设备法兰设计及分析

欧红永

(中石化宁波工程有限公司，浙江 宁波 315103)

设备法兰设计及分析

欧红永

(中石化宁波工程有限公司，浙江 宁波 315103)

根据GB/T 150中法兰的计算方法，对高压设备法兰进行计算分析。通过分析确定对法兰设计产生较大影响的结构参数，并加以调整和控制，从而优化法兰的设计。

法兰；设计；应力；结构

非标设备法兰设计是一个逆运算过程，其联接设计需要通过试算的方法进行，影响最终结果的设计参数众多，其作用又是相互交错的。在工程设计中，设计人员往往对法兰设计结果既不感满意又觉得难以调整其影响参数达到满意结果。因此，本文通过对非标设备法兰的实例分析，阐述在法兰设计时应考虑的一些敏感因素，以便获得既满足强度要求又具有结构紧凑、重量轻巧的长颈对焊法兰。

1 实例选取

选取某项目一台设备，其主要设计参数如下：

公称直径：DN=1300mm

设计压力：p=9.0MPa

设计温度：t=282℃

壳体材质：Q345R

名义厚度：δ=55mm

法兰材质：16MnIV

据上述条件，此法兰已经超出NB/T47013-2012《长颈对焊法兰》可选取的标准法兰，须进行非标设备法兰设计。

法兰连接合理设计的关键是：控制尽可能小的垫片载荷，尽可能小的螺栓中心圆直径，从而构成尽可能小的法兰力矩。依据这一原则，经多次核算选比，确定法兰有关参数尺寸如图2所示。法兰设计实际上包括垫片设计、螺栓设计和法兰设计三部分，并且是依次进行。螺栓及垫片详细数据如下：

垫片规格： 如图1

螺栓规格：M64

螺栓数量：36

螺栓材料：35CrMoA

垫片材料：齿形垫

垫片比压：y=50MPa

垫片系数：m=3.0

图1 垫片规格尺寸示意图

图2 法兰规格尺寸示意图

2 计算分析

2.1 法兰(I)应力分析

假设δ0=δ1=55，h=50,通过调整σH的尺寸来控制法兰的三向应力σH、σR、σT，经过多次试算， σH、σR、σT符合许用应力值的法兰盘厚度δf≥318mm。其中δf=318mm时的法兰结构如图3所示。

此时法兰的三向应力如下：

根据设计分析可知，当δ0=δ1=55时，法兰的轴向应力σH和切向应力σT较大，而径向应力σR很小，法兰的材料强度只在环向和轴向发挥作用，而径向抗弯性能却未能得到充分利用。这是因为法兰(I)锥颈很小，接近活套法兰，该法兰在法兰力矩作用下，法兰盘偏转得不到有效的抑制，法兰盘产生较大的偏转，在法兰盘中引起很大的环向应力和轴向应力。

这种法兰结构造成了大量的材料浪费，为不可取的结构。

2.2 法兰(II)应力分析

取δf=318,h=50,δ1=55,通过增加法(I)大端厚度δ1，改变法兰的三向应力，得出应力变化图4。

图4 法兰(II)应力变化图

图4中法兰(II)随着大端厚度 的增大，法兰的轴向应力 出现了迅速的下降，但下降一段后，又缓慢增大，当 时应力为最佳状态。切向应力 持续缓慢减小，对径向应力 起反作用。

这是因为法兰(II)由于增大了锥颈大端厚度 ，锥段的旋转刚度增加，于是锥颈与法兰盘的承载比例发生变化，即锥颈的承载比例提高，法兰盘在法兰力矩作用下的偏转得到了抑制，导致了轴向应力和环向应力下降。

2.3 法兰(III)应力分析

取δf=318,δ0=55,δ1=125,通过增加法(II)锥颈长度h，改变法兰的三向应力，得出应力变化如图5。

图5 法兰(III)应力变化图

图5中法兰(III)轴向应力σH、切向应力σT随着锥颈长度h的增长而减小，其中轴向应力σH减小的较快，而切向应力σT较为平缓。对径向应力σR起反作用。

2.4 法兰(IV)应力分析

经过以上几种法兰的分析比较，取h=125,δ0=55,δ1=110时，通过减小法兰的法兰盘厚度δf分析法兰应力变化，详见图6。

图6 法兰(IV)应力变化图

由于法兰盘厚度δf的增加，法兰盘旋转刚度变小，于是锥颈与法兰盘的承载比例发生变化，即法兰盘的承载能力变小，导致了轴向应力和径向应力的上升。

这类法兰由于结构得当，由图可知，法兰不仅环向承载而且径向也承载，其材料利用率比活套法兰要高得多，且其锥颈的应力也接近满应力状态，因此有可能达到最优的设计效果。

2.5 法兰敏感影响因素分析

非标设备法兰设计的最优结果为其各项应力能分别与相应的许用应力相接近，即结构材料在各个方向的强度都能得到比较充分的发挥。而由于锥颈尺寸和法兰环厚度对σH、σR、σT三个应力的影响关系并不是单调的，所以必须区分不同的情形适当的调节敏感因素。

如图3中，法兰(I)的锥颈很小，而法兰盘则承受了极大部分的法兰应力，此时锥颈的尺寸就成了此类法兰的敏感因素。而在图4中的法兰(II)略微增加了锥颈大端厚度δ1则引起了轴向应力σH的骤降，可当增加到一定程度后效果并不明显，这时的敏感因素又变为锥颈的长度h，这由图5中的法兰(III)可以看出，增加锥颈长度h后，法兰应力继续明显下降。

由图及以上分析，我们可以总结出，在法兰设计中，当径向应力σR过大或过小时，应采取调整法兰盘厚度的办法；当轴向应力σH过大或过小时，应采取调整锥颈尺寸的方法，但并非无限制的增加。

增加锥颈大端厚度δ1时应考虑螺栓上紧扳手的操作空间，可在文献1中查得。

增加锥颈长度h时，应尽量使f≈1，当f=1时，h等于锥颈小端理论上的应力衰减范围，当h过长时则会造成材料浪费。

2.6 最终优化设计

由上述分析，得出了如下较经济合理的法兰设计优化方案：

(1) 轴向应力

强度校核合格。

(2) 径向应力

强度校核合格。

(3) 环向应力

强度校核合格。

(4) 综合应力

强度校核合格。

可见，三向应力均趋于许用应力状态，结构紧凑，材料利用率高，是较为合理的工程设计方案。

3 其它因素分析

3.1 垫片设计

一般而言，垫片越宽密封越好，但宽度超过某一定值时密封面上的泄露面基本不变，而越宽的垫片对密封所需求的压紧力会越大，对螺栓和法兰的强度和刚度要求随之增大，从而导致了法兰的结构笨重。

垫片直径也是一个重要的影响因素，垫片直径过大会导致DG偏大，最终影响Am和M0值。Am增大会使得螺栓规格变大，由此加大螺栓圆中心直径及法兰外径变大，而M0的增加也会增加法兰的整体尺寸，从而导致法兰结构笨重。

而另一方面，如果垫片宽度较小，则容易使垫片从弹性状态进入塑性状态，而垫片直径过小也容易导致垫片受压过大和受力不均，这样都会导致密封效果变差。

所以在垫片设计时，应控制尽可能小的垫片载荷，在给定的设计条件下，究竟采用何种垫片并使用多大的宽度和直径是一个需要分析才能够确定的问题。

3.2 螺栓设计

垫片的压紧力是由螺栓来提供的。通常情况下，实际配置的螺栓总根径截面积Ab应稍大于Aa和Ap之大者，其大值为螺栓计算面积。整个螺栓组的核心是应使其螺栓中心圆直径具有最紧凑的尺寸，因为螺栓中心圆直径的大小直接影响法兰力矩中各个分力矩的力臂大小。因此在布置螺栓时，在保证最小相临螺栓间距和满足所须螺栓截面积的情况下，应尽可能减小螺栓中心圆直径和螺栓规格，增加螺栓数量，使预紧力尽可能均匀的作用到垫片上。

4 结语

非标设备法兰的设计是一个值得广泛而又深入探讨的课题，其目的是在于尽可能设计出结构紧凑、质量轻巧而又受力合理的法兰结构。这需要一定的工程设计经验和大量的计算来做为判断依据。

[1] 全国锅炉压力容器标准化技术委员会(SAC/TC 262). GB/T 150.1～150.4-2011 压力容器[S].北京：中国标准出版社，2012.

[2] 国家能源局.NB/T 47023-2012 ,长颈对焊法兰[S].北京：中国标准出版社，2012.

[3] 桑茹苞.压力容器法兰的合理设计原理与方法[J].化工设备与管道. 1987 (2) :6-13.

(本文文献格式：欧红永.设备法兰设计及分析[J].山东化工，2017，46(14)：151-154.)

Design and Analysis of Equipment Flange

OuHongyong

(Sinopec Ningbo Engineering Co., Ltd. ， Ningbo 315103,China)

According to the calculation method of GB/T 150, calculation and analysis of the high pressure equipment flange, Through the analysis to determine the Structural parameters for design flange， and adjust and control this parameters, so as to optimize the design of the flange.

flange；design；stress；Structural

2017-05-10

欧红永(1984—)，湖南人，压力容器设计工程师，硕士研究生

TQ055.8

A

1008-021X(2017)14-0151-04