ASME大直径高压力等级非标法兰优化设计

(青岛兰石重型机械设备有限公司，山东 青岛 266520)

在石油、化工行业中，管道、阀门、设备以及设备中的某些内构件，常采用法兰连接。法兰既是一种可拆连接件，又是一种承压密封件，通过螺栓预紧力的作用对法兰密封面施加压紧力，压紧法兰之间的垫片，使垫片在螺栓预紧力的作用下发生弹性或塑性变形，从而使得法兰之间的垫片得以密封[1]。

采用螺栓-垫片连接的法兰大部分为标准法兰，常用法兰标准有HG/T 20592～20635—2009《钢制管法兰、垫片、紧固件》[2]、ASME B16.5—2017《Pipe flanges and flanged fittings》[3]以及NB/T 47020～47027—2012《压力容器法兰、垫片、紧固件》[4]。但是对于内径大于1 000 mm且法兰压力等级超过15 MPa，或者内径大于1 200 mm且法兰压力等级超过6.4 MPa的法兰，其设计已经超出了上述法兰标准的范围，需要按照GB 150.1～150.4—2011[5]或ASME Sec.Ⅷ Div.1—2017《Rules for construction of pressure vessels》[6]附录2设计非标法兰[7]。文中以某公司BEM型固定管板式热交换器管箱法兰为例，通过分析垫片的材料、内径和宽度，螺栓的数量和规格，以及法兰锥颈高度对法兰环厚度及法兰应力的影响，对ASME大直径高压力等级非标法兰进行设计分析，从而提出最优的法兰设计参数。

1 BEM型固定管板式热交换器设计条件

BEM型固定管板式热交换器设计条件为，管程设计压力pt=14.3 MPa，设计温度tt=170 ℃；壳程设计压力ps=1.2 MPa，设计温度ts=170 ℃，腐蚀余量C2=3 mm。热交换器的壳体内径DN=1 325 mm，壳体材料为SA 516 Gr70，法兰材料为SA 266 CL2。热交换器设计标准采用ASME Sec.Ⅷ Div.1及TEAM 9th 《Standards of the tubular exchanger manufacturers association》[8]。管箱法兰及垫片结构简图见图1和图2。图1和图2中D0为法兰盘直径，Db为螺栓圆直径，DN为设备内径，d为法兰螺栓直径，g0为法兰颈部小端厚度，h为锥颈高度，H为法兰总高度，δ为法兰环厚度，D1为内环内径，D2为管箱法兰垫片内径，D3为管箱法兰垫片外径，mm。

图1 管箱法兰结构简图

图2 垫片结构简图

2 非标法兰设计分析

2.1 垫片材料、内径及宽度

垫片设计是整个法兰连接设计的基础，垫片材料、内径和宽度的选用都会对法兰连接设计结果产生很大影响[9]。该热交换器管程设计压力较高，为保证在工作过程中管箱垫片不被损坏并保持优良的密封性能，管箱法兰应选垫片系数m、比压力y较高的硬垫片。工程上高压法兰中常用的垫片为椭圆形或八角形金属密封垫，但该管箱法兰垫片的内径及设计压力均超出ASME B 16.20—2012《Metallic gaskets for pipe flanges：ring-joint，spiral-wound，and jacketed》[10]的范围，椭圆形或八角形金属密封垫尺寸设计困难，且金属垫内径较大，加工精度难以保证。另外，高-高压及高-低压螺纹锁紧环高压热交换器中主设备密封垫片一般采用具有良好回弹性及耐蚀性的复合柔性石墨波齿金属垫片，故考虑选用复合柔性石墨波齿金属垫片做为该管箱法兰垫片，其m=3.75、y=52.4 MPa。

根据ASME Sec.Ⅷ Div.1附录2中螺栓载荷计算公式，操作状态下所需最小螺栓载荷Wm1和预紧状态下所需最小螺栓载荷Wm2分别为：

Wm1=0.785G2p+(2b×3.14Gmp)

(1)

Wm2=3.14bGy

(2)

式(1)～式(2)中，G为垫片反力载荷作用位置处的直径，b为垫片有效密封宽度，mm；p为设计内压力，MPa。

由式(1)～式(2)可知，垫片材料一定，即垫片系数m、比压力y数值一定时，垫片越宽，b值越大，密封所需压紧力越大，螺栓和法兰的强度要求越高，法兰结构变得笨重[11]。因此，在保证密封要求的情况下，应尽可能选用宽度较小的垫片。根据ASME Sec.Ⅷ Div.1附录2中表2-4[6]，当设备内径DN处于900 mm

2.2 螺栓规格及数量

在垫片的材质和尺寸确定之后，垫片在预紧和操作状况下所需要的压紧载荷便可求出，这种压紧载荷是由螺栓提供的，由此便可相应求出预紧状态下需要的最小螺栓面积Am2及操作状态下需要的最小螺栓面积Am1：

Am2=Wm2/Sa

(3)

Am1=Wm1/Sb

(4)

式(3)～式(4)中，Sa为常温下螺栓许用应力，Sb为设计温度下螺栓许用应力，MPa。

选用的螺栓规格和数量应使螺栓实际总横截面面积Ab不小于Am(Am为Am1和Am2中的较大值)。选用的螺栓材料为SA-193 GrB7，其设计温度下的许用应力Sb=158.6 MPa[12]。经ASME强度计算软件PV EILTE校核计算，螺栓的规格为M80时，所需螺栓数量N=44，由TEMA 9th第九章中的表D-5M可知[8]，M80螺栓要求的最小螺栓间距B=166.69 mm，法兰环边缘至螺栓中心圆最小距离E=74.61 mm，故最小螺栓圆直径Db=NB=2 340 mm，最小法兰盘直径D0=Db+2E=2 490 mm。若选螺栓规格为M100时，所需螺栓数量N=28，由TEMA 9th第九章中表D-5M可知，M100螺栓要求的最小螺栓间距B=208 mm，法兰环边缘至螺栓中心圆最小距离E=93.66 mm，故最小螺栓圆直径Db=1 860 mm，最小法兰盘直径D0=2 060 mm。由这2种螺栓选型可知，设计高压法兰时，选用数量少、大直径的螺栓可使设计的螺栓中心圆及法兰环直径变小，法兰结构尺寸紧凑。

若选用设计温度下具有较高许用应力材质的螺栓，如Cr-Mo-V钢螺栓SA-540 B23 CL1，其设计温度下许用应力Sb= 227.5 MPa[12]。同理计算可得所需M80螺栓数量N=32， 最小螺栓圆直径Db=1 710 mm，最小法兰盘直径D0=1 860 mm。由此可知，选用强度高材质的螺栓也可使法兰结构优化。但SA-540螺栓热处理要求严格[13]，且采购价格高。设计中综合考虑法兰及螺栓的经济合理性，本管箱法兰中最终选用了28个规格为M100的SA-193 GrB7螺栓，螺栓圆直径Db=1 860 mm，法兰盘直径D0=2 060 mm。

2.3 锥颈高度

垫片设计确定了法兰力矩中力的大小，螺栓设计确定了螺栓中心圆直径Db，也就相应确定了法兰力矩中力臂的大小。为了使法兰所受的力矩尽可能小，设计中应将垫片压紧力或螺栓中心圆直径Db控制得尽可能小。

在整个法兰连接设计过程中，在保证垫片设计和螺栓设计所造成的法兰力矩尽可能小的前提下，法兰锥颈与法兰环结构比例设计也很重要。在上述垫片设计及螺栓设计的基础上，在保证法兰颈部轴向应力、法兰环径向应力及切向应力尽量与相应许用应力接近的条件下[14]，经PV ELITE计算，得到了法兰环厚度δ随锥颈高度h变化曲线，见图3。

图3 锥颈高度对法兰环厚度影响曲线

由图3可以看出，当锥颈高度h=100 mm时，所需法兰环最小厚度δ=313 mm。随着h增大，在保证法兰3项应力趋近于相应许用应力的条件下，δ逐渐降低；当h增大到150 mm时，δ的数值最小，为251 mm；再增大h，δ则开始增大；当h增大到230 mm时，δ=260 mm。由此可知，当h=150 mm时，δ最小，为251 mm，此时法兰尺寸设计最为经济合理。按此尺寸设计的法兰环及法兰锥颈总高度最小，可节约锻件材料成本。同时法兰各项应力值趋近于对应的许用应力值，使材料能够充分地发挥各项强度性能，即趋近于满应力状态，遵循满应力准则[15]。此时法兰环不仅承受环向载荷，而且也承受径向载荷，材料得到了充分利用。

3 结语

(1)对于大直径高压力等级的法兰，应选用垫片系数m、比压力y数值相对较大的硬垫片，尽可能使垫片的预紧载荷与操作状态下的总轴向载荷相接近。垫片材料一定时，应尽量设计较窄的垫片，从而得到较小的螺栓载荷。

(2)选用螺栓时应考虑采用大直径、数量少的螺栓，从而使设计的法兰螺栓中心圆直径及法兰环直径较小，法兰尺寸相对经济合理。也可以采用设计温度下有较高许用应力材质的螺栓，从而减小所需螺栓面积，使法兰尺寸设计优化，但需考虑螺栓的采购成本。

(3)在垫片设计及螺栓设计的基础上，将法兰的锥颈高度与法兰环厚度设定为某一特定值时，法兰的尺寸设计最为经济合理，既可以节约材料成本，又能发挥材料各项强度性能，使法兰环环向、径向均承载，法兰材料得到充分利用。