压力管道设计中法兰校核方法探讨_张旭.pdf

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1、- 5 - 第8期 压力管道设计中法兰校核方法探讨 张旭 （福陆（中国）工程建设有限公司， 上海 201103） 摘 要 分析了压力管道设计中选择法兰常用的工程方法，指出其方法的不足，通过分析和实例，提出了同时考虑法兰强 度和预判法兰泄漏的工程方法。 关键词 法兰；当量压力；应力计算；剩余强度；泄漏预判 论 文 广 场 作者简介：张旭（1970），男，四川宜宾人，硕士，毕业于南 京工业大学，工程师，现任福陆（中国）工程建设有限公司管道 应力分析工程师。 在压力管道设计中，经常遇到需要对法兰进 行强度和刚度校核的问题。法兰是少数需要同时 兼顾应力和应变的管道部件之一。法兰连接的设 计涉及到法兰本

2、身、垫片、螺栓及许用值确定等 因素，特别是在介质有毒有害的情况下。在一定 的管道尺寸和压力以及温度组合条件下，刚度校 核就更有必要。 在现代石化工程设计中常用的方法有两类： 当量压力法和应力计算法。 1当量压力法，也称等效压力法 此法出自著名工程公司Kellogg，简单明了， 已被大量的工程应用证明具有足够的安全性，也 为我国GB/T20801所采用。对于承受内压和外部载 荷的法兰（如图1），其本质是把轴向应力控制在 一个非常保守的范围内，所有外部载荷被认为作 用在垫片上。 轴向力当量化为作用于垫片上的压力： P1=F/(/4G2)=4F/(G2) （） 管道弯矩当量化为作用于垫片上的压力：

3、P2=(4M/G)/(/4G2)=16M/( G2) （） 得出总的当量压力： Pe=P+4F/(G2)+16M/(G3) （） 以上公式中螺栓力没有反映，认为外部载荷 完全作用于垫片之上，所得当量压力与法兰标准 温度压力等级表对照，如果小于表内压力则为合 格。此法简单可靠，在各工程公司使用已经三十 多年，甚至在核工业规范NC3658中也被采用，但 是过于保守。原因在于： （1）外部载荷实际上并不只作用于垫片，外 部载荷在垫片处产生的最大应力是在最外边沿处， 而由压力产生的应力是均匀分布的，见图2所示。 （2）当等级表内压力作为当量压力作用在法 兰上，法兰和垫片的应力并不知道，即这个许用 压力

4、的保守程度并没有量化反映。 下面通过实例说明。南京某项目详细设计 中某工艺管道中采用碳钢锻制法兰，设计工况： 设计压力Pd=1.28，设计温度 Td=185，由管 路引起的外载：M=7071N.m，无外部轴向力。 按当量压力法选择标准法兰有两个途径：一是 不考虑外部载荷，直接依据设计压力温度和材 料分类按照HG20625(美洲体系)确定法兰等级为 PN2.0MPa(Class 150)，这个方法从上世纪30年 代就开始在美国得到应用，被大量工程实践证 明有足够的可靠性。二是按照公式（）（） （）得出总的当量压力，再对照温度压力等级 表确定法兰等级为PN 11.0MPa (Class 600)。

5、可以 看出二者差别很大，由于B31.3并没有对法兰处外 部载荷的处理提出明确的方法和公式，所以对于 现场实际存在的安全运行的法兰，很多在选定过 程中并没有考虑由管路引起的外部弯矩，可见按 第二种方法处理是过于保守的，并没有考虑到规 范中温度压力等级表本身具有的安全裕度，也即 法兰在承受等级表中许用压力时仍然具有相当的 剩余强度以抵抗外部载荷。要量化剩余强度必须 进行应力计算，在应力计算法中可以通过对比看 到剩余强度。 图 1 - 6 - 论文广场 石油与化工设备 2010年第13卷 2 应力计算法 近二十年石化工程中常用的法兰应力计算方 法是依据ASME Div1 Appendix 2和ASM

6、E Div2 Appendix 3，实质上都是源自Taylor-Forge方 法，我国GB150中法兰设计部分也是这个方法， 不直接考虑作用在法兰上的外部载荷，很多情况 下外部载荷必须在设计中考虑，可以通过先把外 部载荷转化为当量压力，再用总的当量压力代替 设计压力，GB/T20801也推荐了这种处理原则。 该原则主要控制法兰颈部轴向应力，法兰环 径向应力，法兰环切向应力，表1是以上例子按 ASME Div1计算所得结果。 表1 应力计算结果（MPa） 应力分项 不考虑外载 考虑外载荷 许用值 - - - - Sh = 34 127 215 Sr = 32 122 143 St = 15 55

7、 143 Sc = 33 124 143 Sb = 45 150 172 表中：Sh法兰颈部轴向应力 ；Sr法兰环 径向应力；St法兰环切向应力：Sc法兰组合 应力； 应力计算结果表明，标准法兰温度压力等 级的制定留有充分的剩余强度，从法兰强度看， 即使在选用法兰等级时不考虑外部载荷，所选 PN2.0MPa法兰也能承受相当的外部荷载。由于石 化工程中管路走向复杂多变，如果不进行应力计 算只是按照当量压力确定温度压力等级，在同一 管路中往往会出现相同管径和操作温度压力下而 采用不同压力等级法兰的情况，造成工程成本上 升。正是由于标准法兰等级提供的剩余强度，应 力计算法即使没直接涉及外部载荷，经大

8、量工程 实践证明是可行的。 图2 3 法兰剩余强度分析 3.1 标准法兰 我国HG20625及美国B16.5都没有明确指出温 度压力等级表中剩余强度的确定，笔者按照ASME Div1，对PN5.0MPa(Class 300)级标准法兰进行 分析计算，温度200，材质20#钢，垫片为不锈钢 缠绕垫片，螺栓为CrMo钢，将等级表中的许用压 力作用其上，分别以法兰颈部轴向应力、法兰环 径向应力、法兰环切向应力以及法兰组合应力和 其许用值为参数得到对比曲线，见图36。 从图中可以看出，随着管径增大，剩余强度 总的趋势是减少，因此在管道设计中大直径法兰 的选用应该经过应力计算而不是简单地根据当量 压力选

9、用。 从图中可以看出同一级别不同公称尺寸的标 准法兰都有一定的剩余强度。此剩余强度可以反 推到等效弯矩，以法兰组合应力为控制因素反推 得到的对于剩余强度的弯矩如图7，可以看出管道 公称直径达到DN600时剩余强度对应的弯矩有很 大下降。 图3 图4 - 7 - 第8期 张旭 压力管道设计中法兰校核方法探讨 图5 图6 图7 同时还应指出，对于锥颈对焊法兰，由于法 兰内径与对焊管子内径一致，所以剩余强度还受 管子壁厚影响，在实践中，相连管道破坏往往发 生在法兰失效之前。 3.2 非标法兰 在工程实践中有时会遇到非标法兰设计或校 核问题。为了承受管道系统施加的外部载荷也应 考虑剩余强度。在各种法兰

10、设计方法中并没有明 确规定剩余强度应该取多大，ASME SEC Div1 只是规定：“所设计法兰应该具有足够强度以承 受外部荷载”，我国的法兰规范没有对剩余强度 作明确说明，B16.5也没有，只有API 605 大 口径碳钢法兰，明确规定温度压力等级表的法 兰应该能承受与法兰相连管道许用应力的一半对 应的外部弯矩。大量实践证明，这个规定是保守 可行的，对管道系统中非标法兰的设计也可以引 用。由于按应力计算法，法兰尺寸主要由压力控 制，所以对非标低压法兰的设计，要特别注意外 部弯矩的作用。 4 关于法兰泄漏的预判问题 泄漏是法兰在应用中最主要的失效形式， ASME Div 1所提出的应力计算过程

11、只是关于强 度校核的，并没有涉及到法兰泄漏校核的刚度分 析。也就是说，即使强度校核完全满足要求，也 不能在理论上保证不发生泄漏。现代石化工程规 模越来越大，管道布置设计工作量很大，工程进 度往往要求材料采购在设计完成之前进行，对法 兰压力等级的确定在控制成本的前提必须有一定 的安全裕度，所以定量预测法兰在外部弯矩作用 下的泄漏情况具有现实意义。 法兰泄漏是个复杂问题，涉及到法兰形式、 等级、垫片、螺栓以及相对刚度、预紧应力、法 兰温度梯度、外部载荷等因素，所以预测在操作 工况，外部载荷的作用下法兰泄漏是困难的，一 直缺少一个统一的简单适用的工程方法，下面主 要讨论外部弯矩对法兰泄漏的影响。 当

12、量压力法、标准法兰温度压力等级表和 ASME Div1 & Div2，都没有处理在外部载荷 作用下预测泄漏的问题。如果按照温度压力等级 表选择法兰，对于法兰泄漏的预判在理论上存在 不严密性，在同等受载条件下，泄漏主要由刚度 影响而不是强度，材料刚度的主要表征是弹性模 量，而等级表是通过应力分析按不同材料许用应 力制定，不同牌号的钢材具有不同的许用应力却 具有近似一样的弹性模量，这就会出现同样尺 寸、形式、受载条件的法兰，若材料牌号不同， 对泄漏趋势的判断会完全不同，这与实际情况是 不相符的。 ASME Div 1是常用的应力分析法，也是按 许用应力为控制条件的强度设计方法，意识到法 兰偏转会造

13、成泄漏引起系统失效，作为改进，提 - 8 - 论文广场 石油与化工设备 2010年第13卷 出了刚度因子J对于整体带颈法兰：J =(52.14MOV) (0.3LEgo2ho) 1，0.3为允许偏转角度。 MO预紧或者操作状态，作用于法兰的总弯 矩；L系数；V整体法兰对应系数； go法兰颈部小端厚度；ho系数 控制法兰环在螺栓和介质压力载荷作用下的 偏转。法兰环偏转是造成泄漏的重要原因，包括 GB/T20801在内的一些工程标准采用了这个做法， 但是并没有考虑外部载荷弯矩与泄漏的关系。 ASME B31 Mechanical Design Committee 提出了一 个简单公式，计算造成泄漏

14、的临界弯矩： ML=(C/4)(SbAB-PAp) P介质压力（MPa）；AP垫片接触外圆 面积(mm2)；C螺栓圆直径 (mm)；Sb螺栓应力 (MPa) 这个公式在一定范围内得到应用。笔者认为 存在疑问，实践证明外部弯矩的变化并不会引起 螺栓力的显著变化，而主要是引起垫片应力的再 分布，也就是说弯距主要由垫片承担，C是螺栓圆 直径，显然是不合理的。 假设垫片在所有载荷作用下保持相对刚性， 这样处理是保守的。要保证在外部弯矩作用下法 兰不至发生泄漏，就必须确保作用在垫片上的压 力达到一个最小值，按ASME Div 1，这个值 为m(2b) GP（操作工况），单位面积上的压力 FGmin=mp

15、。要考察垫片应力在外部弯矩作用下的变 化比较困难，这是个高度非线性的接触问题，涉 及法兰环、螺栓和垫片的相对刚度。工程上为了 简化问题，以垫片的受力分析作用法兰泄漏预判 的依据，垫片在纯弯矩作用下的截面应力分布可 以采用与管道一样的分布特征，这样处理是合理 可靠的，如图2所示，引入虚拟拉伸的概念，因为 事实上并不存在对垫片的拉伸作用，但是外部弯 矩在管道受拉侧使作用在垫片上的密封压力减小 有产生泄漏的趋势，所以这样处理在工程上是保 守和可行的，同时又避免了复杂的接触问题，即 使采用有限元分析（FEA），接触问题的边界条 件建立也是很困难的。 以下是公式推导，在外部弯距M作用下，垫 片所有圆环截面都保持平面状态，即处于纯弯受 载，应力沿截面分布如图2所示，在极端位置处由 “虚拟拉伸”产生的应力为： FGM = （1） 螺栓力作用下的垫片应力： bG M 2 4 2 FGB = （2） 垫片在介质压力、螺栓载荷和弯矩作用下的 压力为： FG=FGB-FGP-FGM （3） 由式（1）（2）（3），要防止泄漏，弯矩需 满足以下条件： M P