具有环形垫片的螺栓法兰连接计算规则.docx

168EN1591 - 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, 作为对在压力、温度、外力和外弯矩等载荷作用下的螺栓法兰连接进行完整性和密封性计算的规则按EN1591 - 1 方法进行计算时,需要输入一组垫片(特性) 系数, 所以又制订了ENV1591 – 2法兰及其接头- 垫片圆形法兰连接的设计规则—第二部分:垫片系数作为对其的补充一：计算中采用载荷状况包括初始装配,压力试验,重要的操作工况计算步骤大致如下:1.1 首先, 计算装配工况下需要的最小螺栓载荷要求在其后的其他载荷工况下, 在垫片上的残余作用力不低于垫片要求的最小平均值(该值可取自ENV1591 - 2) 此计算是叠代过程, 为该载荷取决有效垫片宽度, 而有效垫片宽度本身又取决于螺栓装配载荷1.2 其次,由选定的螺栓装配载荷计算出各载荷条件下产生的内力按组合后的外、内力进行如下的检查:1) 装配工况:检查螺栓拧紧过程中可能产生的最大螺栓力;2) 试验和操作工况检查必需的最小力,以保证接头不发生屈服二：密封计算中需要的最小垫片力按以下两个方法确定:2.1 用ENV1591 - 2 标准中的垫片系数, 此系数基于工业的经验和对应主要气体和蒸汽的泄漏率。

这是传统的方法,不给出具体泄漏率大小2.2 如果有可能, 按照ENV1591 - 2 提出的方法,通过泄漏率对垫片应力的测试数据进行计算此方法允许将设计基于任何确定的最大泄漏率三 ：法兰视作一矩形截面的圆环, 且环截面保持不变形仅考虑法兰环中的周向应力和应变, 忽略径向和轴向应力和应变对整体法兰, 锥颈处理为一当量圆柱壳,法兰环截面与该当量圆柱壳相连,当量圆柱壳的厚度通过计算得到计算时法兰环与壳体连接处,考虑转角和位移的连续性在计算法兰环截面宽度时,要去除部分螺栓孔的尺寸,如整体法兰和法兰平盖:= ( - ) / 2 - (1)b𝐹 𝑑4𝑑0 𝑑5𝑒式中d5 e为 螺栓孔直径 ,当螺栓间距较小时, 接近于 ; 当 𝑑5𝑒 𝑑5螺栓间距较大时, 接近于0法兰环截面的有效厚度 可𝑑5𝑒 𝑒𝐹用环截面积 除以该截面的实际径向宽度得到,即:𝐴𝑃= 2Ap/ ( - ) (2)𝑒𝐹 𝑑4𝑑0因圆弧和弦长存在差异,需要考虑计算螺栓圆有效直径:= (1 -2/ ) (3)𝑑3𝑒𝑑3 𝑛2𝑏式中　 为螺栓数目n𝑏法兰环截面的转角和作用在法兰环上的径向弯矩之间的关系为:= / ×𝜃F ZFEFEF= + ( - + ) + ( + )(4)MF FGh𝐺𝐹𝑄ℎ𝐻ℎ𝑝 ℎ𝑄 𝐹𝑅ℎ𝐻ℎ𝑅式中　 为法兰环截面的转角; 为 法兰的转动柔性模量; 𝜃F ZF为法兰的弹性模量 ; 为施加在法兰环上的弯矩。

对于EF MF活套法兰:= / ×𝜃𝐿𝑍𝐿𝐸𝐿𝑀𝐿= (5)𝑀𝐿 𝐹𝐵ℎ𝐿式中　 为活套法 兰转角; 为活套法兰的转动柔性模量; 𝜃𝐿 𝑍𝐿为活套法兰的弹性模量; 为施加在活套法兰上的弯矩𝐸𝐿 𝑀𝐿公式(4) 、(5) 中的h 为各外力的力臂,直接或由计算获得以上转角可按每一计算工况确定如果规定了所用垫片的最大允许的法兰转角, 就可以检验计算值是否在最大允许值以下四：　 螺栓不考虑螺栓的弯曲刚度和弯曲强度,但螺栓的拉伸刚度近似包括了螺栓与螺母或螺纹孔螺纹部分的接触变形,螺栓的轴向伸长与螺栓载荷之间的关系为:= / × (6)𝑈𝐵𝑋𝐵𝐸𝐵𝐹𝐵式中　 为螺栓伸长; 为螺栓的轴向柔性模量; 为螺𝑈𝐵 𝑋𝐵 𝐸𝐵栓的弹性模量; 为螺栓载荷𝐹𝐵五：　 垫片垫片压缩量与作用在垫片上的载荷之间的关系为:= - / × (7)∆𝑈𝐺0→𝐼𝑋𝐺𝐸𝐺∆𝐹𝐺0→𝐼式中 为预紧 工况和工况I 之间的垫片厚度的改变量,∆𝑈𝐺0→𝐼负值表示垫片压缩, 正值表示垫片回弹; 为垫片的轴向柔𝑋𝐺性模量; 为垫片卸载时的弹性模量; 为预紧工况和𝐸𝐺 ∆𝐹𝐺0→𝐼工况I 之间的垫片载荷的变化量。

随作用在垫片上的压缩应力Q 增加而增大 ,其计算方法𝐸𝐺采用线性模型:= Eo + Q (8)𝐸𝐺 𝐾1是从最大装配应力Q 的100 %到33 %之间测量得到的卸𝐸𝐺载弹塑性正割模量, ENV1591 - 2 提供部分垫片 和 参𝐸0 𝐾1数因垫片在螺栓圆内与法兰面接触,垫片的有效宽度随法兰转动而改变法兰转动导致垫片沿径向非均匀的应力分布有效垫片宽度 按装配工况( I = 0) 确定 ,且假设在其后的所𝑏𝐺𝑒有载荷条件下不再改变 的计算包括法兰的弹性转动、垫𝑏𝐺𝑒片的弹性和塑性变形弹性变形的垫片的有效宽度与载荷呈平方根的变化关系塑性变形的垫片, 其垫片有效宽度随载荷变化呈直线关系在垫片有效尺寸的计算中考虑了4 种垫片类型:低硬度的平垫片、复合或纯金属材料垫片、具有曲面的金属垫片(单边接触) 、八角截面金属垫、椭圆或圆截面金属垫片(双边接触) 垫片在压缩和(或) 高温下,会发生蠕变和松弛在EN1591 - 2 中, 通过垫片蠕变系数 修正 : (包括蠕变) = × 𝑔𝑐 𝐸𝐺 𝐸𝐺 𝑔𝑐𝐸𝐺(不包括蠕变) 为了补偿由于蠕变和松弛现象引起的垫片应力的降低, ， 要求提供更高的预紧力。

六：　 载荷EN1591 按装配工况( I = 0) 和其后的各种 计算工况( I = 1 ,2 ⋯) 分别计算连接系统中的力和变形平衡装配工况作为参照状态,其后的各个计算工况,典型的如试验工况( I = 1) 、设计工况( I = 2) 、操作工况( I = 3) 等对每一种工况,考虑下列载荷:6.1 流体压力内压( > 0) 、无压 ( = 0) 或外压( 0) 或压缩力( 0)：垫片表面压力必须高于 (密封准则)𝑄𝐼如果没有密封试验依据， 可由EN1591—2中的 ／P值𝑄𝐼 𝑄𝐼决定当有密封试验依据时， 可根据给定的压力，温度𝑄𝐼和最大垫片表面压力下要求的泄漏率来确定由 和 值决定需要的最小螺栓预紧力 ,此需𝑄𝑚𝑖𝑛𝑄𝐼 𝐹𝐵𝑂𝑟𝑒𝑞通过迭代计算直到假设的预紧力接近计算要求的预紧力9．2 考虑预紧分散性和确定预紧扭矩由于紧固方法导致最终结果的分散性，所以实际螺栓预紧力必须大于需要的螺栓预紧力EN1591以+ 和一 考虑紧固方法的分散度因此，实际螺栓𝜀 𝜀预紧力 受到如下的限制：𝐹𝐵𝑂（23）𝐹𝐵𝑂𝑚𝑖𝑛≤𝐹𝐵𝑂≤𝐹𝐵𝑂𝑚𝑎𝑥式中 = （1- ）𝐹𝐵𝑂𝑚𝑖𝑛𝐹𝐵𝑂𝑎𝑣𝜀‒= （1+ ） （24）𝐹𝐵𝑂𝑚𝑎𝑥𝐹𝐵𝑂𝑎𝑣𝜀+为平均螺栓预紧力𝐹𝐵𝑂𝑎𝑣名义螺栓预紧力 必须进行如下的校核：𝐹𝐵𝑂𝑛𝑜𝑚（25）𝐹𝐵𝑂𝑛𝑜𝑚≥𝐹𝐵𝑂𝑚𝑖𝑛（ 1-𝜀‒）同理，计算装配工况下的载荷比用如下的紧固力：= （1+ ） （26）𝐹𝐵𝑂𝑚𝑎𝑥𝐹𝐵𝑂𝑛𝑜𝑚𝜀+为了达到名义螺栓预紧力 ，紧固螺栓需要的扭矩值𝐹𝐵𝑂𝑛𝑜𝑚如下式所示：= （ + + ） 𝑀𝑡𝑛𝑜𝑚𝐹𝐵𝑂𝑛𝑜𝑚𝑛𝐵 𝑃𝑡2𝜋𝑢𝑙∙𝑑𝑙2cos𝛼𝑢𝑛∙𝑑𝑛2 (27)式中 螺栓数目𝑛𝐵螺母与螺栓头的平均接触直径𝑑𝑛螺纹的平均接触直径𝑑𝑙螺母与螺栓头的摩擦系数𝑢𝑛螺纹的摩擦系数𝑢𝑙螺纹的牙距𝑃𝑡螺纹半角𝛼。