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凸缘法兰强度计算(HG20582-2020)

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凸缘法兰计算书 项目号 ITEM NO.
Design of Studding Outlets 文件号 DOC. NO.
按照HG/T20582-2020 第13章编制
一.设计条件 design condition
1 1
操作状态下凸缘法兰 预紧状态下凸缘法兰
NO. 项目
ITEM		 符号 symbol 数值   data 单位 units
1 设计压力 p 7.1 MPa
2 组合弯矩  Mw 0 N·mm
3 附加轴向力（拉力为正，附加在螺栓上，压向法兰为负，附加在垫片上） Fv 0 N
4 当量设计压力 pc=16Mw/πDG3+P 7.100  MPa
5 封头数据：
6 内径 Dis 5056 mm
7 有效厚度 δe 92 mm 封头类型 公式 弧度 角度
8 设计温度下的许用应力 [σ]nt 147.4 MPa 标准椭圆封头 1 0.1720769 9.8592783
9 法兰与封头连接焊缝焊接接头系数 φ 1 球形封头 1 0.3345274 19.167007
10 封头与法兰连接处封头切线与法兰面的夹角 α 19.17  度 筒体 0.3345274 19.167007
11 凸缘法兰数据：
12 凸缘法兰材料 16MnⅣ
13 法兰常温下许用应力 [σ]f 167 MPa
14 法兰设计温度下许用应力 [σ]ft 140.4 MPa
15 法兰外径 Do 1660 mm
16 法兰内径 Di 1160 mm
17 法兰有效厚度 δfe 500 mm
18 螺栓中心圆直径 Db 1540 mm
19 法兰螺栓孔数量 n 32
20 垫片数据：
21 垫片接触面宽度 N 24.8 mm
22 有效垫片宽度 b0=N/2 12.4 mm
23 垫片系数 m 6
24 垫片比压力 y 150.3 MPa
25 垫片有效宽度 b=min(b0,2.53sqrt(b0)) 8.91  mm
26 垫片外径 DW 1346.8 mm 
27 垫片压紧力直径 DG 1328.98  mm
28 螺栓数据：
29 螺栓材料 35CrMoA
30 螺栓直径 M M64x3
31 螺栓孔螺纹外直径 db 68 mm
32 螺栓螺纹根径 dbi 60.752 mm hb 最小 最大 1
33 螺栓孔深度 hb 100 mm 螺栓孔深度 93.89  120.63 
34 螺栓常温下许用应力 [σ]b 254 MPa 按照UG-43(g)螺栓咬合长度
35 螺栓设计温度下许用应力 [σ]bt 217.2 MPa 不需要超过1.5倍公称直径
二.螺栓设计
预紧状态下所需的最小螺栓载荷 Fa=πDGby = 5590611.11  N
平衡内压作用在螺栓上的轴向力 F=πDG2pc/4 = 9848869.05  N
操作状态下最小垫片压紧力 Fp=2πDGbmpc = 3169128.86  N
操作状态下螺栓力 Fb=F+Fp+Fv
式中当F v<0时，取Fv=0		 = 13017997.91  N
预紧状态下所需的最小螺栓面积 Aa=Fa/[σ]b = 22010.28  mm2
操作状态下所需的最小螺栓面积 Ab=Fb/[σ]bt = 59935.53  mm2
需要的最小螺栓面积 Am=max(Aa,Ab) = 59935.53  mm2
实际螺栓总面积 Ab=πndbi2/4 = 92760.06  mm2
Ab>Am,螺栓面积满足需要
hb <= 0.75δfe 螺孔深度合适
三.法兰力矩
预紧状态下法兰力矩 Ma=0.25(Am+Ab)[σ]b(Db-DG) = 2.0461E+09 N
法兰截面形心径向位置 Ch=[0.125δfe(Do-Di)2-0.5(Db-Di)dbhb]/
[0.5δfe(Do-Di)-dbhb]		 = 121.26  mm
法兰截面形心轴向位置， Cv=[0.25δfe2(Do-Di)-0.5dbhb]/
[0.5δfe(Do-Di)-dbhb]		 = 261.51  mm
操作状态下螺栓力的力臂 LG=Ch-0.5(DG-Di) = 36.77  mm
垫片压紧力的力臂 Lb=0.5(Db-Di)-Ch = 68.74  mm 封头类型 弧度 角度 Ld Lnh
封头作用于法兰径向力的力臂 Lnh = 216.00  mm 标准椭圆封头 0.1720769 9.8592783 0 145.11499
封头作用于法兰轴向力的力臂 Lnv=0.5（Do-Di）-Ch = 128.74  mm 球形封头 0.3345274 19.167007 0 141.09481
内压作用在法兰上的径向力的力臂 Lph=Cv-0.5δfe = 11.51  mm 筒体 0.3345274 19.167007 0 141.09481
内压作用在法兰上的轴向力的力臂 Lpv=0.25（Do+DG-2Di）-Ch = 45.98  mm
垫片压紧力 FG=Fp-Fv
式中当F v>0,取Fv=0		 = 3.1691E+06 N
压作用在法兰上的轴向力 Fpv=π(Do2-DG2)pc/4 = 5.5173E+06 N
内压作用在法兰上的径向力 Fph=πDiδfepc = 1.2937E+07 N
封头作用于法兰的轴向力 Fnv=πDo2pc/4 = 1.5366E+07 N
封头作用于法兰的径向力 Fnh=Fnv/tanα = 4.4207E+07 N
垫片压紧力引起的法兰力矩 MG=FGLG = 1.1653E+08 Nmm
螺栓力引起的法兰力矩 Mb=FbLb = 8.9485E+08 Nmm
作用于法兰表面的内压力引起的法兰力矩 Mpc=FpvLpv-FphLph = 1.0486E+08 Nmm
封头作用力引起的法兰力矩 Mn=FnhLnh-FnvLnv = 7.5706E+09 Nmm
操作状态下法兰力矩 MP=abs(MG+Mb+Mpc+Mn) = 8.6868E+09 Nmm
四.法兰应力
法兰外直径与内直径的比值 K=Do/Di = 1.43  mm
与K有关的系数 Y=[0.66845+5.7169(K2lgK/(K2-1))]
/(K-1)		 = 5.59  N·mm 1
预紧状态下法兰环向弯曲应力 σ1=YMa/[δfe-2dbhb/(Do-Di)]2Di = 44.07  Mpa
σ1 <= [σ]f
预紧状态下法兰安全
操作状态下法兰环向弯曲应力 σ2=YMp/[δfe-2dbhb/(Do-Di)]2Di = 187.11  Mpa 1
σ2 > [σ]ft
操作状态下法兰不安全
操作状态下法兰环向薄膜加弯曲应力 σ3=[K3(Diδfepc+Fnh/π)/((Do-Di)δfe-2dbhb)] +σ2 = 290.44  MPa 1
其中K3=max(1,0.03374a-0.2163pc+2.232) = 1.34 
σ3 <= 1.5[σ]ft
操作状态下法兰安全
操作状态下法兰与封头连接处剪应力及校核条件(Fv=0时不必计算和校核) σ4=abs(πDo2Pc/4+Fv)/(πDoδe) 32.03  1
σ4 <= 0.6min{[σ]ft,[σ]nt}φ 剪切力合格
1.5M= 96 19.629909 120.62991
M64x3 60.752 54.7 89.3 62.6 68 64 74.2564103 19.629909 93.89 
公称直径 螺纹小径 光杆直径 螺母外径 螺母厚度 螺孔直径 公称直径 UG43深度 额外深度 螺孔深度
M12 10.106  9.8  18 10.8 14 12
M14 11.835  11.4  21 12.8 16 14
M16 13.835  13.2  24.1 15.7 18 16
M20 17.294  16.5  30.5 19.1 22 20
M24 20.752  19.8  37.5 23.1 26 24
M27 23.752  22.5  42.5 26.1 29.5 27
M30 26.211  25.2  46.5 28.8 32.5 30
M30x2 27.835  25.8  46.5 28.8 32.5 30
M33 29.211  26.7  50.8 31.9 35.5 33
M33x2 31.701  28.5  50.8 31.9 35.5 33
M36x3 32.752  29.5  55.8 34.9 39 36
M39x3 35.752  32.1  60.1 37.9 42 39
M42x3 38.752  34.9  60.1 40.9 45 42
M45x3 41.752  37.6  65.1 43.92 48 45
M48x3 44.752  40.3  70.1 46.9 51 48
M52x3 48.752  43.9  75.1 50.6 55 52
M52x4 47.670  42.9  75.1 50.6 55 52
M56x3 52.752  47.5  79.3 54.6 60 56
M56x4 51.670  46.5  79.3 54.6 60 56
M64x3 60.752  54.7  89.3 62.6 68 64
M70x3 66.752  60.1  96.9 68.4 74 70
M76x3 72.752  65.5  104.5 74.6 80 76
M82x2 79.835  71.9  112.1 80 86 82

凸缘法兰计算书 项目号 ITEM NO.
Design of Studding Outlets 文件号 DOC. NO.
按照HG/T20582-2020 第13章编制
一.设计条件 design condition
1 yj
操作状态下凸缘法兰 预紧状态下凸缘法兰
NO. 项目
ITEM		 符号 symbol 数值   data 单位 units
1 设计压力 p 7.1 MPa
2 组合弯矩  Mw 0 N·mm
3 附加轴向力（拉力为正，附加在螺栓上，压向法兰为负，附加在垫片上） Fv 0 N
4 当量设计压力 pc=16Mw/πDG3+P 7.100  MPa
5 封头数据：
6 内径 ID 5056
7 有效厚度 δe 92 mm
8 设计温度下的许用应力 [σ]nt 147.4 MPa
9 法兰与封头连接焊缝焊接接头系数 φ 1
10 封头与法兰连接处封头切线与法兰面的夹角 α 19.17 度
11 凸缘法兰数据：
12 凸缘法兰材料 16MnⅣ
13 法兰常温下许用应力 [σ]f 167 MPa
14 法兰设计温度下许用应力 [σ]ft 140.4 MPa
15 法兰外径 Do 1660 mm
16 法兰内径 Di 1160 mm
17 法兰有效厚度 δfe 600 mm
18 螺栓中心圆直径 Db 1540 mm
19 法兰螺栓孔数量 n 32
20 垫片数据：
21 垫片接触面宽度 N 24.8 mm
22 有效垫片宽度 b0 12.4 mm
23 垫片系数 m 6
24 垫片比压力 y 150.3 MPa
25 垫片有效宽度 b=min(b0,2.53sqrt(b0)) 8.91  mm
26 垫片外径 DW 1346.8 mm 
27 垫片压紧力直径 DG 1328.98  mm
28 螺栓数据：
29 螺栓材料 35CrMoA
30 螺栓直径 M 64X3
31 螺栓孔螺纹外直径 db 68 mm
32 螺栓螺纹根径 dbi 60.75 mm
33 螺栓孔深度 hb 100 mm
34 螺柱常温下许用应力 [σ]b 254 MPa
35 螺柱设计温度下许用应力 [σ]bt 217.2 MPa
二.螺栓设计
预紧状态下所需的最小螺栓载荷 Fa=πDGby = 5590611.11  N
平衡内压作用在螺栓上的轴向力 F=πDG2pc/4 = 9848869.05  N
操作状态下最小垫片压紧力 Fp=2πDGbmpc = 3169128.86  N
操作状态下螺栓力 Fb=F+Fp+Fv
式中当F v<0时，取Fv=0		 = 13017997.91  N
预紧状态下所需的最小螺栓面积 Aa=Fa/[σ]b = 22010.28  mm2
操作状态下所需的最小螺栓面积 Ab=Fb/[σ]bt = 59935.53  mm2
需要的最小螺栓面积 Am=max(Aa,Ab) = 59935.53  mm2
实际螺栓总面积 Ab=πndbi2/4 = 92753.95  mm2
Ab>Am,螺栓面积满足需要
三.法兰力矩
预紧状态下法兰力矩 Ma=0.25(Am+Ab)[σ]b(Db-DG) = 2.046E+09 N
法兰截面形心径向位置 Ch 121.91  mm
法兰截面形心轴向位置， Cv = 311.87  mm
操作状态下螺栓力的力臂 LG=Ch-0.5(DG-Di) = 37.42  mm
垫片压紧力的力臂 Lb=0.5(Db-Di)-Ch = 68.09  mm
封头作用于法兰径向力的力臂 Lnh = 216.00  mm
封头作用于法兰轴向力的力臂 Lnv=0.5（Do-Di）-Ch = 128.09  mm
内压作用在法兰上的径向力的力臂 Lph=Cv-0.5δfe = 11.87  mm
内压作用在法兰上的轴向力的力臂 Lpv=0.25（Do+DG-2Di）-Ch = 45.33  mm
垫片压紧力 FG=Fp-Fv
式中当F v>0,取Fv=0		 = 3.169E+06 N
压作用在法兰上的轴向力 Fpv=π(Do2-DG2)pc/4 = 5.517E+06 N
内压作用在法兰上的径向力 Fph=πDiδfepc = 1.552E+07 N
封头作用于法兰的切向力 Ft=0.25ID pc*πDo = 4.680E+07 N 椭圆封头 0.45ID
封头作用于法兰的轴向力 Fnv=Ftsinα = 1.537E+07 N 球形封头 0.25ID
封头作用于法兰的径向力 Fnh=Ftcosα = 4.421E+07 N 筒体周向方向 0.5ID
垫片压紧力引起的法兰力矩 MG=FGLG = 1.186E+08 Nmm
螺栓力引起的法兰力矩 Mb=FbLb = 8.864E+08 Nmm
作用于法兰表面的内压力引起的法兰力矩 Mpc=FpvLpv-FphLph = 6.581E+07 Nmm
封头作用力引起的法兰力矩 Mn=FnhLnh-FnvLnv = 7.580E+09 Nmm
操作状态下法兰力矩 MP=abs(MG+Mb+Mpc+Mn) = 8.651E+09 Nmm
四.法兰应力
法兰外直径与内直径的比值 K=Do/Di = 1.43  mm
与K有关的系数 Y=(0.66845+5.7169(K2lgK/(K2-1)))/(K-1) = 5.59  N·mm
预紧状态下法兰环向弯曲应力 1 = 30.03  Mpa
σ1 <= [σ]f
预紧状态下法兰安全
操作状态下法兰环向弯曲应力 1 = 126.95  Mpa
σ2 <= [σ]ft
操作状态下法兰安全
操作状态下法兰环向薄膜加弯曲应力 1 = 193.34  MPa
其中K3不再修正 = 1.00  1.3430658
σ3 <= 1.5[σ]ft
操作状态下法兰安全
操作状态下法兰与封头连接处剪应力及校核条件(Fv=0时不必计算和校核) 1 32.03  0
σ4 <= 0.6min{[σ]ft,[σ]nt}φ 剪切力合格

凸缘法兰计算书 项目号 ITEM NO.
Design of Studding Outlets 文件号 DOC. NO.
THIS CALCULATION IS BASED ON Pressure Vessel Design Manual FOURTH EDITION PROCEDURE 3-5
1 DESIGN CONDITIONS
Design pressure,P(Mpa) 7.1 Allowable Stresses
Flange thickness (mm) 535 Flange Bolting
Flange material 16MnⅣ Design temp.,Sfo (Mpa) 140.7 Design temp.,Sb (Mpa) 217.2
Bolting material 35CrMoA Amb.temp.,Sfa (Mpa) 167 Amb.temp.,Sa (Mpa) 254
2 GASKET AND FACING DETAILS
Gasket Spiral Wound Facing RF
Gasket O.D. （mm） 1346.8 Gasket I.D. （mm） 1297.2 bo=(O.D-I.D)/8（mm） 12.4
3 4    LOAD AND BOLT CALCULATIONS
N （mm） 49.6 Wm2 = bπGy  (N) 5590611.11  Am = greater of  Wm2/Sa or Wm1/Sb (N) 59935.53 
b（mm） 8.9090  HP = 2bπGmP  (N) 3169128.86 
G  （mm） 1328.98  H = G2*πP/4  (N) 9848869.05  Ab   (mm2) 92753.952 
y   (Mpa) 150.3 Wm1 = HP+H     (N) 13017997.91  W =0.5(Am + Ab)Sa  (N) 19391564.72 
m 6 dbi（螺纹根径）（mm） 60.75 n（螺栓数量） 32
A   （mm） 1660 B             （mm） 1160 C（螺栓圆直径）（mm） 1540
R   （mm） 2528 Re          （mm） 1264 Nmin=AbSa/2yπG (mm) 18.77245336
6                       MOMENT CALCULATIONS
Load                    x               Lever Arm  =                        Moment
HD = π*B^2*P/4  (N) 7503284.26  hD = .25(A-B)   (mm) 125 MD = HDhD   (N.mm) 9.379E+08
HG = Wm1-H       (N) 3169128.86  hG = .5(C-G)   (mm) 105.51  MG = HGhG   (N.mm) 3.344E+08
HT = H - HD      (N) 2345584.79  hT = .5(hD+hG)  (mm) 115.25  MT = HThT   (N.mm) 2.703E+08 封头内径ID R Re Re T2=PReπA
Hr = T2Cosα     (N) 44207453.89  hr             (mm) 216 Mr = Hrhr   (N.mm) 9.549E+09 椭圆封头 5056 4550.4 0.45ID 2275.2
α 19.17  Mo=MD+MG+MT+/-Mr (N.mm) Note: Mr is(+) if C.L.of shell/head is below C.G., (-) if above 11091431606 球形封头 5056 2528 0.25ID 1264
T2 =π*A*Re*P    (N) 46801889.12 筒体周向方向 5056 2528 0.5ID 2528
7                                Seating
HG = W           (N) 19391564.72  hG             (mm) 105.5090493 Mo’= WhG 2.046E+09
8 FLANGE       THICKNESS CALCULATION C:\Users\huxiaodong\AppData\Roaming\Tencent\Users\274788977\QQ\WinTemp\RichOle\B_F8P2TJ57TXSZM1O28X01L.png
Thickness required-Gasket seating
1 244.06 
Thickness required-Operating
1 72.02 
C:\Users\huxiaodong\AppData\Roaming\Tencent\Users\274788977\QQ\WinTemp\RichOle\HF$[TD82H9IL5MP}W}3T2J6.png 383278.65 
C:\Users\huxiaodong\AppData\Roaming\Tencent\Users\274788977\QQ\WinTemp\RichOle\8[@M5`}DU2V5MXB15%S()UX.png 695.29 
Result Bolt area is OK! Flange thickness is NOT acceptable
螺栓孔 X(in) S(in) X(mm) S(mm) 1
5/8" 1.11 1.28 28.194 32.512
3/4" 1.33 1.84 33.782 46.736
7/8" 1.55 2.5 39.37 63.5
1" 1.77 3.28 44.958 83.312
1 1/8" 2 4.15 50.8 105.41
1 1/4" 2.44 5.12 61.976 130.048
1 3/8" 2.66 6.2 67.564 157.48
1 1/2" 2.88 7.38 73.152 187.452
1 5/8" 3.1 8.66 78.74 219.964
1 3/4" 3.32 10.05 84.328 255.27
1 7/8 " 3.56 11.55 90.424 293.37
2" 3.98 13.1 101.092 332.74
2 1/4" 4.44 16.6 112.776 421.64
HG20582
HG20582 修正
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