168EN1591- 1法兰及其接头-垫片圆形法兰连接的设计规则—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则。按EN1591- 1 方法进行计算时,需要输入一组垫片(特性)系数,所以又制订了ENV1591– 2法兰及其接头-垫片圆形法兰连接的设计规则—第二部分:垫片系数作为对其的补充
：
计算中采用载荷状况包括初始装配,压力试验,重要的操作一工况。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。要求在其后的其他载荷工况下,在垫片上的残余作用力不低于垫片要求的最小平均值(该值可取自ENV1591- 2)。此计算是叠代过程,为该载荷取决有效垫片宽度,而有效垫片宽度本身又取决于螺栓装配载荷。
1.2其次,由选定的螺栓装配载荷计算出各载荷条件下产生的内力。按组合后的外、内力进行如下的检查:1)装配工况:检查螺栓拧紧过程中可能产生的最大螺栓力;2)试验和操作工况检查必需的最小力,以保证接头不发生屈服。
二：密封计算中需要的最小垫片力按以下两个方法确定:2.1 用ENV1591- 2 标准中的垫片系数,此系数基于工业的经验和对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小。
2.2如果有可能,按照ENV1591- 2 提出的方法,通过泄漏率对垫片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率。
三：法兰视作一矩形截面的圆环,且环截面保持不变形。
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。对整体法兰,锥颈处理为一当量圆柱壳,法兰环截面与该当量圆柱壳相连,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:
bF =(d4-d0)/ 2-d5e(1)
式中d5e为螺栓孔直径,当螺栓间距较小时,d5e接近于d5 ;当螺栓间距较大时,d5e接近于0。法兰环截面的有效厚度eF可用环截面积AP 除以该截面的实际径向宽度得到,即:
eF =2Ap/( d4- d0)(2)
因圆弧和弦长存在差异,需要考虑计算螺栓圆有效直径:
d3e =d3 (1-2/ n2b )(3)
式中
nb 为螺栓数目。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:
θF | = ZF EF EF | FQ hH ( | - | hp | + | hQ ) + | FR hH ( + | hR )(4) | ||
MF | = | FGhG | + | |||||||
式中θF为法兰环截面的转角;ZF 为法兰的转动柔性模量;
EF 为法兰的弹性模量;MF 为施加在法兰环上的弯矩。对于活套法兰:
θL =ZLELML/ ×
ML =FBhL(5)
式中θL 为活套法兰转角;ZL 为活套法兰的转动柔性模量;
EL 为活套法兰的弹性模量;ML 为施加在活套法兰上的弯矩。公式(4)、(5)中的h为各外力的力臂,直接或由计算获得。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。
四：螺栓
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的关系为:
UB =XBEBFB/ × (6)
式中UB 为螺栓伸长;XB为螺栓的轴向柔性模量;EB 为螺栓的弹性模量;FB为螺栓载荷。
五：垫片
垫片压缩量与作用在垫片上的载荷之间的关系为:
∆UG0→I=-XGEG∆FG0→I/× (7)
式中∆UG0→I为预紧工况和工况I之间的垫片厚度的改变量,负
值表示垫片压缩,正值表示垫片回弹;XG为垫片的轴向柔性模量;EG为垫片卸载时的弹性模量;∆FG0→I为预紧工况和工况I之间的垫片载荷的变化量。
EG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模型:
EG =Eo+K1Q(8)
EG 是从最大装配应力Q的100%到33%之间测量得到的卸载弹塑性正割模量,ENV1591- 2 提供部分垫片E0 和K1参数。
因垫片在螺栓圆内与法兰面接触,垫片的有效宽度随法兰转动而改变。法兰转动导致垫片沿径向非均匀的应力分布。有效垫片宽度bGe按装配工况(I =0)确定,且假设在其后的所有载荷条件下不再改变。bGe的计算包括法兰的弹性转动、垫片的弹性和塑性变形。弹性变形的垫片的有效宽度与载荷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(单边接触)、八角截面金属垫、椭圆或圆截面金属垫片(双边接触)。
垫片在压缩和(或)高温下,会发生蠕变和松弛。在EN1591- 2 中,通过垫片蠕变系数gc修正EG EG: (包括蠕变)=gc ×
EG(不包括蠕变)。为了补偿由于蠕变和松弛现象引起的垫片应力的降低,，要求提供更高的预紧力。
六：载荷
EN1591按装配工况(I =0)和其后的各种计算工况(I =1 ,2⋯)分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,其后的各个计算工况,典型的如试验工况(I =1)、设计工况(I =2)、操作工况(I =3)等。对每一种工况,考虑下列载荷:
6.1 流体压力
内压( PI | > 0) 、无压( PI | = 0) 或外压( PI | < 0) , 产生以下合 |
力:
FQI=(π/4)×d2GePI× (9) 式中dGe为作用在垫片上力的位置,不是不发生泄漏的位置,这种考虑是比较保守的。对于宽度较大的垫片,过高估计了来自流体压力的载荷。
6.2 内压的径向作用
内压的径向作用是法兰环截面承受径向压力载荷的作用,即:P
∫ep 0r(z)dz (10) 式中 ep
6.3 外载荷
为承受内压的法兰环截面的厚度。
轴向拉伸( FAI | > 0) 或压缩力( FAI | < 0) 和弯矩MAI形成下列 |
合力:
FAI = | FAI | ±(4/ d3e ) ×MAI (11) 若存在外弯矩时,应分别考 |
虑以下两种情况,即
在弯矩引起附加的拉伸载荷的一侧(符号为+ ) , 法兰或螺栓
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(符号为-),垫片的载荷极限是决定因
素。
6.4 温度载荷
相对于装配条件下(T0)的螺栓和法兰环之间的轴向热膨胀
差由下式给出:
∆UI =lB ×αBI×(TBI -T0)-eFt ×αFI ×(TFI -T0)-eL
×αLI ×(TLI -T0)-eG ×αGI×(TGIT0eFt- )- ×αFI ×(TFt -T0)-
eLαLI× ×(TLI -T0) (12)
式中TB,G,F,L 和αB，G，F，L 分别为螺栓、垫片、整体(活套)
法兰的温度和热膨胀系数。eFt为考虑热膨胀后的法兰环的
厚度。如果存在垫圈,应计入垫圈的厚度(假设它们与法兰具
有同样的温度和热膨胀系数)。
七.力和变形平衡
对每一计算工况,螺栓载荷FBI、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:
FBI = | FGI + | FQI | + | FRI (13) |
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
存在如下几何关系:
{θF·hG+ θF·hG+ θL·hL + θL·hL+ UB+ UG}I= 0 =
{θF·hG+ θF·hG+ θL·hL + θL·hL+ UB+ UG}I= I(14)
字母重复的表示非同型法兰对中的一个法兰。
二年级语文下册期末复习形近字组词练习
童（）状（）冲（）姑（）意（）妆（）种（）如（）
柳（）桃（）礼（）递（）迎（）跳（）扎（）梯（）
局（） | 休（） | 昨（） | 弯（） |
居（） | 体（） | 作（） | 湾（） |
坡（） | 住（） | 峰（） | 菜（） |
波（） | 注（） | 锋（） | 采（） |
像（） | 备（） | 转（） | 甲（） |
象（） | 奋（） | 传（） | 由（） |
浅（） | 材（） | 烧（） | 般（） |
钱（） | 财（） | 浇（） | 股（） |
评（） | 灵（） | 补（） | 记（） |
苹（） | 寻（） | 扑（） | 纪（） |
幸（） | 牢（） | 抢（） | 该（） |
辛（） | 宇（） | 枪（） | 刻（） |
掉（） | 含（） | 杯（） | 漫（） |
桌（） | 舍（） | 坏（） | 慢（） |
跟（） | 最（） | 绝（） | 期（） |
根（） | 取（） | 决（） | 旗（） |
买（） | 攻（） | 倒（） | 坐（） |
卖（） | 功（） | 到（） | 座（） |
考试小提示：
同学们，天道酬勤，十年寒窗十年苦，大巧若拙勤为路。经过一个学期的勤奋努力，相
信你们都已经收获满满！那沉甸甸的果实正躲在树丛后面笑吟吟地望着你们。请你从容应试，
用心做题，认真书写，细心检查，会做的题一题不错。相信你们一定会交一份满意的答卷夺
得理想名次，作为礼物送给自己的，加油噢！
结束语：同学们，祝贺你们已完成，请再仔细检查哟！