具有环形垫片的螺栓法兰连接计算规则

H一第一部分••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连接的设计规则一第二部分••垫片系数作为对其的补充计算步骤大致如下.•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够值可取12其次,由选定的螺栓装配载荷计算出各载荷条件下二:密封计算中需要的最小垫片力按以下两个方法确定.•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H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.•因圆弧和弦长存在差异，需要考虑计算螺栓圆有效直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.•0L二ZL无L*MLH式中0L为活套法兰转角,L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。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UB=XB/EBxFg(6丿式中UB为螺栓伸长,垫片压缩量与作用在垫片上的载荷之间的关系为••GEG随作用在垫片上的压缩应力Q增加而增大，其计算方法采用线性EG是从最大装配应力。的100雅蛉3贬间测量得到的卸载弹塑性正割提供部分垫片E。和心参数。因垫片在螺栓圆内H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弹边接触丿、八角过垫片蠕变系数gc修正EG「EG泡括蠕变丿二gcxEG即包括蠕变丿。为了补偿由于蠕变和松弛现象引起的垫H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，其后的各发生泄漏的位置，这种考虑是比较保守的。对于宽度较大的垫片,过高轴向拉伸（FAI>0丿或压缩力^AI<0丿和弯矩MAI形成下列合力••在弯矩引起附加的拉伸载荷的一侧箝号为+力法兰或螺栓H的载荷极限以及最小垫片压缩量起决定作用,而在弯矩引起附加的压缩载荷的一侧箝号为-力垫片的载荷极限是决定因素。出.•在垫圈，应计入垫圈的厚度4战设它们与法兰具有同样的温度和热膨胀七•力和变形平衡对每一计算工况，螺栓载荷FEI垫片反力FGI、因外载荷引起的合力FRI以及内压引起的合力FQI之间满足如下的静力平衡方程.•在装配工况和其后的计算工况,螺栓法兰连接的各部件位移存在如下几H由以上两式，得到如下联系螺栓法兰接头中各力的变化的式.•八•载荷限制值的确定准则劳。在EN1591中，强度准则出于防止过度的塑性变形，相当将系统的载荷限制在按理想塑性材料进行极限分析所确定的极限载荷的安全范围内，这些限制在EN1591中以计算载荷比，即作用于该部精确性，预紧工况的载荷比按Homax计算；在其后的计算工况，计算载荷比所用的力出自装配垫片力FG°若频繁反复装配，则需要限制塑式中FG为垫片反作用力H式中Fg为螺栓载荷Mt,B为作用在螺栓杆的扭矩（取决于螺栓紧固装置）IB为螺栓杆的塑性扭转模量fE为螺栓的名义设计应力（按压力容器规范的定义和采用的）式中C为螺栓扭矩系数：C二1系基于塑性极限准则，据此在装配时法兰的强度准则相当于限制法兰的转角。对法兰而言，极限载荷计算仅就法兰环或焊环截面，尤其在某些情况下仅针对其危险截面。以下为确定与壳体连接的法兰的极限载荷的例子(若取ST为法兰环的周向应力和HFRF和MF表达式，同时取作用于与壳体相连的法兰环上的力和弯矩表各载荷比应小于或等于1。对较宽范围的整体法兰和活套法兰则要求更H于Qmin（预紧准则）；在其后的所有工况下（1>0）:垫片表面压力必由于紧固方法导致最终结果的分散性，所以实际螺栓预紧名义螺栓预紧力FBOnoin必须进行如下的校核:H同理