設備法蘭設計及分析

歐紅永

(中石化寧波工程有限公司，浙江 寧波 315103)

設備法蘭設計及分析

歐紅永

(中石化寧波工程有限公司，浙江 寧波 315103)

根據GB/T 150中法蘭的計算方法，對高壓設備法蘭進行計算分析。通過分析確定對法蘭設計產生較大影響的結構參數，并加以調整和控制，從而優化法蘭的設計。

法蘭；設計；應力；結構

非標設備法蘭設計是一個逆運算過程，其聯接設計需要通過試算的方法進行，影響最終結果的設計參數眾多，其作用又是相互交錯的。在工程設計中，設計人員往往對法蘭設計結果既不感滿意又覺得難以調整其影響參數達到滿意結果。因此，本文通過對非標設備法蘭的實例分析，闡述在法蘭設計時應考慮的一些敏感因素，以便獲得既滿足強度要求又具有結構緊湊、重量輕巧的長頸對焊法蘭。

1 實例選取

選取某項目一臺設備，其主要設計參數如下：

公稱直徑：DN=1300mm

設計壓力：p=9.0MPa

設計溫度：t=282℃

殼體材質：Q345R

名義厚度：δ=55mm

法蘭材質：16MnIV

據上述條件，此法蘭已經超出NB/T47013-2012《長頸對焊法蘭》可選取的標準法蘭，須進行非標設備法蘭設計。

法蘭連接合理設計的關鍵是：控制盡可能小的墊片載荷，盡可能小的螺栓中心圓直徑，從而構成盡可能小的法蘭力矩。依據這一原則，經多次核算選比，確定法蘭有關參數尺寸如圖2所示。法蘭設計實際上包括墊片設計、螺栓設計和法蘭設計三部分，并且是依次進行。螺栓及墊片詳細數據如下：

墊片規格： 如圖1

螺栓規格：M64

螺栓數量：36

螺栓材料：35CrMoA

墊片材料：齒形墊

墊片比壓：y=50MPa

墊片系數：m=3.0

圖1 墊片規格尺寸示意圖

圖2 法蘭規格尺寸示意圖

2 計算分析

2.1 法蘭(I)應力分析

假設δ0=δ1=55，h=50,通過調整σH的尺寸來控制法蘭的三向應力σH、σR、σT，經過多次試算， σH、σR、σT符合許用應力值的法蘭盤厚度δf≥318mm。其中δf=318mm時的法蘭結構如圖3所示。

此時法蘭的三向應力如下：

根據設計分析可知，當δ0=δ1=55時，法蘭的軸向應力σH和切向應力σT較大，而徑向應力σR很小，法蘭的材料強度只在環向和軸向發揮作用，而徑向抗彎性能卻未能得到充分利用。這是因為法蘭(I)錐頸很小，接近活套法蘭，該法蘭在法蘭力矩作用下，法蘭盤偏轉得不到有效的抑制，法蘭盤產生較大的偏轉，在法蘭盤中引起很大的環向應力和軸向應力。

這種法蘭結構造成了大量的材料浪費，為不可取的結構。

2.2 法蘭(II)應力分析

取δf=318,h=50,δ1=55,通過增加法(I)大端厚度δ1，改變法蘭的三向應力，得出應力變化圖4。

圖4 法蘭(II)應力變化圖

圖4中法蘭(II)隨著大端厚度 的增大，法蘭的軸向應力 出現了迅速的下降，但下降一段后，又緩慢增大，當 時應力為最佳狀態。切向應力 持續緩慢減小，對徑向應力 起反作用。

這是因為法蘭(II)由于增大了錐頸大端厚度 ，錐段的旋轉剛度增加，于是錐頸與法蘭盤的承載比例發生變化，即錐頸的承載比例提高，法蘭盤在法蘭力矩作用下的偏轉得到了抑制，導致了軸向應力和環向應力下降。

2.3 法蘭(III)應力分析

取δf=318,δ0=55,δ1=125,通過增加法(II)錐頸長度h，改變法蘭的三向應力，得出應力變化如圖5。

圖5 法蘭(III)應力變化圖

圖5中法蘭(III)軸向應力σH、切向應力σT隨著錐頸長度h的增長而減小，其中軸向應力σH減小的較快，而切向應力σT較為平緩。對徑向應力σR起反作用。

2.4 法蘭(IV)應力分析

經過以上幾種法蘭的分析比較，取h=125,δ0=55,δ1=110時，通過減小法蘭的法蘭盤厚度δf分析法蘭應力變化，詳見圖6。

圖6 法蘭(IV)應力變化圖

由于法蘭盤厚度δf的增加，法蘭盤旋轉剛度變小，于是錐頸與法蘭盤的承載比例發生變化，即法蘭盤的承載能力變小，導致了軸向應力和徑向應力的上升。

這類法蘭由于結構得當，由圖可知，法蘭不僅環向承載而且徑向也承載，其材料利用率比活套法蘭要高得多，且其錐頸的應力也接近滿應力狀態，因此有可能達到最優的設計效果。

2.5 法蘭敏感影響因素分析

非標設備法蘭設計的最優結果為其各項應力能分別與相應的許用應力相接近，即結構材料在各個方向的強度都能得到比較充分的發揮。而由于錐頸尺寸和法蘭環厚度對σH、σR、σT三個應力的影響關系并不是單調的，所以必須區分不同的情形適當的調節敏感因素。

如圖3中，法蘭(I)的錐頸很小，而法蘭盤則承受了極大部分的法蘭應力，此時錐頸的尺寸就成了此類法蘭的敏感因素。而在圖4中的法蘭(II)略微增加了錐頸大端厚度δ1則引起了軸向應力σH的驟降，可當增加到一定程度后效果并不明顯，這時的敏感因素又變為錐頸的長度h，這由圖5中的法蘭(III)可以看出，增加錐頸長度h后，法蘭應力繼續明顯下降。

由圖及以上分析，我們可以總結出，在法蘭設計中，當徑向應力σR過大或過小時，應采取調整法蘭盤厚度的辦法；當軸向應力σH過大或過小時，應采取調整錐頸尺寸的方法，但并非無限制的增加。

增加錐頸大端厚度δ1時應考慮螺栓上緊扳手的操作空間，可在文獻1中查得。

增加錐頸長度h時，應盡量使f≈1，當f=1時，h等于錐頸小端理論上的應力衰減范圍，當h過長時則會造成材料浪費。

2.6 最終優化設計

由上述分析，得出了如下較經濟合理的法蘭設計優化方案：

(1) 軸向應力

強度校核合格。

(2) 徑向應力

強度校核合格。

(3) 環向應力

強度校核合格。

(4) 綜合應力

強度校核合格。

可見，三向應力均趨于許用應力狀態，結構緊湊，材料利用率高，是較為合理的工程設計方案。

3 其它因素分析

3.1 墊片設計

一般而言，墊片越寬密封越好，但寬度超過某一定值時密封面上的泄露面基本不變，而越寬的墊片對密封所需求的壓緊力會越大，對螺栓和法蘭的強度和剛度要求隨之增大，從而導致了法蘭的結構笨重。

墊片直徑也是一個重要的影響因素，墊片直徑過大會導致DG偏大，最終影響Am和M0值。Am增大會使得螺栓規格變大，由此加大螺栓圓中心直徑及法蘭外徑變大，而M0的增加也會增加法蘭的整體尺寸，從而導致法蘭結構笨重。

而另一方面，如果墊片寬度較小，則容易使墊片從彈性狀態進入塑性狀態，而墊片直徑過小也容易導致墊片受壓過大和受力不均，這樣都會導致密封效果變差。

所以在墊片設計時，應控制盡可能小的墊片載荷，在給定的設計條件下，究竟采用何種墊片并使用多大的寬度和直徑是一個需要分析才能夠確定的問題。

3.2 螺栓設計

墊片的壓緊力是由螺栓來提供的。通常情況下，實際配置的螺栓總根徑截面積Ab應稍大于Aa和Ap之大者，其大值為螺栓計算面積。整個螺栓組的核心是應使其螺栓中心圓直徑具有最緊湊的尺寸，因為螺栓中心圓直徑的大小直接影響法蘭力矩中各個分力矩的力臂大小。因此在布置螺栓時，在保證最小相臨螺栓間距和滿足所須螺栓截面積的情況下，應盡可能減小螺栓中心圓直徑和螺栓規格，增加螺栓數量，使預緊力盡可能均勻的作用到墊片上。

4 結語

非標設備法蘭的設計是一個值得廣泛而又深入探討的課題，其目的是在于盡可能設計出結構緊湊、質量輕巧而又受力合理的法蘭結構。這需要一定的工程設計經驗和大量的計算來做為判斷依據。

[1] 全國鍋爐壓力容器標準化技術委員會(SAC/TC 262). GB/T 150.1～150.4-2011 壓力容器[S].北京：中國標準出版社，2012.

[2] 國家能源局.NB/T 47023-2012 ,長頸對焊法蘭[S].北京：中國標準出版社，2012.

[3] 桑茹苞.壓力容器法蘭的合理設計原理與方法[J].化工設備與管道. 1987 (2) :6-13.

(本文文獻格式：歐紅永.設備法蘭設計及分析[J].山東化工，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

歐紅永(1984—)，湖南人，壓力容器設計工程師，碩士研究生

TQ055.8

A

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