国家标准 GB/T17186.2一2018 部分代替GB/T17186一1997 管法兰连接计算方法第2部分:基于泄漏率的计算方法 Caleulationmethodsforthepipeflangejoints一 Part2Caleulationmethodsatisfiesleakagerate 2018-05-14发布 2018-12-01实施国家市场监督管理总局发布币国国家标准化管理委员会国家标准
GB;/T17186.2一2018 目次前言引言范围 2 规范性引用文件术语和定义图示和符号 12 -般规定计算参数 18 接头内力许用载荷率检查 22 使用扭矩扳手的装配附录A资料性附录) 26 附录B(规范性附录原蠕变因子从的使用 28 附录c(资料性附录法兰偏转 * 29 附录D(资料性附录)螺栓紧固方法的离散性 30 附录E(资料性附录)计算顺序 31 附录F(资料性附录)垫片应力不均匀的限制要求 33 附录G(资料性附录)米制螺栓尺寸 34 参考文献 36
GB;/T17186.2一2018 前言 GB/T17186《管法兰连接计算方法》分为两部分: -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/T17186的第2部分本部分按照GB/T1.1一2009给出的规则起草本部分代替GB/T17186一1997《钢制管法兰连接强度计算方法》中的部分内容(第13章、第5 章),与GB/T17186一1997相比,除编辑性修改外主要技术变化如下修改了标准的结构,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B进行了修改和完善; 修改了垫片系数; 修改了法兰计算参数和计算步骤; 增加了接头内力计算增加了许用载荷比检查增加了附录A使用扭矩扳手的装配、附录B原蠕变因子的使用、附录C法兰偏转、附录D 螺栓紧固方法的离散性、附录E计算顺序、附录F垫片应力分布不均匀性的限制要求、附录G 米制螺栓尺寸本标准还做了下列编辑性修改修改了标准的中,英文名称本部分由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;中机生产力促进中心,华东理工大学、石油工程建设公司华东设计分公司、中国天辰工程有限公司、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,浙江国泰萧星密封材料股份有限公司本部分主要起草人;章兰珠、冯峰、刘洪福,李俊英、刘建、刘建欣、王晓东、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/T171861997
GB/T17186.2一2018 引言本部分为法兰连接计算的另一种方法,尤其适用于以下场合: 主要受循环载荷作用的场合; a b 预紧时需要监控螺栓载荷的场合; 外部载荷(力或力矩)影响显著的场合 c d 泄漏率控制特别重要的场合 IN
GB;/T17186.2一2018 管法兰连接计算方法第2部分:基于泄漏率的计算方法范围 GB/T17186的本部分规定了螺栓连接的带垫片圆形管法兰连接的计算方法本部分主要适用于PN系列的管法兰,Class系列法兰和非标准法兰也可参考选用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)适用于本文件钢制管法兰类型与参数 GB/T9112 EN135552004法兰及其接头与带垫片的圆形法兰连接设计规则有关的垫片参数和测试方法 neduwresreleanttothedesgnrulesfor Flangeandtheirjoins一Gasket tparametersandtest tproC rgas ketcircularlangeconnections 术语和定义下列术语和定义适用于本文件 3.1 整体法兰integralflange 可通过焊接(如带颈对焊法兰,见图4~图7或平焊法兰,见图8和图11),或铸成一体(整体铸造法兰,类型21),将法兰连接在壳体上 3.2 盲板法兰lanklage 平板盖,见图9 3.3 松套法兰lo0selange 与翻边相连的单独法兰环 3,4 锥颈hub 法兰环的轴向延伸部分,通常用于连接法兰环与壳体,见图4、图5 3.5 翻边colar 与松套法兰毗连部分,见图10. 3.6 外部载荷externalloadls 其他外界载荷作用在接头上的力和(或)力矩,如管道的重量和热膨胀
GB/T17186.2一2018 3.7 载荷工况 l0adcondition 同步施加载荷的一组工况,标识为I 3.8 安装工况asemblyconditionm 初始紧固螺栓的载荷工况,标识为I=0. 3.9 其后工况subsequentconditiom 安装工况后的载荷工况,如试验工况、运行工况、开车或停车过程中的各种工况,标识为1=1、2、 3、 3.10 柔度compliances 刚度的倒数(轴向注:单位为毫米每牛(mm/N) 3.11 柔度模量lexibilty modulus 刚度模量的倒数,不包括材料的弹性常数轴向柔度模量符号为X,单位为每毫米(1/mm);回转柔度模量符号为Z,单位为每三次方毫米 1/mm 图示和符号 4.1图示图1一图12给出了与几何形状参数相关的符号图1图12只是示意图,并没有列出所有适用本计算方法的法兰类型 GB/T9112标准法兰的类型对应如下 01型图8 图10 02型 04型图 10 05型图9 图10 07 型图4 11 型图n 12型 13型图 12 21型图4图"
GB;/T17186.2?2018 ??? ??? ?1?? d2 e b e a ? ?? ??? ? =l-l. ?2?
GB/T17186.2?2018 da t da1 o da bGt 0 dle0 da a dea ?? b ?ε ?ε dat hGe hG0 dat dGt de he dl h da da d2 ?ε e ?ε fD) 0ε ?3? d da ? -; - ?4?ο??(?1)
GB;/T17186.2一2018 0 d 说明 -壳体 2 颈部; -法兰环图5与圆柱形壳体对焊的带颈法兰(示例2 小=小 d 说明: -壳体; -法兰环图6与圆锥形壳体焊接的法兰
GB/T17186.2一2018 d小=山 d dn an 说明: -壳体; 法兰环图7与球形壳体焊接的法兰 es=e1=e2=eE 说明: -壳体; 法兰环图8板式平焊法兰
GB;/T17186.2?2018 do d d d ?: -?; - ?9?巨 ans dan mim dnl ? -; -; -? ?10??
GB/T17186.2一2018 带颈平焊法兰图11 e！e2 山d 图12带颈螺纹法兰 4.2下标和特殊标记 4.2.1下标 -附加(FA.M
GB;/T17186.2一2018 螺栓垫片的蠕变(g D -用于极限载荷计算的等效圆柱筒(锥颈十相连壳体 E -用于柔度计算的等效圆柱筒(锥颈十相连壳体法兰 G 垫片 H 锥颈载荷工况的标识(取0、1、2) 松套法兰 M 力矩压力压力引起的净轴向力 R 外力引起的净轴向力 -壳体、剪切壳体,修正的薄弱截面变化量符号 act计算中考虑的实际尺寸平均 av 计算设计t 有效 -最太大 max 最小 min 公称 nom -最优 opt ref引用EN13555;2004中7.4的尺寸 req所需的 -螺栓的非螺纹部位 -理论、扭矩,螺纹初始安装工况(I=0,见下标I 4.2.2特殊标记 -法兰参数符号的上部加号表示接头中的第二个法兰,可能与第一个法兰类型不同 4.3符号以下符号有单位时用方括号标出,无单位时不表示 -有效的螺栓总截面积[mmt] An Ar、A -法兰环、松套法兰的总径向截面积包括螺栓孔[mm],式(5),式(7)、式(8 -垫片的有效面积,垫片的理论面积,[mm,式(39),式(36 A、A -计算螺栓载荷比时考虑扭矩的系数,式(71 En,Er,Eq,E -各下标组件在其温度下的弹性模量[MPa]
GB/T17186.2一2018 -附加轴向外力[N],拉力>0，压力<0，见图1 厂螺栓作用力所有螺栓的总和)[N] F 垫片作用力[N Fa -安装工况下最小垫片力[N],保证在进人下一工况所有载荷发生变化所需的垫片力,式(51 流体压力引起的轴向力[N],式(43 Fa F和M引起的力[N],式(44) 载荷工况标识,安装工况I=0,其后工况1=1、2,3, ;d)]的塑性扭转模量[mm],式(71 贡*mm(d 螺栓光杆[= n 由于螺栓紧固方法的不精确导致的系统误差附加外部力矩[N mm],见图1 螺栓安装扭矩[N mm],参见附录A 螺栓安装扭矩NM作用下,螺栓光杆所受的扭矩[N mm],式(71 式(A.8)、式(A.11) -接头使用寿命期内重新安装和重新紧固的次数,式(67 流体压力[MPa];内压>0,外压<0 " -蠕变系数,载荷条件下垫片应力和初始垫片应力的比值 -平均有效垫片压缩应力[MPa],Q=Fc/A -卸载前的安装垫片应力[MPa],对确定操作工况下Qsmm是必需的式(49 Q -载荷工况下,卸载时达到密封等级L 所需要的最小垫片应力[MPa],式 smin(L 50 Q -装配时,达到密封等级I所需要的最小垫片应力(有效垫片面积上),也是 min(L Q可接受的最低值[MPa] Q -在运行温度且无任何损坏的情况下,可以安全作用在垫片上的最大垫片应 Qsmn 力 [MPa],式72a),式(72b Q -在运行温度且无任何损坏的情况下,可以安全作用在垫片上的最大垫片应 max 力(按法兰螺栓连接中垫片的实际形状)[MPa],式(72b、式(72c Q -在运行温度且无任何损坏的情况下,可以安全作用在垫片上的最大垫片应 max 力(与垫片形状无关[MPa],式(72a) Tw,Tp,To,T 各下标组件的温度(平均[]或[K],式(45) 接头安装时的温度[C]或[K],( 一般为十20C 轴向位移[mm],AU按式(45 W,WL,w 各个下标部件或和)截面的阻抗[N mm],式(74)、式(86、式88) 式90) X,X -螺栓/垫片的轴向柔度模量[1/mm],式(34)、式(72 Ye,Yo,Y -螺趁接头的轴向柔度与F..F.,F 有关,式(6).式(7).式(48) Z,Z -法兰松套法兰的回转柔度模量[mm] 式(27,式(31),式(32 松套法兰倒角(或圆角)宽度[mm],图10,式(15),并满足以下条件 dmn=d十2×b bp,b 法兰、松套法兰的有效宽度[mm],式(5)式(8 bG, ,be -垫片的宽度(径向),临时;有效;理论[mm]表1、式(35、式(38) ,be 10 S
GB;/T17186.2一2018 垫片类型常数如;ci=1/20用于纤维增强的板状垫片;当没有值可用时c 式(72a),式(72b) 修正系数,式(20)、式(78),式(79 CF,CM,cs -法兰环内径[mm],也是盲板法兰中心部位的外径(厚度e处),不得大于 dd 垫片内径,见图4一图12 锥颈的平均直径,小端[mm],图4、图5,图11、图12 d 锥颈的平均直径,大端[mm],图4图5、图11图12 d.,d 螺栓中心圆直径:实际;有效[mm] 图4图12 法兰外径[mm],图4图12 d.da,d 螺栓孔直径:通孔;盲孔;有效[mm] 图4一图12 dd 松套法兰内径[mm],图10,图12 dd 松套法兰和翻边相互作用力处的直径[mm],图1、式(15)、式(41 dd -翻边外径mm],图10 d 盲板法兰中心开孔直径[mm],图9 d助,d,dg 螺栓直径:公称直径;有效直径;螺栓光杆直径[mm] 图2、表G.1 d聪,dB -螺纹节圆直径;螺纹根径mmm 图2 垫片直径;有效;理论图3、表1 dc,da 垫片理论接触面内外直径[mm],图3 da,de 各下标部件或截面的平均直径[mm],式(5)一式(8)、式(10)式(12) dE,d,d,ds,dx 图4~图12 在直径d 的范围内盲板法兰中心部位壁厚[mm],图9 锥颈小端的最小壁厚[nmm],图4、图5、图11、图12 锥颈大端壁厚[mm],图4,图5,图11,图12 极限载荷计算用的等效圆筒壁厚[mm],用于柔度计算,式(9),式(11)、式 eDeE 12),式(75) 法兰及松套法兰有效轴向厚度[nmm],式(5)一式(8) eFe 直径d处(螺栓位置)的法兰环厚度[mm],式(3) e 直径d 处(垫片力位置)的法兰环厚度[mm],与热膨胀相关,式(45) e 垫片厚度,[mm],图3 eG 法兰厚度,有径向压力为ep,无径向力时为er,图4~图12,ep十ea=e ep,ea 相连壳体的厚度[mm],图4~图8,图10~图12 es 薄弱部分的法兰厚度[mm],图9 eX 各下标组件在设计温度(C或K)下的公称设计应力,与压力容器规范中定 fBfE,fFfLfs 义及使用方法相同 -EN1591-1:2001版本中的垫片蠕变系数,改用P代替,如果使用g 时， 9 相应的计算方法见附录B 力臂[mm],图1,式(14),式(16) hG,hH,h 力臂修正[mm],式(13),式(21)一式(24),式(29),式(30) hp,hQ,hR,hs,hT 力矩的标记号,剪力(+1或1),式(80) jNM，js -修正系数,式(25),式(26),式(81 kQ,kR,kM,ks 螺栓轴向尺寸[mm],图2,式(34) B,ls =lB-s n -锥颈部长度,图4、图5、图11、图12,式(9),式(75 11
GB/T17186.2一2018 -螺栓个数,式(1),式(4),式(33),式(34),式(56a),式(56b),式(58a),式川B 58b),式(A.l),式(A.2)式(A.8),式(A.9),(式A.10) 螺栓间距[mm,式1 " 螺距,表B.1 " r,r 半径[mm],图4、图10 垫片截面的曲率半径[mm],图3 " " 轴向的膨胀差,式(45) 4 ,0 由力矩引起的法兰或松套法兰的偏转角(rad),附录c -径向力产生的法兰环载荷比荷载率,式(82 p w的特殊值,式(74),表2 坊各下标部件或和)截面在各载荷工况下的载荷比,式(71),式72e)、 p,更p,更G,中L,中x 式(73)、式(85),式(87),式(89),式(91 最大允许载荷比,式(70) 中ms 各下标部件的热膨胀系数,T 和T;,Tp,Te,TL,Ts[K-]的平均值 aB,ap,aG,aL .y,,u,,,X 中间变量,式(9),式(17)、式(18),式(19)、式(41、式(70)式(75、式(77) -单个螺栓初始螺栓载荷的离散度,高于公称值,低于公称值,见附录D ,E 全部螺栓总载荷的离间散度;高于公称值;低于公称值式60),式(61) 常数(=3.141593 式(28)给出的直径比 -密封面的倾角[rad或(")],图3、表2 P6 相连壳壁的倾角[rad或()],图6、图7 9s 5 -般规定 5.1计算方法的使用要求本计算方法可代替其他方法对法兰设计进行校核,如 -专门试验; 实际验证; 在准许工况下使用的PN系列标准法兰计算顺序参见附录E 5.2适用参数限制 5.2.1几何形状本计算方法适用下列形状的法兰: 法兰截面与图4图12相同或类似的形状; 4个及以上的均布的同一规格螺栓; -加载后,垫片的截面和形状与图3所示的任一形状一致; 法兰尺寸符合下列条件 0.2GB;/T17186.2一2018 注1:对于松套法兰的翻边,不需要满足bp/ep<5.o 注2:ep>/w×o..IX7用来限制由于螺栓间距产生的垫片应力的非均布性 0.01和0.10分别用于软(非金属)和硬金属)密封参见附录F 应注意由于尺寸公差和腐蚀带来的影响,本计算方法不适用下列形状的法兰本质上是非轴对称的法兰,如剖分式松套法兰、带加强的法兰法兰和垫片的内侧(或)外侧,法兰和螺栓中心圆内侧和(或)外侧之间具有金属与金属直接或间接接触的法兰连接 5.2.2材料本计算方法没有规定材料许用应力值,可通过相关标准获得,如GB150.2或相关工业管道规范螺栓设计应力可根据法兰和壳体确定垫片模拟为具有弹-塑性行为的材料注:对于允许有较大的变形量的可压缩材料制成的垫片(如橡胶为主要成分的平垫片),由本计算方法会得到过于保守的计算结果(即所需的螺栓载荷过高,允许的流体介质压力过小法兰厚度过厚等),因为本计算方法没有考虑垫片的这些性能 5.2.3载荷本计算方法用于下列类型的载荷 -流体压力:内部或外部外部载荷;轴向力和弯矩法兰、螺栓和垫片的轴向膨胀,特别是由热效应产生的膨胀 5.2.4力学模型本计算方法基于以下力学模型 5.2.4.1 法兰和垫片的形状是轴对称的允许由于螺栓数量的限制引起的较小偏差不允许用于剖分 a 式松套法兰和椭圆形法兰法兰环的径向截面无形变仅考虑环的周向应力和应变,忽略径向和轴向的应力和应变 b 此假设以符合5.2.1a)为必要条件法兰环与圆柱形壳体相连锥颈可以看作一个经壁厚折算的等效圆柱壳,该圆柱形壳与锥形壳的弹性和塑性行为不同,折算壁厚介于实际的最大和最小壁厚之间,锥形壳和球形壳体可以看作具有相同壁厚的等效圆柱形壳体,计算式中考虑了锥形壳和球形壳体与圆柱形壳的区别该假设以符合5.2.1.c)为必要条件兰环和壳体的连接处,计算时应考虑轻向位移和偏转角的连续性在法可能小于垫片实际宽度垫片与法兰在计算环形面积上接触垫片有效宽度径向)b 垫片有效宽度的计算基于安装工况(1=0)下,并假设在其后的载荷条件下(1=1、2、3、)不改变计算b时包含安装工况下法兰的弹性偏转和垫片的弹性和塑性变形垫片的弹性模量随垫片的压缩应力Q的增加而增长对某些垫片应力水平来说,弹性模量是从应力水平的100%卸载到33%时测得的弹-塑性正割模量本计算方法使用安装时的最高应力(Q). f 压缩时垫片的蠕变可近似地用蠕变系数Po表示考虑法兰、垫片和螺栓的轴向热变形和机械变形 8 h)法兰接头的载荷是轴对称的任何非轴对称的弯矩,按式(44)用一个轴对称的等效轴向力代替不同工况下载荷的变化会导致螺栓和垫片应力的改变计算时应考虑到所有组件的弹性变 13
GB/T17186.2一2018 形为保证密封,应计算所需的初始装配力(见7.5),以保证在所有工况下都达到需要的垫片力(见7.4、7.6) 载荷限制值的验证基于每个组件的极限载荷,该方法可防止产生过度变形垫片的限制值(基 j 于Qm的)是个近似值 5.2.4.2模型不考虑下列因素: 螺栓的弯曲刚度和弯曲强度然而,螺栓的抗拉刚度(近似)包含螺栓的螺纹部分和螺母或螺 a 纹孔接触部分在内的变形[见式(34)] 法兰和螺栓的蠕变 b e 垫片的径向变形不均(对相同类型的法兰而言,这一简化无影响). 疲劳验证(如本计算方法的相关规范中一般不考虑). d 外部的扭矩和外部的剪切力,如管道引起的这些载荷 e 6 计算参数 6.1法兰参数 6.1.1通则 6.1中的计算公式适用于法兰接头和带翻边的法兰接头中的每一个法兰和翻边 6.1.2法兰类型的处理原则适用的法兰类型按下列规定处理整体法兰;可以把法兰看作具有矩形截面的等效圆环,截面尺寸为b×eF,并在直径d处与一个固定壁厚eE的等效壳体相连盲板法兰;可以把法兰看作具有矩形截面的等效圆环,截面尺寸为br×ep,并在直径dE=d 处与个固定壁厚e 的平板相连平板中心可能会有一个直径为d，的开孔当开口处外接接管时,计算时不考虑该接管松套法兰;可以看作不与壳体相连的具有尺寸为b×e矩形截面的等效圆环螺纹法兰;可以看作内径与传递负载的直径相同的松套法兰,如;螺纹平均直径翻边;翻边的计算与整体法兰相同图4一图12中等效圆环用阴影表示 6.1.3法兰环螺栓孔 6.1.3.1 螺栓弧距: B=兀×dls/n 螺栓孔有效直径 d=d×、a7p 若为盲孔,则直径为 d=ds×ls/e 螺栓孔中心圆有效直径 dl =d×1一2/n 上、下法兰和声,d.和a，相等 14
GB;/T17186.2一2018 式(1)式(4)不适用于翻边 6.1.3.2法兰环的有效尺寸下列使用到的有效厚度e或e，是法兰环的平均厚度可以通过法兰环截面积A下或A包括螺栓孔)除以该截面的实际径向宽度得到由于法兰横截面的形状有很多种,所以特殊类型法兰的A，或A，的计算方法未给出整体法兰和盲板法兰(见图4~图9) =(d一d./2一d d=(d十d.)/2 e=2Ar/d一d b= =d=e=0 带翻边的松套法兰(见图10): 翻边 h-(d-d,)/? d=l十d./2 e;=2Ap/d一d. 法兰 d=(d十d,)/2 b=(d一d.)/2一da e，=2ALd-d 6.1.4相连接壳体 6.1.4.1 带锥颈法兰与锥颈成一体的圆柱壳体(固定壁厚e.,平均直径d.)可以看作有效壁厚为eE,有效平均直径为dg 的等效圆柱壳体 3一1)×9 9 /-" eE=e1× 9/3)×又e十ln dlE=min(dl1一e1十eE;d十e2一eE十max(d1十e1一eE;dl2一e？十eE/2 (10 6.1.4.2不带锥颈法兰法兰环直接与壳体相连时,法兰环有效尺寸如下 dE=d、 11 eE=es 注:壳体可以是圆柱壳,圆雉壳或球壳,其固定壁厚为e,,与法兰连接的角度为s,连接处直径为ds x 式(11)不适用中央开孔接管的盲板法兰,此情况包括在6.1.4.3 6.1.4.3盲板法兰盲板法兰的有效尺寸: 12) eE=0 dlE=lo0 式(12)适用于所有的盲板法兰类型(无开口,开口不带接管,开口带接管 6.1.4.4翻边可采用6.1.4.1或6.1.4.2中的公式,视其是否带锥颈而定 6.1.5力臂注，当使用平垫片时,首先按照6.3.2确定da,再根据d.进行参数h，和h，的计算 15
GB/T17186.2一2018 6.1.5.1所有法兰类型按式(13)计算 13 h，=[(d一de'×(2d十de/6十2e,”×d]/d" 其中,盲板法兰:e,=0 6.1.5.2整体和盲板法兰按式(14)计算 hG=da 一d/2;h目=(da 一d)/2 =0 h 式(14)不适用于翻边 6.1.5.3带翻边的松套法兰按式(15),式(16)计算 dmimddm (15 d m=d 十2b dl7 d hG;=(d一d/2;h=d dE/2 (16 =(d 一d/" L 由于d，尚未知,可使用下列假设 -对于柔度计算,可以将式(41)给出的d作为d 注;计算b和d.时,ha.hn与h，随每次迭代计算而变化(见6.3.2) 对于载荷比计算,使用d,和d,m之间最适当的值,见8.6 与柔度相关的法兰参数 6.1.6 当使用平垫片时,应首先按照6.3.2确定d,再根据d.进行参数h 的计算对于整体法兰和翻边: a Y=eEdr/(bFdEcosgs 17 =0,.55cos9s×、E又eE/e 18 19 入=1一ep/ep=eo/e 注e和e 定义见图4一图12(当ep=时,ea=0). 20 eF=(1十7/(1十y[4(1一3入十33十6(1一2)十6]十37' h、=1.le×eEa×(1一2入十)/(1十) 21 70=/(1十76)y hT=er(1 22 h =[hs、 k 十h下(2d 0.5tanp,)].(de/d ep/dlE” 23 -h下×0.5tan9 hR=hs 24 +0.85/e 用于圆锥壳或圆柱壳 cos9 25 ka .35/cos9 用于球壳 0. -0.15/e 用于圆锥壳或圆柱壳 cosps 26 kR= 0.65/cos9 用于球壳 K火 Z=3d ×c/八G bp×ep' 27 Z b) 对于盲板法兰,直径比 28 0=l9/l 注，对于盲板法兰dE=d.[根据式(12] 29 hQ=(dE/8)×1一p')×(0.7十3.3p'/(0.7十1.3p'×dE/dee hR =(d/4)x(一')x(0.7十3.3p)[(0.7十1.3)p)x(I十p (30 Z=3d/开×[b×e卡十d×e;×1一p')/1.4十2.6×p')] (31 Z=0 16
GB;/T17186.2一2018 对于带翻边的松套法兰,翻边计算用式(17)式(27),松套法兰如下 32 Z，=3×dL/(r×bL×ei 6.2螺栓参数注:螺栓尺寸代号参见图2 米制系列螺栓直径参见附录G 6.2.1螺栓有效截面积按式(33)计算: 33 A;=(min(dw;dw))×nn×不/4 6.2.2螺栓柔度模量按式(34)计算: 34 X=(/s/di十//di 十0.8/dw×4/(nn× 开接头使用垫圈时,垫圈的厚度包含在/ 和/ 内 6.3垫片参数注垫片的尺寸符号见图3. 6.3.1理论尺寸按式(35),式(36)计算 35 bai=(dca一dai/2;da=(da十dai/2 AG=T×dc×be 36 注，理论垫片宽度ba是由非常高的F，引起的最大值 6.3.2有效尺寸对很多类型的垫片而言,垫片有效宽度b取决于作用在垫片上的力Fc 在F，=F的安装工况下,b值通过迭代确定,并假定在其后的工况,b值是固定值注对于平垫片,有效垫片宽度等于两倍的从密封面外径到垫片力即垫片宽度上压缩应力的合力)作用点之间的距离初始垫片密封力F值表示为达到7.4的密封要求而在安装工况应达到的最小力当开始进行计算时,最小力是未知的,需通过从此处开始到7.5,式(53)结束的迭代计算求得开始计算时,F可以设为任意值推荐使用下面的接近值 (37 Fo=A×ffw/3一FR F见7.2 临时的垫片宽度b 由表1中的公式确定,从表1中的第一次近似开始计算垫片有效宽度: bce=minbci;bcit 38 垫片有效直径 d由表1确定注，对于平垫片,d随b的变化而变化在这种情况下,等于垫片接触外径和有效垫片直径之间的距离的两倍垫片有效面积: 39 =T×de×b Ae" 力臂 da 一d/2 用于整体法兰和盲板法兰 h 40 d一d)/2 用于带翻边松套法兰 l0=minmaxLlmn;(dG ia十 r×d.)/1十r);d,m 41 =(Z×Em/Z×E 17
GB/T17186.2一2018 式(4l)仅适用于带翻边的松套法兰式(38)式(4l)需反复迭代计算,直至b在要求的精确度内达到定值计算时,13.5%的精确度已足够如需忽略操作过程可能造成的影响,推荐精度为0.1% 6.3.3垫片的轴向柔性模量按式(42)计算 ;/2)/ba 42 X =(e/Aa×ba十十e/2) eG 表1有效垫片参数序号垫片类型垫片参数平垫片;低硬度,复合或纯金属第一次近似:ba=a 进一步精确材料图3a e7Xdc×EG ba= TXdXQm ×Z/E附十hw×Z/Em h 矩形截面的金属环垫;E=EGQ=Feo/A =0.5×G 非金属平垫片;Em Zr、Z按式(27)或式(31 所有情况下 ;dle=d一b 表面为曲面的金属垫片;密封策 -次近似值;ba V6XrXcos9又bXQE 面单线接触,图3b)、图3c /6rXeOsPGXF0 进一步精确:ba ×E L开×dXQ 2X.S 所有情况下;de=on 金属八角环垫;图3d 所有情况下 =b[按图3d)中接触面的轴向投影 bG 金属椭圆或圆环垫,双线接触，第一次近似值图3e)、,图3f b=I2XcOsP又w又Q. 7E" 2r×cosp×F 进一步精确;bi一 n又d ×E -开×d×Q 3c 所有情况下;da=d 接头内力 7.1载荷工况说明不同的载荷工况由标识符“!”表示 1=0表示安装工况;其他数值(1=1、2、)指不同的试验工况、操作工况等载荷工况的多少取决于实际应用在计算时都应考虑所有可能的重要载荷工况 7.2作用载荷 7.2.1安装工况(I=0 流体压力(内压或外压)为0:P =0 外载荷F与M组成合力F即,F的计算见式(44)(载荷工况I=0). 18
GB;/T17186.2一2018 计算温度为初始温度T 7.2.2其后工况(1=1,2、) 7.2.2.1流体压力承受流体内压？ 0 未承压状态: P=0F=(x/4)×d×P 43 承受流体外压 P10 注:d是力作用在垫片上的位置,不是达到密封的位置对于宽度较大的垫片,这是一个保守值,过分估计了来自流体压力的载荷 7.2.2.2附加外载荷附加外力F和Ma组成如下合力F阳 F 轴向拉伸力: (44 Fu=FN士(4/d)×MN 轴向压缩力: 选择式(44)中的正负号以给出较苛刻的工况当有外部力矩时,最苛刻的工况可能会很难预计,因为力矩在接头的一侧引起附加拉伸载荷[式(44)中的号],此时法兰或螺栓的极限载荷起控制作用,此外垫片的最小压缩量也起作用力矩在接头的另一侧引起附加压缩载荷[式(44)中的一号],此时垫片的极限载荷起关键性作用因此,只要有外部力矩作用时,建议系统考虑这两种载荷工况[每一种对应式(44)中的一个符号]，对每一载荷工况选用不同的下标【表示 7.2.2.3温度载荷安装工况下温度T,)的轴向热膨胀量按式(45)计算 U=l;aTw- aT aG Ta一T)一e (45) 这时应保持;eh十en十e十e十ea= 如果接头使用垫圈时,垫圈厚度应包含在e和e中(假定它们的温度和热膨胀系数与相配法兰一致 7.3接头的柔度力臂值按6.1.5计算,对松套法兰使用式(41)的假定值当处于下列情况时,分别使用下式计算 -式(46)用于所有载荷工况(1=0、l、);而且对所有载荷工况I,Ea计算中Q=Fco/A 式(47)不得用于流体压力为0的情况: 式(48)仅用于F财0的载荷工况 Ya=Z×h/EH十Z×h/En十Z×h/Eu十Z×h/Eu十Xn/E时+x /Ea 46 Ya=ZpXhG×(h目一hp十ha/En十Z×h ×(h目一hp十ha/E十ZL×h/Eu十 19
GB/T17186.2一2018 Z×h1/Eu十Xn/E .(47 Yn=Z×hax(hm十he)/E百十zxhcx(h什十hn)/Em十Z.xhi/E Z,xh/E+X;/E 48 式(46)式(48)中参数Z和E只带一个下标F时,用于每个整体法兰(或盲板法兰);对于垫片同一侧面(带; 不带),不要用带下标L的参数Z和E 通常有两个下标与松套法兰相关第一个下标与法兰本身有关(参数Z和E带下标L) 第二个下标与翻边有关(参数乙和E带下标F) 因此,只有接头中包括两个松套法兰时,才会有6个子项存在(1个对应螺栓、1个对应垫片、4个对应法兰和翻边);如果没有松套法兰,仅存在4个子项(1个对应螺栓、1个对应垫片、2个对应法兰) 7.4垫片所需最小力 7.4.1安装工况(I=0 最小垫片预紧力: Femn=A×Q (49 7.4.2其后工况(1=12、当接头受到外部压缩轴向载荷或流体负压力时,为保证密封,避免接头在螺栓或螺母处脱离接触，需要的力为F Glmin Fcm=maxA×Qs (50) -(ra十rn)) smin(L)1; Qsm,的选择取决于安装工况作用在垫片表面的初始压力QA Q、和Qm mL是一对相互关联的变量,可根据EN13555泄漏试验确定可接受的Q的最小值与Qm相等,此时,Qsm等于 QA 选择的Q值越大,得到的Qsm值越小 7.5安装工况的内力(1=0 7.5.1所需作用力为保证其后工况下垫片力不低于式(50)给出的Fa值,安装工况下的垫片力最低为 F=maxmznFa×Ya十[Fa×Ya+(F财×Y财一F×Y贴)十U]/(Ya×Pae . 51) 考虑到垫片预紧力[式(49)],需要的垫片力及相应的螺栓载荷如下 =nmax{Famm;Faa 52 Forem F郎=Fa十F 53 如果式(52)得出的F值高于此步所假定值F时,需从式(37)重新计算,这时需要假设一个更高的F值,直至 (54 FoGB;/T17186.2一2018 7.5.2安装工况下螺栓载荷分布的离散性所有的螺栓拧紧方法都有一定的不精确性一组n个螺栓的预紧力的离散度为E-和-,分别表示高于或低于目标值 E和 _按式(56)一式(58) 附录D给出了单个螺栓的毛=,毛-值如果单个螺栓拧紧时的精确度不受其他螺栓影响,螺栓总载荷的离散度和 -可以表示为n,的函数如果因螺栓拧紧方法不精确产生的系统误差为K 可以已知,下式可以定义所有螺栓的总载荷相应的e和e- 56a e+=K,+(e+一K,)/n e-=K,十(e-一K,)/、 56b 如果因螺栓拧紧方法不精确产生的系统误差K、为未知,下式可以得出一个合理的K、近似值 K,=0,25e (57a 或 K,=0,25e (57b 这时 E=E1+(1十3/、nB/4 58a 58b E =E-1十3//4 实际的F助有如下限制 59 FwmF 脚r 因此,螺栓拧紧的离散性应按下列方法考虑公称安装螺栓力,用来定义拧紧的所有参数 a 有螺栓载荷控制的螺栓拧紧方法 1 63 Fwmm>Fpm 无螺栓载荷控制的螺栓拧紧方法 Fwm选择平均螺栓载荷Fwm,Fw是实际操作中使用该方法的期望值,与Fw无关应满足以下条件: F97 64 =Fw>Fwm/(I一e-)(e1-=0.57 囱mm 如果不满足,最初选用螺栓拧紧方法是不适用的,应改用其它方法注:对于普通的人工拧紧螺栓方法,附录D给出了Fw的估计值 b)用于安装工况载荷极限计算(第6章)的最大力将基于以上a)中所选定的公称安装螺栓力 Fpm=F助×1十E 65 66 Fm=F囱max一Fo 本计算过程中的此阶段不需要重新计算垫片有效宽度a bGe 21
GB/T17186.2一2018 7.6其后工况的内力(1=1、2、为了防止泄漏,其后所有工况中垫片力不小于式(50)所需的最小垫片力Fam值这相当于垫片安装力,等同式(51)的Fa 如果安装工况用此垫片力,证实接头中的力可以接受,并且实际施加的螺栓力为F郎(=Fa)>Fa十 ,则其后工况下可能会发生塑性空形,但因设计准则和载荷限制防止了总体的塑性空形可是,当 F0 频繁的重复装配时这时每次装配可能会造成螺栓载荷Fa十Fe),应尽量避免在每次重复装配启用后的塑性变形累积这种情况可以通过检查其后续工况下限制法兰接头的载荷来避免,因为安装垫片力 F可能会高于Fa 安装垫片力Foa 67 F以一maxIFa(e/3)x(I-10/N)xFw-Fw 其后用于计算载荷极限的垫片力和螺栓载荷为 Fa={Fna×Ye×Poe一[Fa×yo十(F×yu一F郎×ye)十U]/Yya 68) Fu=Fa+(Fu十Fn 69 如累积变形无法控制,即当式(67)中Faa=Fa时,由式(68)、式(69)定义的F和FH,为在所有！0的工况下,初始螺栓载荷等于所需最小载荷时的计算值按第8章对所需最小力进行检查(与安装工况检查可能的最大力相反) 因螺栓紧固方法的离散性,其后续工况下实际力应大于式(68)和式 69)计算的力然而需弃除F 超出F的部分力,因这部分力是“被动”(“二次”)力,即能通过 B(etal" 塑性变形消除如果累积变形可以控制,最大可能的螺栓初始载荷Fwm用来确定假想的垫片力[式(67)中的第二项],该力用来限制在每次重复装配时可能发生的累积塑性变形的接受水平 8 许用载荷率检查 8.1总则接头系统上的载荷应一直保持在安全范围下这些极限值可以通过计算载荷比表示在所有工况下(I=0,l、),每个载荷比中应小于或等于1 为了简化以下省略表示工况的下标1 注1:在螺栓安装工况(I=0)下,所考虑的力为可能的最大力[见7.5.2b] 对于宽法兰有更为严格的要求;整体法兰X=d/d.>2.0;松套法兰X=d./d,>2.0;此时,p之 .0的条件已不使用,应为 (70 更<中m=min1.0;0.6+1/[5.25+(X-I丁安装工况下的公称设计应力与试验工况一致注2:公称设计应力值,见5,2.2 8.2螺栓螺栓的公称设计应力按确定法兰和壳体公称设计应力同样的规则确定螺栓载荷比 M<7 +(医 71) 9;= 式中在安装工况,螺栓材料的最小断后伸长率A>10%:C=; 22
GB;/T17186.2一2018 在安装工况,螺栓材料的最小断后伸长率A<10%:C=4/3; 其他载荷工况:C=0 在安装工况下,上式中螺栓光杆上的扭矩M.是可能出现的最大值(同轴向力F,见5.4.2)M.郎 =M.B×(1十E4. M按提供螺母扭矩的螺栓拧紧方法,参见附录A 使用液压拉伸器时,M.钻= C=1基于塑性极限准则按此准则,在安装工况下,螺栓外圆周可能会发生一些有限的塑性变形对于具有足够的延性(A>10%)的螺栓材料,工程经验应用于这一准则是有效的这些规范的使用由从事该项工作的操作者的经验确定 C=3/4基于弹性极限准则即使螺栓材料具有足够的延性,如安装工况下螺栓具有精确的弹性行为,也可选择这一准则安装工况下,推荐最小载荷比pwmm=0.,3,因为实践表明,较小的初始螺栓载荷是不合适的 8.3垫片最大垫片应力: Qm=Qsm/1十c1×(b;/eG;) 72a 72b Q×(1十e1X(b/e)tal)/1十cI×(bc/eG)" mx 垫片载荷比 72c p =Fx(AxQm)<1 8.4整体法兰和翻边法兰或翻边的载荷比翻边中m=1.0): 小-|FwXhe十F x(hn一h)+F,Xhlw乏wa 73 w=(w/4)×月x2义b-xe咔xI十2Xw.XW;一更-)十/EXdxeiXcw×jn义h (74 一1)× p 75 e=e1×3 中又(又e 76 =min(fF;fs fE o =P×dE/fE×2XepXcosg、);R=FR/fEXT×dEXepXcosps) (77 MI.33又0.75又O.5又aO又-.75又I又OR习用于圆锥形和圆柱形壳体 CM M.33又一0.75又o.5又干O又-o.25又 3又习用于球壳 (78 H可万5又干司十力.x0.ax,一075x)用于圆维形和圆挂形壳体 tC H厂 -0.7万xO5又千十x(1.5xoa一0.25Xa)用于球壳 79 jx=sign{F ×hG十Fa×(hH一hp)十FR×h};js=士1 80 -1GB/T17186.2一2018 Xs又人 /eDxCMXCS (0.5×+)×tangs-oa×2×ep/dE+s×ks× dE×cosPs 8 s,k、和k、值的确定见表2 重一x(2Xe" 83 ,/ep一1);(一1 c 十1,说明翻边已超载根据表2确定k、和当表中给出k<十1或k>-1或没有更精确的k、时,应确定k d 值,以致按以下步骤e)计算式(74)的w为最大值,和k、相关联的w，由式(82)给出按式(74)、式(73)计算w，和重 8.5盲板法兰盲板法兰载荷比 IFn×hG+Fa×(1一p)×de/6+FR×(1-p)×d/2l p=max WF1.0 (85 IFn×ha+FG×(1-p)×de/6l;lFR×(1-p)×de/2 86 w=(/4)xx(2xx咔十d.x(I一p)xe; 如果出现exGB;/T17186.2一2018 式(91)仅适用于(-d,)>0的平垫片 F 十F|×h pF一 s1,0 T/4)×dE×E×min(e;e十minF又e;Q,又(de一d7)74刀 91 力臂he,hH,h，可通过改变直径d，确定,式(89)式(91)和式(73)式(84)均给出最合适的结果,即max(中;中p)为最小 F 十FR>0的情况下,按式(15)得出的接近d值的结果是最合适的;在安装工况下,与之相反最佳的值接近d 7mnx 注不同载荷工况下的d,值不同安装工况(I=0)下,用d,计算极限载荷与式(41)给的d值计算结果不同 25
GB/T17186.2一2018 附录 A 资料性附录) 使用扭矩扳手的装配拧紧螺栓的公称扭矩按式(A.1)计算 M一k×F即=/n 因此,公称螺栓装配力按式(A.2)计算: A.2 Fpnom=川;×M,om/kB A，的通式见式(A.3)为 A=//2a) A.3 ×d/(2cosa)十".×d./2 十4 式中螺母或螺栓头下的平均接触直径 d d -螺纹的平均接触直径螺母或螺栓头下的摩擦系数; n 螺纹的摩擦系数 1 螺纹节距， " -半螺纹导角式(A.3)中,第一项由螺纹螺旋角的方向决定,第二项由螺纹之间的摩擦力决定,第三项由螺母或螺栓头下的摩擦力决定当螺纹为Is0规定的三角螺纹时,k值按式(A.4)计算 kn=0.159p十0.5774×d十0.5".×d A.4 其中,de为平均螺纹直径(见图2) 可作如下近似计算,令，=从，=" dl0.9al助 d，六1.3d 式中,d为平均螺纹直径(见图2) 此时,可给出式(A.5)所示的估计k值的简化式: 人n0.16p十1.174×dm A.5) 下面的简化式,可以得到一个更为近似的值 A.6 A，知1.24×d 在式(A.5)和式(A.6)中,螺栓螺纹和螺母(或螺栓头)表面的摩擦系数为平均值式(A.7)给出是典型值,奥氏体不锈钢的丝值最高 0.100.15光滑,润滑的表面 0.150.25平均、标准状态 A.7) 粗糙、干燥的表面 0.200.35 使用不带扭矩增效装置的简单的扭矩扳手,使M值限制在N,mm~1000N m. 螺栓光杆上公称扭矩;由于螺纹的摩擦系数,该扭矩近似等于安装扭矩的一部分由式(A.1)式(A.4)可得式(A.8) (A.8 M 中* lA.Bmm=(0.159户十0.577从×d)Fwmm/nm 26

管法兰连接计算方法第2部分：基于泄漏率的计算方法GB/T17186.2-2018

管法兰连接是管道工程中常用的连接方式之一，其密封性能对整个系统的安全稳定运行具有重要影响。为了保证管法兰连接的密封性能，需要进行合理的计算和设计，并遵循相应的规范标准。

1. GB/T17186.2-2018介绍

GB/T17186.2-2018是中国国家标准化管理委员会发布的关于管法兰连接计算方法的标准，其中第2部分是基于泄漏率的计算方法。

该标准主要适用于铸铁、钢、不锈钢、铜及其合金制管法兰连接的计算。标准中给出了基于泄漏率的计算方法，通过计算泄漏量来评估管法兰连接的密封性能，从而保证管道系统的安全稳定运行。

2. 基于泄漏率的计算方法

GB/T17186.2-2018中给出了基于泄漏率的计算方法，主要包括以下几个方面：

计算公式：标准中给出了计算泄漏率的公式，可以根据连接方式、法兰形式、密封面材料等参数计算得出。
计算依据：泄漏率的计算依据是泄漏量，通过对泄漏量进行计算和估算来评估管法兰连接的密封性能。
计算方法：计算方法包括固定压力法、变压法、固定位移法等，具体选择哪种方法需要根据实际情况进行综合考虑。
计算结果：通过计算得到的泄漏率结果，可以评估管法兰连接的密封性能是否达到要求，并作为优化设计的依据。

3. 注意事项

在进行管法兰连接计算时，需要注意以下几点：

选择合适的计算方法：不同的计算方法适用于不同的场景，需要根据实际情况进行综合考虑选择。
确定计算参数：计算泄漏率需要确定一系列参数，如法兰尺寸、材料、密封面状态、介质压力等。
检查计算结果：计算得到的泄漏率结果需要与标准要求进行比较，判断管法兰连接的密封性能是否达到标准要求。

4. 总结

管法兰连接是管道工程中常用的连接方式之一，其密封性能对整个系统的安全稳定运行具有重要影响。GB/T17186.2-2018是关于管法兰连接计算方法的国家标准，其中第2部分是基于泄漏率的计算方法。通过对泄漏量进行计算和估算来评估管法兰连接的密封性能，从而保证管道系统的安全稳定运行。在进行管法兰连接计算时，需要注意选择合适的计算方法、确定计算参数以及检查计算结果是否达到标准要求。通过GB/T17186.2-2018中给出的基于泄漏率的计算方法，可以更加科学地进行管法兰连接的设计与评估，提高管道系统的安全稳定运行水平。