压力容器及管道法兰新的计算方法
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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 。
表 1 法兰规范设计方法
早期法 — 梁弯曲
弹性分析法 - 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
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 。
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
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 。
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 。
2002 年第 5 期
·7 ·
求 、垫片的结构和材料 、操作条件等 , 由设计人员和
用户选择相应一定允许泄漏率的密封度 ;
表 2 PVRC 密封度分级
蜜密封度等级 T1 ( 经济) T2 ( 标准) T3 ( 紧密) T4 ( 严密) T5 ( 极密)
单位垫片直径的质量泄漏率LrM ( mg/ s/ mm) 2 ×10 - 1 2 ×10 - 3 2 ×10 - 5 2 ×10 - 7 2 ×10 - 9
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
PVRC 法兰设计方法虽然在法兰弹性应力分析 和最大应力限制方面沿用原来规范做法 , 但在螺栓 载荷的计算方法上作了全新的修改 ,包括 :
(1) 将密封度 ( Tightness) 作为法兰设计的密封准 则 , 如表 2 所示 。根据环境和工艺对接头泄漏的要
© 1995-2006 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
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
关键词 压力容器 管道 法兰 垫片 密封 设计
压力容器和管道通常采用法兰连接作为可拆连 接 。国内外最通用的法兰连接的规范设计方法是 ASME Ⅷ- 1 附录 2 推荐的“具有环形垫片的螺栓法 兰连接的计算规则”[1 ]。这一方法已经沿用了将近半 个多世纪 。该方法的主要特征是选择设计垫片系数 、 确定预紧螺栓载荷和验算法兰弹性强度 。显易而见 , 这一方法给工程遗留两方面的问题 : 一是这些设计 垫片系数能否真正反映垫片的变形特性和密封能 力 ?由哪些标准试验方法测定这些垫片系数 ?二是仅 验算法兰强度能否保证法兰接头的密封性 ? 由什么 样的定量要求确定接头的密封性 ?ASME 和其他传统 的计算方法没有回答这些问题 。近年来 ,由于对减少 环境空气污染要求越来越严厉 , 发达国家广泛禁止 使用含石棉的密封材料 , 使得解决这些问题的呼声 日益高涨 。因此修改压力容器和管道法兰设计规范 的要求变得越发迫切 。实际上 ,上述两类问题旨在将 法兰设计的两个控制目标 —完整性和密封性统一起 来 。完整性要求整个法兰结构的机械或热应力控制 在材料允许范围内 ; 密封性则要求作用在法兰密封 面上的接触应力 (通常称为垫片应力) 使法兰接头的 泄漏率控制在法规允许范围内 。解决此统一性的关 键在于揭示垫片系数 —泄漏率 —垫片应力的内在规 律和工程实现方法 。为此 , 整整化了工程界 30 多年 的努力 ,这些问题的解决才初露端倪 。
© 1995-2006 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
Baidu Nhomakorabea
·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 ……”。
( 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 ;
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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 。
表 1 法兰规范设计方法
早期法 — 梁弯曲
弹性分析法 - 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
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 。
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
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 。
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 。
2002 年第 5 期
·7 ·
求 、垫片的结构和材料 、操作条件等 , 由设计人员和
用户选择相应一定允许泄漏率的密封度 ;
表 2 PVRC 密封度分级
蜜密封度等级 T1 ( 经济) T2 ( 标准) T3 ( 紧密) T4 ( 严密) T5 ( 极密)
单位垫片直径的质量泄漏率LrM ( mg/ s/ mm) 2 ×10 - 1 2 ×10 - 3 2 ×10 - 5 2 ×10 - 7 2 ×10 - 9
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
PVRC 法兰设计方法虽然在法兰弹性应力分析 和最大应力限制方面沿用原来规范做法 , 但在螺栓 载荷的计算方法上作了全新的修改 ,包括 :
(1) 将密封度 ( Tightness) 作为法兰设计的密封准 则 , 如表 2 所示 。根据环境和工艺对接头泄漏的要
© 1995-2006 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
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
关键词 压力容器 管道 法兰 垫片 密封 设计
压力容器和管道通常采用法兰连接作为可拆连 接 。国内外最通用的法兰连接的规范设计方法是 ASME Ⅷ- 1 附录 2 推荐的“具有环形垫片的螺栓法 兰连接的计算规则”[1 ]。这一方法已经沿用了将近半 个多世纪 。该方法的主要特征是选择设计垫片系数 、 确定预紧螺栓载荷和验算法兰弹性强度 。显易而见 , 这一方法给工程遗留两方面的问题 : 一是这些设计 垫片系数能否真正反映垫片的变形特性和密封能 力 ?由哪些标准试验方法测定这些垫片系数 ?二是仅 验算法兰强度能否保证法兰接头的密封性 ? 由什么 样的定量要求确定接头的密封性 ?ASME 和其他传统 的计算方法没有回答这些问题 。近年来 ,由于对减少 环境空气污染要求越来越严厉 , 发达国家广泛禁止 使用含石棉的密封材料 , 使得解决这些问题的呼声 日益高涨 。因此修改压力容器和管道法兰设计规范 的要求变得越发迫切 。实际上 ,上述两类问题旨在将 法兰设计的两个控制目标 —完整性和密封性统一起 来 。完整性要求整个法兰结构的机械或热应力控制 在材料允许范围内 ; 密封性则要求作用在法兰密封 面上的接触应力 (通常称为垫片应力) 使法兰接头的 泄漏率控制在法规允许范围内 。解决此统一性的关 键在于揭示垫片系数 —泄漏率 —垫片应力的内在规 律和工程实现方法 。为此 , 整整化了工程界 30 多年 的努力 ,这些问题的解决才初露端倪 。
© 1995-2006 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
Baidu Nhomakorabea
·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 ……”。
( 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 ;