中法兰螺栓校核
截止阀设计计算说明
所以 =25637.4/（0.785× 402 ） =20.41 MPa
得知 =150 MPa，故 < 为合格
五 阀瓣强度验算 1.I-I 断面处剪应力τ<[τ] [τ] —许用剪应力查《实用阀门设计手册》表 3-5
QMZ =116337+181366.4=297703.4N
q=297703.4/17989=16.5 MPa 查《实用阀门设计手册》表 3-22 得知密封材料许用比 压[q]为 250 MPa 因 6.5<16.5<250
QMZ =297703.4N q=16.5 MPa [q]=250 MPa
所以 qMF <q<[q]为合格
FG =314000+502400 =816400N
（2）预紧状态下螺栓所受载荷 FYJ（N）
FYJ=πbDDPqYJ
式中：qYJ—垫片比压（MPa）
qYJ=31.7MPa(查表 3-32)
FYJ=π×20×270×31.7=537505.2N 3、螺栓面积计算 （1）操作状态下需要的最小螺栓截面积(mm2)
2 设计说明与计算过程
结果
式中：[б]—常温下螺栓材料的许用应力（MPa） 查表[б] =[б]t=137MPa
Aa= 537505.2/137=3923.4mm2
（3）设计时给定的螺栓总截面积
Ab=
ndmin2
Aa=3923.4mm2
=
×12×272=6867.2mm2
（4）比较：需要的螺栓总截面积 Am=max（Aa，Ap）
截止阀设计计算书
整体法兰强度校核计算表(设计：zxg)
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
法兰螺栓的选择和校核
.法兰螺栓的选择和校核法兰螺栓的联接是承受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接。
并且法兰螺栓孔是铰制孔，孔和螺杆多采用基孔制过度配合（H7/m6,H7/n6）。
这种联接能精确固定连接件的相对位置，并且能承受横向载荷，但孔的加工精度较高。
]4[螺栓的规格是5.127⨯M ,十个这样规格的螺栓环行均匀分布在法兰的周边（可见设计图纸）。
螺栓强度校核：根据前文十字轴式万向联轴器的传动效率可知法兰螺栓所受的轴向力 BT F e =1 6415010tan120.213 3.0410350z F F N ︒⨯=∙=⨯=⨯ e T ——联轴器的工作扭矩是50KN ·mB ——法兰螺栓中心圆直径是350mm此时螺栓收到的总拉力400.8 5.7210c z z z F F F F F =+=+=⨯N上式c F 是残余预紧力]4[，对于有密封要求的联接，c F =（1.5～1.8）z F ；对于一般联接，工作载荷稳定时，c F =（0.2～0.6）z F ；工作载荷不稳定时，c F =（0.6～1.0）z F ；对于地脚螺栓联接，c F ≥z F 。
我所设计的万向联轴器属于工作载荷不稳定，所以我取c F =0.8z F 。
（1）.拉伸强度考虑到螺栓在总拉力0F 的作用下可能需要拧紧，故将拉力增加30%以考虑扭转应力的影响。
这样危险截面的拉伸强度条件为40221.3 1.3 5.721030.58100.78517.64ca w F n d σπ⨯⨯===⨯⨯2/mm N（2）.剪切强度螺杆与壁孔的挤压强度条件为：8.20252710104.15min 01=⨯⨯⨯==L nd F p σ2/mm N螺栓杆的剪切强度条件为： 5.2427785.010104.1425201=⨯⨯⨯==d n F πτ2/mm N 鉴于拉伸强度ca σ，挤压强度p σ，剪切强度τ都超过302/mm N 所以螺栓材料可以选45或35钢都满足强度条件。
法兰泄漏校核方法的探讨
第51卷第2期 辽 宁 化 工 Vol.51，No. 2 2022年2月 Liaoning Chemical Industry February，2022收稿日期： 2021-05-20法兰泄漏校核方法的探讨左勇，宋悦，郝翰，孙默思（中国石油天然气管道工程有限公司， 河北 廊坊 065000）摘 要： 分析了法兰泄漏的原因与影响因素，介绍和对比了5种常用的法兰泄漏校核方法，提出了一种全面考虑管道外力、螺栓预紧力和垫片密封性能的法兰泄漏校核新方法，并给出了计算实例说明方法应用的关键点，同时通过工程实践应用证明该方法科学合理简单易用，并且在进行法兰泄漏校核的同时提出对法兰安装预紧力的要求，可用于指导法兰现场施工。
关 键 词：法兰；泄漏校核； ASME PCC -1；螺栓预紧力；垫片密封压力中图分类号：TQ055.81 文献标识码： A 文章编号： 1004-0935（2022）02-0212-05在工程运行过程中，若因管道法兰泄漏导致管道内介质外泄，不仅会产生流体或能量损耗，而且会影响正常的生产。
特别是石油化工领域，管道内为易燃易爆和毒性等危险性介质，不仅会污染环境，更可能因介质泄漏引发现场爆炸，造成重大人员伤亡和巨大经济损 失[1]。
因此，为防止法兰在运行过程中出现泄漏，有必要对法兰泄漏密封原理进行分析，在工程设计阶段进行法兰泄漏校核，在工程建设阶段进行正确的预紧安装[2]，在工程运行阶段进行正确的维护保养，从而确保法兰全生命周期的安全可靠。
对于标准法兰，设计阶段主要工作是校核法兰是否存在泄漏风险，对螺栓预紧力提出要求，但目前尚未有一套行之有效的校核方法将螺栓预紧力、法兰承受外力和法兰泄漏进行关联。
本文将针对这两个问题以及3个要素进行研究，提供一种新的方法来进行法兰泄漏校核，以及计算与之匹配的法兰螺栓预紧力，供安装阶段使用。
1 法兰泄漏与密封法兰连接是一个连接系统，它是由法兰对、螺栓、螺母和垫片组成的[3]。
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。
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【最新版】目录1.阀门中法兰的概述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、阀门中法兰的概述法兰是阀门中的一种连接件，主要用于连接管道和设备。
它由两个法兰盘和若干螺栓组成，通过螺栓的紧固，使两个法兰盘紧密连接，从而实现管道和设备的连接。
法兰在阀门中有着举足轻重的地位，它的强度和密封性能直接影响到整个系统的运行效果和安全性能。
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、破坏和泄漏的重要措施。
如果法兰强度不足，可能会导致法兰在紧固螺栓时产生变形，进而影响密封性能，甚至引发泄漏事故。
严重时，还可能导致法兰破裂，造成设备损坏和生产事故。
因此，对法兰强度进行校核是阀门设计和使用过程中必不可少的环节。
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，采用材料力学的方法进行强度计算。
这种方法适用于各种类型的法兰，但需要具备一定的材料力学知识。
2.实验验证法：通过实验方法对法兰的强度进行验证。
实验时可以模拟实际工况，测试法兰在受力情况下的变形和破坏情况。
这种方法直观且可靠，但需要投入较多的时间和精力。
3.查阅标准和规范：参考国家和行业相关标准和规范，按照标准和规范的要求进行法兰强度校核。
这种方法简单易行，但需要保证所查阅的标准和规范的准确性和及时性。
四、实际应用中的注意事项1.选择合适的法兰材料：根据阀门的工作环境和介质特性，选择具有良好强度和耐腐蚀性能的法兰材料。
2.合理设计法兰尺寸：根据阀门的工况要求，合理设计法兰的尺寸，以确保法兰具有足够的强度和刚度。
3.严格控制法兰的加工质量：在法兰加工过程中，要严格控制加工精度和表面质量，以保证法兰的强度和密封性能。
4.正确安装和使用法兰：在安装和使用法兰过程中，要按照相关规定和标准进行操作，以确保法兰的强度和密封性能得到充分发挥。
五、结论阀门中法兰强度校核是保证法兰安全可靠运行的重要手段。
对GB 150《压力容器》有关内容的商榷——法兰刚度校核要求和其他
连接的牢 固程度 ， 将 各类法兰 区分为整体 （ 包括带 颈 ）
法兰和活套 （ 包括带颈 ）法兰 ，任 意法兰则向此 二者 靠， 所以并无 任意法兰 的设计方法 。对 整体带 颈法 兰 ， 看作是法 兰环 （ 取 为环板模 型 ） 、锥颈 （ 取为变厚 度 圆筒模 型 ）和 圆筒 三者 构成 的两对 不 连续 结构 ，在 应力分 析时忽 略了压力对此 三元件直 接引起 的应 力 ， 压力对元件的影响包括在螺栓力 中，见 图 １ 。
据 此 ，可 以导 得法 兰环 上 的径 向和周 向弯 曲应
录 ｓ中在校 核各 部应 力 的基础 上 ，补 充 了法 兰 刚度
的控制要求 ，至 ２ ０ ０ ７ 版 ，更将 刚度控 制要求转 移到
强制性 附录 ２ ，还 补充了与之相配套 的 Ａ Ｓ ＭＥ Ｐ Ｃ Ｃ ． １ 《 承压 范 围螺 栓法 兰连接 件 的装配指 南 》 ，２ ０ ０ ８ 年增 补 又补 充了可 免除刚度校核 的具体 操作条 件 ，以及按
图１ 法 兰 应 力 分 析 模 型
Ｆｉ ｇ． １ Ｔｈｅ Ｍ ｏｄ ｅ ｌ ｏｆ ｌａ ｆ ｎ ｇｅ ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ ａ ｎａ ｌ ｙｓ ｉ ｓ
变形 ，即 防止 因法 兰 环 变形 过 大 而可 能 造 成 泄漏 ， 所 以规范 还规定 了对法 兰环径 向、周 向弯 曲应 力 乖 ｆ ｌ 锥颈 轴 向弯 曲应 力的平均 值不 超过 法 兰环材 料 的 许
规定 校核 时应 南锥 颈材料 和 与之 相连 同筒材 料二 者 许用应力 的较小者进行校核 ，即考虑钊此应 力町能
于小端 处而 为之 。如果此 应 力的最 大值 位 ｆ锥 颈小
端 ，Ｆ ｝ １ 于它离法兰环较远 ，所 以对法兰环 的旋转变形 影 响不 如此最大值位 于锥颈 大端那样直接 。 为防 止法 环 和锥颈 应 都 处 ＝ Ｆ所列 限制 条什 的满强 度状 态而 导致 法兰 环引起 过 大 的旋 转 和弯 ｎ ｛ １
法兰泄漏校核的方法及适用范围的研究
法兰泄漏校核的方法及适用范围的研究摘要：法兰泄漏校核是工程设计中比较复杂的课题，为研究不同的法兰泄漏校核方法及适用范围，本文以标准法兰的温度-压力额定值为基准，利用CAESRA II 应力分析计算软件，模拟出不同工况下各校核方法的泄漏界限，并根据各种校核方法的原理，推荐不同法兰泄漏校核方法的适用范围和场景。
关键词：法兰泄漏校核方法 Taylor forge CAESAR II1. 引言法兰连接是压力管道中最常用的可拆卸连接形式，广泛应用于压力管道中管件、阀门、设备等之间的连接，因此如何保证法兰接头的安全性十分重要。
然而由于法兰连接涉及法兰、垫片、紧固件等多个元件，涉及预紧、试验、使用等多个过程，涉及介质压力、预紧力、外力、外弯矩、温度等多种荷载，法兰的失效准则也分为应力引起的强度失效和变形引起的刚度失效准则，如何对法兰接头进行安全性评定是一个比较复杂的问题。
基于以上多种因素的考量，也就出现了多种法兰接头的安全性评定方法。
必须明确的是，变形引起的刚度失效可能更加贴近实际的失效形式，但是要考虑法兰的偏转角度、垫片的压缩量或应变量，螺栓的伸长量等，变形的计算需采用有限元分析，难度较大，对于工程设计来讲，既没有必要也不切实际。
况且由于安全系数较大，一般而言，基于强度计算出的螺栓截面积和法兰厚度是足够的。
那么，以上多种法兰泄漏校核方法，在实际的工程设计中，分别适用哪种场合，哪个方法比较精确，哪个方法又比较安全呢？本文以标准法兰的温度-压力额定值为基准，探讨各法兰校核方法的泄漏界限和适用范围。
2. 标准法兰的压力-温度额定值P R压力-温度额定值来源于ASME B16.5、 B16.47，规定了具有相近弹性模量的金属材料，即碳素钢、合金钢、不锈钢、镍基合金的钢制管法兰的压力—温度额定值。
2.1 ASME B16.5 B16.47钢制管法兰的压力-温度额定值确定原则P R=(10S/8750)xP c≤P r[1]式中：P R=法兰在相应温度下的压力额定值，barS=法兰材料许用应力值，MPaP c=法兰Class等级值P r=最大压力额定值，bar（区别于P R）2.2 标准法兰的螺栓面积的确定准则A b x7000psi≥A g xP c[1]其物理含义是：螺栓承载能力不小于内压在垫片密封面外径范围内的推力。
CAESARⅡ中法兰泄漏校核方法分析与对比
㊀２０１９年㊀第１期Ｐｉｐｅｌｉｎｅ㊀Ｔｅｃｈｎｉｑｕｅ㊀ａｎｄ㊀Ｅｑｕｉｐｍｅｎｔ２０１９㊀Ｎｏ １㊀收稿日期：２０１８－０３－３０ＣＡＥＳＡＲＩＩ中法兰泄漏校核方法分析与对比廉立伟，冉庆富，苏龙龙，余伟明，赵㊀斌（海洋石油工程股份有限公司，天津㊀３００４６１）㊀㊀摘要：文中通过对当量压力法和ＮＣ３６５８．３最大屈服强度法分析，结合计算结果与实际现场运行情况，得出ＮＣ３６５８．３最大屈服强度法的计算结果较准确，当量压力法计算结果较保守，并根据软件中分析方法特点，推荐一种法兰泄漏校核方法㊂关键词：ＣＡＥＳＡＲＩＩ；法兰泄漏；当量压力法；ＮＣ３６５８．３法；校核计算；分析对比中图分类号：ＴＥ８㊀㊀㊀文献标识码：Ａ㊀㊀㊀文章编号：１００４－９６１４（２０１９）０１－００２９－０３ＭｅｔｈｏｄＡｎａｌｙｓｉｓａｎｄＣｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆＦｌａｎｇｅＬｅａｋａｇｅＣｈｅｃｋｓＭｅｔｈｏｄｉｎＣＡＥＳＡＲＩＩＬＩＡＮＬｉ⁃ｗｅｉ，ＲＡＮＱｉｎｇ⁃ｆｕ，ＳＵＬｏｎｇ⁃ｌｏｎｇ，ＹＵＷｅｉ⁃ｍｉｎｇ，ＺＨＡＯＢｉｎ（ＯｆｆｓｈｏｒｅＯｉｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇＣｏ．，Ｌｔｄ．，Ｔｉａｎｊｉｎ３００４６１，Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：ＴｈｒｏｕｇｈｔｈｅａｎａｌｙｓｉｓｏｆｅｑｕｉｖａｌｅｎｔｐｒｅｓｓｕｒｅｍｅｔｈｏｄａｎｄＮＣ３５６８．３ｍａｘｉｍｕｍｙｉｅｌｄｓｔｒｅｎｇｔｈｍｅｔｈｏｄ，ｃｏｍｂｉｎｉｎｇｔｈｅｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｒｅｓｕｌｔｓｗｉｔｈｔｈｅａｃｔｕａｌｆｉｅｌｄｏｐｅｒａｔｉｏｎ，ｔｈｅｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｒｅｓｕｌｔｏｆＮＣ３６５８．３ｍａｘｉｍｕｍｙｉｅｌｄｓｔｒｅｎｇｔｈｍｅｔｈｏｄｗａｓａｃ⁃ｃｕｒａｔｅａｎｄｔｈｅｅｑｕｉｖａｌｅｎｔｐｒｅｓｓｕｒｅｍｅｔｈｏｄｗａｓｒｅｌａｔｉｖｅｌｙｃｏｎｓｅｒｖａｔｉｖｅ．Ａｃｃｏｒｄｉｎｇｔｏｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆｔｈｅｓｏｆｔｗａｒｅａｎａｌｙｓｉｓｍｅｔｈ⁃ｏｄ，ａｍｅｔｈｏｄｏｆｃｈｅｃｋｉｎｇｆｌａｎｇｅｌｅａｋａｇｅｗａｓｒｅｃｏｍｍｅｎｄｅｄ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ＣＡＥＳＡＲＩＩ；ｆｌａｎｇｅｌｅａｋａｇｅ；ｅｑｕｉｖａｌｅｎｔｐｒｅｓｓｕｒｅｍｅｔｈｏｄ；ＮＣ３６５８．３ｍｅｔｈｏｄ；ｃｈｅｃｋａｎｄｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ；ａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｃｏｍｐａｒｉｓｏｎ０㊀引言ＣＡＥＳＡＲＩＩ软件中内嵌了２种法兰泄漏校核的方法：当量压力法；ＮＣ３６５８．３最大屈服强度法㊂本文通过对２种计算方法的理论基础进行分析，并结合软件计算结果和现场实际反馈情况进行对比分析㊂现场实际安装也是影响法兰泄漏的主要因素，ＡＳＭＥＰＣＣ－１中对法兰的安装做了详细的要求，按照此要求进行安装即可降低安装带来的影响㊂本文的分析均是从设计角度进行研究，忽略安装因素对法兰泄漏的影响㊂１㊀ＣＡＥＳＡＲＩＩ中的法兰泄漏校核方法１．１㊀当量压力法当量压力法认为法兰连接处的所有外部载荷均作用在垫片上，轴向应力应处于安全范围内㊂如图１所示，将由于管道所受重力和热膨胀而产生的作用在法兰上的轴向力Ｆ和弯矩Ｍ（Ｍ为作用在法兰上的合力矩）转换成当量压力Ｐｅ１和Ｐｅ２，Ｐｅ１和Ｐｅ２相加得出总的当量压力Ｐｅ［１－２］㊂轴向力产生的当量压力：图１㊀当量压力法原理分析图Ｐｅ１＝４Ｆ／（πＧ２）（１）弯矩产生的当量压力：Ｐｅ２＝１６Ｍ／（πＧ３）（２）总当量压力：Ｐｅ＝Ｐｅ１＋Ｐｅ２（３）将Ｐｅ与Ｐｄ相加计算出总的压力Ｐｔ：Ｐｔ＝Ｐｅ＋Ｐｄ（４）式中：Ｐｔ为总压力，ＭＰａ；Ｐｅ为总当量压力，ＭＰａ；Ｐｄ为设计压力，ＭＰａ；Ｍ为作用在法兰上的合力矩，Ｎ㊃ｍｍ；Ｇ为垫片上的有效直径，ｍｍ；Ｆ为作用在法兰上的轴向力，Ｎ㊂将计算得到的总压力Ｐｔ与ＡＳＭＥＢ１６．５中与法兰材料相关的对应温度下的压力进行对比㊂当Ｐｔ小于此压力时，理论上认为法兰不会发生泄漏，否则，认为存在泄漏的可能㊂１．２㊀ＮＣ３６５８．３最大屈服强度法此校核方法源于ＡＳＭＥＢＰＶＣＩＩＩ－１－ＮＣ分卷第㊀㊀㊀㊀㊀３０㊀ＰｉｐｅｌｉｎｅＴｅｃｈｎｉｑｕｅａｎｄＥｑｕｉｐｍｅｎｔＪａｎ ２０１９㊀３６５８．３节，因此称为ＮＣ３６５８．３法，ＡＳＭＥＢＰＶＣＩＩＩ－１－ＮＣ卷是关于核电站部件建设标准，采用此方法对法兰泄漏进行校核需要满足一定的要求㊂当下列２个条件同时满足时，才能使用ＮＣ３６５８．３法校核法兰泄漏［３］㊂（１）法兰㊁螺栓㊁垫片符合ＡＳＭＥＢ１６．５中的要求；（２）螺栓材料在１００℉（３８ħ）下的许用应力不小于２００００Ｐｓｉ（１３８ＭＰａ）㊂本文计算案例条件满足以上要求㊂此方法认为管道介质内压以及由管道变形所产生的弯矩或扭矩都施加在螺栓上，并且假定应力都均匀分布在螺栓孔所处圆周上，如果螺栓发生破坏，则法兰产生泄漏㊂根据ＡＳＭＥＢＰＶＣＩＩＩ－１－ＮＣ分卷第３６５８．３节，Ｍｆｓ满足式（５）的要求；在设计或操作条件下，由于弯矩或扭矩Ｍｆｓ㊁动载荷而产生的作用于连接法兰上的弯矩或扭矩应满足式（６）的要求㊂Ｍｆｓɤ３１２５（Ｓｙ／３６０００）ＣＡｂ（５）式中：Ｓｙ为法兰材料在设计温度下的屈服强度，ＭＰａ；Ｃ为螺栓环直径，ｍｍ；Ａｂ为螺栓横截面积之和，ｍｍ２；Ｍｆｓ为在设计或操作状态下，由于管道所受重力㊁管道热膨胀㊁持续恒定位移㊁泄放阀稳定持续机械载荷而产生的作用于连接法兰上的弯矩或扭矩，Ｎ㊃ｍｍ㊂Ｍｆｄɤ６２５０（Ｓｙ／３６０００）ＣＡｂ（６）式中（Ｓｙ／３６０００）应小于等于１㊂ＣＡＥＳＡＲＩＩ中的分析方法根据式（５）和式（６）进行推导得出：Ｓ１＝３６０００㊃Ｍｆｓ／（３１２５㊃Ｃ㊃Ａｂ）ɤＳｙ（７）Ｓ２＝３６０００㊃Ｍｆｄ／（６２５０㊃Ｃ㊃Ａｂ）ɤＳｙ（８）式中：Ｓ１㊁Ｓ２为作用在法兰上的应力值，ＭＰａ；Ｍｆｄ为在设计或操作条件下，由于弯矩或扭矩Ｍｆｓ㊁动载荷而产生的作用于连接法兰上的弯矩或扭矩，Ｎ㊃ｍｍ㊂当根据计算式得出的值小于等于Ｓｙ时，则认为法兰不会发生泄漏，否则认为会发生泄漏，需要采取方法（如提高法兰磅级）解决㊂由于当量压力法不适用于动载荷分析，且在实际情况下，管道应力分析以静态分析为主，因此在本文中仅分析对比静态下的计算方法㊂２㊀分析方法模拟计算对比本文选取某已运行项目部分关键管道进行分析计算，管道布置如图２所示㊂此部分管道与动设备连接，且输送介质为超低温液体，容易在法兰连接处发生泄漏的风险，本文采用ＣＡＥＳＡＲＩＩ软件中的２种法兰泄漏校核方法对法兰连接处进行理论校核，并对比分析计算方法，综合考虑分析出一种简便㊁合理的法兰泄漏校核方法㊂管道及环境工况条件见表１和表２㊂表１中，１ᵡ＝２．５４ｃｍ㊂表１㊀管道参数公称管径材质管道壁厚腐蚀余量保冷厚度／ｍｍ保冷密度／（ｋｇ㊃ｍ－３）８＂Ａ３５８３０４ＳＣＨ１０ｓ０１３０４０表２㊀介质参数流体介质介质密度／（ｋｇ㊃ｍ－３）操作温度／ħ设计温度／ħ操作压力／ＭＰａ设计压力／ＭＰａ水压试验压力／ＭＰａＬＮＧ４８０－１６０－１６５ ５００．９６１．７９２．６８５图２㊀案例分析模型２．１㊀当量压力法分析计算根据管道轴测图以及表１和表２中信息，在管道应力分析软件ＣＡＥＳＡＲＩＩ中搭建分析模型，设置分析工况，在保证管线应力满足设计要求的前提下，进行法兰泄漏校核㊂在法兰连接处采用当量压力法和ＮＣ３６５８．３法对同一个法兰连接进行泄漏校核㊂ＣＡＥＳＡＲＩＩ中当量压力法的输入界面如图３所示㊂图３㊀当量压力法输入界面㊀㊀㊀㊀㊀第１期廉立伟等：ＣＡＥＳＡＲＩＩ中法兰泄漏校核方法分析与对比３１㊀㊀在输入界面首先要确认模型中的分析点，然后根据管道信息，确认法兰采用ＣＬ９００的ＡＳＭＥＢ１６．５标准法兰，对应标准ＡＳＭＥＢ１６．５中Ｔａｂｌｅ１Ａ查找材料分组代号为２．１，再在输入界面中ＲｅａｄｆｒｏｍＦｉｌｅ中选择法兰等级，完成分析前的数据输入㊂计算后的结果见表３㊂表３㊀当量压力法校核结果节点号Ｎｏｄｅ轴向力／Ｎ弯矩／Ｎ㊃ｍ垫片直径／ｍｍ当量压力／ｋＰａ许用应力／ｋＰａ应力比／％备注２７４０５８０４２６５２２４８．５４１９５９．３５１８９６．０６１０３．３４未通过３２８０２４９５２９７４２４８．５４１９９８．１５１８９６．０６１０５．３８未通过３６３０７４１１２７４２２４８．５４２０２２．２６１８９６．０６１０６．６６未通过４０３０７４６３２３０２２４８．５４１８７７．５７１８９６．０６９９．０２通过２．２㊀ＮＣ３６５８．３法分析计算ＮＣ３６５８．３法的输入界面如图４所示㊂图４㊀ＮＣ３６５８．３法输入界面确认完分析模型中的分析点后，根据ＡＳＭＥＰＣＣ－１中附录Ｈ确认输入界面中Ａｂ的值，依据ＡＳＭＥＢ１６．５确认螺栓孔环直径Ｃ，查找ＡＳＭＥＢＰＶＣＩＩＰａｒｔＤＴａｂｌｅＹ１确认不同温度下法兰的屈服强度值㊂计算后的结果见表４㊂表４㊀ＮＣ３６５８．３法校核结果节点号Ｎｏｄｅ扭矩／Ｎ㊃ｍ弯矩／Ｎ㊃ｍ螺栓孔环直径／ｍｍ螺栓面积／ｍｍ２法兰上的应力／ｋＰａ许用应力／ｋＰａ应力比／％备注２７４０８６３２６５２２９８．５１７６３．２５８０４５．０２０７０００２８．０４通过３２８０８１２２９７４２９８．５１７６３．２６５１０５．９２０７０００３１．４５通过３６３０７８５２７４２２９８．５１７６３．２７２０７４．２２０７０００３４．８２通过４０３０８２１２３０２２９８．５１７６３．２６０５２２．９２０７０００２９．２４通过２．３㊀分析对比为了保证分析结果的准确性，两种校核方法选用相同的计算模型和分析工况㊁节点进行对比㊂由表３和表４中的数据可以看出，采用当量压力法校核，在节点２７４０㊁３２８０㊁３６３０处法兰应力比超出了许用值的要求，理论上认为法兰连接处会发生泄漏，节点４０３０处的应力比为９９．０２％，满足要求㊂ＮＣ３６５８．３法校核结果显示最大应力比在节点３６３０处，结果为３４．８２％，在许用范围之内，理论上认为不会出现泄漏㊂在节点２７４０㊁３２８０㊁３６３０处，两种计算方法的结果相反㊂根据现场已运行情况，法兰连接处未发生泄漏㊂两种方法的理论基础不同，当量压力法是将作用于法兰上的轴向力和弯矩转换成当量压力，认为由于受重力和变形产生的总载荷全部作用在垫片上，要求法兰连接处的轴向应力控制在一个安全范围之内㊂ＮＣ３６５８．３法认为法兰连接处的弯矩或者扭矩全部作用在螺栓上，要求弯矩和扭矩中较大者控制在一定范围内㊂法兰密封结构由法兰㊁垫片和螺栓组成，通过拧紧螺栓，增加法兰和垫片之间的压紧力，达到密封目的，泄漏是法兰㊁垫片和螺栓的相关刚度共同作用导致的［４－５］㊂当量压力法将所有作用力考虑到垫片上，扩大了受力面积，减少了单位面积内的应力，因此相对保守㊂结合式（４）和表３中节点３２８０和３６３０的数据，节点３２８０处的轴向力为２４９５Ｎ，弯矩为２９７４Ｎ㊃ｍ，应力比为１０５．３８％，节点３６３０处的轴向力为７４１１Ｎ，弯矩为２７４２Ｎ㊃ｍ，应力比为１０６．６６％，两个节点处的弯矩大小相差较小，轴向力相差很大，应力比基本一致，说明采用当量压力法进行计算时弯矩是主要的影响因素㊂分析两种校核方法的计算公式和计算结果，轴向力对法兰泄漏的影响较小，法兰连接处的弯矩或扭矩是主要的影响因素㊂３㊀法兰泄漏核核方法改进综合分析２种方法，推荐一种法兰泄漏校核方法，具体流程见图５所示㊂采用当量压力法进行校核，校核通过，则认为理论上无泄漏，校核结束㊂当校核未通过时，采用ＮＣ３６５８．３法进行校核，通过，则校核结束，未通过，考虑提高法兰磅级后继续采用ＮＣ３６５８．３法进行校核，直到校核通过㊂（下转第３４页）㊀㊀㊀㊀㊀３４㊀ＰｉｐｅｌｉｎｅＴｅｃｈｎｉｑｕｅａｎｄＥｑｕｉｐｍｅｎｔＪａｎ ２０１９㊀来控制，而１ＡＤＧ１５４ＶＶ的动作是间歇性的，结合疏水调节阀控制方式可知，导致焊缝开裂最主要的原因在于：疏水调节阀间歇性启闭导致下游管道承受交变载荷作用，疏水量则影响到交变载荷大小，直接导致管道截面上峰值应力水平偏高㊂而接头焊接质量不良，在局部引起了较大的应力集中［５］，进一步降低了接头的抗疲劳性能，疲劳裂纹在多条焊缝焊趾处都有萌生和扩展，是焊缝疲劳开裂的促成因素㊂同时，在距离焊趾较近的母材区域也出现了数条小的疲劳裂纹，这说明引起疲劳裂纹萌生的应力较大［６］㊂２㊀结论和建议通过上述试验分析，得出如下结论：（１）失效断裂管道部分母材Ｐ㊁Ｃｒ元素超过标准要求；金相组织为奥氏体等轴晶；硬度分布均匀；（２）失效断裂管道焊接接头存在明显的焊接不良情况，具体表现为：接头内表面呈现焊缝宽窄不一，且鱼鳞状过渡不均匀；内壁均存在明显的余高和错边现象，焊缝与母材交界处近似呈几何拐角方式过渡；（３）失效管道失效模式为疲劳开裂：疏水调节阀间歇性启闭导致下游管道承受交变载荷作用，疏水量则影响到交变载荷大小，直接导致管道截面上峰值应力水平偏高㊂而局部焊接不良导致应力集中更加严重，进一步降低接头处的疲劳耐久性能㊂针对同类管线焊接接头开裂问题，建议如下：（１）加强管道采购环节的质量验收工作，提前识别不符合质量要求的管道；（２）焊接工作应严格控制根部间隙㊁背部气体保护效果，提高焊接接头制造质量尤其打底焊焊接质量；（３）对同类型管道设计进行校核，确认是否存在局部应力过大现象；优化疏水管系及疏水阀控制方式，降低管道交变应力水平，避免发生疲劳失效㊂参考文献：［１］㊀曹丹．给水除氧器系统设计手册［Ｚ］．上海，２０１１．［２］㊀崔约贤，王长利．金属断口分析［Ｍ］．哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，１９９８．［３］㊀王晋生，郑春刚，陈丽中．压力管道工程焊接技术与质量控制［Ｊ］．管道技术与设备，２００４（２）：３１－３２．［４］㊀陈剑虹．不锈钢焊接冶金学及焊接性［Ｍ］．北京：机械工业出版社，２０１６．［５］㊀田金柱．压力管道施工焊接质量控制［Ｊ］．管道技术与设备，２００８（３）：４５－４６．［６］㊀中国机械工程学会焊接学会．焊接手册［Ｍ］．北京：机械工业出版社，２００１．作者简介：陈平（１９９０ ），助理工程师，本科，从事核电厂防腐老化技术管理工作㊂Ｅ⁃ｍａｉｌ：３１２２８９２２９＠ｑｑ．ｃｏｍ（上接第３１页）图５㊀采用ＣＡＥＳＡＲＩＩ软件校核法兰泄漏流程４㊀结论（１）当量压力法相对保守，ＮＣ３６５８．３法更精确，与实际更加接近㊂但在ＣＡＥＳＡＲＩＩ中，ＮＣ３６５８．３法计算时需要查找㊁输入大量信息，操作复杂，当量压力法计算时仅需确定法兰规格㊂（２）影响法兰连接泄漏的主要因素是法兰连接处的弯矩或扭矩，轴向力的影响较小，因此在进行管道布置时应避免在法兰连接处产生较大的弯矩或扭矩，并充分利用 布置－分析－再布置 的方法，优化管路设计㊂（３）根据ＡＳＭＥＢ１６．５中温压表选择的法兰，满足正常情况下的法兰泄漏要求，再次采用泄漏校核分析，仅是在理论上避免发生泄漏的可能，但是实际情况下发生泄漏可能是安装不到位（如螺栓紧固不均匀㊁预紧力过小等）导致，因此在施工过程中也要严格按照相关要求安装法兰，并在正式投产前，对法兰连接处进行检漏试验，以全面保证法兰连接在运行状态下的安全㊂参考文献：［１］㊀ＢＡＴＴＬＥＣｏｌｕｍｂｕｓＬａｂｏｒａｔｏｒｉｅｓ．ＥｖａｌｕａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｂｏｌｔｉｎｇａｎｄｆｌａｎｇｅｓｏｆＡＮＳＩＢ１６．５ｆｌａｎｇｅｄｊｏｉｎｔｓ：ＡＳＭＥＰａｒｔＡｄｅｓｉｇｎｒｕｌｅｓ［Ｒ］．Ｃｏｌｕｍｂｕｓ，１９７６．［２］㊀张德姜，王怀义，丘平．石油化工装置工艺管道安装设计手册［Ｍ］．北京：中国石化出版社，２０１３．［３］㊀ＴｈｅＡｍｅｒｉｃａｎＳｏｃｉｅｔｙｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｓ．ＢｏｉｌｅｒａｎｄＰｒｅｓｓｕｒｅＶｅｓｓｅｌＣｏｄｅ：ＳｅｃｔｉｏｎⅢ⁃ＲｕｌｅｓｆｏｒＣｏｎｓｔｒｕｃｔｉｏｎｏｆＮｕｃｌｅａｒＦａｃｉｌｉｔｙＣｏｍｐｏｎｅｎｔｓ⁃Ｄｉｖｉｓｉｏｎ１ＳｕｂｓｅｃｔｉｏｎＮＣ⁃Ｃｌａｓｓ２Ｃｏｍｐｏｎｅｎｔｓ［Ｓ］．ＮｅｗＹｏｒｋ：ＴｈｅＡｍｅｒｉｃａｎＳｏｃｉｅｔｙｏｆＭｅ⁃ｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｓ，２０１７：１４８－１４９．［４］㊀邢桂萍，罗广辉，郑新兵．法兰密封泄漏的原因分析［Ｊ］．石油化工设备技术，２００８，２９（２）：６３－６６．［５］㊀焦磊．压力管道法兰密封与泄漏的浅析［Ｊ］．石油化工技术与经济，２０１２，２８（４）：２６－３０．作者简介：廉立伟（１９８５ ），工程师，从事液化天然气工程管道设计与研究㊂Ｅ⁃ｍａｉｌ：ｌｉａｎｌｗ＠ｃｏｏｅｃ．ｃｏｍ．ｃｎ。
RCC-M法兰校核
许用应力S
屈服强度Sy
室温弹性模量
螺栓所需最小 截面面积
工作温度弹性模量
所需最小螺栓面积SA
螺栓面积校核
单位
—— MPa mm mm mm mm mm
RCC-M法兰校核
计算公式
—— —— —— —— —— —— ——
—— mm² mm² MPa
N Nmm MPa
N N N N N MPa MPa MPa MPa
1 1
e=F/h0
L
Ep
•e T
1
VE3p Uh0 g
2 0
SH ' M ' PB Lg12 B1 4g0
SH ''
M '
Lg12 B1
PB 4g0
SR
(4 / 3E pe 1)M LEp 2 B
'
ST
YM '
E
2 p
B
Z
• SR
(SH+SR)/2
(SH+ST)/2
SR
法兰应力限值 ST
(SH+SR)/2
(SH+ST)/2
SH
SR
法兰应力评定 结果
ST
(SH+SR)/2
(SH+ST)/2
RCC-M法兰校核
设计工况
3 69 685.8 628.7 14.275 9.56 657.25 30 20 519 10380
2
0
0
正常工况
3 69 685.8 628.7 14.275 9.56 657.25 30 20 519 10380
C0 C / n(2d Ep )
M'
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 。
管道法兰接头的应力计算与校核方法比较研究
管道法兰接头的应力计算与校核方法比较研究摘要：管道法兰接头是管道系统中常用的连接方式之一，其应力计算与校核方法对其结构设计和使用安全至关重要。
本文旨在比较和研究不同的应力计算与校核方法，包括经典法兰接头设计规范、有限元分析和计算机模拟等方法。
通过对比各种方法的优缺点，为管道法兰接头的设计和校核提供参考和指导。
关键词：管道法兰接头；应力计算；校核方法引言：管道法兰接头是将两段管道通过法兰连接起来的一种常见方式，在设计和使用过程中，需要对接头的应力进行计算和校核，以确保其安全可靠性。
本文将比较和研究不同的应力计算与校核方法，以提供相关领域的参考和指导。
一、经典法兰接头设计规范经典法兰接头设计规范是管道工程领域中广泛采用的方法，具有简单、经济和实用的特点。
这些规范根据接头的几何形状、材料参数和工作条件等因素，提供了一系列计算公式和方法，用于估算接头的应力情况。
在经典法兰接头设计规范中，通常包括了法兰接头的尺寸、法兰和螺栓强度要求、法兰密封面和垫片设计要求等内容。
通过简化的计算模型和公式，可以快速估算出接头的基本应力情况，如轴向力、切向力、弯矩和扭矩等[1]。
然而，经典法兰接头设计规范的适用范围存在一定局限性。
对于一些特殊情况，如高压、高温、大口径、复杂载荷等条件下的接头设计，传统的规范方法可能无法满足精度要求。
此外，经典法兰接头设计规范通常假设接头和相关部件为刚性，在某些情况下没有考虑材料的非线性特性和接触面的摩擦影响，可能导致计算结果与实际情况存在一定差异。
因此，在特殊情况下，为了更准确地评估接头的应力分布和安全性，需要使用其他方法进行校核和验证。
有限元分析和计算机模拟等方法可以提供更详细和准确的接头应力计算结果，通过考虑材料的非线性特性、接触面的摩擦以及复杂加载条件等因素，更好地模拟实际工况下的接头行为二、有限元分析有限元分析是一种广泛应用于工程领域的计算方法，可以在电脑上模拟实际结构的应力和变形情况。
美标600lb截止阀设计计算书
截止阀设计计算书JSS-2″~12″J41H-600Lb编制: 侯工审核: 总经理2015年永嘉宏业高中压阀门有限公司目录1.阀体壁厚计算————————————————————12.阀杆总轴向力计算——————————————————13.阀杆关闭和开启力矩计算———————————————34.作用在手轮上启闭力—————————————————45.中法兰螺栓强度校核—————————————————46.中法兰强度校算———————————————————67.支架的合成应力计算—————————————————118.阀杆的强度校算———————————————————14一、阀体壁厚计算： 计算公式： C P S dP t cc +-=)2.12.(5.1式中：t －阀体计算壁厚（英寸）； Pc －额定压力等级（磅）；Pc=150 d －公称通径（英寸）；S －材料需要用的应力（磅/平方英寸）S=7000 C －附加余量（英寸）按ANSI B16.34 C=0.1英寸实际确定壁厚≥计算壁厚为合格二、阀杆总轴向力计算1、阀杆直径设计给定d F （参照BS1873选取）2、阀门关闭或开启时的总轴向力 Q ′FZ =Q MF +Q MJ +Q T sin αL Q ″FZ ＝Q MJ ＋Q T sin αL －Q P式中：Q ′FZ —阀门关闭时阀杆总轴向力(N) Q ″FZ —阀门开启时阀杆总轴向力(N) Q MF －密封力 （N ）;Q MJ －关闭时作用在阀瓣上的介质力 （N ）; Q T －阀杆与填料间的摩擦力 （N ）; Q P －介质作用于阀杆上的轴向力（N ）； αL －阀杆螺纹升角。
MF mm mp MF q tg f b D Q )1(sin ααπ+= P D Q mp MJ 24π=P u h d Q T T F T π=P d Q F P 24π=式中：D mp －阀座密封面平均值（mm); b m －密封面宽度 （mm); q MF －密封必需比压（Mpa ）; α－半锥角（°）；(α=30°) f m －锥形密封面摩擦系数。
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。
V型球阀设计
4.阀体结构的设计与计算
5.确定球体的直径
根据右图选定球径R
6.阀杆尺寸设计
根据自己的数据，设计出合适的 的阀杆结构尺寸
7.密封比压的确定及校核
密封封面材料：选用聚四氟乙烯 因为聚四氟乙烯聚四氟乙烯(PTFE)以其优异的耐高低温性能和化学稳定性、很好
的电绝缘性能、非粘附性、耐候性、阻燃性和良好的自润滑性和优良的密封性
完
12.SolidWorks建模
装配体图和剖视图
13.做流道图
14划分网格
14.流体分析
将流道图导入 ，画出网格，然后保存为.msh文件，导入FLUEN中，做流体分 析计算
流体速度图
压力图
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
15.说明书
通过观模，查询资料，计算，绘图，软件分 析最终每人形成一份说明书和相应的结构图 与分析数据图。通过此次课程设计，我们了 解了球阀的结构和工作原理，学会了设计并 分析球阀。以上是我们小组此次课程设计的 设计过程。
2.设计球阀的初始条件
口径
开度
进口压力（MP）
压差
锥角
25
20 40 70 0.1
50
20 50 80 0.1
75
30 60 90 0.1
100
30 40 80 0.1
、
125
30 50 70 0.1
公称压力PN=1MPa
5000
30
10000
40
15000
45
20000
50
25000
60
3.球阀材料的选用
当 qMF q q
时合格。
qMF q q
8.中法兰的结构与选型
法兰泄漏的校核及评定
法兰泄漏的校核及评定张志广东寰球广业工程有限公司510655摘要：石油化工装置高温高压易燃易爆，管道法兰作为常用的连接件，同事也作为潜在的泄漏点，严重影响装置的安全运行，所以正确合理地评定法兰泄漏尤为重要。
本文从理论上讲述工程上广泛使用的具有可行性的快速评定法兰是否存在泄漏的方法以及应对方法提出一些建议。
关键词：法兰、泄漏、计算、评定法兰作为主要的管件连接件,用于管子与管子，管子与设备，管子与阀门等等之间的连接，其拆卸方便，便于检修，从而得到广泛应用。
然而，法兰是通过垫片与螺栓的预紧力进行密封。
垫片的类型，垫片安装的好坏，螺栓安装的是否有正确的预紧力，还有因管系走向而对法兰处造成的外部荷载（主要是轴向力及弯矩）等等因素对法兰的密封效果有相当的影响，故法兰泄漏作为一个潜在的泄露点，影响着装置的安全运行，特别是高温高压易燃易爆的工艺介质或深冷易燃介质如LNG ，更不允许泄漏。
所以法兰泄露作为一个重要的考虑因素，在石化及LNG 接收站工程设计中应给予极度的重视。
防止法兰泄漏通常采用两种方法：一是通过适当地修改走向，增加柔性，使作用于法兰处的荷载（外部荷载即法兰处的力以及力矩）；二是提高法兰的压力等级（即法兰磅值），从而提高了Pr 值，使得法兰承载能力变大，使得法兰泄漏不发生。
对于防止法兰泄漏有一些经验的做法，例如一般认为法兰连接处的应力不大于70MPa 便可以接受。
实际分析表明，该方法在管径不大时基本适用，当管径较大时可能并不偏于保守，因此需要更精确的校核方法。
ASME NC-3658给出了三种校核方法，其中第三种方法较为简便，被广泛采用，但一般认为该方法具有相当的保守程度，此种方法与HG/T 20645-1998中提到的计算公式是一致的，具体计算公式如下：32160004G G d r D M D F P P ππ++≥（公式1）式中r P ——法兰在计算下的额定允许值（即设计压力），MPa d P ——管道的设计压力，MPaF ——法兰承受的拉力（不包括内压产生的拉力），NM ——法兰承受的合成弯矩，N.mG D ——垫片压紧力作用的中心圆直径，近似等于垫片接触面的平均直径，详细定义可参见HG/T 20645-1998的2.3.1节,mm 以上的计算的2164GG D M D F ππ+实际上是将管系对法兰处的力和力矩（即外荷载）折算成当量的压力，可称为e P 。
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