GB/T17186.1-2015
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
Calculationmethodsforthepipeflangejoints—Part1：Calculationmethodsatisfiesbothstrengthandrigidityrequirements
- 中国标准分类号（CCS）J15
- 国际标准分类号（ICS）23.040.60
- 实施日期2016-07-01
- 文件格式PDF
- 文本页数31页
- 文件大小2.10M
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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
国家标准 GB/r17186.1一2015 部分代替GB/T17186-997 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 Caleulatiomethodsforthepipeflangejoints一 P'art1:Caleulationmethodsatisfiesbothstrengthanmdrigidityrequiremenmts 2015-12-10发布 2016-07-01实施 国家质量监督检验检疫总局 发布 国家标准化管理委员会国家标准
GB/T17186.1一2015 目 次 前言 范围 规范性引用文件 符号 总则 材料 法兰类型 螺栓载荷 法兰力矩M
法兰应力计算 10法兰设计应力校核 11外压法兰 法兰刚度 12 附录A(资料性附录)标准中主要条文说明 附录B(资料性附录法兰连接件设计的考虑事项 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 28
GB/T17186.1一2015 前 言 GB/T17186《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/T17186的第1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/T1186一1997钢制管法兰连接强度计算方法中的部分内容(第1章一第1章). 与GB/T17186一1997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; 任意式法兰部分结构型式图 -增加了松式法兰 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/T9112钢制管法兰的类型分类对照(附录C)
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;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、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/T17186一1997
m
GB/T17186.1一2015 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 范围 GB/T17186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Clas、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
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 GB150.2压力容器第2部分;材料 GB/T9112钢制管法兰类型与参数 整体钢制管法兰 GB/T9113 GB/T9114带颈螺纹钢制管法兰 GB/T9115对焊钢制管法兰 GB/T9116带颈平焊钢制管法兰 带颈承插焊钢制管法兰 GB/T9117 GB/T9118对焊环带颈松套钢制管法兰 GB/T9119板式平焊钢制管法兰 GB/T9120对煤环板式松套钢制管法兰 GB/T9121平焊环板式松套钢制管法兰 GB/T9122翻边环板式松套钢制管法兰 GB/T9123钢制管法兰盖 GB/T9124钢制管法兰技术条件 GB/T9125 管法兰连接用紧固件 GB/T13402大直径纲制管法兰 GB/T15530(所有部分)铜合金及复合法兰 GB/T17241(所有部分铸铁管法兰 符号 下列符号适用于本文件
-法兰外径;mm A 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;mm A -所需螺栓总横截面积,取Am和A中的较大者;mm 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 A
GB/T17186.1一2015 积;mm -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 Am2 横截面积;mmr 法兰内径;mm B 适用于小于1.0的松式法兰和整体式法兰;mm B十g1 B 十g,适用于f不小于1.0时的整体式法兰;mm B B 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 B 螺栓间距系数; 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;mnm 垫片基本密封宽度(见表3);mm bo -螺栓中心圆直径;mm 转换系数,C=2.5; -表征棵缝最小尺寸的基本尺寸.等于人,与1.中的较小者mm 系数(见第9章) d 螺栓公称直径 d 系数(见第9章) -整体式法兰系数(见图3) 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) 垫片压紧力作用位置处的直径;mm G 法兰锥颈小端厚度;mm g" -法兰背部锥颈厚度;mm B -总的端部静压力,H=0.785GP;N H. 内压引起的作用于法兰内径截面的轴向力,H,=0.785B'P;N 垫片压紧力(法兰设计螺栓载荷与总的端部静压力之差),H
=w一H;N H
H 连接接触表面的总压缩力,H=2b6×3.14GmP;N H 总端部静压力与内压引起的作用于法兰内径截面的轴向力之差,Hr=H一HD;N 法兰锥颈高度;mm -螺栓中心圆至H,作用圆的径向距离(见表4);mm ha 垫片压紧力作用位置至螺栓中心圆的径向距离,h6=(C-G)/2;mm 系数(见第9章) A 螺栓中心圆至H作用圆的径向距离(见表4);mm h 法兰外径与法兰内径之比值,K=A/B; K 系数(见第9章) -操作状态下或预紧垫片时,作用在法兰上的总力矩;N
mm M M -由Hn产生的力矩分量,Mn=Hnhp;N mm 由H
产生的力矩分量,NM
=Hehe;N M mm M 由H产生的力矩分量,M=Hhr;Nmm 垫片系数(见表2) " 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b;mm -设计内压力;MPa 设计外压力(见第11章);MPa
GB/T17186.1一2015 从螺栓中心圆到法兰颈部与背部的交点间的径向距离;mm R 对于整体式和带颈法兰 -B R g 与K值有关的系数(见图2) T 法兰厚度;mm -带翻边松式法兰的翻边厚度;mm t 与法兰或翻边相连接的接管或壳体的公称厚度;mm 按整体式法兰计算时,为厚度g,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 与K有关的系数(见图2) 整体式法兰系数(见图4) 心 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 wm -操作状态下所需的最小螺栓载荷(见7.3);N W 预紧垫片所需的最小初始螺栓载荷(见7.3);N 7 -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b见 表3);mm 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 y 紧力;MPa 与K有关的系数(见图2) [a]
-常淋下螺栓许用应力MP [] 设计温度下螺栓许用应力;MPa 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;MP []
[a]: 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 法兰颈部的计算轴向应力;MPa 口 法兰环计算径向应力;MPa oR 法兰环计算切向应力;MPa o" 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:/T91129124,GB/T13402,GB/T17241、 GB/T15530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/T91129124,GB/T13402,GB/T17241(所有部分),GB/T15530(所有部分)等 标准规定的Clas系列管法兰，一般不需要进行计算;不符合上述标淮的管法兰(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
GB/T17186.1一2015 -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
材料 5.1法兰材料应符合GB/T9124,GB/T13402,GB/T17241.7.GB/T15530.8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50mm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/T9125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 带颈法兰应按下列要求进行制造: .7 5. 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 37 圆环的对接接头应采用对焊全焊透结构 圆环的对接接头应经悍后热处理及100%射线或超声检测;用于确定焊后热处理和射线 4 探伤要求的厚度应为1或(A一B)/2中的较小值; 法兰背部和颈部外表面应进行磁粉或液体渗透法检测
法兰类型 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/T9112一2010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(4e)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),(Ga),(6b)及(7)是典型的整体式法兰以及载荷和力矩的位置
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
6.3.2 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
GB/T17186.1一2015 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le)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 g016mm V 300 /g0 2MPa 操作温度<370C 加或 A,十h 法“馨牌糖赞 毕片 热片 特甜 息旦 之 紫餐架基鑫鞍刻 (2a 3a la (3 一最小 十1/2r最大 笑 X最小=0.7e 0. -最小=0.7e 最小=0.7e 4 4a 4 4e 松式法兰e" a 图1法兰类型
GB/T17186.1一2015 h>1.5o 垫片 垫片 斜度1:3 最大 歇十岗 当法兰的颈部斜度超过1:3时，采用图图6a或6) 5 6 1.5g0最小 斜度超过 斜度超过 斜度1:3最大 爆中心线 郑缝中心线 1.5g最小 6a 6b 任一娜脚的最小值为0.25g，但不小于 6mmm，该岸缝可加工成=她的图5 中所允许的园角半径 -g/2 4cGB 整体式法兰." 层 最小=e 最小= 冒示子mm 最大=c+6mm 最小=0.7e 9 8 8a 9) 一最小=e 全舞透和背面清根 10 10a 11 任意式法兰s 图1续
GB/T17186.1一2015 颈部斜度<6'时,取尽1=ga 在(2a),(3),(3a)(4).(4a)和(4e)未注出的载荷尺寸与(2)相同
圆角半径厂至少为0,25g,但不小于5mm
当密封面厚度或槽面深度大于1.5mm时,应增加法兰最小需要厚度/;当密封面厚度或槽面深度等于或小于 1.5mm时,可包括在法兰的总厚度中
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
在(8),(8a),(9).(9a).(10)和(I0a)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
在(8)中给出的法兰背面和壳体间的坡口和填角媒缝也适用于(8a).(9),(9a),(10)及(10a)
图1(续 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 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b.,并按以下规定计算垫 a 片有效密封宽度(或连接接触面密封宽度M 当b6.0mm时.,b=b 1 当b>6.0mm时,=C,/厉;式中转变系数c 2 =2.5
对板状垫片和复合垫片,推荐的最小垫片接触宽度见表2
b 表1垫片基本密封宽度b 垫片基本密封宽度b 接触面简图 第I类 第类 (la) N/2 N/2 (1b 见注
GB/T17186.1一2015 表1(续 垫片基本密封宽度b 接触面简图 第I 第】类 类 le WN w十Taw十N W十N w土工， max max ld W
GB/T17186.1?2015 3my? ?? ? ? nn MPa ?1 ???(o?,桢???漰 ???? ???75A 0.50 ? la),(1b),(lc) ??? 1d).(4.(5 ??? 1.00 1.4 75A 1 ?3.2mm 2.00 (1a)(1b)(1e ?? ?1,6mm 2.75 26 ?? ld)(4),(5 45 ?0.8mm 3.50 la(lb)(le) ??? 1.25 2.8 1d),(4),(5 15 3 2.25 п?? la)(1b)(1c) (л?м2 2.50 20 ld)(4(5 ?? 2.75 26 1 1a).(1b).(le ?? 1.75 7.6 ld),(4),(5 2.50 ? 69 ?? 1a).(1b) ??? ?? 3.00 69 ? 2.50 20 ?? 2.75 26 ?? 3.00 31 ? 1a).(1b) ?? ?? 3.25 38 ?? 4%?6% 45 3.50 ?? 2.75 26 ?? 3.00 31 3.25 38 la(lb)(le) ?? 1d ??? 45 3.50 4%6% ?? 3.75 52
GB/T17186.1一2015 表3(续 压紧面形状 垫片及材料 简图 类别 nn MPa 见图1中 软铝 3.25 38 软铜或黄铜 45 3.50 3.75 52 填充矿物纤维的金铁或软钢 la),(1b),(le)" 属包覆平垫片 蒙乃尔合金钢 3.50 55 1d)"、(2) 4%6%铬钢 3.75 62 不锈钢和镍基合金 3.75 62 软铝 3.25 38 软铜或黄铜 3.50 45 铁或软钢 52 B75 1a).、(1b).、(le 槽型金属垫片 ld)、(2),(3 蒙乃尔合金钢或 3.75 62 一6%铬钢 4%一 不锈钢和镍基合金 4.25 70 软钯 4.00 61 软铜或黄铜 4.75 90 la)、(1b)、(lc)、 铁或软钢 5.50 124 1d)(2)(3 实心金属平垫片 蒙乃尔合金钢或 4,(5 6.00 150 4%一6%铬钢 不锈钢和镍基合金 6.50 180 铁或软钢 5.50 124 蒙乃尔合金钢或 150 环形金属垫 6.00 (6 4%一6%铬钢 不锈钢和镍基合金 6.50 180 注，表1和表3列出了许多常用的垫片材料和接触面形状,以及实际应用中i证明正确的m,和》建议值
这些 值仅作为建议,并不是强制性的 本表列出了许多常用的垫片材料和接触面型式,以及n和》的建议设计值,当采用表1所示垫片有效封宽 度6时,这些数值在实际使用中一般认为是满意的
本表所列的设计数值和其他细节是建议性的,而不是强制 性的 搭接的垫片表面不应位于凸台侧 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 对于图1中(1),(la)取法兰与翻边接触面的中点,与垫片位置无关 a b)对其他形式的法兰,当大于6mm时,G为垫片密封接触面外径减去2b;当b不大于6 mm 时,G为垫片密封接触面中点的直径
10o
GB/T17186.1一2015 7.1.2.4垫片压紧力 操作状态下需要的最小垫片压紧力为H.(单位:N),按下式计算 a HG;=2bGmP" b)预紧状态下需要的最小垫片压紧力为H,(单位:N),按下式计算: H，=we=xGy 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A
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A 当 m2
操作状态对A,值以及A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w. a)操作状态下所需的螺栓载荷w.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H b)操作状态下所需的螺栓载荷w,由式(1)来确定
w.=H十H，=0.785GP十(2b×3.14GmPy 7.3.2预紧状态下所需的最小螺栓初始载荷W 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 a 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w应按式(2)确定: w=3.14Gy 2 7.3.3使用自紧式垫片螺栓载荷 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
a b操作状态下所需的螺栓载荷w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
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H,认为是零
即 W nmn2=0
7.4所需的螺栓总面积A和实际的螺栓总面积A， 在操作状态和预紧状态下,所需的螺栓总横截面积A,应选A
和A中的较大值,其中 W w司 Yma ,A A" m2 []h a] 11
GB/T17186.1一2015 b选用螺栓时应使螺栓实际总横截面积A,不小于Am
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 c) 所得之值 6t B=2l十 m十0.5 7.5法兰设计螺栓载荷w 法兰设计所用的螺栓载荷应按式(4)和式(5)计算
a b) 对于操作状态 W=w 对于预紧状态 C A十AD 5 w一 [o]b 用于式(5)中的[a]不应小于GB150.2中应力表中的数值
法兰力矩M 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 8.1 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hc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M按下列规定计算 a)操作状态下法兰总力矩M是第3章中所定义的M,M和M三个单独力矩之和， M
=M，十M十M
=Hnhp十Hh十Heh
b)法兰设计螺栓载荷w根据式(4)计算
e)法兰设计螺栓载荷的力臂hn、hr、h
见表4
表4操作状态下法兰载荷的力臂 目 页 hnm hd 整体式法兰[见图1中(5).(6).(6a)和中(7)]; R十g1十hG 按整体式法兰计算的任意式法兰[见图1中(8),(8a),(9),(9a) R十0.5g 10),(10a)和(11] 除活套法兰以外的松式法兰C见图1中(2),2a),3)、3a),(4和 4a力; hp十hea 按松式法兰计算的任意式法兰[见图1中(8)(Sa),(9),(9a),(10) 10a)和ll) 活套法兰[见图1中(1)和(1a)7 8.4 预紧状态下法兰总力矩M按下列规定计算 对于预紧状态,法兰总力矩NM按式(6)计算 G 'w M，一 式中: W 按式(5)计算的法兰螺栓设计载荷
12
GB/T17186.1一2015 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M所用的螺栓间距则并不修正
8.6当螺栓间距超过2d十'时,在计算法兰应力时将M,乘以螺栓间距修正系数B.,B按式(7)计算
B Bm 2dl十t 法兰应力计算 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 9.1 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C图1中(1)、(la).(2).(2a).(3) (3a),(4),(4a).(4b)和4(e)]按下列规定计算
9.2.1颈部轴向应力 广Mo (8 H L 当B小于20g,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B代替B 此时,B=B十i; -对于不小于1.0的整体式法兰,在式(8)中,可用B代替B 此时,B=B十 十g0
式中: 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 1时,取 最小值为l;对数值小于图示范围的情形,取=l;对等厚度的颈部即A1/g= /=l;当大于1时,即为颈部小端应力与大端应力之比值; 系数,按下式计算 e十1 十5 式中 T 与K值有关的系数,由图2查得 系数,按下列规定计算 对整体式法兰:e= F 对松式法兰;e 三 万 式中 F 整体式法兰系数,由图3查得或用表5中公式计算 F -带颈松式法兰系数,由图5查得或用表5中公式计算， 系数,h
=、Bga; h 系数 对整体式法兰;:d-h.8 U 对松式法兰;d=hg
; V 13
GB/T17186.1一2015 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; 带颈松式法兰系数,由图6查得或用表5中公式计算 V 其余符号或代号见第3章
作用在法兰上的总力矩)见第3章和第8章
M
9.2.2法兰径向应力 1.33te十1)M oR L1'B 9.2.3法兰切向应力 Y M Z (10 T 'B 式中: -与K有关的系数,由图2查得 -与K有关的系数,由图2查得; -法兰径向应力,由式(9)计算 oR 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(4e)];按松式法兰计算的任意式法兰C图1中(8).(8a).(9).(9a 10),(10a)和(11]按下列规定计算 法兰轴向应力:口=0 法兰径向应力;aR=0: 法兰切向应力按式(11): YM
r B 1.021.03l.05 l.10 100 (+8.55246lg))一1 8 (l.04720+1.9448K(K一1D G e(+8.55246lg)一1 50 40 1.36136(-D-1 30 KgK 0,66845+5.71690 人'一1 20 10 10 泊松比假定为0.3 L.021.031.05 .10 1.201.301.50 2.00 3.00 5.00 人=A/B 图2r.U,Y和Z值(与K有关 14
GB/T17186.1一2015 99 0g 0.9 三 0.25 0.45 IaO 0.8 成 a成 一0.n0 i0.90 0.7 IoG 卷 D 2.0g 0.6 0.5 g:/ea 注;计算公式见表5
图3F值(整体式法兰系数) 0.6 0.550 0.5 G 0.4 品 0.3 也年 0.2 0.1 上气 55 .5 2.5 3.5 A/e 注:计算公式见表5
图4V值(整体式法兰系数 15
GB/T17186.1一2015 20 -0.05 15 0.06 0.07 L0.08 10 O. Io.10 -0.12 -0,16 0.20叶 .25 0.30 H0.35- -0.40 F0 45= -0.50 1.5 .0 -0.70 0.80- 1.0 090 .00 B5 5O 0.6 晨 NG 2.00 0.5 0.4 1.5 2.0 3.0 4.0 5.0 l.0 g:/ 注;计算公式见表5
图5F,值(带颈松式法兰系数) 150 2n ao 4 30 80 &公 2 日 2s0 an 0.2 IO 出 0.04 5 Ao 0.03 2OO 1.5 2.0 3.0 4.05.0 8/0 注:计算公式见表5 图6值(带颈松式法兰系数 16
GB/T17186.1一2015 25 20 15 10 2.5 /go =1(最小值) =1,对等厚度颈部(g1/g自=1 /=1,对带颈松式法兰 注:计算公式见表5
图7f值(颈部应力修正系数) 表5法兰系数计算公式 整体式法兰 带颈松式法兰 图3中系数F由下式得出 图5中系数F由下式得出 lA A c+)十c+ )十e( - 益 + 84 正 I/41十A" T十A 2.7 图4中系数V由下式得出 图6中系数V由下式得出 3Ca (1十A)3 C V 12.73 图7中系数由下式得出 1十A1 厂=Cn/(I十A) 图7中系数规定;/=" 以上公式中所用的数值可用下列序号(1)(45)公式 和h.值建立的,使用下 以上公式所用的数值是根据第3章中定义的1Ea 解出,这些公式是根据第3章中定义的Ki.Ka和h 列序号(1)-(5),(7),(9),(I0),(12),(414),(I6),(I8),(20),(23)和(26)公 值建立的
时,F=0.908920,V=0.550103
当A1- 式得出 和=l,这样就不必再由序号(1)~(45)公式求出其 数值
GB/T17186.1一2015 表5(续 整体式法兰 带颈松式法兰 1A (2)C=43,.68(h/h." =(g1/g)一 3)c=1/3十A/12 ()c=5/42十17A/380 3a4)G (5)C=1/210十A/360 (6)C=l1/360+59.A/5040+(1十 7)C;=1/90+5A/1008-(l+A?/C 8)C=1/120+17A/5040十1/C =215/2772+51A/1232十(60/7十225A/14l10)c,=31/6930十128A/45045+(6/7十15A/7+12A/7十54/)/c 十75A2/7十5A3/2)/C 11C,=533/30240十653A/73920十(1/2+ A3/12)/c 12)C=29/3780+3A/704-(1/233A/14+81A=/28十13A 33A/14十39A=/28十25A/84)/C 13)C=31/6048十1763A/665280十(1/2十6A/7 I4)C=1/2925十71A/300.300+(8/35+18A/35十156.A'/385叫 十15.A/28十5A/42)/C 6A》/55)/C 15)c;=761/83600十937A/1663200+(1/35+16)c=197/415800+103A 3260-/35十6A/3s十174/70t+ A"/10)/c 6A/35十11A?/70十3,A/70)/C 17)C=233/831600十97A/554400+(1/35+ I8)Cn=Cc,C十C.C,C;十C.,c,C;-(C'C,十Cic+C'Ca 3A/35十A=/14十2A=/105)/C 19)C;=[C,C,C+C,C,C (20)C=[C.C,Ca十C.C,C十C.C.,Cw-(CC,C;十CiC,+ CC.C]/C (22)Cn=[cC,Ca+C,C,C;+C.C;C;-(Cic,+CnC,C十 (21Cp=CCC'十C.C CCC)]/C (24)Ca=[cCCa+C.,C,C,+C.CnC;-(C'Cn+CnC.,c+ 23 CC,C]/C (8ca=[C.c,Ca+c.c.C.+c.c.c-(c.c,c.+c.C,c,+ (C,C,C+C,C,C+CHC]/C CC]/C 4)1 [cC,C十c.Cnc十c,c.c (28)C=(C'/4 CCC
+C,CC+CiCs]/Cn 29)Cg C7一5/12十C;C8 30)Cx=C2-C9-1/12+CC8 (31 c'/4)'" 32)Cn=-(Cc/4) 33 3A/2-CC 34)C2=1/2-CC8 (35 =0.5CxC+CnCC-(0.5CC十 36)Cu=1/12十C-C-CC CnCnC C(c/4)" 37) (38)C;=(CaC,C-C.CC)/C 39)C=[0.5CxC+CaCaC-(0.5CC十(40E1=CrC十Cs十CC CCnC]/C 42)E ;-c.c.十catc.c 41E-C2C孩+Ca+CnCn7 fCm/12+C/4一E,/5一3E:/2一El(4)E;=E(1/2十A/6)十Ea(1/4+1lA/84)+E41/70十A/105 (43)E=1/4 45)E=E -Ca(7/120十A/36十3A/C)-1/40 A/72-C;n;(1/60十A/120+1/C)y 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 18
GB/T17186.1一2015 除下列另有限制外,对铸铁,颈部的轴向应力dH不得大于[d];对于除铸铁以外的其他材料o 不得大于1.5[a]: -按整体式法兰计算的任意型式法兰C图1中8),(8a,(9),(9a)、(10),(10a)和(ll],法 兰颈部由管颈的材料组成的整体式法兰C图1中(7),颈部的轴向应力[]H不得大于 1.5[]，或1.5[]，中较小者; 整体式带颈法兰[C图1中(6).6a)和(6b)],颈部的轴向应力d不得大于1.5[a]或 2.5[]，中较小者
法兰径向应力oR不应大于[a]; b e)法兰切向应力d不应大于[] d) a目十dR)/2不应大于[]且(o目十gT/2不应大于[o]，
10.2对于图1中(2),(2a),(3),(3a)、 (4)(4a),(4b)和(4e)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[a];
对图1中3),(3a)、(4)、(4a),(4b)、(4e),(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[a]
剪应力应根据第3章中规定的w或w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M,应按如下规定 取值 对操作状态 a M，=Hp(hp一he十Hr(h，一h) 12) 式中: H,=1/4xB'p.; H干=H一HD; H=1/4G'p,; p户
=设计外压力; 其他符号见第3章中定义
对垫片预紧状态 (13 M
=wh
式中: Ame十Ai W [o] 式中所用的[],不应小于GB150.2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 围为一29C+186,操作压力不超过1035kPa时,如果证明有成功的服役经验,则可以免除刚度 19
GB/T17186.1一2015 校核
表6法兰刚度指数 法兰类型 刚度校核准则 52.14VMa 整体式法兰和按整体式法兰设计的任意式法兰 S1.0 LEgKh 52.14VM 带颈松式法兰 s1.0 LEK Lh
109.4M. 不带颈松式法兰和按松式法兰设计的任意法兰 1.0 "KInK 注 法兰材料在设计温度(操作状态)或常温(预紧状态)时的弹性模量; E -刚度指数,Jl; R 整体式或任意式法兰的刚度系数,K1 =0.3; K 松式法兰的刚度系数,KL=0.2
其他符号说明见第3章
12.2当按上述相应公式计算所得的」值大于1.0时,应增加法兰厚度,并重新计算值,直至J< 1.0为止
20
GB/T17186.1一2015 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(TaylorForge)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ASMESectionm -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Clas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
但计算方达是通用的,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/T9112 9124、GB/T13402、GB/T17241、(GB/T15530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GB150.2,G/T9124,GB/T13402,GB/T17241.7,GB/T15530.8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
21
GB/T17186.1一2015 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/T47013.3
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,管道或容器是青可视为或可当做- 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,R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 中较奇刻的条件
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b.不大于6.0mm时,G为垫片 密封接触面中点的直径;当b大于6.0mm时,G为垫片密封接触面外径减去2b,如图A.1所示
接触面外径 h>6.0mm b<6.0mmm" 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 22
GB/T17186.1一2015 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. 中的式(1)计算,并确定A
A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w之后,按照下式计算出Am ml
w Amm ] 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A
A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w之后,按照下式计算出Aa" wa 7 m2 a] 7.3.1操作状态下所需的螺栓载荷w
在操作状态下,要保证法兰接头密封,就要求w>H十H,;此处的压缩载荷H,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w,由下式来确定 wm=H十H,=0.785G'pP+2b×3.14GmP) 式中: 总端部静压力H=1/4xG'P=0.785G'P; 连接接触表面的总压缩力H
=2bGmP 7.3.2预紧状态下所需的最小螺栓初始载荷we 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
应按下式确定 w=xGy=3.14hGy 式中: 垫片受压紧有效密封面积=xG,mm*; y=垫片预紧密封比压,MPa
注;对于许多低压设计和要求高压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,而不是内压力的丽数
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A× [o]载荷设计 23
GB/T17186.1一2015 A.6第8章法兰力矩M0 8.3操作状态下法兰总力矩Mo: M=Mn十M十M
=Hhp十Hh下十Hah
上式中,hn、hT、h根据表4查出;Hn、Hr、HG计算如下 Hn为作用于法兰内径截面上的内压引起的轴向力 HD=1/4xBP H为总端部静压力与Hn之差: H下=H一Hn=1/4G*P-1/4xB'P Ha为操作状态下垫片压紧力,也即法兰设计螺栓载荷与总的端部静压力之差: HG=w一 H 根据式(4),w=w; 根据式(1),w=H十H, 因此H
=w一H=H十H一H=H,=2bGmP 8.5为降低因螺栓间距过大引起的密封不均匀性,保证法兰接头的密封,对于输送剧毒介质的管 道,在第9章中计算法兰应力时,应对螺栓间距进行修正,此处规定了门槛值,即;当螺栓间距B,超过 2d十'时,将M,乘以螺栓间距修正系数B.
;修正系数B_根据式()计算 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M,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 0.3对于图1中(1)、(la)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),(4e)、(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w. 或 w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 剪切载荷w 操作状态的剪切载荷w按照7.5中式(4)计算 w=w=H十H,=0.785GP+(2bX3.14GmP 预紧状态的剪切载荷w按照7.5中式(5)计算 Am十A w [o] 剪切面积A b 1 对于图1中(1)、(la)所示带有翻边的松式法兰 A=TBt 2
GB/T17186.1一2015 2 对于其他法兰 A,=xB.1 式中: A -剪切面积,单位为平方毫米(mm'); 法兰盘内径,单位为毫米(mm); B -剪切面计算直径,取接管外径,单位为毫米(m mm; -剪切面计算高度,见图1中(la)所示尺寸,单位为毫米(m mm
剪应力 根据操作和预紧两种状态,按照下式分别计算剪应力 =W/A MPa 根据上述计算,判据如下 对于翻边,剪应力不得大于翻边材料的0.8[a] 由焊缝承受的剪应力不应超过0.8[o] [o]
见第3章中的定义 A.9第11章外压法兰 1.1对于只承受外压的法兰可按第9章的内压达兰计算,螺栓面积只需按预紧状态考虑,即按 A的一w./[o]进行计算;但M,应按照本条计算公式计算,计算时,设计外压力入,应取正值
法兰刚度 A.10第12章 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
25
GB/T17186.1一2015 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,设计压力商,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 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 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 累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 内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 1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 在开车工况或其他瞬变工泼 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 26
GB/T17186.1一2015 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ASMEBPV第卷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 紧接着就会发生达兰整体屈服是过于保守的
即使发展成“塑性钞”,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 一定的防护措施
对此问题,应注意AsMEBPV第卷D篇表3中给出了 组合应力的限制给予了 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 4500 S B,1 Va 式中 螺栓的公称直径 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
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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GB/T17186.1-2015
管法兰连接是一种常见的管道连接方式，其在工业生产中有着广泛的应用。为了确保管法兰连接的安全可靠，需要对其进行科学的计算和设计。GB/T17186.1-2015标准提供了一套基于强度和刚度的管法兰连接计算方法，下面将就此内容进行详细阐述。
1. 强度计算方法
管法兰连接的强度计算主要考虑以下几个因素：
- 管法兰连接的接触压力
- 法兰的厚度和尺寸
- 螺栓的拉伸强度
- 管道的材料强度
根据GB/T17186.1-2015标准，强度计算公式如下：
σc = α × σa
其中，σc为管法兰连接的接触压力，σa为管道的材料强度，α为系数。
在计算中，需要根据GB/T17186.1-2015标准的要求，对不同材质和规格的管法兰连接进行分类，采用相应的系数进行计算。同时，还需对螺栓的拉伸强度、法兰的尺寸等参数进行合理选择和设置，以确保计算的准确性和可靠性。
2. 刚度计算方法
管法兰连接的刚度计算主要考虑以下几个因素：
- 法兰的刚度
- 管道的刚度
- 管道的支撑方式
根据GB/T17186.1-2015标准，刚度计算公式如下：
δ = δf + δp + δs
其中，δ为管法兰连接的总变形量，δf为法兰的变形量，δp为管道的变形量，δs为管道支撑点的变形量。
在计算中，需要根据GB/T17186.1-2015标准的要求，考虑不同材质和规格的管法兰连接的刚度特性，采用相应的计算公式进行计算。同时，还需对管道的支撑方式进行合理选择和设置，以确保计算的准确性和可靠性。
3. 总结
管法兰连接是工业生产中常见的管道连接方式，其安全可靠的计算和设计对于保障生产的正常进行至关重要。GB/T17186.1-2015标准提供了基于强度和刚度的计算方法，可以为工程师们提供一套科学的计算方案，以确保管法兰连接的安全可靠性。
总之，在进行管法兰连接的计算和设计时，需要严格按照GB/T17186.1-2015标准的要求进行，采用合适的计算公式和参数，并根据实际情况进行必要的修正和优化。只有这样，才能够保证管法兰连接的质量和可靠性，确保生产运行的平稳和安全。
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