作情况下所需的最小螺栓载荷Fm1(N)和在预紧螺栓时所需的最小螺栓载荷Fm2(N) 2.垫片计算密封宽度垫片计算密封宽度b可如下确定：当bo≤0.0064m时，b=bo，从表3-5可见，垫片的有效密封宽度bo不等于垫片与压紧面的实际接触宽度N。
此因垫圈置于螺栓孔内侧时，螺栓力使法兰产生一定程度的偏转。
内压建立后，介质压力产生的轴向力加剧偏转。
因此，压紧力并不是均匀分布在整个接触面上，二是外缘紧、内缘松，介质可能渗透到垫圈的某一宽度，而且垫片宽度愈大，这种现象愈严重，所以计算宽度b≤bo，DG的计算方法也随bo变化。
3.螺栓总截面积的计算二、西德DIN2505法西德标准DIN2505“法兰连接计算”中，垫片计算部分与我国现行规范有所不同，其步骤分为下列几个：(9)计算结束后，还需作受力图。
将升压升温过程中法兰、螺栓、垫片变形量算出并反映在一张图上，以便了解在操作情况下，是否因过度松弛，需要在预紧时采用更高的螺栓力或另选垫片。
三、系数法国内有关单位在探讨垫片密封性能设计方法时曾作过大量工作。
现将该计算方法作一简介。
四、对三种计算方法的讨论(1)《ASME规范》作为美国的国家标准，在世界上影响很大。
其垫片密封性能计算部分的核心是预紧比压y 与垫片系数m值的确定。
尽管《ASME 规范》每隔3年修订一次，但四十多年来，y、m值的变化并不大。
GB150.1-2011《压力容器.通用要求》-新GB150宣贯教材
GB150.1《压力容器 通用要求》
第二大类：长期失效模式(Long term failure modes) ● 蠕变断裂(Creep Rupture)； ● 蠕变-在机械连接处的超量变形或导致不允许的载荷传 递(Creep-excessive deformations at mechanical joints or resulting in unacceptable transfer of load)： ● 蠕变失稳(Creep instability) ● 冲蚀、腐蚀(Erosion，corrosion)； ● 环境助长开裂如：应力腐蚀开裂、氢致开裂
GB150.1《压力容器 通用要求》
3.2.3 失效准则和强度理论
金属强度失效准则主要包含弹性失效准则、塑性失
效准则和爆破失效准则。
1、弹性失效准则；
2、塑性失效准则；
3、爆破失效准则。
爆破失效准则在超高压容器设计中得到了应用。按
爆破失效准则计算圆筒体爆破压力的计算方法中以福贝
尔公式最为典型，即为：
GB150.1《压力容器 通用要求》
3.2.2 标准所考虑的失效模式 失效模式与设计规范中所考虑的设计载荷和
使用工况有密切的联系，表1给出了世界各国标 准中所考虑的载荷条件对比分析：
GB150.1《压力容器 通用要求》
(1)以失效模式为依据的设计方法 ISO 16528[5]综合世界主要工业国家的技术
(Environmentally assisted cracking e.g. stress corrosion cracking，hydrogen induced cracking，etc)。
GB150.1《压力容器 通用要求》
第三大类：循环失效模式(Cyclic failure modes)： ● 扩展性塑性变形 Progressive plastic deformation； ● 交替塑性 Alternating plasticity； ● 弹性应变疲劳(中周和高周疲劳)或弹-塑性应变 疲劳(低周疲劳) Fatigue under elastic strains
压力容器设备中法兰设计存在的问题及对策
法兰密封性能不达标
总结词
密封性能不达标
详细描述
法兰是压力容器设备中重要的连接部件，其密封性能对 整个系统的安全性和可靠性具有重要影响。如果法兰的 密封性能不达标，可能会导致介质泄漏、环境污染等问 题。例如，垫片或填料选择不当、安装不正确等都可能 影响法兰的密封性能。因此，在法兰设计中需要充分考 虑垫片或填料的类型、尺寸、安装方式等因素，以确保 其密封性能达到要求。
法兰设计的原则和标准
法兰设计应遵循国家及行业相 关标准、规范和规定。
法兰设计应考虑其使用环境、 介质特性、压力、温度等因素 ，以确保其安全性和可靠性。
法兰设计还应考虑制造、检验 和维修的便利性，以提高其可 操作性。
法兰设计的流程和步骤
法兰设计应根据设备的使用要求进行初 步设计。
最后，进行法兰的制造和检验，确保其 符合设计要求和使用性能。
总结词
提升设计人员的专业素养和技能水平
详细描述
通过定期组织专业培训、学术交流、经验分 享等活动，提高设计人员对压力容器设备中 法兰设计的理论知识和实践技能，加强设计 人员的专业素养和技能水平，确保法兰设计 的质量和安全性。
制定规范化的设计标准和流程
总结词
制定统一、规范的设计标准和流程，明确设 计细节和要求
法兰结构设计不合理
要点一
总结词
结构设计不合理
要点二
详细描述
法兰结构设计不合理可能会导致应力集中、密封性能 差等问题。例如，法兰边缘的锐角或突变部位可能会 引起应力集中，影响法兰的强度和稳定性。此外，如 果法兰结构设计不合理，还可能影响其与管道或阀门 的连接和密封效果。因此，法兰结构设计需要充分考 虑应力分布、密封性能等因素，以确保其安全性和可 靠性。
SESA 0301-2001 管道法兰螺栓紧固力矩
附录 B。
SESA 0301-2001 附录 A 法兰螺栓紧固力矩的计算实例
第 8 页 共 18 页
A1 计算实例一
A1.1 已知数据
A1.1.1 法兰等级 PN42.0 MPa，公称直径 DN200，设计温度 450 ℃，螺栓材料
25Cr2MoVA。
A1.1.2 垫片为圆环垫，垫片材料为 TP316，垫片宽度ω为 22.224 mm；垫片接触
2 计算方法
SESA 0301-2001
第 2 页 共 18 页
2.1 一般要求
2.1.1 本标准考虑了流体静压力及垫片压紧力的作用，未考虑外力、外力矩的作用。
2.1.2 法兰螺栓紧固力矩是指为避免操作状态下法兰泄漏，在法兰安装时扭紧螺栓所
需的扭力矩。该扭力矩在避免法兰泄漏的同时, 不致造成垫片损坏、法兰永久变形和
F＝
π 4
×
DG2
×
P
＝ 3.14 ×279.42×20 4
＝1.2262×106 （N）
A1.2.5 计算操作状态下需要的最小垫片压紧力 FP： 由表 2.2.5 可知，不锈钢圆环垫的垫片系数 m 为 6.5；由式（2.2.5）中计算得到
操作状态下需要的最小垫片压紧力 FP： FP＝2π×DG×b×m×P ＝2×3.14×279.4×2.778×6.5×20
由表 2.2.5 可知，不锈钢圆环垫的垫片比压力 y 为 179.3；由式（2.2.7）计算预
紧状态下需要的最小螺栓总荷载 Wa 为：
Wa＝π×DG×b×y
＝3.14×279.4×2.778×179.3
＝4.372×105 （N）
A1.2.8 计算预紧状态下的螺栓设计总荷载 Wy：
a) 按式（2.2.8-1）计算预紧状态下需要的最小螺栓总面积 Aa：
压力容器及管道法兰新的计算方法
不同的法兰或者改变垫片类型 , 比原方法有更大的
灵活性 。
3 德国 DIN28091 的法兰设计标准
1995 年 , DIN 发布了 DIN28090 和 DIN28091 [14 ] , [15 ] 其中 DIN28090 - 1 作为 DIN E 2505 的补充 。 DIN28090 - 1 不仅对使用在 DIN E 2505 中的垫片系 数给出了定义 , 且规定了实验确定这些垫片系数的 试验方法 ,如表 3 所示 。这些内容已经被欧洲标准协 会 (CEN)“法兰及其连接”技术委员会 ( TC74) 的“垫 片”工作组 ( WG8) 所接受 ,成为制订欧盟法兰设计标 准的基础 。DIN28090 - 1 最突出的优点是这些垫片系 数与泄漏率或密封度级别 ( Tightness Classes) 建立了 定量关系 , 即参照 PVRC 的做法 , 按质量泄漏率 (以 平均直径计算的单位垫片周长) 大小将密封分成三 个等级 ,如表 4 所示 。
我国的 GB15《0 钢制压力容器》第 9 章 [9 ]、日本的
J IS B 826《5 压力容器的建造一般规则》附录 3 [10 ]、
BS550《0 非直接火熔融焊压力容器》 [11 ] 以及 J IS B
250《5 管法兰计算基准》[12 ] 中的法兰计算规则 , 基本
上等效采用了 ASME Ⅷ- 1 规范 。
国)
1905
Locomotiv法 国)
(美
1930 Ti (美国)
moshenko
1940 Code
ASME
Boiler 1964 2505
DIN
V
1934 ASME Boiler 1942 Ross , Heim和
1897 (德国)
法兰的设计和选用
法兰的设计和选用罗永智;王治刚;杨斌;李永红【摘要】法兰的正确设计和选用是保证压力容器和管道安全运行的关键.介绍了法兰的类型和密封面型式,以及法兰密封的工作原理,并对法兰的设计和选用进行了概括总结,给技术人员的设计工作提供了参考和帮助.【期刊名称】《机械研究与应用》【年(卷),期】2017(030)005【总页数】3页(P174-176)【关键词】法兰;密封;设计;选用【作者】罗永智;王治刚;杨斌;李永红【作者单位】兰州兰石重型装备股份有限公司,甘肃兰州 730314;兰州兰石重型装备股份有限公司,甘肃兰州 730314;兰州兰石重型装备股份有限公司,甘肃兰州730314;兰州兰石重型装备股份有限公司,甘肃兰州 730314【正文语种】中文【中图分类】TH49;TQ055.8法兰[1]在压力容器和管道上被广泛应用，主要用于设备与设备之间、管道与管道之间、设备与管道之间的连接，具有较好的强度，拆卸方便，密封性能可靠。
法兰作为压力容器和管道的重要元件之一，在设计和选用时保证法兰能够安全使用是前提条件，由于其结构类型多样，涉及到的参数和外部因素又较多，所以具体实施过程还比较复杂。
文中结合工作当中的实践经验，对法兰的设计和选用做了分析总结。
从计算角度出发，法兰按其连接在容器或管道上的整体性程度分为如图1所示的三种型式。
(2) 整体法兰：法兰完全固定在容器或接管上且形成一个整体结构，能够共同承受施加于法兰上的载荷，固定的方式包括法兰与容器或接管锻造加工成一个整体，或者采用焊接连接，保证全截面焊透。
如带颈对焊法兰、长高颈法兰、全焊透的平焊法兰等。
整体法兰能够用于高温、高压、存在疲劳或冲击载荷、极度高度危害介质，强渗透性介质的场合。
(3) 任意式法兰：该种法兰介于上述两种法兰之间，从结构上看，法兰与容器或接管存在关联，但又未完全形成整体结构，最常见的就是未全截面焊透的平焊法兰。
这种法兰通常按照整体法兰进行强度计算，但为了简便，当满足如下条件时可按照活套法兰进行强度计算：筒体或接管的壁厚不大于15 mm；筒体或接管的内径与壁厚的比值不大于300；设计压力不大于2 MPa；设计温度不大于370 ℃。
压力容器常见结构的设计计算方法
第三章 压力容器常见结构的设计计算方法常见结构的设计计算方法4.1 圆筒4.2 球壳 4.3 封头4.4 开孔与开孔补强 4.5 法兰4.6 检验中的强度校核4.1.1 内压圆筒 1）GB150中关于内压壳体的强度计算考虑的失效模式是结 构在一次加载下的塑性破坏，即弹性失效设计准则。
2）壁厚设计釆用材料力学解（中径公式）计算应力，利用第一强度理论作为控制。
轴向应力：环向应力：（取单位轴向长度的半个圆环）校核：σ1＝σθ，σ2＝σz ，σ1＝0 σθ≤[σ]t ·φ对应的极限压力：2）弹性力学解（拉美公式）讨论：1）主应力方向？应力分布规律？径向、环向应力非线形分布（内壁应力绝对值最大），轴向应力均布； 2）K 对应力分布的影响？越大分布越不均匀，说明材料的利用不充分； 例如，k ＝1.1时，R ＝1.1内外壁应力相差10%； K ＝1.3时，R ＝1.35内外壁应力相差35%； 4 常见结构的设计计算方法 962）弹性力学解（拉美公式）主应力：σ1＝σθ，σ2＝σz ，σ3＝σr 屈服条件：σⅠ＝σ1＝σθ＝σⅡ＝σ1－μ（σ2＋σ3）＝σⅢ＝σ1－σ3＝σⅣ＝3）GB150规定圆筒计算公式（中径公式）的使用范围为：p/[σ]·φ≤0.4（即≤1.5）4.1.2 外压圆筒1）GB150中关于外压壳体的计算所考虑的失效模式：弹性失效准则和失稳失效准则（结构在横向外压作用下的横向端面失去原来的圆形，或轴向载荷下的轴向截面规则变化）2）失稳临界压力的计算长圆筒的失稳临界压力（按Bresse公式）：长圆筒的失稳临界压力（按简化的Misse公式）：失稳临界压力可按以下通用公式表示：圆筒失稳时的环向应力和应变：定义——外压应变系数于是取稳定系数m＝3，有·应变系数A的物理意义－系数A是受外压筒体刚失稳时的环向应变，该系数仅与筒体的几何参数L、D。
、δe 有关，与材料性能无关·应力系数B的物理意义：与系数A之间反映了材料的应力和应变关系（应力），可将材料的δ－ε曲线沿σ轴乘以2/3而得到B－A曲线。
法兰标准及选用方法
法兰标准及选用方法石油、化工上用的法兰标准有两类，一类是压力容器法兰标准，一个类是管法兰标准。
㈠压力容器法兰标准1．平焊法兰平焊法兰的两种类型的比较情况如下表所示，参见示意图。
因而使法兰盘进一步增大了刚性。
故规定用于更高的压力范围(PN 0.6MPa～6.4MPa)和直径范围(DN300mm～2000m m)，适用温度范围为-20℃～450℃。
由表4-16中可看出，乙型平焊法兰中DN 2000mm以下的规格均已包括在长颈对焊法兰的规定范围之内。
这两种法兰的联接尺寸和法兰厚度完全一样。
所以DN2000mm以下的乙型平焊法兰，可以用轧制的长颈对焊法兰代替，以降低法兰的生产成本。
平焊与对焊法兰都有带衬环的与不带衬环的两种。
当设备是由不锈钢制作时，采用碳钢法兰7加不锈钢衬环，可以节省不锈钢。
示意图中所示为带衬环的甲型平焊法兰。
使用法兰标准确定法兰尺寸时，必须知道法兰的公称直径与公称压力。
压力容器法兰的公称直径与压力容器的公称直径取同一系列数值。
例如DN 1000mm的压力容器，应当配用DN 1000mm的压力容器法兰。
法兰公称压力的确定与法兰的最大操作压力、操作温度以及法兰材料有关。
因为在制定法兰尺寸系列、计算法兰厚度时，是以16MnR在200℃时的机械性能为基准制定的。
所以规定以此基准所确定的法兰尺寸，在200℃时，它的最大允许操作压力就认为是具有该尺寸法兰的公称压力。
例如，所谓公称压力PNO.6MPa的法兰，就是指具有这样一种具体尺寸的法兰，该法兰是用16MnR制造的，在200℃时，它的最大允许操作压力是0.6MPa。
如果把这个PN0.6MPa的法兰用在高于200℃的条件下，那么它的最大操作压力将低于它的公称压力0.6MPa。
反之，如果将它用于低于200℃的条件下，仍按200℃确定其最高工作压力。
如果把法兰的材料改为Q235-A，那么Q235一A钢的机械性能比16MnR差，这个公称压力PN0.6MPa的法兰，即使是在200℃时操作，它的最大允许操作压力也将低于它的公称压力。
压力容器法兰联接拧紧螺栓力矩的计算
b—法兰的计算宽度 mm y—初始密封比压 MPa m—法兰垫子系数 p—介质工作压力 MPa 2 最终预紧力的确定 设备在操作条件下，螺栓要受到两个力的作用即： 介质压力： P=
1 π D2mP 4
N
工作时法兰垫子压紧力：F2=2π Dmbmp N 故在在正常操作时螺栓所受的压力为：F=P+ F2 这时要和前面计算的预紧力 F1 进行比较取最大者作为最终预紧力 F。 2 拧紧螺栓力矩计算 螺栓在拧紧的过程中，要克服两方面的力矩，即： 螺栓和螺母螺纹之间的力矩 M1 螺母和法兰或垫片之间的摩擦力矩 M2 拧紧螺栓的预紧力矩 M 至少为： M=M1+M2 钢制普通粗牙螺纹 M10～68mm 其经验公式为： M=0.2dF （3—5） 每条螺栓的预紧力钜为：M/n M —预紧力钜， d —螺纹大直径 mm n —螺栓个数 3 螺栓强度的核算 法兰垫子预紧力和预紧力钜确定以后，要核算螺栓强度，避免因力矩过答大造成螺 栓损坏。应力计算及强度条件如下： F=
在实际工作中，有相当一部份垫子都是自己制作，没有试验条件无法取得 m、y。只能 参照同种材料的垫子选取 m、y，进行计算预紧力和预紧力力矩。 当压力容器工作时，随着介质压力、温度的变化。密封各部件发生热变形，特别是螺栓 热膨胀伸长，使得螺栓松弛。法兰垫子应力降低，当剩余应力小于工作密封比压σ t，这时 密封失效发生泄漏。只有当垫子剩余应力不小于工作密封应力时，垫子发生回弹自动密封， 才能保证密封有效。为了确保工作密封比压，当介质温度达到工艺操作温度时，有必要对螺 栓进行拧紧检查，保证垫子应力不小于工作密封应力。同时要记录力矩数据，把核定的力矩 作为以后检修的预紧力矩。 五 结束语 通过上述对压力容器法兰联接螺栓预紧力矩的分析计算及校正，在实际检修中分多次 对角拧紧法兰螺栓，最终达到调整的力矩。更重要的是通过使用力矩扳手来控制力矩，使法 兰上的每个螺栓拧紧力矩相同，法兰垫子受力均匀。通过这种方法，经过实践总结，把拧紧 螺栓力矩，补充到检修规程中，在检修中更具针对性。使之成为检修标准。这也是压力容器 （特别是换热器）检修规程所要求的内容。 参考文献:化工机械设计基础，高等教育出版社。 机械设计基础，高等教育出版社。 作者联系地址：宁夏炼化公司机修车间
内压及外载荷作用下的法兰计算方法介绍
| 151或管道引起的力和力矩等)，这时仅按内压来设计或选用法兰是不安全的，应按如下公式计算当量设计压力32164P Pc G GM Fe D D ππ=++(2)NB/T 47041—2014中规定：塔壳各段采用法兰连接时，法兰应同时考虑内压，轴向力和外力矩的作用，其当量设计压力按下式计算32164P Pc G GM Fe D D ππ=++以上两处内容的表述大致相同，其对外载荷均是引入了“当量设计压力”的概念，且其计算方法相同。
目前压力容器设计中广泛使用的计算软件SW6中对法兰外载荷的处理也是采用了上述处理方法。
2.2 当量压力计算的适用范围HG 20582—2011《编制说明》中明确指出：(1)该方法主要推荐用于标准法兰的选用；(2)此方法明确仅限于平垫密封的法兰，不用于其他形式密封的法兰。
故，该当量压力计算方法并非适用于所有密封面形式，且该方法用于法兰设计计算可能是不完全合适的。
NB/T 47040-2014中公式则不区分法兰密封面形式，但大部分设备法兰都是以平垫密封为主。
2.3 当量设计压力公式的推导法兰的当量设计压力计算公式中由3部分组成即：1 绪论完整的设备设计条件通常会包含管道载荷，该值一般由管道专业提供。
在进行设计工作时，通常会用该载荷校核接管与壳体间的局部应力，以此防止接管与壳体连接部位的失效。
然而，是否应该将该载荷同样应用于法兰计算，可能是存在疑问的：(1)法兰规格(标准法兰)通常由管道给出，可能已经过了配管设计可以满足管道连接。
(2)管道选用的标准法兰本身具备一定的承受外载荷的能力。
(3)所提供的管道载荷可能是个前期预估的保守值，若以此条件设计法兰，需要的法兰会远大于配对法兰。
与此同时，考虑到法兰的失效形式，通常是泄露失效。
要保证法兰不会泄露，必须要保证垫片上存在一定的压紧力(强制密封法兰)，因此，螺栓及法兰的设计时就必须要考虑到会导致垫片压紧力减小的各种情况，其中最主要的就是内压力(抵消部分螺栓上紧力)和外载荷(抵消部分螺栓上紧力，并且使得各螺栓力不再均衡)的影响。
压力容器、管道、阀门的公称通径及压力等级对照大全
压力容器、管道、阀门的公称通径及压力等级压力容器及管路的公称通径一.工程直径基本概念：公称直径(nominal diameter)，又称平均外径(mean outside diameter)。
指标准化以后的标准直径，以DN表示，单位mm。
1.压力容器的公称直径用钢板卷焊制成的筒体，其公称直径指的是内径。
若容器直径较小，筒体可直接采用无缝钢管制作。
此时，公称直径指钢管外径。
封头的公称直径与筒体一致。
2.管子的公称直径一般来说，管子的直径可分为外径、内径、公称直径。
◆水煤气输送钢管（镀锌或非镀锌）、铸铁管等管材，管径宜以公称直径DN表示；◆无缝钢管、焊接钢管（直缝或螺旋缝）、铜管、不锈钢管等管材，管径宜以外径×壁厚表示；◆钢筋混凝土（或混凝土）管、陶土管、耐酸陶瓷管、缸瓦管等管材，管径宜以内径d表示；◆塑料管材，管径宜按产品标准的方法表示，按照行业习惯常用外径表示，如De63，我们简略称呼的20、25、32等管道均是指De（管道外径），而不是指DN；◆当设计均用公称直径DN表示管径时，应有公称直径DN与相应产品规格对照表。
◆如果在设计图纸中采用外径表示，也应该作出管道规格对照表，标明某种管道的公称直径，壁厚。
1)在设计图纸中一般采用公称直径来表示，公称直径是为了设计、制造和维修方便，人为地规定的一种标准，也叫公称通径，是管子（或者管件）的规格名称。
目的是为了根据公称直径可以确定管子、管件、阀门、法兰、垫片等结构尺寸与连接尺寸，为了使管子、管件连接尺寸统一，采用DN表示其公称直径（也称公称口径、公称通径)。
2)管子的公称直径和其内径、外径都不相等。
例如：公称直径为100MM的无缝钢管有102*5、108*5等好几种，108为管子的外径，5表示管子的壁厚，因此，该钢管的内径为（108-5-5）=98MM，但是它不完全等于钢管外径减两倍壁厚之差，也可以说，公称直径是接近于内径，但是又不等于内径的一种管子直径的规格名称。
EN1591法兰计算标准简介_一_
标 准 规 范EN1591 法兰计算标准简介 ( 一)蔡仁良( 华东理工大学 , 上海 200237)摘 要 : EN1591 - 1《法兰及其接头 - 垫片圆形法兰连接的设计规则 ———第一部分 :计算方法》是欧盟 发布的压力设备指令 ( PE D ) 的协调标准和 E N13445《非受火压力容器》收录的法兰设计方法 。
本文对 E N1591 - 1 新的设计思路和计算原理作一介绍 , 并与传统的 AS ME 规范方法进行对比 。
关键词 : E N1591 ; 法兰 ; 密封 中图分类号 :TQ05518 ; T - 651文献标识码 :A文章编号 :1001 - 4837 (2003) 10 - 0007 - 04I ntroduction to Flange Design Stand ard EN 1591( 1)CAI R en - liang( E ast C hina University of Science and T echnol ogy ,Shanghai 200237 ,C hina )Abstract :E N1591 - 1“Flanges and Their Joint - Design Rules for G asketed Circular Flange C onnecti ons - Part1 : C alculati on m ethod ”is the harm oniz ed standard of PE D issued by E uropean C omm issi on of standardiz a 2 ti on and is also the design m ethod of flange for E N13445“Unfired Pressure V essels ”. In this paper , new idea and principia of E N1591 - 1 was introduced and com pared with conventi onal AS ME code m ethod as well . K ey w or d s :E N1591 ;flange ; s ealing计参数) 。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
表 1 法兰规范设计方法
早期法 — 梁弯曲
弹性分析法 ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ 弹 性基础梁和圆平
板弯曲
精确弹性 分析法
弹塑性分析法
1891 - 1911 Bach法 (德国)
1927 Waters Talor ( 美国)
& 1937 Talor Waters法
Forge
或
1951 - 1961 Schwaigerer( 德
1 压力容器和管道法兰设计方法的回顾
与其他压力容器零件 , 如封头 、壳体 、接管等相 比 ,除了标准法兰外 ,非标准或特殊型式的法兰往往
需要化费较多的时间进行设计和计算 。这是因为过 去的计算几乎全是基于力学计算 , 即将法兰视为强 度结构 。为了描述这一结构虽不复杂 ,但又是一个静 不定结构 , 出现了各种假设模型和简化方法 , 但最终 都需要预设结构尺寸 , 然后进行应力验算 , 因而必定 是一个试差过程 。就这些力学计算而言 ,早期受到广 泛注意的力学分析方法是 1891 —1911 年德国的 Bach 法和 1905 年美国的 Locomotiv 法 [2 ]。这两种方法都是 基于梁的弯曲 。Bach 法在欧洲许多法兰设计规范中 延续多年 。第一个“精确”的方法于 1927 年出自 Talor Forge [3 ][4 ] ,这一“弹性”方法基于弹性基础梁和圆平板 弯曲理论 , 并成为目前 ASME 规范法兰设计方法的 奠基者 。其间也不乏许多力学工作者 ,通过各种理论 修正 、补充和简化 , 以及试验研究工作 , 提出了不少 计算方法 。表 1 示出从早期的 Bach 悬臂梁法直至近 代的基于弹塑性分析法的演变历史 。尽管力学工作 者在力学分析上已做到了尽可能的精确和完美 , 同 时他们明知法兰设计的根本任务是防止接头泄漏 , 也想了不少办法 , 以期通过数值计算能对整个法兰 接头在密封方面有所保证 , 但在二十世纪七十年代 之前还未见从真正意义上找到解决这一问题的工程 方法 。究其根本原因是缺乏可用于设计的垫片性能 数据 。比较有代表性的 ASME Ⅷ- 1 附录 2 推荐计算 规则 , 其中的垫片系数 y 和 m 引自 1942 年 Ross , Heim 和 Markle 发表的论文 [5 ] , 这些系数仅与垫片材 料或型式有关 , 也没有说明这些数值是经过试验 的 。除了 1976 年缠绕垫片的 y 值从 31MPa 改变到 69MPa 外 ,其余都保持未变 。尽管工业使用没有出现
我国的 GB15《0 钢制压力容器》第 9 章 [9 ]、日本的
J IS B 826《5 压力容器的建造一般规则》附录 3 [10 ]、
BS550《0 非直接火熔融焊压力容器》 [11 ] 以及 J IS B
250《5 管法兰计算基准》[12 ] 中的法兰计算规则 , 基本
上等效采用了 ASME Ⅷ- 1 规范 。
( 5) 考虑如多程管壳式换热器中分程隔板上的
垫片载荷对螺栓载荷的影响 。
计算出螺栓载荷以后 ,法兰的强度要求 ,仍按照
ASME Ⅷ- 1附录 2的方法进行 。根据估算 , 用新方
法设计的法兰 ,按一般密封度要求 ,其螺栓截面积和
法兰力矩 ,在一定的标准法兰范围内 ,比原来方法大
20- 30%。但新方法可按不同的密封度要求 ,设计出
( 2) 通过标准泄漏试验方法得到新的垫片常数
Gb , a , Gs 和计算方法确定预紧螺栓载荷 。因此新方法 可以在设计密封度下计算特定垫片需要的预紧和操
作垫片应力 ; 或在给定的垫片和预紧螺栓载荷下预
计法兰接头能够达到的密封度 ;
( 3) 对法兰的刚度提出要求 ;
( 4) 考虑作用在法兰接头上的外力和外力矩 ;
2002 年第 5 期
·5 ·
压力容器
压力容器及管道法兰新的计算方法
蔡仁良
张娅莉
(华东理工大学 ,上海 200237) (上海森松压力容器有限公司 ,上海 201208)
摘要 本文在回顾压力容器和管道法兰连接规范设计的技术进展基础上 ,介绍美国 PVRC 依据其长期研究成果发展起来的新的螺栓载 荷计算方法 ,并着重介绍近年来欧洲共同体发展法兰设计方法取得的新成果 。
Markl发表 “垫片载 荷常数”, 加入
ASME Boiler and
1957 Lake Boyd ( 英 和BS1500
and 国)
nections"
pressure vessel Codes
2 美国 PVRC 向 ASME 推荐的法兰设计方 法
正如上述 , 尽管 ASME 方法在工业使用中没有 出现过大的问题 , 但是近年来仍有向 ASME 询问有 关垫片系数的基础和合理性 , 而且事实上也有不少 容器法兰按照规范计算不能保证严密性 。此外不断 出现的新的结构或材料的垫片需要补充新的系数 。 因此 , 美国 ASME 锅炉和压力容器委员会压力容器 研究委员会 ( PVRC) 在近三十多年中进行了广泛的 垫片试验研究工作 , 并在积累的大量数据基础上 , 尤 其是在转变法兰设计概念上 , 提出基于泄漏率准则 的计算螺栓载荷的方法 。鉴此 ASME 专门成立了一 个工作机构 ( Special Working Group on Bolted Flanged Joints ,SWGon BFJ ) ,一方面继续建立新的 PVRC 垫片 数据库工作 ; 另一方面着手对 ASME 规范中的传统 螺栓法兰设计规则进行修改 , SWG将作出两方面变 动 [13 ] ,一是提出一个新的螺栓法兰连接设计的附录 , 该附录开始是非规定性的 , 并与目前的 ASME Ⅷ- 1 附录 2 并行 ,直到最终取代它 。另一是提出一个美国 材料试验学会 (ASTM) 新的标准垫片试验方法 , 并用 它来确定新垫片的设计系数 。
© 1995-2006 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
·6 ·
化工设备与管道
第 39 卷
大的疑问 , 也许正是 ASME Ⅷ- 1 附录 S“螺栓法兰 连接的设计考虑”所言的“ ……螺栓的最大许用应力 值是用来确定所需最少螺栓数量的设计值 , 但设计 值与螺栓实际应力和设计压力以外的其他工况所需 的存在区别 。……在任何情况下 ,初始螺栓应力显然 高于设计值 , 在某些情况下对密封是必须的 ……”。 由此可见 ,排除其他减少螺栓载荷的因素 ,实际所施 加的螺栓预紧载荷比设计值有相当多的富裕量 , 从 而掩盖了这些系数的本质 。在没有解决这一问题之 前 , ASME 在 1998 版修改的附录 S 中提出了校核法 兰刚度 ,即限制转角的计算刚度系数的要求 。但它言 明“ ……广泛的使用经验证明是合适的 ,但仅用这些 刚度系数不保证泄漏率在确定的范围内 ……”。
国)
1905
Locomotiv法 国)
(美
1930 Ti (美国)
moshenko
1940 Code
ASME
Boiler 1964 2505
DIN
V
1934 ASME Boiler 1942 Ross , Heim和
1897 (德国)
Westphal
Code Revision :"
Proposed Rules for BoltedFlange Con2
不同的法兰或者改变垫片类型 , 比原方法有更大的
灵活性 。
3 德国 DIN28091 的法兰设计标准
1995 年 , DIN 发布了 DIN28090 和 DIN28091 [14 ] , [15 ] 其中 DIN28090 - 1 作为 DIN E 2505 的补充 。 DIN28090 - 1 不仅对使用在 DIN E 2505 中的垫片系 数给出了定义 , 且规定了实验确定这些垫片系数的 试验方法 ,如表 3 所示 。这些内容已经被欧洲标准协 会 (CEN)“法兰及其连接”技术委员会 ( TC74) 的“垫 片”工作组 ( WG8) 所接受 ,成为制订欧盟法兰设计标 准的基础 。DIN28090 - 1 最突出的优点是这些垫片系 数与泄漏率或密封度级别 ( Tightness Classes) 建立了 定量关系 , 即参照 PVRC 的做法 , 按质量泄漏率 (以 平均直径计算的单位垫片周长) 大小将密封分成三 个等级 ,如表 4 所示 。
另一有别于 ASME 的在欧洲具有代表性的法兰 计算标准方法是 DIN V 2505 [6 ] ,该标准 1964 年颁行 , 它的最后一次修改版是 1990 年的 DIN E 2505 [7 ]。DIN 2505 是基于 Schwaigerer 的研究工作 , 采取了相比 Taylor 方法较为简单而全面的法兰分析方法 。其特点 之一是法兰本身的强度计算按塑性理论极限载荷法 计算 , 即将法兰视作单纯受力和外力矩作用的圆环 , 假定壳体和环连接的法兰截面上达到完全塑性 , 即 形成塑性铰 。因此 ,强度条件为“在设计工况下 ,法兰 的外力矩不大于法兰与壳体整个组合的塑性破坏 ( Plastic collapse) 力矩的 2/ 3”; 特点之二是在作出满 足强度要求的法兰尺寸之后 , 要求作出接头的载荷 —变形图 ,研究接头的总体性能 ,校验垫片是否能保 证密封 ,载荷 —变形图考虑了法兰柔度的变化 、温度 对螺栓法兰刚度的影响和垫片的蠕变等 , 所以它对 法兰常见的泄漏问题采取了比较周全的考虑 ; 特点 之三是在垫片的性能方面相比 ASME 的两个系数 ( m、y) 作了较多考虑 ,如工作状态下垫片的最大允许 载荷和软垫片的松弛 ,以及密封气体 、蒸汽与液体的 区别等 。显而易见 , 与 ASME 的最大区别在于 DIN 2505 将注意力放在法兰的密封方面 。和 ASME 一样 , 整个计算过程 (包括垫片系数本身) 与法兰连接的密 封性没有明确的定量关系 。在德国压力容器设计规 范 (AD - Merkblatt) 的法兰计算 (B8) 中 [8 ] , 采用了 DIN2505 的方法 ,不过它对上述接头的密封性分析要 求没有作强制性规定 。