GB/T 17186.1-2015 管法兰连接计算方法 第1部分：基于强度和刚度的计算方法

　　ICS 23. 040.60 J 15

　　中 华 人 民 共 和 国 国 家 标 准

　　GB/T 17186. 1—2015部分代替 GB/T 17186—1997

　　管法兰连接计算方法

　　第 1 部分 :基于强度和刚度的计算方法

　　Calculation methodsforthepipe flangejoints—

　　Part1:Calculation method satisfiesboth strength and rigidity requirements

　　2015-12-10发布 2016-07-01实施

　　中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局中 国 国 家 标 准 化 管 理 委 员 会

　　发

　　布

　　GB/T 17186. 1—2015

　　前 言

　　GB/T 17186《管法兰连接计算方法》分为以下 2部分 :

　　— 第 1部分 :基于强度和刚度的计算方法 ;

　　— 第 2部分 :基于泄漏率的计算方法 。

　　本部分为 GB/T 17186的第 1部分 。

　　本部分按照 GB/T 1. 1—2009给出的规则起草 。

　　本部分代替 GB/T 17186—1997《钢制管法兰连接强度计算方法》中的部分内容(第 1 章 ~第 4章) ,与 GB/T 17186—1997相比 ,主要技术变化如下 :

　　— 修改了标准的中 、英文名称 ;

　　— 修改了标准的结构 ,原标准中包括了两种不同的法兰计算方法(方法 A 和方法 B) ,本部分对方法 A进行了修改和完善 ;

　　— 增加了松式法兰 、任意式法兰部分结构型式图 ;

　　— 增加了管法兰 、管法兰用紧固件的材料要求 ;

　　— 增加了承受外压法兰计算 ;

　　— 增加了法兰刚度计算 ;

　　— 增加 了 标 准 中 主 要 条 文 的 说 明(附 录 A) 、法 兰 连 接 件 设 计 的 考 虑 事 项(附 录 B) 、本 部 分 与GB/T 9112钢制管法兰的类型分类对照(附录 C) 。

　　本部分由中国机械工业联合会提出 。

　　本部分由全国管路附件标准化技术委员会(SAC/TC237)归 口 。

　　本部分起草单位 : 中国石油工程建设公司华东设计分公司 、中机生产力促进中心 、华东理工大学 、中国天辰工程有限公司 、中国能源建设集团广东省电力设计研究院有限公司 、超达阀门集团股份有限公司 、浙江国泰密封材料股份有限公司 。

　　本部分主要起草人 :刘洪福 、李俊英 、冯峰 、刘建 、章兰珠 、刘建欣 、邓宏伟 、邱晓来 、吴益民 。

　　本部分所代替标准的历次版本发布情况为 :

　　—GB/T 17186—1997。

　　管法兰连接计算方法

　　第 1 部分 :基于强度和刚度的计算方法

　　1 范围

　　GB/T 17186的本部分规定了螺栓连接的带垫片的圆形管法兰连接的计算方法 。

　　本部分适用于垫片全部位于螺栓孔组成的封闭圆周之内 ,且在此圆周外面的法兰密封面无接触的窄面管法兰的计算 。

　　本部分主要适用于 Class系列管法兰的连接计算 。

　　本部分给出了管法兰连接强度计算和刚度校核的基本要求 。

　　2 规范性引用文件

　　下列文件对于本文件的应用是必不可少的 。凡是注 日期的引用文件 ,仅注 日期的版本适用于本文件 。凡是不注日期的引用文件 ,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件 。

　　GB 150. 2 压力容器 第 2部分:材料

　　GB/T 9112 钢制管法兰 类型与参数

　　GB/T 9113 整体钢制管法兰

　　GB/T 9114 带颈螺纹钢制管法兰

　　GB/T 9115 对焊钢制管法兰

　　GB/T 9116 带颈平焊钢制管法兰

　　GB/T 9117 带颈承插焊钢制管法兰

　　GB/T 9118 对焊环带颈松套钢制管法兰

　　GB/T 9119 板式平焊钢制管法兰

　　GB/T 9120 对焊环板式松套钢制管法兰

　　GB/T 9121 平焊环板式松套钢制管法兰

　　GB/T 9122 翻边环板式松套钢制管法兰

　　GB/T 9123 钢制管法兰盖

　　GB/T 9124 钢制管法兰 技术条件

　　GB/T 9125 管法兰连接用紧固件

　　GB/T 13402 大直径钢制管法兰

　　GB/T 15530(所有部分) 铜合金及复合法兰

　　GB/T 17241(所有部分) 铸铁管法兰

　　3 符号

　　下列符号适用于本文件 。

　　A — 法兰外径 ;mm

　　Ab — 螺纹根部直径处或无螺纹部分最小直径处的螺栓实际总横截面积 ,取较小者 ;mm2 Am — 所需螺栓总横截面积 ,取 Am1和 Am2 中的较大者 ;mm2

　　Am1 — 操作状态下所需 螺 栓 螺 纹 根 部 处 的 总 横 截 面 积 或 应 力 作 用 下 最 小 直 径 处 的 总 横 截 面

　　GB/T 17186. 1—2015

　　积 ;mm2

　　Am2 — 垫片预紧状态下所需的螺栓螺纹根部处的总横截面积或在应力作用下最小直径处的总横截面积 ;mm2

　　B — 法兰内径 ;mm

　　B1 —B+g1 ,适用于 f 小于 1. 0 的松式法兰和整体式法兰 ;mm

　　B1 —B+g0 ,适用于 f 不小于 1. 0 时的整体式法兰 ;mm

　　Bs — 螺栓间距 。螺栓间距可以 取 为 螺 栓 中 心 圆 周 长 被 螺 栓 数 相 除 , 或 取 为 相 邻 螺 栓 间 的 弦长 ;mm

　　Bsc — 螺栓间距系数 ;

　　Bsmax — 最大螺栓间距 ;mm

　　b — 垫片有效密封宽度或连接接触面密封宽度 ;mm

　　b0 — 垫片基本密封宽度(见表 3) ;mm

　　C — 螺栓中心圆直径 ;mm Cb — 转换系数 ,Cb=2. 5;

　　d — 系数(见第 9章)

　　db — 螺栓公称直径

　　e — 系数(见第 9章)

　　F — 整体式法兰系数(见图 3)

　　FL — 松式法兰系数(见图 5)

　　f — 整体式法兰颈部应力修正系数(见图 7)

　　G — 垫片压紧力作用位置处的直径 ;mm

　　g0 — 法兰锥颈小端厚度 ;mm

　　g1 — 法兰背部锥颈厚度 ;mm

　　———————— 2力2,GW,HH;N- HD ;N

　　hD — 螺栓中心圆至 HD作用圆的径向距离(见表 4) ;mm

　　—————— 压()位置至螺栓中心圆的径向距离 ,hG=(C-G)/2;mm

　　hT — 螺栓中心圆至 HT 作用圆的径向距离(见表 4) ;mm

　　K — 法兰外径与法兰内径之比值 ,K =A/B;

　　M0 — 操作状态下或预紧垫片时 ,作用在法兰上的总力矩;N · mm

　　————— ;;;

　　N — 宽度 ,根据垫片可能的接触宽度确定 ,用以确定垫片基本密封宽度 b0 ;mm

　　p — 设计内压力;MPa

　　pe — 设计外压力(见第 11章) ;MPa

　　R — 从螺栓中心圆到法兰颈部与背部的交点间的径向距离 ;mm

　　对于整体式和带颈法兰 :

　　T — 与 K 值有关的系数(见图 2)

　　t — 法兰厚度 ;mm

　　tl — 带翻边松式法兰的翻边厚度 ;mm

　　tn — 与法兰或翻边相连接的接管或壳体的公称厚度 ;mm

　　tx — 按整体式法兰计算时 ,为厚度 g0 的 2 倍 ,按松式法兰计算时 , 为内压所需的接管壁厚的

　　2倍 ,但不小于 6 mm;mm U — 与 K 有关的系数(见图 2)

　　V — 整体式法兰系数(见图 4)

　　VL — 松式法兰系数(见图 6)

　　W — 操作状态或预紧垫片状态下法兰设计的螺栓载荷(见 7. 5) ;N

　　W m1 — 操作状态下所需的最小螺栓载荷(见 7. 3) ;N

　　W m2 — 预紧垫片所需的最小初始螺栓载荷(见 7. 3) ;N

　　w — 宽度 ,根据法 兰 面 和 垫 片 之 间 的 接 触 宽 度 确 定 , 用 以 确 定 垫 片 基 本 密 封 宽 度 b0 (见表 3) ;mm

　　Y — 与 K 有关的系数(见图 2)

　　y — 预紧密封比压 ;为形成初始密封而必须施加在垫片或连接接触表面单位面积上的最小压

　　紧力;MPa

　　Z — 与 K 有关的系数(见图 2)

　　[σ] b — 常温下螺栓许用应力;MPa

　　[σ] — 设计温度下螺栓许用应力;MPa

　　[σ] f — 设计温度(操作状态)或常温下(预紧垫片)法兰材料的设计许用应力;MPa

　　[σ] — 设计温度(操 作 状 态) 或 常 温 下(预 紧 垫 片) 接 管 颈 部 、容 器 或 管 壁 材 料 的 设 计 许 用 应

　　力 ;MPa

　　σH — 法兰颈部的计算轴向应力;MPa

　　σR — 法兰环计算径向应力;MPa

　　σT — 法兰环计算切向应力;MPa

　　4 总则

　　4. 1 采用本方法进行管法兰连接计算时 ,仅需计及流体静压力及垫片压紧力的作用 。如果法兰承受的是除了流体内 、外压力之外的其他外载荷 ,应留出适当的余量 。

　　4.2 对于管道上使用的 Class系列管法兰 ,推荐采用符合 GB/T 9112~ 9124、GB/T 13402、GB/T 17241、 GB/T 15530规定的 Class系列管法兰 ;但仅限定于各标准内的尺寸及压力-温度额定值 。 尺寸及压力-温度额定值符合 GB/T 9112~ 9124、GB/T 13402、GB/T 17241(所有部分) 、GB/T 15530(所有部分)等标准规定的 Class系列管法兰 ,一般不需要进行计算 ;不符合上述标准的管法兰(包括法兰型式 、尺寸 、压力-温度额定值等) ,应根据设计条件按本计算方法进行法兰强度和刚度校核 。

　　4.3 螺栓连接法兰设计程序包括 :

　　— 确定垫片材料 、型式 ;

　　— 确定螺栓材料 、规格及数量 ;

　　— 确定法兰材料 、密封面型式及结构尺寸 ;

　　— 进行法兰强度(设计许用应力)校核 ;

　　— 进行法兰刚度校核 。

　　4.4 标准中主要条文的说明见附录 A;进行螺栓法兰连接件设计时宜考虑的事项见附录 B。

　　5 材料

　　5. 1 法兰材料应符合 GB/T 9124、GB/T 13402、GB/T 17241. 7、GB/T 15530. 8 的 规 定 。 根 据 用 户 需要 ,允许选用符合相关标准的其他材料 。

　　5.2 使用铁素体钢制造并按本部分设计的法兰 , 当法兰截面厚度大于 50 mm 时 ,应作完全退火 、正火 、正火加回火或淬火加回火处理 。

　　5.3 碳素钢或低合金钢锻制法兰 ,应经正火热处理 。

　　5.4 需要焊接的法兰材料应具有良好的焊接性 。含碳量超过 0. 35%的钢不应进行焊接 。

　　5.5 螺栓 、双头 螺 柱 、螺 母 和 垫 圈 应 符 合 GB/T 9125要 求 。 螺 栓 与 双 头 螺 柱 的 螺 纹 规 格 不 宜 小 于M12。如果使用螺纹规格小于 M12的螺栓与双头螺柱 ,铁基螺栓材料应采用合金钢 。应注意避免小直径螺栓过载 。

　　5.6 螺纹规格大于 M48时 ,应采用细牙螺纹 。

　　5.7 带颈法兰应按下列要求进行制造 :

　　a) 带颈法兰宜采用钢坯锻造 ;可用热轧或锻造的钢坯或锻棒经机加工制成 。加工后的法兰轴线应与原钢坯或锻棒的长轴平行 ;

　　b) 带颈法兰不宜采用板材经机加工制成 ;若采用 ,应符合下述要求 :

　　1) 钢板应经超声检测无分层缺陷 ;

　　2) 钢板应先弯制并对焊成环状 ,钢板原表面和加工后法兰轴线平行 ;

　　3) 圆环的对接接头应采用对焊全焊透结构 ;

　　4) 圆环的对接接头应经焊后热处理及 100%射线或超声检测 ; 用于确定焊后热处理和射线探伤要求的厚度应为 t或(A-B)/2中的较小值 ;

　　5) 法兰背部和颈部外表面应进行磁粉或液体渗透法检测 。

　　6 法兰类型

　　6. 1 法兰类型结构图

　　见图 1。为 用 于 计 算 , 将 法 兰 分 为 松 式 法 兰 、整 体 式 法 兰 、任 意 式 法 兰 三 种 类 型 。 本 部 分 与GB/T 9112—2010钢制管法兰的类型分类对照见附录 C。

　　6.2 松式法兰

　　6.2. 1 图 1 中 a)(1) 、(1a) 、(2) 、(2a) 、(3) 、(3a) 、(4)和(4a)(4b)和(4c)是典型的松式法兰及其载荷和力矩的位置 。

　　6.2.2 焊缝和其他结构细节也应满足上述相应图形中的尺寸要求 。

　　6.2.3 松式法兰不与接管颈部 、容器或管壁有效相连成一整体结构 ,在进行这种类型法兰的设计时 ,认为这种连接方法不会产生与整体式连接方法相同的机械强度 。

　　6.3 整体式法兰

　　6.3. 1 图 1 中 b)(5) 、(6) 、(6a) 、(6b)及(7)是典型的整体式法兰以及载荷和力矩的位置 。

　　6.3.2 焊缝和其他结构细节也应满足上述相应图形中的尺寸要求 。

　　6.3.3 在进行这种类型法兰的设计时 ,认为法兰与接管颈部 、容器或管壁整体铸造或锻造成一体 ,或用对焊等焊接形式将它们焊成一体 ,从而将法兰与接管颈部 、容器或管壁看作相当于一个整体结构 。在焊

　　接结构中 ,接管颈部 、容器或管壁的作用相当于法兰的颈部 。

　　6.4 任意式法兰

　　6.4. 1 典型的任意式法兰见图 1c)中(8) 、(8a) 、(9) 、(9a) 、(10) 、(10a)及(11) 。

　　6.4.2 焊缝和其他结构细节也应满足上述相应图形中的尺寸要求 。

　　6.4.3 这类法兰的设计是把法兰焊接连接到管嘴 、容器或管壁上 ,其作用相当于一个单元体 ,应视同整体式法兰计算 。为简化起见 ,在满足下列条件的情况下 ,可按松式法兰计算 :

　　g0≤16 mm

　　B/g0≤300

　　p≤2MPa

　　操作温度 ≤370 ℃

　　a) 松式法兰b,c,d

　　图 1 法兰类型

　　b) 整体式法兰c,d

　　c) 任意式法兰e,f,g

　　图 1 (续)

　　部(2)度、() ),取、(1、=(4和。(4c)未注出的载荷尺寸与(2)相同 。

　　c 圆角半径 r 至少为 0. 25g1 ,但不小于 5 mm。

　　d 当密封面厚度或槽面深度大于 1. 5 mm 时 , 应 增 加 法 兰 最 小 需 要 厚 度 t; 当 密 封 面 厚 度 或 槽 面 深 度 等 于 或 小 于1. 5 mm 时 ,可包括在法兰的总厚度中 。

　　e 任意式法兰要么按照松式法兰要么按照整体式法兰进行计算 。

　　f 在(8) 、(8a) 、(9) 、(9a) 、(10)和(10a)中未注出的载荷和尺寸 ,如按松式法兰计算时与图(2) 所示相同 ; 如按整体式法兰计算 ,则与(7)所示相同 。

　　g 在(8)中给出的法兰背面和壳体间的坡口和填角焊缝也适用于(8a) 、(9) 、(9a) 、(10)及(10a) 。

　　图 1 (续)

　　7 螺栓载荷

　　7. 1 通用要求

　　7. 1. 1 螺栓载荷计算条件

　　在螺栓法兰接头设计中 ,应按操作和预紧垫片两种设计条件进行螺栓载荷计算 ,且取决于其中较苛刻的条件 。

　　7. 1.2 垫片

　　7. 1.2. 1 垫片有效密封宽度 b

　　垫片的有效密封宽度按以下方法确定 :

　　a) 选定垫片类型和尺寸 ,按表 1 确定垫片接触宽度 N 和基本密封宽度b0,并按以下规定计算垫片有效密封宽度(或连接接触面密封宽度)b:

　　1) 当 b0≤6. 0 mm 时 ,b=b0 ;

　　b) )板 0. ,b,b的 0小;b。

　　表 1 垫片基本密封宽度 b0

　　表 1 (续)

　　表 2 对板状垫片和复合垫片推荐的最小垫片接触宽度

　　7. 1.2.2 垫片的特性参数 m、y

　　各种常用垫片的特性参数(m、y)按表 3查取 。

　　表 3 m、y值

　　表 3 (续)

　　7. 1.2.3 垫片压紧力作用中心圆直径 G

　　垫片压紧力作用中心圆直径 G 按下列规定确定 :

　　a) 对于图 1 中(1) 、(1a)取法兰与翻边接触面的中点 ,与垫片位置无关 ;

　　b) 对其他形式的法兰 , 当 b0 大于 6 mm 时 ,G 为垫片密封接触面外径减去 2b;当 b0 不大于 6 mm时 ,G 为垫片密封接触面中点的直径 。

　　7. 1.2.4 垫片压紧力

　　a) 操作状态下需要的最小垫片压紧力为 HG (单位 :N) ,按下式计算 :

　　HG = 2bπGmP

　　b) 预紧状态下需要的最小垫片压紧力为 Hp (单位 :N) ,按下式计算 :

　　Hp =W m2 = πbGy

　　7.2 设计条件

　　7.2. 1 操作状态

　　操作状态是指法兰连接件承受流体作用的状态 。操作状态所需的最小载荷按 7. 3. 1 中的式(1) 计算 ,并根据此载荷确定 Am1 。该载荷也用于法兰计算 ,用于法兰设计时按 7. 5 中的式(4)进行计算 。

　　7.2.2 预紧状态

　　预紧状态是指在常温和常压下进行装配时 , 用初始螺栓载荷把垫片或连接接触表面压紧的状态 。在垫片正确预紧的情况下 ,预紧状态最小初始载荷按 7. 3. 2 中的式(2)计算 ,并根据此载荷确定 Am2 。 当操作状态对 Am 值以及 Ab值起决定作用时 ,设计法兰的螺栓载荷应按 7. 5 中的式(5)修正 。

　　7.3 所需的最小螺栓载荷

　　7.3. 1 操作状态下所需的最小螺栓载荷Wm1

　　a) 操作状态下所需的螺栓载荷 Wm1应大于在以垫片反力作用直径为界的面积上的最大许用工作压力所产生的端部静压力 H ,此外 ,还必须在垫片或连接接触表面上维持一个足以保持紧密连接的压缩载荷 Hp。

　　b) 操作状态下所需的螺栓载荷 Wm1 , 由式(1)来确定 。

　　W m1 = H + Hp = 0. 785G2P + (2b× 3. 14GmP) ……………………( 1 )

　　7.3.2 预紧状态下所需的最小螺栓初始载荷Wm2

　　a) 在获得紧密连接以前 ,必须先用最小初始载荷(在常温无内压条件下) 把垫片或连接接触面适当压紧 。此最小初始载荷是垫片材料和受压紧垫片有效面积的函数 。

　　b) 所需的最小螺栓初始载荷 Wm2应按式(2)确定 :

　　W m2 = 3. 14bGy …………………………………( 2 )

　　7.3.3 使用自紧式垫片螺栓载荷

　　a) 使用自紧式垫片的法兰 ,其螺栓载荷不同于以上计算的螺栓载荷 。

　　b) 操作状态下所需的螺栓载荷 Wm1应该足以抵抗在以垫片外径为界的面积上的最大许用工作压力所产生的端部静压力 H。

　　c) 除了某些产生必须考虑的轴向载荷的密封结构之外 ,对所有 自紧式垫片的 Hp认为是零 。 即 : W m2 =0。

　　7.4 所需的螺栓总面积 Am 和实际的螺栓总面积 Ab

　　a) 在 操 作 状 态 和 预 紧 状 态 下 , 所 需 的 螺 栓 总 横 截 面 积 Am 应 选 Am1 和 Am2 中 的 较 大 值 , 其 中 :

　　b) 选用螺栓时应使螺栓实际总横截面积 Ab不小于 Am 。

　　c) 对于输送剧毒介质的管道 , 由用户或其指定代表规定时 ,螺栓最大间距不应超过按式(3) 计算所得之值 。

　　Bsmax = 2db

　　7.5 法兰设计螺栓载荷W

　　a) 法兰设计所用的螺栓载荷应按式(4)和式(5)计算 。

　　b) 对于操作状态 :

　　W =W m1 ……………………………………( 4 )

　　c) 对于预紧状态 :

　　W b ………………………………( 5 )

　　用于式(5)中的[σ] b不应小于 GB 150. 2 中应力表中的数值 。

　　8 法兰力矩 M0

　　8. 1 在法兰应力计算中 ,作用在法兰上的载荷力矩是该载荷与其力臂的乘积 。力臂取决于螺栓中心圆与产生力矩的载荷的相对位置(见图 1) ,不必考虑由于法兰挤压和螺栓作用线的内移而引起的任何可能的力臂减小 。

　　8.2 建议 hG 的值保持最小以减少法兰在密封表面的偏转 。

　　8.3 操作状态下法兰总力矩 M0按下列规定计算 :

　　a) 操作状态下法兰总力矩 M0是第 3 章中所定义的 MD、MT 和 MG 三个单独力矩之和 。

　　M0 =MD +MT +MG = HDhD + HThT + HGhG

　　b) 法兰设计螺栓载荷 W 根据式(4)计算 。

　　c) 法兰设计螺栓载荷的力臂 hD、hT、hG 见表 4。

　　表 4 操作状态下法兰载荷的力臂

　　8.4 预紧状态下法兰总力矩 M0按下列规定计算 :

　　对于预紧状态 ,法兰总力矩 M0按式(6)计算 :

　　MW …………………………………( 6 )

　　式中 :

　　W— 按式(5)计算的法兰螺栓设计载荷 。

　　8.5 对于输送剧毒介质的管道 , 由用户或其指定代表规定时 ,在第 9章中计算法兰应力时 ,应对螺栓间距进行修正 ,在第 12章刚度指数计算中对法兰力矩 M0所用的螺栓间距则并不修正 。

　　8.6 当螺栓间距超过 2db +t时 ,在计算法兰应力时将 M0乘以螺栓间距修正系数 Bsc,Bsc按式(7)计算 。

　　Bsc …………………………………( 7 )

　　9 法兰应力计算

　　9. 1 总体要求 :法兰的应力应根据操作状态和预紧状态两种情况中起控制作用的一种情况 ,按照法兰计算分类 ,分别按 9. 2、9. 3所列公式计算 。

　　9.2 整体式法兰〔图 1 中(5) 、(6) 、(6a)(6b)和(7)〕;按整体式法兰计算的任意式法兰〔图 1 中(8) 、(8a) (9) 、(9a) 、(10) 、(10a)和(11)〕;带颈并且计及颈部作用的松式法兰〔图 1 中 (1) 、(1a) 、(2) 、(2a) 、(3) 、 (3a) 、(4) 、(4a) 、(4b)和 4(c)〕按下列规定计算 。

　　9.2. 1 颈部轴向应力 :

　　………………………………( 8 )

　　当 B 小于 20g1 时 :

　　— 对于 f 小于 1. 0 的松式法兰和整体式法兰 ,在式(8)中 ,可用 B1代替 B;此时 ,B1=B+g1 ;

　　f — 整体式法兰颈部应力修正系数 , 由图 7查得或用表 5 中公式计算 :

　　L — ,;:时 , 即为颈部小端应力与大端应力之比值 ;

　　式中 :

　　T — 与 K 值有关的系数 , 由图 2查得 ;

　　e — 系数 ,按下列规定计算 :

　　对整体式法兰 :e

　　对松式法兰 :e

　　式中 :

　　F — 整体式法兰系数 , 由图 3查得或用表 5 中公式计算 ;

　　FL— 带颈松式法兰系数 , 由图 5查得或用表 5 中公式计算 ;

　　对整体式法兰 :dh0g02 ;

　　对松式法兰 :dh0g02 ;

　　式中 :

　　U — 与 K 有关的系数 , 由图 2查得 ;

　　V — 整体式法兰系数 , 由图 4查得或用表 5 中公式计算 ;

　　VL— 带颈松式法兰系数 , 由图 6查得或用表 5 中公式计算 ;其余符号或代号见第 3 章 。

　　M0— (作用在法兰上的总力矩)见第 3 章和第 8章 。

　　9.2.2 法兰径向应力 :

　　……………………………( 9 )

　　9.2.3 法兰切向应力 :

　　………………………………( 10 )

　　式中 :

　　Y — 与 K 有关的系数 , 由图 2查得 ;

　　Z— 与 K 有关的系数 , 由图 2查得 ;

　　σR— 法兰径向应力 , 由式(9)计算 。

　　9.3 不带颈的松式 法 兰 或 虽 带 颈 但 设 计 者 计 算 时 不 考 虑 其 颈 部 的 松 式 法 兰〔图 1 中 (1) 、(1a) 、(2) 、 (2a) 、(3) 、(3a) 、(4) 、(4a) 、(4b)和(4c)〕; 按 松 式 法 兰 计 算 的 任 意 式 法 兰〔图 1 中 (8) 、(8a) 、(9) 、(9a) 、 (10) 、(10a)和(11)〕按下列规定计算 :

　　按::1;;) :

　　………………………………( 11 )

　　图 2 T、U、Y 和Z 值(与 K 有关)

　　注 : 计算公式见表 5。

　　图 3 F 值(整体式法兰系数)

　　注 : 计算公式见表 5。

　　图 4 V 值(整体式法兰系数)

　　注 : 计算公式见表 5。

　　图 5 FL 值(带颈松式法兰系数)

　　注 : 计算公式见表 5。

　　图 6 VL 值(带颈松式法兰系数)

　　f= 1(最小值)

　　f= 1,对等厚度颈部(g1/g0 = 1)

　　f= 1,对带颈松式法兰

　　注 : 计算公式见表 5。

　　图 7 f 值(颈部应力修正系数)

　　表 5 法兰系数计算公式

　　表 5 (续)

　　10 法兰设计应力校核

　　10. 1 按照第 9 章中的公式计算的法兰应力应符合下列规定 :

　　a) 除下列另有限制外 ,对铸铁 ,颈部的轴向应力 σH 不得大于[σ] f ;对于除铸铁以外的其他材料 σH不得大于 1. 5[σ] f:

　　— 按整体式法兰计算的任意型式法兰〔图 1 中(8) 、(8a) 、(9) 、(9a) 、(10) 、(10a) 和(11)〕、法兰颈部由管颈的材 料 组 成 的 整 体 式 法 兰〔图 1 中(7)〕, 颈 部 的 轴 向 应 力[σ] H 不 得 大 于

　　1. 5[σ] f 或 1. 5[σ] 中较小者 ;

　　— 整体式 带 颈 法 兰〔图 1 中 (6) 、(6a) 和 (6b)〕, 颈 部 的 轴 向 应 力 σH 不 得 大 于 1. 5[σ] f 或

　　2. 5[σ] 中较小者 。

　　b) 法兰径向应力 σR 不应大于[σ] f ;

　　c) 法兰切向应力 σT 不应大于[σ] f ;

　　d) (σH +σR )/2不应大于[σ] f且(σH +σT )/2不应大于[σ] f。

　　10.2 对于图 1 中(2) 、(2a) 、(3) 、(3a) 、(4) 、(4a) 、(4b) 和(4c) 连接的带颈松式法兰 ,其管嘴接管颈 、容器或管壁不应看作为法兰颈的一部分 。

　　10.3 对于带有翻边的松式法兰 ,如图 1 中(1) 、(1a)所示 ,垫片的放置使得翻边承受剪力 ,对于翻边 ,剪

　　应力不得大于翻边材料的 0. 8[σ] 。 对 图 1 中 (3) 、(3a) 、(4) 、(4a) 、(4b) 、(4c) 、(7) 、(8) 、(8a) 、(9) 、

　　(9a) 、(10)和(10a)中所示的焊接法兰 , 接管颈部 、容器或管壁延伸到接近法兰面并可形成垫片接触面

　　时 , 由焊缝承受的剪应力不应超过 0. 8[σ] 。剪应力应根据第 3 章中规定的 Wm1或 Wm2 中较大值进行计

　　算 。凡承受剪应力的类似情况的法兰零件 ,应按同样要求加以控制 。

　　11 外压法兰

　　11. 1 对于只承受外压的法兰设计 ,应按第 9章中内压法兰的计算公式进行设计 ,但 M0 应按如下规定取值 :

　　a) 对操作状态 :

　　M0 = HD (hD -hG ) + HT (hT -hG ) …………………( 12 )

　　式中 :

　　4-π2e;

　　b) 对垫片预紧状态

　　M0 =WhG ……………………………( 13 )

　　式中 :

　　式中所用的[σ] b不应小于 GB 150. 2 中应力表中的数值 。

　　11.2 在操作过程中 ,若法兰在不同的时间承受着外压或内压 ,设计应满足 11. 1 中的外压设计要求以及本部分中别处所列的内压设计要求 。

　　12 法兰刚度

　　12. 1 各种类型法兰的刚度宜通过表 6 所示刚度指数进行校核 。对于非剧毒和非易燃的流体 , 温度范围为 -29 ℃ ~ +186 ℃ ,操作压力不超过 1 035 kPa时 ,如果证明有成功的服役经验 ,则可以免除刚度

　　校核 。

　　表 6 法兰刚度指数

　　12.2 当按上述相应公式计算所得的 J 值大于 1. 0 时 ,应增加法兰厚度 t,并重新计算 J 值 ,直至 J≤ 1. 0 为止 。

　　附 录 A

　　(资料性附录)

　　标准中主要条文说明

　　A. 1 第 1 章 范围

　　本法兰计算方法基于泰勒(Taylor Forge)方法 。

　　本部分规定了螺栓连接的带垫片的圆形管法兰接头的计算方法 。对其他如矩形 、椭圆形 、方形等非圆形特殊管法兰未作规定 。

　　本部分适用于带各种垫片的窄面管法兰接头的计算 。窄面管法兰即垫片全部位于螺栓孔组成的封闭圆周之内的法兰 。本部分不适用于垫片全部或部分位于螺栓孔组成的封闭圆周之外的法兰 ;也不适用于在螺栓孔组成的封闭圆周之外法兰密封面相互接触的法兰 。

　　本部分参考 ASME Section Ⅷ-1中强制性附录 2《具有圆环形垫片的螺栓法兰连接计算规则》(英文版) ,ASME法兰适用于美国标准 Class系列管法兰的连接计算 。其计算方法不同于欧盟 EN1092标准的计算方法 , 因此 ,本部分也主要适用于 Class系列管法兰的连接计算 。但计算方法是通用的 , 可用于其他标准系列管法兰或非标准管法兰的连接计算 。

　　本部分给出了管法兰连接强度计算和刚度校核的基本要求 。 当设计者或使用者认为有必要执行更严格的强度和刚度要求时 ,可在满足本部分规定的基础上适当提高 。

　　A.2 第 4 章 总则

　　4. 2 推荐在管 道 上 采 用 符 合 GB/T 9112~ 9124、GB/T 13402、GB/T 17241、GB/T 15530 规 定 的Class系列管法兰 。这些标准法兰具有标准化的固定的形状和结构尺寸 , 能很好地符合工程实践 ,经实际使用验证 ,能够满足工程实际的要求 , 因此一般不需要再进行计算 。 这些标准中的压力-温度额定值是基于给定的颈部尺寸或整体结构中法兰附件规定的最小厚度得出的 , 因此其适用范围限定于各标准内的尺寸及压力-温度额定值 。

　　对超出本计算方法使用范围以外的法兰连接件 ,如果其他类型的法兰连接件能很好地符合工程实践 ,并且其设计方法又为检验人员所接受 ,则本方法不限制采用这些类型的法兰连接 ,如 :

　　— 采用宽垫片的螺栓法兰连接 ;

　　— 采用螺栓连接以外的其他方法 ;

　　— 承受压力和其他载荷的法兰组件 。

　　A.3 第 5 章材料

　　5. 1 根据用户需要 ,允许选用 GB 150. 2、G/T 9124、GB/T 13402、GB/T 17241. 7、GB/T 15530. 8 之外的材料 ,所选用的这些材料应符合相应的材料标准要求或设计者和使用者提出的要求 ,并能用于进行本方法的计算 。

　　5. 4按照相关标准要求进行焊接工艺评定并合格 , 即视为法兰材料具有良好的焊接性 。所有焊接应按照相关标准要求进行焊后热处理 。

　　5. 7. 1 加工后的法兰轴线应与原钢坯或锻棒的长轴平行 ,但并不要求加工后的法兰必须与原坯件同轴 。

　　5. 7. 2带颈法兰通常不宜采用板材或棒材进行机加工的方法制作 ;若采用 ,应满足如下要求 :

　　a) 无论是板材还是棒材,材料都应已经通过其他方法预制成环状 ,再经过机加工即可制作成成品法兰 。

　　b) 钢板应经超声检测无分层缺陷 ;分层缺陷的判定见 NB/T 47013. 3。

　　c) 用钢板制作圆环时 ,应沿钢板轧制方向切割出板条 ,经弯制 、对焊成为圆环 ,并使钢板表面成为环的侧面 ;用钢板制成的圆环 ,要求钢板原表面和加工后法兰轴线平行 ;但并不要求加工后的法兰保留钢板原表面 。

　　A.4 第 6 章 法兰类型

　　为了便于计算 ,将法兰分为松式法兰 、整体式法兰 、任意式法兰三种类型 ;其分类依据是 “法兰与接管颈部 、管道或容器是否可视为(或可当做)一个整体 ”。

　　本部分上述法兰分类与常规以密封面形式(FF、RF、MF、RJ等) 和连接端形式(BW、SW、SO、TH等)进行的法兰分类不同 ;例如 :常规 RF密封面形式的法兰可能是松式法兰 、整体式法兰 、任意式法兰三种类型中的任意一种 。

　　A.5 第 7 章 螺栓载荷

　　7. 1. 1 在螺栓法兰接头设计中 ,应按操作和预紧垫片两种设计条件进行螺栓载荷计算 ,且取决于其中较苛刻的条件 。在用于中间夹一换热器管板的法兰对的设计 ,或其他法兰和(或) 垫片形式不同的任何类似的设计中 ,载荷必须按同时施加于各侧的操作载荷和(或) 预紧载荷中最为苛刻的条件来确定 。最苛刻的条件可以是一个法兰处于预紧状态 ,另一法兰处于操作状态 ,或两个法兰同时处于预紧状态 ,或两个法兰同时处于操作状态 。虽然对法兰对的设计没有特殊规则 ,但是在确定了最为苛刻条件下的载荷之后 ,就应根据本部分对每个法兰进行计算 。

　　7. 1. 2. 3 垫片压紧力作用中心圆直径 G 中 b)对其他形式的法兰 , 当 b0 不大于 6. 0 mm 时 ,G 为垫片密封接触面中点的直径 ; 当 b0 大于 6. 0 mm 时 ,G 为垫片密封接触面外径减去 2b0 ,如图 A. 1所示 。

　　图 A. 1

　　7. 2. 1操作状态

　　在操作状态下 , 由于管道内介质的压力欲使接头连接分开 ,为保证密封 ,要求法兰接头连接在设计温度下能抵抗欲使连接分开的端部静压力 ,并在垫片或连接接触表面上保持有足够的压紧力 。操作状

　　态下最小载荷是设计压力 、垫片材料 、在压力下保持密封的有效的垫片面积或接触面积的函数 ,按 7. 3. 1中的式(1)计算 ,并确定 Am1 。Am1是操作状态下所需螺栓螺纹根部处的总横截面积或应力作用下最小直径处的总横截面积 ,根据式(1)计算出 Wm1之后 ,按照下式计算出 Am1 。

　　7. 2. 2 预紧状态

　　在常温和常压下进行装配时 ,用初始螺栓载荷把垫片或连接接触表面压紧 。在垫片正确预紧的情况下 ,预紧状态最小初始载荷是垫片材料和有效垫片面积或接触面积的函数 ,按 7. 3. 2 中的式(2) 计算 ,并确定 Am2 。Am2是垫片预紧状态下所需的螺栓螺纹根部处的总横截面积或在应力作用下最小直径处的总横截面积 ;根据式(2)计算出 Wm2之后 ,按照下式计算出 Am2 。

　　7. 3. 1操作状态下所需的螺栓载荷 Wm1

　　在操作状态下 ,要保证法兰接头密封 ,就要求 Wm1≥H +Hp ;此处的压缩载荷 Hp 即为垫片受压缩后产生的反向弹性力 ,该反向弹性力作用于与法兰有效接触的法兰密封面上 , 阻止介质通过密封面泄漏 ;此压缩载荷通常表示为内压乘以垫片系数 m ,m 值是垫片材料和结构的函数 。

　　操作状态下所需的螺栓载荷 Wm1 , 由下式来确定 :

　　W m1 = H + Hp = 0. 785G2P + (2b× 3. 14GmP)

　　式中 :

　　总端部静压力 H = 1/4πG2P=0. 785G2P ;

　　连接接触表面的总压缩力 Hp= 2bπGmP。

　　预紧状态(也称为安装状态)是指常温 、无内压条件 ,在预紧状态下为了获得紧密连接 ,必须先用 一个初始载荷把垫片或连接接触面适当压紧 。W m2 即为该初始载荷的最小值 ,也称为最小垫片压紧力 ;此最小初始载荷是垫片材料和受压紧垫片有效面积的函数 。此最小螺栓初始载荷通常表示为垫片受压紧有效密封面积乘以垫片预紧密封比压 y,W m2应按下式确定 :

　　W m2 = πbGy= 3. 14bGy

　　式中 :

　　垫片受压紧有效密封面积= πbG,mm2 ;

　　,。紧载荷的压紧面和材料 , 以及在操作状态下按式(1) 计算的螺栓载荷不足以使连

　　接密封的情况下 ,要按式(2)来提供足够的螺栓 载 荷 以 压 紧 垫 片 或 连 接 接 触 表 面 。 因 此 , 必 须 配 备 螺 栓 并 将 其预先上紧 , 以提供足以满足按两种要求单独计算的 螺 栓 载 荷 。 当 式(2) 起 决 定 作 用 时 , 法 兰 大 小 是 螺 栓 载 荷 的函数 ,而不是内压力的函数 。

　　7. 3. 3使用自紧式垫片的法兰 ,其螺栓载荷不同于以上计算的螺栓载荷 。

　　可以认为自紧式垫片只需要微不足道的螺栓力就可达到密封 ;但是 ,为了提供足以抵抗端部静压力H 的螺栓载荷 ,必须预先把螺栓上紧 。

　　7. 5 法兰设计螺栓载荷 W

　　除了最低的安全要求外 ,式(5)还对法兰的过分拧紧(在常温和加内压之前拧紧) 提供了一定的裕量 。 因为此裕量主要是在初始拧紧时需要 ,所以法兰设计仅要求满足此工况下的该载荷 。

　　若还是需要提高对过分拧紧的安全性或要求法兰能承受全部能得到的螺栓载荷 ,法兰可以按 Ab × [σ] b载荷设计 。

　　A.6 第 8 章 法兰力矩 M0

　　8. 3操作状态下法兰总力矩 M0 :

　　0,、、G DH;DT、、G计算如下 :

　　HD 为作用于法兰内径截面上的内压引起的轴向力 :

　　HT D 2与 HD 之差 :

　　HG T 态- P,也- 2计螺栓载荷与总的端部静压力之差 :

　　(=))W,,-1H;+;p- H= Hp= 2bπGmP

　　螺栓间距越大 、螺栓数目越少 ,在法兰盘上需要的螺栓孔越少 ,法兰盘受削弱的面积越小 ,这就意味着法兰刚度越大 ; 因此 ,在第 12章刚度指数计算中对法兰力矩 M0所用的螺栓间距则并不修正 。

　　A.7 第 9 章 法兰应力计算

　　9. 1法兰的应力应根据操作状态和预紧状态两种情况中起控制作用的一种情况按公式计算 ; 在实际计算时 ,本计算方法的使用者应分别对操作状态和预紧状态两种情况进行计算 ,并判断哪一种状态起决定作用 ; 当使用者可以做出明确判断时 ,可以仅对起控制作用的一种情况按公式进行计算 。

　　A. 8 第 10章 法兰设计应力校核

　　10. 3对于图 1 中(1) 、(1a)所示带有翻边的松式法兰 ,垫片的放置使得翻边承受剪应力 ;对于图 1 中

　　(3) 、(3a) 、(4) 、(4a) 、(4b) 、(4c) 、(7) 、(8) 、(8a) 、(9) 、(9a) 、(10) 和(10a) 中所示的焊接法兰 ,接管颈部 、容器或管壁延伸到接近法兰面并可形成垫片接触面时 ,焊缝承受剪应力 ;应根据第 3 章中规定的 Wm1或W m2 中较大值进行剪应力计算 。凡承受剪应力的类似情况的法兰零件 ,应按同样要求加以控制 。

　　以下补充这些剪应力的计算 :

　　a) 剪切载荷 W

　　1) 操作状态的剪切载荷 W 按照 7. 5 中式(4)计算 :

　　2) 1p.72中(2×(). :P)

　　b) 剪切面积 Aτ

　　1) 对于图 1 中(1) 、(1a)所示带有翻边的松式法兰Aτ=πBtl

　　24

　　2) 对于其他法兰

　　τ:πBτtl

　　Aτ— 剪切面积 ,单位为平方毫米(mm2 ) ;

　　B — 法兰盘内径 ,单位为毫米(mm) ;

　　Bτ— 剪切面计算直径 ,取接管外径 ,单位为毫米(mm) ;

　　tl — 剪切面计算高度 ,见图 1 中(1a)所示尺寸 ,单位为毫米(mm) 。

　　c) 剪应力 τ

　　根据操作和预紧两种状态 ,按照下式分别计算剪应力 τ:

　　τ计算 ,如下 :

　　对于翻边 ,剪应力不得大于翻边材料的 0. 8[σ] ;

　　由焊缝承受的剪应力不应超过 0. 8[σ] 。

　　[σ] 见第 3 章中的定义 。

　　A.9 第 11 章 外压法兰

　　11. 1对于只承受外 压 的 法 兰 可 按 第 9 章 的 内 压 法 兰 计 算 , 螺 栓 面 积 只 需 按 预 紧 状 态 考 虑 , 即 按Am2=W m2/[σ] b进行计算 ;但 M0应按照本条计算公式计算 ,计算时 ,设计外压力 pe应取正值 。

　　A. 10 第 12章 法兰刚度

　　12. 1仅按许用应力极限设计的法兰 ,可能由于刚度不足而不能控制泄漏 。本节提供了校核法兰刚度的一种方法 。表 6 中所规定的刚度指数已在许多接头设计和工况中经广泛的使用证明是合适的 。但是 , 刚度指数的使用不保证泄漏率在确定的范围内 。使用这些指数只能作为保证紧密性的整个接头设计和装配要求的一部分 。

　　附 录 B

　　(资料性附录)

　　法兰连接件设计的考虑事项

　　本部分规定的有关管法兰连接件规则的主要目的是保证安全 ;但为得到可行的设计 ,还需考虑其他问题 ,其中最重要的一个问题是连接螺栓的配置 , 即确定螺栓的数量和尺寸 。

　　过去绝大部分设计采用的方法经过实践检验是合适的 , 即按本部分规定的方法进行设计 ,并充分拧紧螺栓以便能承受试验压力而不渗漏 。 以下讨论中所提出的问题 , 只有在出现一些特殊情况时才是最重要的 ,例如直径很大 、设计压力高 、高温 、温度梯度大 、特殊的垫片布置以及其他情况等 。

　　相关标准所列的螺栓的最大许用应力值是按照计算方法的要求确定所需的最少螺栓数量时所用的设计值 。但需注意分清设计值与实际应力之间的区别 ,实际应力包括螺栓实际可能存在的应力或设计压力之外的其他条件可能需要的应力 。初始拧紧螺栓是一个预应力状态 ,所产生的螺栓应力应控制在适当范围内 , 以保证一方面足以防止所有情况下可能发生的连接渗漏 ;另一方面又不会产生过大应力导致螺栓和(或)法兰屈服产生松弛造成泄漏 。

　　首先要求在液压试验中使连接保持紧密 ,所以必须具有大于设计应力值的螺栓初始应力值 。否则 ,在试验时将产生使连接松开的螺栓应变 ,从而导致垫片压力减小以致发生泄漏现象 。试验压力通常为设计应力的 1. 5倍 ,基于此点可能认为螺栓应力比设计值高出 50%就已足够 。但是这种考虑过于简单 ,因为一方面在试验条件下为防止泄漏的安全系数一般不需要像操作状态下那样大 ;另一方面 ,如果对连接进行应力-应变分析 , 即可以看出所需的螺栓初始应力将大于 1. 5 倍设计值 。这种分析中考虑了从预紧状态开始到受内压时产生的螺栓伸长 、法兰挠曲以及垫片力的变化 。显然 ,在任何情况下 ,拧紧螺栓状态时所产生的初始螺栓应力可以 、且在某些情况下必须大于设计值 。本部分认为只要有必要的适当规定以切实防止法兰过度扭曲和压碎垫片 ,上述现象是允许的 。

　　在预紧之后螺栓应力可能有所下降 ,这是由于垫片产生缓慢蠕变或松弛 ,特别是使用 “较软 ”的垫片材料时 。这也许是液压试验时产生渗漏的原因 。在此情况下只要再拧紧螺栓就可以了 。螺栓应力的降低也可能发生在高温工况下 ,这是螺栓和(或)法兰或垫片材料蠕变导致松弛的结果 。 当在工作状态下泄漏时 ,一般是再拧紧螺栓 ,有时拧一次或在长时间间隔内拧几次就足以消除泄漏 。为了防止这种慢性事故 ,在设计高温使用的连接时 ,要注意所采用材料的松弛性能 ,特别是在蠕变是设计控制因素的温度条件下 。这种预应力不应与设计中所采用的初始螺栓应力相混淆 。

　　另一方面 ,过高的初始螺栓应力会使螺栓本身产生屈服 ,并在拧紧过程中造成螺栓损坏甚至断裂 ;尤其发生在小直径螺栓以及螺栓材料屈服强度较低的情况 。在螺栓直径较小的情况下 ,低碳钢 、退火奥氏体不锈钢以及某些非铁基金属材料的屈服强度很容易被普通扳手的力量所超过 。 即使没有明显的损伤 ,在内压作用下所产生的附加载荷 ,也能引起进一步的屈服并发生泄漏 。这种屈服现象也可能发生在初始螺栓应力与屈服强度之间差值很小的情况下 。

　　在开车工况或其他瞬变工况 ,甚至在正常操作条件下 , 螺栓应力可能会增加至超过内压引起的应力 。这种情况发生在法兰与螺栓之间温差较显著或螺栓材料与法兰材料具有不同的热膨胀系数的情况下 。 由于热效应而增加的载荷加上已有的载荷 ,会引起螺栓材料的屈服 ,而由于这种效应导致螺栓载荷的降低也是引起泄漏的直接原因 。不论哪种情况 ,都需再拧紧螺栓 ,但必须记住反复拧紧螺栓的影响是会累积的 ,并可能最终使连接失效 。

　　除上述由螺栓屈服而导致的问题外 ,在类似情况或其他原因下由法兰或垫片材料屈服引起的类似问题 ,也都应予以考虑 。

　　不论什么原因造成螺栓应力过大 , 即便螺栓可能还未屈服时 ,都可能导致法兰屈服 。法兰发生过大的挠曲 ,伴随以永久变形 ,再加上其他影响可能导致连接泄漏 。 这会毁坏法兰使之难以达到紧密的连

　　接 。例如由于螺栓载荷沿连接圆周分布不均匀使法兰产生不规则的永久挠曲变形 ,并使法兰面翘曲而导致其与垫片接触面不平坦 。

　　即使没有过大的螺栓应力 ,垫片也会过载 。 除非垫片有一个止推环或者法兰面结构能起到相当于止推环作用 ,不然整个初始螺栓载荷将全部施加到垫片上 。若没有考虑采取这些措施以控制垫片受压程度 ,就必须考虑选择垫片的形式 、尺寸和材料 , 以防止垫片被压碎 。

　　由上所述 ,显然 ,螺栓应力可在设计应力值以上相当大的范围内变化 。在 ASME BPV第 Ⅱ 卷 D篇表 3 中的螺栓设计应力值是一个考虑了屈服应力因素的保守值 。在高温下 ,设计应力值是由蠕变速率和持久强度来决定的 ,操作条件下 ,螺栓在发生蠕变前具有较高的螺栓应力 , 而在设计压力和设计温度下是不需要这么高的螺栓应力的 ;在大气温度下预紧垫片时以及承受液压试验力的压力时 ,将需要这么高的螺栓应力来起作用 。

　　理论上讲 ,法兰屈服的裕度并不大 。法兰材料的设计值可以达到屈服强度的 5/8或 2/3。然而 ,法兰的最大应力通常为在颈部或壳体处的弯曲应力 ,它们在一定程度上具有局部性质 。认为局部屈服后紧接着就会发生法兰整体屈服是过于保守的 。 即使发展成 “塑性铰 ”,法兰环部分将承受颈部或壳体不能再承担的部分载荷 。如果首先在法兰环上发生屈服 ,这种现象更值得注意 ,但规则内对颈部和法兰环组合应力的限制给予了一定的防护措施 。对此问题 ,应注意 ASME BPV 第 Ⅱ 卷 D 篇表 3 中给出了 一些材料的两组应力值 ,采用较低的应力值以防止法兰屈服 。

　　在螺栓设计中的另一个重要问题是 :实际上是否已具有所需要的螺栓应力和必须采用什么特殊方法(如果有的话)来拧紧螺栓 。大多数连接是普通扳手拧紧 ,这对无其他要求的设计是较方便的 ,但是必须防止一些不足之处 。 当采用标准扳手时 , 由于手工拧紧所产生的螺栓应力大致为 :

　　S …………………………………( B. 1 )

　　式中 :

　　d — 螺栓的公称直径 ;

　　S— 螺栓应力 。

　　可以看到 ,除非能正确判断所施加的推力 ,较小的螺栓上会产生过高的应力 。另外 ,对很大的螺栓用普通扳手不可能产生所需要的应力 。采用机动扳手可有所改善 ,若还不够时 ,可借助于预热螺栓的方法或使用液压螺栓拉伸器 。采用这些方法利用其本身所具有的性能来控制螺栓应力是可能的 ,尤其是使用有效的螺纹润滑剂时 。但所有情况下 ,用合适的变形仪来测量螺栓的伸长 ,就能将螺栓应力调整在合理的容许范围内 。一般来讲 ,使用不校验实际螺栓应力的简单扳手可满足实际需要 ,只有在某些特殊或重要的场合时 ,才对螺栓应力通过测量加以控制 。

　　附 录 C

　　(资料性附录)

　　本部分与 GB/T9112钢制管法兰的类型分类对照

　　为了便于计算 ,本部分将法兰分为松式法兰 、整体式法兰 、任意式法兰三种类型 ,其分类依据是 “法兰与接管颈部 、管道或容器是否可视为(或可当做)一个整体 ”。

　　本部分上述法兰分类与 GB/T 9112—2010《钢制管法兰 类型与参数》以连接端形式(BW、SW、 SO、TH 等)和密封面形式(FF、RF、MF、RJ等)进行的法兰分类不同 ;但本部分的计算分类方法适用于GB/T 9112—2010规定的法兰类型 ,见表 C. 1。

　　表 C. 1 本部分与 GB/T9112钢制管法兰的类型分类对照表