莫修乾 徐昆侖

（江蘇東方瑞吉能源裝備有限公司，江蘇 鎮江 212132）

設備法蘭的設計以試算法進行，主要分為三個部分：墊片設計、螺栓設計和法蘭本體設計。墊片的設計是法蘭設計的基礎，應根據設計條件和使用介質，選擇合適的墊片材質、種類及墊片的尺寸，并分別計算在操作和預緊狀態的壓緊力。螺栓設計是根據所計算的預緊力，選擇合適的螺栓材料、規格和數量控制盡可能小的螺栓圓直徑實現實際的螺栓面積大于計算面積。法蘭設計是通過試算進行的，先假設法蘭環厚度與錐徑厚度，計算各項法蘭應力，與許用應力對比，調整錐徑和法蘭環尺寸，重復計算直至各項應力小于許用應力，并接近許用應力為合適。

一、工程應用

下面我們通過以具體實例分析設備法蘭的優化設計。某容器參數：設計壓力8.65MPa，設計溫度70℃，直徑1800mm，容器盛裝介質為無毒非易爆，腐蝕裕量0mm。介質容器材料采用Q345R，設備法蘭材料選用16Mn Ⅱ，筒體厚度48mm 要求采用設備法蘭結構。

此容器設計壓力8.65MPa，直徑1800mm 超出了《壓力容器法蘭、墊片、緊固件》規定的最大公稱壓力6.4MPa 的限制，我們只能按照GB150 的計算方法設計此設備法蘭，由于直徑較大，設計的合理性將對成本產生很大影響。

（一）墊片設計

由于此容器設計壓力較大，平常的非金屬墊片不能滿足使用要求，我們參照HG/T20583 的附錄選用纏繞墊，墊片系數3、墊片比壓力為69。墊片內外徑分別確定為1855mm 和1908mm。通過計算得出：預緊狀態下需要的最小墊片壓緊力Fa=πbDGy=3664892.5N；操作狀態下需要的最小墊片壓緊力Fp=2πbDGmP=5026790N。

（二）螺栓設計

按照經驗此壓力下的法蘭螺柱直徑一般很大，NB/T47027 標準引用的螺柱直徑最大為M48，HG/T20613 標準引用的螺柱直徑最大為M56。我們分別選用這兩種規格的螺柱來計算螺栓面積。

預緊狀態下需要的最小螺栓載荷Wa=πbDGy=3664892.5N；

操作狀態下需要的最小螺栓載荷Wp=Fp+F=27027200.0N

1.選用M48 螺柱時：

預緊狀態下需要的最小螺栓面積 Aa=Wa/[σ]b=16074mm2

操作狀態下需要的最小螺栓面積 Ap=Wa/[σ]bt=126147mm2

所需螺栓總截面積 Am=max(Ap，Aa)=126147 mm2

螺栓實際總截面積A=nπd2/4，

必須使A ≥Am才能滿足使用要求，通過計算至少需要92個螺栓，螺栓圓為3000mm。

2.選用M56 螺柱時：

預緊狀態下需要的最小螺栓面積 Aa=Wa/[σ]b=16074mm2

操作狀態下需要的最小螺栓面積 Ap=Wa/[σ]bt=113381mm2

所需螺栓總截面積Am=max(Ap，Aa)=113381mm2

螺栓實際總截面積A=nπd2/4，

通過計算至少需要60個螺栓，螺栓圓為2270mm。

通過比較很明顯發現：選用M56 規格的螺栓可以獲得更小的螺栓圓直徑，使設計的法蘭更加緊湊。

（三）法蘭設計

法蘭設計是通過試算進行的，我們先假設法蘭外徑2380mm，法蘭環厚度與錐徑厚度，我們先假設法蘭環厚度200mm，錐徑大端厚度180mm，小端厚度48mm，錐徑高度200mm，計算法蘭的三項應力：

結果顯示由于σH、σR 過大導致應力校核不合格，應力分析如下：

=107%；

=1.18%；

=99.5%

根據應力曲線對σH 影響最大的是錐頸大端的厚度、錐頸的長度以及法蘭盤的厚度，下面我們通過調節這幾個數值來優化法蘭，減小大段厚度，增加小端厚度及法蘭盤厚度。使法蘭的三個應力盡量與相應的許用應力相接近，即：

σH →；σR →2；σT →2。

調整尺寸法蘭厚度230mm，錐徑高度190mm，大端厚度130mm，小端厚度54mm。

計算法蘭的三項應力：

σH=207.39Mpa；σR=89.33Mpa；σT=88.01Mpa；

應力校核：

法蘭校核合格，且：

=82%；

=88.6%；

=88.3%；

通過看數據還有優化的空間，下面我們繼續優化，減小大小端厚度及法蘭盤厚度：調整尺寸法蘭厚度210mm，錐徑高度190mm，大端厚度110mm，小端厚度50mm。

計算法蘭的三項應力：

σH=224Mpa；σR=106.5Mpa；σT=108.2Mpa；

應力校核：

法蘭校核合格，且：

=89.6%；

=98.9%；

=99.5%；

法蘭三項應力趨于滿應力狀態，材料得到最大的利用。

二、結束語

設備法蘭經過上面的優化設計，三項應力與其許用應力更加接近，也就是說該結構下材料在各個方向的強度都能得到較充分的發揮，在一定的載荷情況下其結構緊湊、受力合理、材料得到最大的利用，減少了材料浪費，從而達到降低成本的目的，體現了明顯的經濟效益。