GB/T 17186.2-2018 管法兰连接计算方法 第2部分：基于泄漏率的计算方法

　　IcS 23 . 040 . 60 J 15

　　中 华 人 民 共 和 国 国 家 标 准

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　部分代替 GB/T 17186—1997

　　管法兰连接计算方法

　　第 2 部分：基于泄漏率的计算方法

　　calculationmethodsforthepipeflangejoints—

　　part2：calculationmethodsatisfiesleakagerate

　　2018-05-14 发布 2018-12-01 实施

　　国家市场监督管理总局中国国家标准化管理委员会

　　发

　　布

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　前 言

　　GB/T 17186《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/T 17186 的第 2 部分。

　　本部分按照 GB/T 1 . 1—2009 给出的规则起草。

　　本部分代替 GB/T 17186—1997《钢制管法兰连接强度计算方法》中的部分内容(第 1 ~ 3 章、第 5章)，与 GB/T 17186—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 gc 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。

　　本部分由中国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/TC 237)归口 。

　　本部分起草单位：中机生产力促进中心、华东理工大学、中国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、中国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/T 17186—1997 。

　　GB/T 17186 . 2—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：

　　a) 主要受循环载荷作用的场合;

　　b) 预紧时需要监控螺栓载荷的场合;

　　c) 外部载荷(力或力矩)影响显著的场合;

　　d) 泄漏率控制特别重要的场合。

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　管法兰连接计算方法

　　第 2 部分：基于泄漏率的计算方法

　　1 范围

　　GB/T 17186 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。

　　2 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。

　　GB/T 9112 钢制管法兰 类型与参数

　　EN 13555 : 2004 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

　　(Flanges and their joints—Gasket parameters and test procedures relevant to the design rules for gas- ket circular flange connections)

　　3 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 blankflange

　　平板盖，见图 9 。

　　3.3

　　松套法兰 looseflange

　　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 collar

　　与松套法兰毗连部分，见图 10 。

　　3.6

　　外部载荷 externalloads

　　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/T 17186 . 2—2018

　　3.7

　　载荷工况 loadcondition

　　同步施加载荷的一组工况，标识为 I。

　　3.8

　　安装工况 assemblycondition

　　初始紧固螺栓的载荷工况，标识为 I=0。

　　3.9

　　其后工况 subsequentcondition

　　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 I= 1、2、

　　3 、…

　　3 . 10

　　柔度 compliances

　　Y

　　刚度的倒数(轴向)。

　　注：单位为毫米每牛(mm/N)。

　　3 . 1 1

　　柔度模量 flexibilitymodulus

　　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 / mm3 ) 。

　　4 图示和符号

　　4 . 1 图示

　　图 1~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/T 9112 标准法兰的类型对应如下：

　　01 型 图 8

　　02 型 图 10

　　04 型 图 10

　　05 型 图 9

　　07 型 图 10

　　11 型 图 4

　　12 型 图 11

　　13 型 图 12

　　21 型 图 4~图 7

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　a)整体式法兰载荷和力臂 b)非整体式法兰载荷和力臂

　　图 1 载荷和力臂

　　a)六角螺栓 b)双头螺柱 c)拧入式螺栓 d)螺纹

　　说明：

　　le = lb -ls 。

　　图 2 螺栓

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　a) 平垫片 b) 椭圆形垫 c) 锥形垫

　　d) 八角形垫 e) 椭圆形垫 f) 。形垫图 3 垫片

　　说明：

　　1 — 壳体;

　　2 — 颈部;

　　3 — 法兰环。

　　图 4 与圆柱形壳体对焊的带颈法兰(示例 1)

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　说明：

　　1 — 壳体;

　　2 — 颈部;

　　3 — 法兰环。

　　图 5 与圆柱形壳体对焊的带颈法兰(示例 2)

　　说明：

　　1 — 壳体;

　　2 — 法兰环。

　　图 6 与圆锥形壳体焊接的法兰

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　说明：

　　1 — 壳体;

　　2 — 法兰环。

　　图 7 与球形壳体焊接的法兰

　　说明：

　　1 — 壳体;

　　2 — 法兰环。

　　图 8 板式平焊法兰

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　说明：

　　1 — 圆板;

　　2 — 法兰环。

　　图 9 盲板法兰

　　说明：

　　1 — 壳体;

　　2 — 翻边;

　　3 — 松套法兰。

　　图 10 带翻边的松套法兰

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　图 1 1 带颈平焊法兰

　　图 12 带颈螺纹法兰

　　4 . 2 下标和特殊标记

　　4 . 2 . 1 下标

　　A — 附加(FA、MA)

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　B — 螺栓

　　C —垫片的蠕变(gc)

　　D —用于极限载荷计算的等效圆柱筒(锥颈+相连壳体)

　　E —用于柔度计算的等效圆柱筒(锥颈+相连壳体)

　　F — 法兰

　　G — 垫片

　　H — 锥颈

　　I —载荷工况的标识(取 0、1、2)

　　L — 松套法兰

　　M — 力矩

　　P — 压力

　　Q —压力引起的净轴向力

　　R — 外力引起的净轴向力

　　S — 壳体、剪切

　　T — 壳体，修正的

　　X — 薄弱截面

　　Δ — 变化量符号

　　act 计算中考虑的实际尺寸

　　av —平均

　　c —计算

　　d —设计

　　e —有效

　　max —最大

　　min —最小

　　nom —公称

　　opt —最优

　　ref 引用 EN 13555 : 2004 中 7.4 的尺寸

　　req 所需的

　　s —螺栓的非螺纹部位

　　t —理论、扭矩、螺纹

　　0 —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：

　　AB —有效的螺栓总截面积[mm2 ]

　　AF 、AL —法兰环、松套法兰的总径向截面积( 包括螺栓孔)[mm2 ], 式 (5)、式 (7) 、

　　式(8)

　　AGe 、AGt —垫片的有效面积，垫片的理论面积，[mm2 ],式 (39)、式 (36)

　　C — 计算螺栓载荷比时考虑扭矩的系数，式(71)

　　EB , EF , EG , EL —各下标组件在其温度下的弹性模量[MPa]

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　FA

　　FB

　　FG

　　FGΔ

　　FQ

　　FR

　　I

　　IB

　　Ks

　　MA

　　Mt

　　Mt, B

　　NR

　　P

　　PQR

　　Q

　　QA

　　QSmin(L) (50)

　　Qmin(L)

　　QSmax

　　Qmax

　　QmaxY

　　TB , TF , TG , TL T0

　　U

　　W F ,WL ,W X

　　xB , xG

　　YG ,YQ ,YR

　　ZF , ZL

　　b0

　　bF ,bL

　　bGi , bGe , bGt

　　— 附加轴向外力[N],拉力 >0, 压力<0, 见图 1

　　— 螺栓作用力(所有螺栓的总和)[N]

　　— 垫片作用力[N]

　　— 安装工况下最小垫片力[N],保证在进入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 和 MA 引起的力[N],式(44)

　　— 载荷工况标识，安装工况 I=0,其后工况 I= 1 、2、3、…

　　—————— in不(e确;ds 模量[mm ],式(71)

　　— 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 Mt 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=FG/AGe

　　— 卸载前的 安 装 垫 片 应 力 [ MPa], 对 确 定 操 作 工 况 下 QSmin(L)I 是 必 需 的，式(49)

　　— 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

　　— 装配时，达到密封等级 L所需要的最小垫片应力(有效垫片面积上)，也是QA 可接受的最低值[MPa]

　　— 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力。[MPa], 式 (72a)、式 (72b)

　　— 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力(按法兰螺栓连接中垫片的实际形状)[MPa],式 (72b)、式 (72c)

　　— 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力(与垫片形状无关)[MPa],式 (72a)

　　— 各下标组件的温度(平均)[℃]或 [K],式 (45)

　　— 接头安装时的温度[℃]或 [K],(一般为 +20 ℃ )

　　— 轴向位移[mm] ,ΔU按式(45)

　　— 各个下标部件或(和)截面的阻抗[N · mm], 式 (74)、式 (86)、式 (88) 、式(90)

　　— 螺栓/垫片的轴向柔度模量[1/mm],式 (34)、式 (72)

　　— 螺栓接头的轴向柔度，与 FG , FQ , FR 有关，式(46)、式(47)、式(48)

　　— 法兰、松套法兰的回转柔度模量[mm3 ] 。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：

　　d7min =d5 +2 ×b0

　　— 法兰、松套法兰的有效宽度[mm],式 (5) ~式(8)

　　— 垫片的宽度(径向)，临时;有效;理论[mm],表 1、式(35)、式(38)

　　GB/T 17186 . 2—2018

　　c1 —垫片类型常数 如：c1=1/20 用于纤维增强的板状垫片;当没有值可用时 c1

　　=0。式 (72a)、式 (72b)

　　cF ,cM ,cS —修正系数，式(20)、式(78)、式(79)

　　d0 —法兰环内径[mm],也是盲板法兰中心部位的外径(厚度 e0 处)，不得大于垫片内径，见图 4~图 12

　　d1 —锥颈的平均直径，小端[mm], 图 4、图 5、图 11、图 12

　　d2 —锥颈的平均直径，大端[mm], 图 4、图 5、图 11、图 12

　　d3 ,d3e —螺栓中心圆直径：实际;有效[mm] 。 图 4~图 12

　　d4 —法兰外径[mm], 图 4~图 12

　　d5 ,d5t ,d5e —螺栓孔直径：通孔;盲孔;有效[mm] 。 图 4~图 12

　　d6 —松套法兰内径[mm], 图 10、图 12

　　d7 —松套法兰和翻边相互作用力处的直径[mm], 图 1、式(15)、式(41)

　　d8 — 翻边外径[mm], 图 10

　　d9 —盲板法兰中心开孔直径[mm], 图 9

　　dB0 ,dBe ,dBs —螺栓直径：公称直径;有效直径;螺栓光杆直径[mm] 。 图 2、表 G. 1

　　dB2 ,dB3 —螺纹节圆直径;螺纹根径[mm] 。 图 2

　　dGe ,dGt —垫片直径：有效;理论。 图 3、表 1

　　dG1 ,dG2 —垫片理论接触面内外直径[mm], 图 3

　　dE ,dF ,dL ,dS ,dX —各下标部件或截面的平均直径[mm], 式 (5) ~式 (8)、式 (10) ~式 (12) 、图 4~图 12

　　e0 —在直径 d0 的范围内盲板法兰中心部位壁厚[mm], 图 9

　　e1 —锥颈小端的最小壁厚[mm], 图 4、图 5、图 11、图 12

　　e2 —锥颈大端壁厚[mm], 图 4、图 5、图 11、图 12

　　eD , eE —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

　　(12)、式(75)

　　eF , eL —法兰及松套法兰有效轴向厚度[mm],式 (5) ~式(8)

　　eFb —直径 d3 处(螺栓位置)的法兰环厚度[mm],式 (3)

　　eFt —直径 dGe处(垫片力位置)的法兰环厚度[mm],与热膨胀相关，式 (45)

　　eG —垫片厚度，[mm], 图 3

　　eP , eQ —法兰厚度，有径向压力为 eP,无径向力时为 eF, 图 4~图 12 ,eP+eQ = eF

　　eS —相连壳体的厚度[mm], 图 4~图 8、图 10~图 12

　　eX —薄弱部分的法兰厚度[mm], 图 9

　　fB ,fE ,fF ,fL ,fS —各下标组件在设计温度(℃或 K)下的公称设计应力，与压力容器规范中定义及使用方法相同。

　　gc —EN 1591-1 : 2001 版本中的垫片蠕变系数，改用 PQR 代替，如果使用 gc 时 ，

　　相应的计算方法见附录 B

　　hG ,hH ,hL —力臂[mm], 图 1,式(14)、式(16)

　　hP ,hQ ,hR ,hS ,hT —力臂修正[mm], 式 (13)、式 (21) ~式(24)、式 (29)、式 (30)

　　jM ,jS —力矩的标记号，剪力(+1 或 1) ,式(80)

　　KQ ,KR ,KM ,KS —修正系数，式(25)、式(26)、式(81)

　　lB , lS —螺栓轴向尺寸[mm], 图 2、式(34)

　　le —le = lB-lS

　　lH —锥颈部长度，图 4、图 5、图 11、图 12,式(9)、式(75)

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　　nB —螺栓个数，式 (1)、式 (4)、式 (33)、式 (34)、式 (56a)、式 (56b)、式 (58a)、式

　　(58b)、式 (A.1)、式 (A.2)式 (A.8)、式 (A.9)、(式 A.10)

　　pB —螺栓间距[mm],式 1

　　pt —螺距，表 B. 1

　　r0 , r1 —半径[mm], 图 4、图 10

　　r2 — 垫片截面的曲率半径[mm], 图 3

　　ΔU — 轴向的膨胀差，式(45)

　　θF , θL — 由力矩引起的法兰或松套法兰的偏转角(rad), 附录 C

　　Ψ — 径向力产生的法兰环载荷比荷载率，式(82)

　　ΨZ —Ψ 的特殊值，式(74)、表 2

　　ΦB,ΦF,ΦG,ΦL,ΦX —各 下 标 部 件 或(和)截 面 在 各 载 荷 工 况 下 的 载 荷 比，式(71)、式 ( 72c) 、式(73) 、式(85)、式(87)、式(89)、式(91)

　　φmax —最大允许载荷比，式(70)

　　αB , αF , αG , αL —各下标部件的热膨胀系数，T0 和 TB, TF, TG, TL, TS[K-1]的平均值

　　β,γ, δ, ℃, κ, λ, χ — 中间变量，式(9)、式(17)、式(18)、式(19)、式(41)、式(70)、式(75)、式(77)

　　ε1+ , ε1- —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

　　ε+ , ε- —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)

　　π — 常数( =3.141 593)

　　ρ —式(28)给出的直径比

　　φG —密封面的倾角[rad 或 (°)], 图 3、表 2

　　φS —相连壳壁的倾角[rad 或 (°)], 图 6、图 7

　　5 一般规定

　　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：

　　a) 0.2≤bF/eF≤5.0;0.2≤bL/eL≤5.0

　　b) eF≤max{e2 ;dB0 ;pB ×、 ｝

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　　注 1 ：对于松套法兰的翻边，不需要满足 bF/eF≤5 . 0 。

　　注 2：eF≥pB × 、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 GB 150 . 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

　　5 . 2 . 4 . 1 本计算方法基于以下力学模型：

　　a) 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。 不允许用于剖分式松套法兰和椭圆形法兰。

　　b ) 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。

　　此假设以符合 5 . 2 . 1a)为必要条件。

　　c) 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。

　　在法兰环和壳体的连接处，计算时应考虑径向位移和偏转角的连续性。

　　d) 垫片与法兰在计算环形面积上接触。 垫片有效宽度(径向)bGe可能小于垫片实际宽度。 垫片有效宽度的计算基于安装工况(I=0)下，并假设在其后的载荷条件下(I=1、2、3、…)不改变。计算 bGe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。

　　e) 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 PQR表示。

　　g) 考虑法兰、垫片和螺栓的轴向热变形和机械变形。

　　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。

　　i ) 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

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　　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) 。

　　j) 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(基于 Qmax的)是个近似值。

　　5 . 2 . 4 . 2 模型不考虑下列因素：

　　a) 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纹孔接触部分在内的变形[见式(34)]。

　　b ) 法兰和螺栓的蠕变。

　　c) 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)。

　　d) 疲劳验证(如本计算方法的相关规范中一般不考虑)。

　　e) 外部的扭矩和外部的剪切力，如管道引起的这些载荷。

　　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 bF×eF,并在直径 dE 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 bF×eF,并在直径 dE = d0 处与一个固定壁厚 e0 的平板相连。 平板中心可能会有一个直径为 d9 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 bL ×eL 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~图 12 中等效圆环用阴影表示。

　　6 . 1 . 3 法兰环

　　6 . 1 . 3 . 1 螺栓孔

　　螺栓弧距：

　　d5e =d5 × …………………………( 2 )

　　~ ~

　　上、下法兰 pB和 pB,d3e和 d3e相等。

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　　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 eF 或 eL 是法兰环的平均厚度。 可以通过法兰环截面积 AF 或 AL(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 AF 或 AL 的计算方法未给出。

　　整体法兰和盲板法兰(见图 4~图 9) :

　　带翻边的松套法兰(见图 10) :

　　b

　　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 es , 平均直径 ds) 可以看作有效壁厚为 eE、有效平均直径为 dE的等效圆柱壳体。

　　eE =e

　　法兰环直接与壳体相连时，法兰环有效尺寸如下：

　　eE =eS dE =dS …………………………( 11 )

　　注：壳体可以是圆柱壳、圆锥壳或球壳，其固定壁厚为 es , 与法兰连接的角度为 φS,连接处直径为 dS 。

　　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 中 。

　　6 . 1 . 4 . 3 盲板法兰

　　盲板法兰的有效尺寸：

　　eE = 0 dE =d0 …………………………( 12 )

　　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 dGe , 再根据 dGe进行参数 hP 和 hG 的计算。

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　　6 . 1 . 5 . 1 所有法兰类型按式(13)计算：

　　0(d3e -dGe)/2;hH =(d3e -dE)/2 } …………………………( 14 )

　　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：

　　由于 d7 尚未知，可使用下列假设：

　　— 对于柔度计算，可以将式(41)给出的 d70作为 d7 。

　　注：计算 bGe和 dGe时，hG 、hH 与 hL 随每次迭代计算而变化(见 6 . 3 . 2) 。

　　— 对于载荷比计算，使用 d7min和 d7max之间最适当的值，见 8 . 6 。

　　6 . 1 . 6 与柔度相关的法兰参数

　　当使用平垫片时，应首先按照 6 . 3 . 2 确定 dGe , 再根据 dGe进行参数 hQ 的计算。

　　a) 对于整体法兰和翻边：

　　hS = 1.1eF × × (1 - 2λ +δ)/(1 +λδ) ……………………( 21 )

　　00.osS 壳或圆柱壳｝ ……………………( 25 )

　　KR = {00.61osS 壳或圆柱壳｝ ……………………( 26 )

　　dF ×cF/(π×bF ×eF 3 ) } …………………………( 27 )

　　dF/{π ×[bF × e + dF × e ×(1-ρ2 )/(1.4+2.6×ρ2 )]} } …………( 31 )

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　　c) 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：

　　zL = 3 × dL/(π× bL × e) …………………………( 32 )

　　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：

　　接头使用垫圈时，垫圈的厚度包含在 ls 和 le 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：

　　注：理论垫片宽度 bGt是由非常高的 FG 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 bGe取决于作用在垫片上的力 FG 。在 FG=FG0 的安装工况下，bGe值通过迭代确定，并假定在其后的工况，bGe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 FG0 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，FG0 可以设为任意值。 推荐使用下面的接近值。

　　FG0 = AB × fB0/3 - FR0 …………………………( 37 )

　　FR0 见 7 . 2 。

　　临时的垫片宽度 bG 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：

　　bGe =min{bGi;bGt } …………………………( 38 )

　　垫片有效直径：

　　dGe 由表 1 确定。

　　注：对于平垫片，dGe随 bGe 的变化而变化。 在这种情况下，bGe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：

　　7=( Li )[7i ;×(0+) r ×d3e )/(1+r);d7max]} } ………………( 41 )

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　　式(41)仅适用于带翻边的松套法兰。

　　式 (38) ~式(41)需反复迭代计算，直至 bGe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：

　　XG =(eG/AGt ) ×(bGt +eG/2)/(bGe +eG/2) ……………………( 42 )

　　表 1 有效垫片参数

　　7 接头内力

　　7 . 1 载荷工况说明

　　不同的载荷工况由标识符“I”表示。 I= 0 表示安装工况;其他数值(I=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：P0 =0。

　　外载荷 FA0 与 MA0 组成合力 FR0 , FR0 的计算见式(44)(载荷工况 I=0) 。

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　　计算温度为初始温度 T0 。

　　7 . 2 . 2 其后工况(I= 1 、2、…)

　　7 . 2 . 2 . 1 流体压力

　　承受流体内压： PI>0 烌

　　未承压状态： PI=0烍FQI=(π/4) ×de × PI ……………………( 43 )

　　承受流体外压： PI<0 烎

　　注：dGe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 FAI 和 MAI 组成如下合力 FRI :

　　：： }FRI=FAI±(4/d3e) × MAI ……………………( 44 )

　　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-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 I 表示。

　　7 . 2 . 2 . 3 温度载荷

　　安装工况下(温度 T0)的轴向热膨胀量按式(45)计算。

　　△UI = lB ·αBI ·(TBI-T0) -eFt ·αFI ·(TFI-T0) -eL ·αLI ·(TLI-T0) -eG ·αGI ·

　　(TGI-T0) - Ft ·FI · ( Ft-T0) - L ·LI · ( LI-T0) …………………………(45)

　　这时应保持：eFt+Ft+eL+Lt+eG = lB

　　如果接头使用垫圈时，垫圈厚度应包含在 eFt和 Ft 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(I=0、1、…);而且对所有载荷工况 I，EGI 计算中 Q=FGO/AGe 。

　　— 式(47)不得用于流体压力为 0 的情况;

　　— 式(48)仅用于 FRI≠0 的载荷工况。

　　YGI = ZF ×h/EFI+ F ×/ FI+ZL ×h/ELI+ L ×/ LI+XB/EBI+XG/EGI ………( 46 )

　　YQI=ZF×hG×(hH-hP+hQ)/EFI+F ×G × ( H - P+Q )/FI+ZL ×h/ELI+

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　　~ ~ ~

　　ZL ×h/ELI+XB/EBI …………………………( 47 )

　　~ ~ ~ ~ ~

　　YRI=ZF×hG×(hH+hR)/EFI+ZF×hG×(hH+hR)/EFI+ZL ×h/ ELI+

　　~ ~ ~

　　ZL ×h/ELI+XB/EBI …………………………( 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 Z 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：

　　FG0min=AGe ×QA …………………………( 49 )

　　7 . 4 . 2 其后工况(I= 1 、2、…)

　　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 FGImin :

　　FGI min=max{AGe×QS min(L)I; -( FQI+FRI)} ……………………( 50 )

　　QS min(L)I的选择取决于安装工况作用在垫片表面的初始压力 QA 。QA 和 QS min(L)I是一对相互关联的变量，可根据 EN 13555 泄漏试验确定。 可接受的 QA 的最小值与 Qmin(L)I相等，此时，QS min(L)I等于QA 。选择的 QA 值越大，得到的 QS min(L)I值越小。

　　7 . 5 安装工况的内力(I=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 FGI min值，安装工况下的垫片力最低为：

　　FG△=maxall I≠0{FGI min×YGI+[FQI×YQI+(FRI×YRI-FR0×YR0) +△UI]}/(YG0×PQRI)

　　……( 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：

　　反之，如果式(52)得出的 FG0req值低于此步所假定值 FG0 时，因给出的 FG0req值更接近实际的 FG0 req值，故该值是可以接受的。

　　实际的 FG0req值需经过多次迭代计算，直至在要求的精度内满足式(55) 。

　　FG0 ≈FG0 req …………………………( 55 )

　　FG0 大于 FG0req 时，5%的精度已足够。 如忽略操作过程可能造成的影响，推荐精度为 0 . 1%。

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　　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 nB 个螺栓的预紧力的离散度为 ε+ 和 ε- ,分别表示高于或低于目标值。 ε+ 和 ε- 按式(56) ~式(58) 。 附录 D 给出了单个螺栓的 ε1+ ,ε1- 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 ε+ 和 ε- 可以表示为 nb 的函数。

　　如果因螺栓拧紧方法不精确产生的系统误差为 Ks 可以已知，下式可以定义所有螺栓的总载荷相应的 ε+ 和 ε- :

　　ε+ =Ks+(ε1+ -Ks )/槡nB …………………………( 56a )

　　ε- =Ks+(ε1- -Ks )/槡nB …………………………( 56b )

　　如果因螺栓拧紧方法不精确产生的系统误差 KS 为未知，下式可以得出一个合理的 KS 近似值：

　　Ks =0 , 25ε1+ …………………………( 57a )

　　或

　　Ks =0 , 25ε1- …………………………( 57b )

　　这时：

　　实际的 FB0 有如下限制：

　　因此，螺栓拧紧的离散性应按下列方法考虑：

　　a) 公称安装螺栓力，用来定义拧紧的所有参数。

　　— 有螺栓载荷控制的螺栓拧紧方法：

　　FB0nom≥FB0req/(1-ε- ) …………………………( 63 )

　　— 无螺栓载荷控制的螺栓拧紧方法：

　　FB0nom 选择平均螺栓载荷 FB0av , FB0av是实际操作中使用该方法的期望值，与 FB0req无关。应满足以下条件：

　　FB0nom=FB0av≥FB0req/(1-ε- )(ε1- =0 . 5 ) …………………( 64 )

　　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 FB0av 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：

　　本计算过程中的此阶段不需要重新计算垫片有效宽度 bGe 。

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　　7 . 6 其后工况的内力(I= 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 FGI min值 。

　　这相当于垫片安装力，等同式(51)的 FGΔ 。

　　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 FB0(=FG0) >FGΔ+ FR0,则其后工况下可能会发生塑性变形，但因设计准则和载荷限制，防止了总体的塑性变形。 可是，当频繁的重复装配时(这时每次装配可能会造成螺栓载荷 FGΔ+FR0),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

　　如累积变形无法控制，即当式(67)中 FG0 d = FGΔ时，由式(68)、式(69) 定义的 FG1 和 FB1 ,为在所有I≠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 FB0(actual) 超出 FB0req 的部分力，因这部分力是“被动”(“二次”)力，即能通过塑性变形消除。

　　如果累积变形可以控制，最大可能的螺栓初始载荷 FB0max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、1、…)，每个载荷比 Φ 应小于或等于 1 。

　　为了简化，以下省略表示工况的下标 I。

　　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 Χ = d4/d0>2 . 0;松套法兰 Χ=d4/d6>2 . 0;此时，Φ< 1 . 0的条件已不使用，应为：

　　Φ≤Φmax=min{1.0;0.6+1/槡[5.25+(χ-1)2 ] } ………………( 70 )

　　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：

　　………………( 71 )

　　式中：

　　在安装工况，螺栓材料的最小断后伸长率 A≥10% ：C= 1 ;

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　　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 Mt, B是可能出现的最大值( 同轴向力 FB,见 5 . 4 . 2)Mt, B max

　　=Mt, B nom×(1+ε+ ) 。

　　Mt, B nom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，Mt, B = 0。

　　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 ΦB0min=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：

　　Qmax, y=QSmax/{ 1+c1 ×(bG/eG) ref } ………………( 72a )

　　Qmax=QSmax × { 1+c1 ×(bG/eG) actual }/{ 1+c1 ×(bG/eG) ref } ………………( 72b )

　　垫片载荷比：

　　ΦG = FG ×(AGt×Qmax) ≤1 ………………( 72c )

　　8 . 4 整体法兰和翻边

　　法兰或翻边的载荷比(翻边 Φmax=1.0) :

　　eD =e …………( 75 )

　　c形和圆柱形壳体

　　……( 78 )

　　c形和圆柱形壳体

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　　(

　　〈((0.5×δQ+δR) ×tanφS-δQ×2×eP/dE+jS ×KS ×/

　　………………( 82 )

　　Ψ0 =Ψ(0,0,0) ; ((11,,11,,11)) } ………………( 84 )

　　式(74)中的 ΨZ 值由表 2 中 jM和 Ψopt决定。

　　表 2 Ψz 的确定

　　计算程序如下：

　　a) 按式(75)计算出 eD ,β已在式(9)中计算出。

　　b ) 按式(76) ~式(78)计算 fE,δQ ,δR,cM;如果 cM 根式中的值是负值，说明锥颈已超载。

　　c ) 按式(79) ~式(84) 计算 cS(jS = +1) , cS(jS = -1) ,jM , Ψopt ,Ψ0 , Ψmax , Ψmin ;如果 Ψmax< - 1 或 Ψmin> +1,说明翻边已超载。

　　d) 根据表 2 确定 KM和 ΨZ 。当表中给出 KM <+1 或 KM >- 1 或没有更精确的 KM 时，应确定 KM值，以致按以下步骤 e)计算式(74) 的 W F 为最大值，和 KM 相关联的 Ψz 由式(82)给出。

　　e) 按式(74)、式(73)计算 W F 和 ΦF 。

　　8 . 5 盲板法兰

　　盲板法兰载荷比：

　　翻边的载荷比可以通过 8 . 4(Φmax=1 . 0)或式(91)计算。 可选择两者中更有效的结果(即两个 ΦF 中的较小值)。

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　　式 (91)仅适用于(dG2-d7)> 0 的平垫片。

　　ΦF = ≤ 1 , 0

　　………( 91 )

　　力臂 hG ,hH ,hL 可通过改变直径 d7 确定，式 (89) ~式(91) 和式(73) ~式(84) 均给出最合适的结果，即 max (ΦL;ΦF)为最小。

　　FQ+FR> 0 的情况下，按式(15)得出的接近 d7min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 d7 max 。

　　注：不同载荷工况下的 d7 值不同。 安装工况(I=0)下，用 d7 计算极限载荷与式(41)给的 d70值计算结果不同。

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　　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：

　　Mt, nom = KB × FB0nom /nB …………………………( A. 1 )

　　因此，公称螺栓装配力按式(A. 2)计算：

　　FB0 nom = nB × Mt, nom/KB …………………………( A. 2 )

　　KB 的通式见式(A. 3)为 ：

　　KB =pt/(2π) + μt × dt/(2cosα) + μn × dn/2 ……………………( A.3 )

　　式中：

　　dn —螺母或螺栓头下的平均接触直径;

　　dt —螺纹的平均接触直径;

　　μn —螺母或螺栓头下的摩擦系数;

　　μt —螺纹的摩擦系数;

　　pt —螺纹节距;

　　α —一半螺纹导角。

　　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 ISO 规定的三角螺纹时，KB 值按式(A. 4)计算：

　　KB =0.159pt + 0.577μt × dB2 + 0.5μn × dn ……………………( A.4 )

　　其中，dB2为平均螺纹直径(见图 2) 。

　　可作如下近似计算，令：

　　μt = μn = μ dB2 ≈ 0 . 9dB0

　　dn ≈ 1 . 3dB0

　　式中，dB2为平均螺纹直径(见图 2) 。

　　此时，可给出式(A. 5)所示的估计 KB 值的简化式：

　　KB ≈ 0.16pt + 1.17μ× dB0 …………………………( A.5 )

　　下面的简化式，可以得到一个更为近似的 KB 值 ：

　　KB ≈ 1.2μ× dB0 …………………………( A.6 )

　　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 μ 为平均值。

　　式(A. 7)给出 μ 是典型值，奥氏体不锈钢的 μ 值最高。

　　(0.10 ~ 0.15 光滑、润滑的表面

　　μ =〈0.15 ~ 0.25 平均、标准状态 …………………………( A.7 )

　　(0.20 ~ 0.35 粗糙、干燥的表面

　　使用不带扭矩增效装置的简单的扭矩扳手，使 M 值限制在 Mt, nom ≈1 000 N · 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) :

　　Mt, B nom = (0 . 159 pt + 0 . 577μt × dB2) FB0nom /nB ……………………( A. 8 )

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　　按式(A. 5)取同样的近似，可得到式(A. 9)的简化式：

　　犕t, B nom = (0.16 狆t + 0.52μ× 犱B0) 犉B0nom /狀B ………………………( A.9 )

　　或更加简化的式(A. 10) :

　　犕t, B nom = (0.55 μ × 犱B0) 犉B0nom /狀B …………………………( A.10 )

　　式 (A. 10) 近似为式(A. 11) :

　　犕t, B nom = 0.46犕t, nom …………………………( A.11 )

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　　附 录 B

　　(规范性附录)

　　原蠕变因子 gc 的使用

　　在本部分中使用 PQR 和蠕变因子 gc 之间的关系见式(B. 1) :

　　g

　　其中带垫片的圆形螺栓法兰接头的刚度 KI 按式(B. 2)计算：

　　1

　　KI = ~ ~ ~ ~ ~ ~

　　ZF ×h/ EFI+ZF ×h/EFI+ZL ×h/ ELI+ZL ×h/ELI+XB/EBI

　　…………( B. 2 )

　　如果在计算中仍然使用 gc 代替 PQR,部分公式需要进行一定的修正。

　　式(46)应被式(B. 3)代替：

　　~ ~ ~ ~ ~ ~

　　YGI=ZF ×h/ EFI+ZF ×h/EFI+ZL ×h/ ELI+ZL ×h/ELI+XB/EBI+XG/(EGI×gcI)

　　……( B. 3 )

　　安装工况(I=0),gc=1 . 0, 即使在周围环境温度(T≈20 ℃)下垫片特性显示 gc<1 . 0 。

　　式(51)应被式(B. 4)代替：

　　FGΔ=maxall I≠0{FGImin×YGI+[FQI×YQI+( FRI×YRI-FR0×YR0) +ΔUI]}/YG0 ……( B. 4 )式(68)应被式(B. 5)代替：

　　FGI={FG0d×γG0-[FQI×γQI+(FRI×γRI-FR0×γR0) +ΔUI]}/γGI …………( B. 5 )

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　　附 录 C

　　(资料性附录)法 兰 偏 转