题目： 成都石化设计院用于某容器上的带增强法兰的球封头，结构尺寸如图， 工作载荷为内压0.8Mpa,螺栓载荷为535574N,材料为 20R。请按照分析设计的要求分析该结构在上述工况下操作时的各类应力并进行强度校核。 带增强法兰的球封头 载荷分析 1. 用户数据 根据设计图，计算基础数据如下: 2. 结构参数 以下所有厚度均为有效厚度，长度单位：mm
中心接管参数 图1:带增强法兰的椭圆封头-中心接管参数示意图 封头参数 法兰参数
图3: 带增强法兰的椭圆封头-法兰参数示意图 外直径di 960 内直径d2 780 厚度t 66 螺栓数目 24 螺栓中心圆直径d3 915 螺栓孔直径d4 27 垫片内直径d5 800 垫片外直径d6 866 倒角内半径r1 40 倒角外半径r2 15 材料参数 部位 材料 弹性模量 (MPa) 泊松比 比重 (g/cm ) S m (MPa) t 接管 碳素钢锻件 20 190200 0.3 7.84 3 124.6 封头 碳素钢钢板 20R 194600 0.3 7.824 144.2 法兰 碳素钢钢板 20R 190200 0.3 7.84 114.6 载荷条件 内压(MPa) 0.8 螺栓力(N) 535574 二、结构分析 根据法兰结构特点，应进行带增强法兰的椭圆封头的应力分析, 建立力学模型如下： (1) 力学模型
根据带增强法兰的椭圆封头的结构特点和载荷特性，采用了三维力学模型。 图4:带增强法兰的椭圆封头网格图 (2) 边界条件 位移边界条件
节.口总0 0091000 Q00H?n o.ooMon 000(40)0 OCCrHJO O 0EEt44m fl OOa+DM 血伽 OCOeHnO QQQe^W enorHnn novtdoo ■3 00a4?M flOCtHHO OOO H WD QCXnflM OEUrtffiE OCfia^? OoOc^P OOXIJO OOQHOKi aflOrtujo OKftOOO OO^tOOO OIMb^W □ (Kr-KTO 0￡Xfe4QO O S0k*lflJD owxwo 0Kr*?C OQC^nKX B OWHODC QUlXlJO OOCc*{M0 DIHrtOOCi 00^*000 ojnrxin DDOr'HKEI □OC HT KI JO Offl>*aoO 图5:带增强法兰的椭圆封头X方向约束 OnOHOQO^H :-■: I —111 -厂-'I「P I? OOQr^nol □ OLf "J：D OD lr*JDO J OOTtafOOO^- □OOMKKI o込希io PQDZJQ DJO .f*JJO 磁砒 one*aoD OXrtWO otr* 曲io OOCmJjO 图6:带增强法兰的椭圆封头丫方向约束JdJ K U节貞血 ? OOte+COG 0GOHWB tl tJ>+€rt) dOOd-HNO OCCHOff) 力如姻 OCOtrHMO 0EDe4?D 皿 咄M OOQKXn UDOHWO 皿畑 QCQl^QQ OLUrtWO QOOa^nO 0 00*4000 CiCbrHMO QQDrKm OCOa-iOn OOfriMW
法兰螺栓扭矩计算 关键词:法兰螺栓拉力扭矩计算法兰螺栓紧固力矩法兰螺栓的紧固螺栓紧固力矩 法兰紧固时如何确定螺栓的载荷及其扭矩，对于大家来说，可能都是一个比较感兴趣的话题。本人就此抛砖引玉，希望大家分享更多的经验和知识。首先提出两个问题： * 对于M36以下的螺栓，知道螺栓荷载，如何求对应的扭矩值？ * 对于可以进行液压拉伸的螺栓，不进行法兰计算，如何查取对应的螺栓荷载？ 大家在进行法兰设计时或查阅法兰的计算报告，都能找到法兰预紧和操作时的螺栓拉力。对于M36以下的螺栓，一般可以采用扭矩扳手。现在知道螺栓荷载，如何求对应的扭矩值呢？大家可以查阅GB/T16823.2-1997《螺纹紧固件紧固通则》或者相关的资料就能够找到相应的扭矩值。对于可以进行液压拉伸的螺栓，大家可以查阅相应的垫片生产厂家的数据，即可以知道螺栓的荷载。更简单的可以直接取螺栓材料45%的屈服强度来计算每个螺栓的载荷。 这是我计算出来的螺栓加载扭矩：采用力矩扳手、垫片为缠绕垫片（用钢圈垫可以类推），仅供参考。 根据GB150-1998《钢制压力容器》P94中‘9 法兰’的规定，求得垫片压紧力，再根据力与力矩的关系，算出每条螺栓的力矩。高压法兰尺寸为：DN6’ PN1500class（缠绕垫片密封），其法兰预紧力具体验算如下： 1、查HG20592~20635-97《钢制管法兰、垫片、紧固件》中HG20631-97法兰密封面外径d＝216mm； 2、查HG20631-97中DN6’ PN1500class D型缠绕垫片缠绕垫内径D2＝171.5mm，缠绕垫外径D3＝209.6mm，垫片密封宽度N＝19.05mm ，D3＜d。 3、按照GB150-98 P91表9-1中1a垫片基本密封宽度b0＝N/2＝19.05/2＝ 9.525mm＞6.4mm。 4、按照GB150—98 P94中9.5.1.1垫片有效密封宽度b＝2.53 ＝2.53 ＝7.81mm。 5、按照GB150-98 P94中9.5.1.2垫片压紧力作用中心圆直径DG＝D3-2b＝209.6-2*7.81＝193.98mm。 6、查GB150-98 P93表9-2中缠绕垫片的垫片系数m＝3.00，比压力y＝69MPa。管线的设计压力为15.85MPa，操作压力为14.4MPa。 7、按照GB150-98 P94中9.5.1.3中预紧状态下需要的最小垫片压紧力FG＝Fa ＝3.14DGby＝3.14*193.98*7.81*69=328236.4N。 8、按照GB150-98 P94中9.5.1.3操作状态下需要的最小垫片压紧力FG＝Fb＝6.28DGbmpc＝6.28*193.98*7.81*3.00*14.4＝411009N。 9、按照力与力矩的关系式N＝0.2Fd，该法兰用紧固件螺栓为M36*3，用紧固件螺栓12对，螺纹实际作用力直径为d＝33。 10、预紧状态下每条螺栓加载扭矩Na＝0.2（FG/12）d＝0.2*（328236.4/12）*（33/1000）＝180N.m。 11、操作状态下每条螺栓加载扭矩Np＝0.2（FG/12）d＝0.2*（411009/12）*（33/1000）＝226N.m
法兰螺栓拉力扭矩计算 1 先说载荷和力矩的换算，力矩扳手制造商有着对应表可以查，从理论力学教科书上也有公式，公式中一个系数是一个范围，需要根据实际情况来确定 2. 做过实验，对螺栓帖上应力片来验证载荷的变化，结论是：系数在推荐的范围内，但变化比较大。这与螺栓螺纹加工精度、润滑程度、螺母表面与法兰表面的光洁度、螺母与螺栓啮合的匹配状态等有着紧密的联系。 3 因此从理论计算和实际结果是有着大的差别的。 4 当然，采用力矩扳手比传统方法还是进了一大步。 二关于螺栓上紧过程相邻螺栓受力变化效应 1 规律：螺栓上紧过程各螺栓受力影响分析无论采用何种垫片，为了保证密封效果均需有相应的密封比压，在螺栓上进过程中，由于螺栓受力是渐紧上升，因此密封比压产生的轴向力不均匀分配在各螺栓中，在紧固某个螺栓时其相邻螺栓的受力将减小 2. 实践例子：在螺栓按照规定的力矩旋紧过程中，对某一个螺栓加载，则其相邻螺栓的载荷立即下降 3 当载荷达到规定值仍因为某种原因再要加载，则加载的动力必须要远超过阻力，我们的试验结果平均在120%以上 4. 比较有效的方法：在旋了数圈后，对相隔螺栓加大载荷（超过理论载荷）进行旋紧，而后对相邻螺栓按照理论载荷旋紧，这样对于一个法兰来说，各螺栓的载荷形成一条相对均匀的载荷曲线。 根据GB150-1998《钢制压力容器》P94中‘9法兰’的规定，求得垫片压紧力，再根据力与力矩的关系，算出每条螺栓的力矩。高压法兰尺寸为：DN6’ PN1500class（缠绕垫片密封），其法兰预紧力具体验算如下： 1、查HG20592~20635-97《钢制管法兰、垫片、紧固件》中HG20631-97法兰密封面外径d＝216mm； 2、查HG20631-97中DN6’ PN1500class D型缠绕垫片缠绕垫内径D2＝171.5mm，缠绕垫外径D3＝209.6mm，垫片密封宽度N＝19.05mm ，D3＜d。 3、按照GB150-98 P91表9-1中1a垫片基本密封宽度b0＝N/2＝19.05/2＝9.525mm＞6.4mm。 4、按照GB150—98 P94中9.5.1.1垫片有效密封宽度b＝2.53 ＝2.53 ＝7.81mm。 5、按照GB150-98 P94中9.5.1.2垫片压紧力作用中心圆直径DG＝D3-2b＝209.6-2*7.81＝193.98mm。 6、查GB150-98 P93表9-2中缠绕垫片的垫片系数m＝3.00，比压力y＝69MPa。
HG/T 20592 40-16 RF A=M20*1.5： 40-16是公称直径DN40的法兰，公称压力16公斤也就是1.6MPa，RF指密封面为突面，A=M20X1.5指该法兰上所配的螺栓规格。 GB9119，2—88GB9119，2—88 in 公称 通径 10kg=1.0MPa 公称 通径 16kg=1.6MPa 法 兰 外 径 螺栓 孔距 螺 栓 直 径 螺栓 孔数 法兰 厚度 法兰 外径 螺栓 孔距 螺栓 直径 螺栓 孔数 法兰厚度 3/8 DN10 506014414DN10 906014414 1/2 DN15 596514414DN15 956514414 3/4 DN20 1057514416DN20 1057514416 1 DN25 1158514416DN25 1158514416 11/4DN32 14010018418DN32 14010018418 11/2DN40 150********DN40 150******** 2 DN50 16512518420DN50 16512518420 21/2DN65 185********DN65 185******** 3 DN80 20016018820DN80 20016018820 31/2DN10 22018018822DN100 22018018822 4 DN12 5 25021018822DN125 25021018822 5 DN15 28524022824DN150 28524022824 6 DN20 34029522824DN200 34029522826 8 DN25 395350221226DN250 405355261229 10 DN30 445400221228DN300 460410261232 12 DN35 505460221630DN350 520470261635
法兰垫片螺栓定力矩紧固计算公式详细解析螺栓定力矩紧固计算公式详细解析预紧比压力y的定义(单位MPa):垫片在弹性内变形，且足以将法兰表面上微观的不平度填补严密不致产生泄漏的单位密封面积压紧力的最小值。简单说就是垫片能够起到密封作用时单位面积压紧力最小值，也就是最小单位压强。 y值的特点:不同垫片y值不同，同一垫片的y值固定不变，与管压力无关。防止垫片被压成塑形形变，预紧压力不应大于4y，垫片最小宽度校核出于此目的。 预紧比压力y=P/A P:垫片有效压紧力 A:垫片有效面积 垫片系数m的定义:也叫剩余比压系数。当管系升压到操作压力时，因内压产生轴向作用力，趋于将法兰分开。于是作用在垫片上的紧固力减小。当垫片的有效截面上的紧固压力小至某一临界值时，仍能保持密封，这时在垫片上剩余的紧固力即为有效紧固压力P。当小至临界值以下时就会发生泄漏，甚至将垫片吹掉。因此，垫片的有效紧固力必须超过管系操作压力P1的m倍，这个倍数值m就是垫片系数。 m值的特点:垫片系数m与预紧比压力y都是垫片本身特有的数值，不同垫片由不同的m值，其值因垫片的形状、材质等不同而不同，且m随垫片硬度增大而增大。 垫片系数m=P/P1 P:垫片有效压紧力 P1:管系工作压力
垫片接触宽度N(单位mm): 法兰在预紧前垫片能与法兰密封面接触上的宽度，称为垫片接触宽度，以N表示。垫片在预紧状态下受到最大载荷的作用，可能因压紧过度而失去密封性能，为此垫片须有足够的宽度Nmin，其值按下式校核: Nmin=Ab×*d+b/2π/DG/y<N(mm) 式中 Ab——实际螺栓面积，mm2，按GB150计算 [d]b——螺栓材料许用拉应力，MPa DG——垫片压紧力作用中心圆直径，mm y——垫片比压力，MPa 垫片接触宽度N的特点:N?Nmin。可根据垫片形式查JB/T4718-92 取得。 垫片基本密封宽度b0(单位mm):当法兰螺栓预紧后，由于法兰环产生偏转，法兰密封面在靠近内径处会产生分离，使其与该部位的垫片脱离接触，故垫片只有在靠近外径处才能被压紧。此能被压紧的部分宽度称为压紧宽度，以表示b0。根据下图公式进行计算。 垫片有效密封宽度b(单位mm):然而垫片被压紧并不等于起密封作用。只有被压得相应紧的垫片宽度才能起有效密封作用。为此垫片实际能起有效密封作用的宽度只有压紧宽度的一部分。即更靠近垫片外径的部分。此真正起密封作用的垫片宽度，称为垫片有效密封宽度，以b表示，其值按以下确定: 当b0?6.4mm时密封宽度b= b0 当b0>6.4mm时b=2.53?b0 垫片压紧力作用中心圆直径DG(单位mm):是指垫片荷载作用点处的直 径，这些说法都是从垫片受力的角度讲解的，从垫片的几何参数讲就是垫片密封面的中心的直径，用DG表示。 补充:就是垫片密封面的中心的直径。 当b0?6.4mm时，DG等于垫片接触的平均直径;
法兰有限元分析 1.下法兰计算 1.1 下法兰计算模型 下法兰卡紧方式是通过卡箍将产品法兰与加压端法兰卡紧。经过适当简化，建立如图1所示计算模型。 图1 下法兰计算模型简图 在产品法兰上端面施加全位移约束fix-all；在加压端法兰内表面施加压力F。 1.2 下法兰分析结果 在t 1100压力作用下，产品法兰，加压端法兰以及卡箍的应力分布情况分别如图2，图3，图4所示。 从下图可以看出产品法兰等效应力的最大值为MPa 423，位于Φ199通孔 6. 最薄弱处（如图上Max标示处）；最大主应力的最大值为MPa 456，位于Φ199 5. 通孔边的R100圆弧上（如图下左Max标示处）；最大剪应力为MPa 184，位于 8. Φ199通孔最薄弱处（如图下右Max标示处）。
图2 产品法兰应力分布图（MPa） 从图3上看，加压端法兰等效应力的最大值位于面上那6个黄点上，但那是由于接触引起的局部应力集中，不予考虑，实际等效应力最大值位置位于中心Φ50通孔上，最大值为MPa 452，同样位于 9. 4. 337，最大主应力的最大值为MPa Φ50通孔上（如图右Max标示处）。
图3 加压端法兰应力分布图（MPa ） 卡箍应力分布如图4所示。其等效应力的最大值位置如图左Max 标示处，最大值为MPa 4.278；最大主应力的最大值位置如图右Max 标示处，最大值为MPa 1.292。 图4 卡箍应力分布图 卡箍的变形用其位移量分布图来表示，卡箍Y 向与Z 向位移量分布如图5。由图看出卡箍在整个装配中向外位移了mm 901.2，自身向外拉伸了 mm mm mm 297.3)396.0(901.2=--。卡箍在整个装配中轴向位移了mm 048.3，卡 箍自身轴向拉伸了mm mm 651 .2)863.2(212.0=---。
GB9119，2—88GB9119，2—88 in 公称 通径 10kg=1.0MPa 公称 通径 16kg=1.6MPa 法 兰 外 径 螺栓 孔距 螺 栓 直 径 螺栓 孔数 法兰 厚度 法兰 外径 螺栓 孔距 螺栓 直径 螺栓 孔数 法兰厚度 3/8 DN10 506014414DN10 906014414 1/2 DN15 596514414DN15 956514414 3/4 DN20 1057514416DN20 1057514416 1 DN25 1158514416DN25 1158514416 11/4DN32 14010018418DN32 14010018418 11/2DN40 150********DN40 150******** 2 DN50 16512518420DN50 16512518420 21/2DN65 185********DN65 185******** 3 DN80 20016018820DN80 20016018820 31/2DN10 22018018822DN100 22018018822 4 DN12 5 25021018822DN125 25021018822 5 DN15 28524022824DN150 28524022824 6 DN20 34029522824DN200 34029522826 8 DN25 395350221226DN250 405355261229 10 DN30 445400221228DN300 460410261232 12 DN35 505460221630DN350 520470261635 14 DN40 565515261632DN400 580525301638 16 DN45615565262035DN450 640585302042
5.4法兰连接计算钢制管法兰连接强度计算方法(GB/T17186-1997) 5.4.1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。 5.4.2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： ()b t i n t N y y M N ≤?=∑2''max (5.4.2-1) 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： b t o i n t N n N y y M N ≤+?=∑2max (5.4.2-2) 式中 o n ——该法兰盘上螺栓总数。 2)、当按(5.4.2-2)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 i n t N y y Ne M N ≤+=∑2 ''max (5.4.2-3) 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 5.4.2)
图5.4.2法兰盘 5.4.3有加劲肋的法兰板厚应按下列公式计算： f M t max 5≥ (5.4.3) 式中 t f M 算可参考附录A 5.4.4式中 v f f t 5.4.51 N b N
式中：m ——法兰盘螺栓受力修正系数，65.0=m 。5.4.5无加劲肋法兰盘螺检受力简图 2、受拉（压）、弯共同作用时： 一个螺栓所对应的管壁段中的拉力： ??? ? ??+=N r M n N b 25.01 (5.4.5-3) 式中：M ——法兰盘所受弯矩，mm N ?； N ——法兰盘所受轴心力， N ，压力时取负值。 5.4.6无加劲肋的法兰盘的法兰板，应按下列公式计算：(图5.4.6) 顶力： a b N R b f ?= (5.4.6-1) 剪应力： f s t R f ≤??=5.1τ (5.4.6-2) 正应力： f t s e R f ≤??=25σ (5.4.6-3) 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5.4.6 无加劲肋法兰板受力 5.5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5.5.1）：
利用EXCEL表格怎样才能用公式计算出法兰的重量 (外径*外径-内径*内径-孔径*孔径*孔数)*厚度*0.616*0.0001 EXCEL例: 外径A1/内径B1/孔径C1/孔数D1/厚度E1 在F1求重量=(A1*A1-B1*B1-C1*C1*D1)*E1*0.616*0.0001 法兰重量的计算公式 3.14＊1/4＊（外径＊外径－内径＊内径－螺栓孔径＊螺栓孔径＊螺栓孔数）＊厚度＊密度各种类型法兰重量自动计算器 1:全平面(FF)板式平焊法兰:重量=体积*密度 备注: 304材质密度:7.93g/cm^3 316材质密度:7.98g/cm^3 碳钢材质密 度:7.85g/cm^3以304材质(密度7.93g/cm^3)为例:法兰体积=外环体积-内环体积-螺栓孔数*螺栓体积 =[π*(外径/2)*(外径/2)-π*(内径/2)*(内径/2)-π*螺栓孔数*(螺栓孔径/2)*(螺栓孔径/2)]*厚度 =π/4*(外径*外径－内径*内径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度 (外径,内径,螺栓孔径,厚度单位:mm) 密度=7.93 (单位:g/cm^3) =7.93/1000 (单位:g/cm^3) =7.93/1000000 (单位:Kg/cm^3)法兰重量=(外径*外径－内径*内径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度*π/4*7.93 /1000000(Kg/cm^3) (外径,内径,螺栓孔径,厚度单位:mm) =(外径*外径－内径*内径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度 *6.228/1000000 (重量单位：Kg) (外径,内径,螺栓孔径,厚度单位:mm)2:全平面(FF)法兰盖: =(外径*外径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度 *6.228/1000000 (重量单位：Kg) (外径,螺栓孔径,厚度单位:mm)3:突面(RF)板式平焊法兰以突台为界分上下2部分计算: 公式1=[(外径*外径－内径*内径－孔数*孔径*孔径)*法兰厚+(突台外径*突台外径-内径*内径)*突台厚 度]*6.228/1000000 (注:公式中法兰厚不包含突台厚度) 公式2=[(外径*外径－内径*内径－孔数*孔径*孔径)*法兰厚-(外径*外径-突台外径*突台外径-孔 数*孔径*孔径)*突台厚度]*6.228/1000000 (注:公式中法兰厚包含突台厚度) 举例: 外165内59厚20孔4*18,PL-FF法兰,材质304重量 =(165*165-59*59-4*18*18)*20*6.228/1000000=2.80Kg4:圆台体积公式 =1/3*π *(R*R+R*r+r*r)*h
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) 式中d5 e为螺栓孔直径,当螺栓间距较小时,接近于; 当螺栓间距较大时, 接近于0。法兰环截面的有效厚度 可用环截面积除以该截面的实际径向宽度得到,即: = 2Ap/ ( - ) (2) 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) 式中为螺栓数目。 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: =/× = + ( - + ) + (+ )(4)
法兰螺栓和法兰板校核 5.4.1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。 5.4.2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： () b t i n t N y y M N ≤?=∑2 ''max (5.4.2-1) 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： b t o i n t N n N y y M N ≤+?= ∑2 max (5.4.2-2) 式中 o n ——该法兰盘上螺栓总数。 2)、当按(5.4.2-2)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 i n t N y y Ne M N ≤+= ∑2''max (5.4.2-3) 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5.4.2)
图5.4.2法兰盘 5.4.3有加劲肋的法兰板厚应按下列公式计算： f M t max 5≥ (5.4.3) 式中 t f M 算可参考附录A 5.4.4式中 v f f t 5.4.51 N b t N
式中：m ——法兰盘螺栓受力修正系数，65.0=m 。5.4.5无加劲肋法兰盘螺检受力简图 2、受拉（压）、弯共同作用时： 一个螺栓所对应的管壁段中的拉力： ??? ? ??+=N r M n N b 2 5.01 (5.4.5-3) 式中：M ——法兰盘所受弯矩，mm N ?； N ——法兰盘所受轴心力， N ，压力时取负值。 5.4.6无加劲肋的法兰盘的法兰板，应按下列公式计算：(图5.4.6) 顶力： a b N R b f ? = (5.4.6-1) 剪应力： f s t R f ≤??=5.1τ (5.4.6-2) 正应力： f t s e R f ≤??= 2 5σ (5.4.6-3) 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5.4.6 无加劲肋法兰板受力 5.5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5.5.1）：
法兰盘规格尺寸 Prepared on 24 November 2020
GB9119，2—88GB9119，2—88 in 公称 通径 10kg= 公称通 径 16kg= 法 兰 外 径 螺栓孔 距 螺栓直 径 螺栓 孔数 法兰 厚度 法兰外径螺栓孔距螺栓直径螺栓孔数法兰厚度 3/8DN10506014414DN10906014414 1/2DN155********DN159******** 3/4DN201057514416DN201057514416 1DN251158514416DN251158514416 11/4DN3214010018418DN3214010018418 11/2DN4015011018418DN4015011018418 2DN5016512518420DN5016512518420 21/2DN6518514518420DN6518514518420 3DN8020016018820DN8020016018820 31/2DN10022018018822DN10 22018018822 4DN12525021018822DN12 5 25021018822 5DN15028524022824DN15 28524022824 6DN20034029522824DN20 34029522826 8DN250395350221226DN25 405355261229 10DN300445400221 2 28 DN30 460410261232 12DN350505*********DN35 520470261635 14DN400565515261632DN40 580525301638 16DN450615565262035DN45 640585302042 18DN500670620262038DN50 715650332046 20DN600780725262042DN60 840770362052 JIS标准JIS标准
PRO-E在法兰盘仿真加工方面的应用 1法兰盘简介 1.1法兰简介(flange) 法兰又叫法兰盘或突缘。使管子与管子相互连接的零件，连接于管端。法兰上有孔眼，螺栓使两法兰紧连。法兰间用衬垫密封。法兰是一种盘状零件，在管道工程中最为常见，法兰都是成对使用的。在管道工程中，法兰主要用于管道的连接。在需要连接两个管道的端头处，各安装一片法兰盘，低压管道可以使用丝接法兰，4公斤以上压力的使用焊接法兰。两片法兰盘之间加上密封垫，然后用螺栓紧固。不同压力的法兰有不同的厚度和使用不同的螺栓。水泵和阀门，在和管道连接时，这些器材设备的局部，也制成相对应的法兰形状，也称为法兰连接。凡是在两个平面在周边使用螺栓连接同时封闭的连接零件，一般都称为“法兰”，如通风管道的连接，这一类零件可以称为“法兰类零件”。螺纹法兰盘是法兰盘的一种。螺纹法兰盘联接结构是一个组合件，是由一对法兰，若干螺栓、螺母和一个垫片所组成。 1.2法兰联接介绍(flange，joint) 由一对法兰、一个垫片及若干个螺栓螺母组成。垫片放在两法兰密封面之间，拧紧螺母后，垫片表面上的比压达到一定数值后产生变形，并填满密封面上凹凸不平处，使联接严密不漏。法兰联接是一种可拆联接。按所联接的部件可分为容器法兰及管法兰。法兰按结构型式分，有整体法兰、活套法兰和螺纹法兰。常见的整体法兰有平焊法兰及对
焊法兰。平焊法兰的刚性较差，适用于压力p≤4MPa的场合；对焊法兰又称高颈法兰，刚性较大，适用于压力温度较高的场合。法兰密封面的型式有三种：法兰平面型密封面，适用于压力不高、介质无毒的场合；法兰凹凸密封面，适用于压力稍高的场合；榫槽密封面，适用于易燃、易爆、有毒介质及压力较高的场合。垫片是一种能产生塑性变形、并具有一定强度的材料制成的圆环。大多数垫片是从非金属板裁下来的，或由专业工厂按规定尺寸制作，其材料为石棉橡胶板、石棉板、聚乙烯板等；也有用薄金属板(白铁皮、不锈钢)将石棉等非金属材料包裹起来制成的金属包垫片；还有一种用薄钢带与石棉带一起绕制而成的缠绕式垫片。普通橡胶垫片适用于温度低于120℃的场合；石棉橡胶垫片适用于对水蒸气温度低于450℃，对油类温度低于350℃，压力低于5MPa的场合，对于一般的腐蚀性介质，最常用的是耐酸石棉板。在高压设备及管道中，采用铜、铝、10号钢、不锈钢制成的透镜型或其他形状的金属垫片。高压垫片与密封面的接触宽度非常窄(线接触)，密封面与垫片的加工光洁度较高。低压小直径有丝接法兰，高压和低压大直径都是使用焊接法兰，不同压力的法兰盘的厚度和连接螺栓直径和数量是不同的。 1.3法兰连接种类 板式平焊法兰带颈平焊法兰带颈对焊法兰承插焊法兰螺纹法兰法兰盖盲板带颈对焊环松套法兰平焊环松套法兰环槽面法兰及法兰盖大直径平板法兰大直径高颈法兰八字盲板对焊
法兰盘标准及简介 法兰，也叫法兰盘，或者法兰凸缘盘，是管子与管子之间相互连接的零件，用于管端之间的连接。法兰上有孔眼，螺栓使两法兰紧连。法兰间用衬垫密封。法兰分螺纹连接（丝扣连接）法兰、焊接法兰和卡夹法兰。 法兰连接是将两个管道、管件或设备，先各自固定在一个法兰盘上，两个法兰盘之间，加上法兰垫，用螺栓紧固在一起，完成了连接。有的管件和设备已经自带法兰盘，也是属于法兰连接，如法兰阀门。法兰连接是管道施工的重要连接方式。法兰连接使用方便，能够承受较大的压力。在工业管道中，法兰连接的使用十分广泛。 法兰都是成对使用的,低压管道可以使用丝接法兰，四公斤以上压力的使用焊接法兰。两片法兰盘之间加上密封垫，然后用螺栓紧固。不同压力的法兰厚度不同，它们使用的螺栓也不同。锻造法兰是法兰产品中机械性能最好的一种产品，它的原材料一般是管坯，然后进行切割之后再进行不断的捶打，以消除钢锭中的偏析、疏松等缺陷。价格和力学性能都比普通的铸造法兰高一个档次。 法兰分螺纹连接（丝接）法兰和焊接法兰。低压小直径有丝接法兰，高压和低压大直径都是使用焊接法兰，不同压力的法兰盘的厚度和连接螺栓直径和数量是不同的。根据压力的不同等级，法兰垫也有不同材料，从低压石棉垫、高压石棉垫到金属垫都有。 法兰连接使用方便，能够承受较大的压力。在工业管道中，法兰连接的使用十分广泛，大大小小的生产设备都离开不法兰盘，广泛用于化工、建筑、给水、排水、石油、轻重工业、冷冻、卫生、水暖、消防、电力、航天、造船等基础工程。
图：法兰盘标准 我国的法兰盘标准有很多，这些标准有着不同的温度-压力表、密封面尺寸和接管尺寸,相互之间互换性差,有些甚至不能配套使用。目前，常用的法兰盘标准就有： 1、国家法兰标准(GB) 2、机械部法兰标准(JB) 3、石化部法兰标准(SH) 4、化工部法兰标准(HG) 国际上法兰盘标准主要有两个体系，即以德国DIN（包括原苏联）为代表的欧洲管法兰体系和以美国ANSI管法兰为代表的美洲管法兰体系。除此之外，还有日本JIS管法兰，但在石油化工装置中一般仅用于公用工程，而且在国际上影响较小。 国际上通用的管法兰盘标准可概括为两个不同的，且不能互换的管法兰盘标准体系：一个以德国为代表的欧洲管法兰盘标准体系；另一个是以美国为代表的美洲管法兰盘标准体系。IOS7005-1是国际标准化组织于1992年颁布的一项标准，该标准实际上是把美国和德国两套系列的管法兰合并而成的管法兰盘标准。 国际主要法兰盘标准如下：
6)法兰用螺栓尺寸对照表（DIMENSIONS OF FLANGE BOLTS） For Class150LB Flanges For Class300LB Flanges Size No. of Bolts Dia of Bolts Length of Bolt No.of Bolts Dia of Bolt Length of Bolt NPS ISO RF RJ ISO RF RJ 1/241/2M1460--41/2M146575 3/441/2M1465--45/8M167590 141/2M14658045/8M168090 11/441/2M14708545/8M168595 11/241/2M14708543/4M2090100 245/8M16859585/8M1690100 21/245/8M169010083/4M20100115 345/8M169010083/4M20110120 31/285/8M169010083/4M20110125 485/8M169010083/4M20110130 583/4M209511083/4M20120135 683/4M20100115123/4M20125140 883/4M20110120127/8M24140155 10127/8M24115130161M24155170 12127/8M241201351611/8M30170185 14121M271301502011/8M30175190 16161M271351502011/4M33190205 181611/8M301501602411/4M33195210 202011/8M301601702411/4M33205225 242011/4M331751852411/2M39230255 For Class400LB Flanges For Class600LB Flanges Size No.of Bolts Dia of Bolts Length of Bolt No.of Bolts Dia of Bolt Length of Bolt NPS ISO RF RJ ISO RF RJ 1/241/2M14757541/2M147575 3/445/8M16909045/8M169090 145/8M16959045/8M169090 11/445/8M161109545/8M169595 11/243/4M2011011043/4M20110110 285/8M1612011085/8M16110110 21/283/4M2012512083/4M20120120 383/4M2014013083/4M20125130 31/287/8M2414014087/8M24140140 487/8M2414514087/8M27145145 587/8M2415015081M27165165 6127/8M24150155121M27170175 8121M271701751211/8M30190195 101611/8M301901901611/4M33215215 121611/4M332052052011/4M33225225 142011/4M332102102013/8M36235235 162013/8M362202252011/2M39255255 182413/8M362302302015/8M42275275 202411/2M392452502415/8M42290295 242411/4M452702802417/8M48330335