标 准 规 范
EN1591法兰计算标准简介(二)
蔡仁良
(华东理工大学，上海 200237)
摘 要:E N1591-1《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》是欧盟发布的压力设备指令(PE D)的协调标准和E N13445《非受火压力容器》收录的法兰设计方法。本文对E N1591-1新的设计思路和计算原理作一介绍，并与传统的AS ME规范方法进行对比。
关键词:E N1591；法兰；密封
中图分类号:T Q05518;T-651 文献标识码:A 文章编号:1001-4837(2003)11-0006-04
I ntroduction to Flange Design Standard EN1591(2)
CAI R en-liang
(East China University of Science and T echnology,Shanghai200237,China)
Abstract:E N1591-1“Flanges and Their Joint-Design Rules for G asketed Circular Flange C onnections-Part1:Calculation method”is the harm onized standard of PE D issued by European C ommission of standardiza2 tion and is als o the design method of flange for E N13445“Un fired Pressure Vesls”.In this paper,new idea and principia of E N1591-1was introduced and com pared with conventional AS ME code method as well.
K ey w ords:E N1591;flange;aling
5 载荷限制值的确定准则
一般而言，有几种法兰结构的失效型式：过度变形、蠕变、磨蚀/腐蚀和疲劳。和某些规范一样, E N1591也不考虑法兰和螺栓的蠕变以及疲劳。在E N1591中，强度准则出于防止过度的塑性变形，相当将连接系统的载荷限制在按理想塑性材料进行极限分析所确定的极限载荷的安全范围内，这些限制在E N1591中以计算载荷比，即作用于该部件的载荷与部件强度的比率φ表示。用于计算的名义设计应力取自相应的计算规范，例如E N13444。因各种紧固螺栓方法都存在某种程度的不精确性，预紧工况的载荷比按F Bo max计算；在其后的计算工况，计算载荷比所用的力出自装配垫片力F G O。若频繁反复装配，则需要限制塑性变形累积。
511 垫片载荷比
垫片的强度准则相当于限制垫片的压缩，必须验证下列的载荷比:
Φ
G
=
F G/A Gt
Q max
≤1(16)式中 F G———垫片反作用力
A Gt———理论垫片接触面积
Q max———垫片最大允许压缩应力
512 螺栓载荷比
螺栓的强度准则相当于限制螺栓的伸长。螺栓的极限载荷计算式如下:
(
F B
A B
)2+3(
M t,B
I B
)2≤f B2(17)式中 F B———螺栓载荷
A B———螺栓截面积
M t,B———作用在螺栓杆的扭矩(取决于螺栓
紧固装置)
・
6
・
I B ———螺栓杆的塑性扭转模量
f B ———螺栓的名义设计应力(按压力容器规
范的定义和采用的数值)
于是，载荷比必须满足下式给出的条件:
ΦB =1
f B ・(F B A B )2+3・(C ・M t ,B I B
)2
≤1
(18)
式中 C ———螺栓扭矩系数:C =1系基于塑性极限准则，据此在装配时某些有限的塑性应变可能在螺栓外圆发生;C =4/3系基于弹性极限准则。513 法兰载荷比
法兰的强度准则相当于限制法兰的转角。对法兰而言，极限载荷计算仅就法兰环或焊环截面，尤其在某些情况下仅针对其危险截面。以下为确定与壳体连接的法兰的极限载荷的例子(若取S T 为法兰环的周向应力和S F 为法兰环的屈服应力或名义设计应力)。
由弹性理论确定因变形引起的法兰环中的合力和弯矩为:
R F =+κS T ・d A M F
=-κS T
・z ・d A
(19)
按极限载理论:
S T =±S F -e Q ≤z <z 0S T =±S F z 0<z ≤+e p
(20)
对长方形截面:
R F =±S F ・b F ・(2z 0+e Q -e p )M F =±S F ・b F ・[
12
(e 2Q +e 2p )-z 2
0](21)
于是，法兰环的极限载荷公式为
4
S F ・b F ・e 2
F
|
M F +R F (e p -
e F
2
)
|
+(
R F
S F ・b F ・e F
)2
=1
(22)
采用按弹性理论确定作用于法兰环的R F 和M F
表达式，同时取作用于与壳体相连的法兰环上的力和弯矩表达式，于是得到与壳体相连的法兰的载荷比表达式。对所有计算工况，各载荷比应小于或等
软驱于1。对较宽范围的整体法兰和活套法兰则要求更严格：载荷比应小于或等于Φmax <1。6 预紧的考虑611 预紧力计算
如前所述E N1591计算基于完整性和密封性准则，因而最小预紧力考虑预紧和密封两者的要求。
即在装配工况下(I =0)：垫片表面压力必须高于
Q min (预紧准则)；在其后的所有工况下(I >0)：垫片表面压力必须高于Q I (密封准则)。
如果没有密封试验依据,Q I 可由E N1591-2中的Q I /P 值决定。当有密封试验依据时,Q I 可根据给定的压力，温度和最大垫片表面压力下要求的泄漏率来确定。
由Q min 和Q I 值决定需要的最小螺栓预紧力
F BO req ，此需通过迭代计算直到假设的预紧力接近计
算要求的预紧力。
612 考虑预紧分散性和确定预紧扭矩
由于紧固方法导致最终结果的分散性，所以实际螺栓预紧力必须大于需要的螺栓预紧力。
E N1591以+ε和-ε考虑紧固方法的分散度。因此，实际螺栓预紧力
F BO 受到如下的限制:
F B 0min ≤F B 0≤F B 0max
(23)式中 F B 0min =F B 0av (1-ε-) F B 0max =F BO av (1+ε+)(24)
F BO av ———平均螺栓预紧力
名义螺栓预紧力F BO nom 必须进行如下的校核:
F B 0nom ≥F B 0min
tiamo什么意思(1-ε-)
(25)
同理，计算装配工况下的载荷比用如下的紧固力:
F B 0max =F B 0nom (1+ε+)
(26)
为了达到名义螺栓预紧力F Bo nom ，紧固螺栓需
要的扭矩值如下式所示:
M t nom =F B 0nom n B (p t
2π+μt d t 2cos α+μn d n 2
)(27)式中 n B ———螺栓数目 d n ———螺母与螺栓头的平均接触直径 d t ———螺纹的平均接触直径
μn ———螺母与螺栓头的摩擦系数 μt ———螺纹的摩擦系数 p t ———螺纹的牙距 α———螺纹半角7 E N1591-2简介
E N1591-2是E N1591-1的补充，目的是提供E N1591-1计算需要的垫片参数，如g c 、Q I /P 、E O
和K 1等。表1为E N1591-2定义的垫片参数。标
准同时列出非金属(软)平垫片或具有金属加强的平垫片、具有表面覆层的金属齿形垫片、缠绕式垫片、
・
7・第20卷第11期 压 力 容 器 总第132期
实心金属垫片和金属包复垫片等的垫片参数数据。因为E NV1591—2出自原东德标准[TG L 32903/13(1983)]，数据来源不明，没有具体的试验方法，垫片参数与泄漏率没有关系，温度对垫片系数的影响也未予反映。因此,1999年CE N/TC74在DI N28090基础上，提出了prE N13555[10]，目的是提供E N1591-1中计算需要的垫片参数的试验方法。prE N13555中的垫片参数与E N1591-2的基本相同，如表2所示。8 与AS ME Ⅷ-1法兰计算方法的比较
以上将E N1591做了一个较详细的介绍，通过表
3再对它与AS ME Ⅷ-1作一汇总对比，体现E N1591
的总体考虑思路和现代设计理念。
表1 E NV1591-2定义的垫片参数
垫片系数
符号
平均有效需要垫片压缩应力(操作状态)
Q Ⅰ垫片材料的最大允许压缩应力Q max 最小必需压缩垫片应力(装配状态)
Q min Q min 的测量值(在参考垫片尺寸和安全裕度下)
Q maxref 垫片卸载压缩模量(装配状态)
E G Q O =0时E G 值
E o 系数(E G 随压缩应力的改变率)
K 1垫片蠕变系数
g c
表2 prE N13555垫片系数
工况
垫片参数符号
定义
试验方法装配工况(室温)
最小垫片装配应力
家居用品英文Q min (L )
装配时达到允许泄漏率水平L 下的最小垫片应力泄漏试验
最大垫片装配应力
beautiful什么意思Q mass
为避免垫片蠕变和松弛后，在操作温度下的垫片应
力不超过Q s max 的最大垫片应力(室温)
由Q s max 求得
操作工况(温度)
最小垫片工作应力
Q s min (L )操作时达到允许泄漏率水平L 的最小垫片应力(卸载)
泄漏试验
最大垫片工作应力
Q s max
操作时避免垫片损坏或过量屈服、蠕变的最大允许垫片应力压缩试验压缩蠕变试验室温测定回弹模量(卸载正割模量)
E O 、K 1表示垫片卸载回弹性能
中美战略与经济对话压缩试验
操作温度测定
蠕变松弛
g c
操作温度下蠕变松弛后残余垫片应力与装配时初
始垫片应力之比
蠕变松弛试验
轴向热膨胀系数
αG
垫片在操作温度和垫片应力下的热膨胀系数
膨胀试验
9 结语
E N1591是欧盟推出的第一个符合PE D 要求的
崭新压力设备用法兰设计标准。欧洲标准协会
(CE N )从该标准起草至正式执行整整花了近十年时
间。目前CE N 和欧盟压力设备研究委员会(EPERC )还在对有些工作做进一步完善、研究和发展，例如确定各种类型垫片的垫片系数和垫片工作特性，协调EPERC TTF4与PVRC 提出的ROTT (垫片室温密封性试验)试验方法，以及修订prE N13555等工作。本文对E N1591的基本思路和计算原理作了较为详细的介绍。从标准内容看一方面表明该方法比AS ME 规范更全面地反映了法兰接头的机械特性和密封功能，使设计计算与其实际行为更加符合；另
一方面由于考虑的因素较多，显然计算要比AS ME 传统方法繁复得多，通过计算机编程后可以得到简捷的执行(国外已有计算软件)。然而，最困难的问题依然是确定垫片系数。此外，单纯提出的一个设计标准是不能够涵盖这一全部技术问题，需要建立一个包括设计、制造、试验、产品及检验等完整的标准体系，这也正是欧盟已在进行和即将推出的全部工作(表4)。因此，了解和熟悉E N1591是符合PE D 的基本安全要素和欧盟压力容器规范的现代化要求，应对WT O 挑战的再学习机会。欧盟局部标准，
不仅表明标准化是一项极具科学性、综合性和复杂性的工作，也是国内工作引以为鉴和努力的目标。
・
8・CPVT E N1591法兰计算标准简介(二) V ol20.N o112003
表3 E N1591与AS MEⅧ-1的比较
标准
AS MEⅧ-1
T aylor-F orge法
E N1591
项目制订机构AS ME CE N/T C74
最早版本AS MEⅧ-1:1940年prE N1591:1984年
设计目的验证拟定工况下装配的许可性验证各工况下的机械完整性和接头密封性。理论依据Waters,R ossheim,Wesstram&Williams(1937)TG L32903/13(1984)
计算模型
力学模型
垫片
螺栓
力与变形无关系
压缩
拉伸
法兰弯曲环板转动圆环
材料模型
垫片未赋特性线性变化(与温度和最大载荷有关)
螺栓
法兰
线弹性(与温度有关)线弹性(与温度有关)
计算载荷
压力端部推力端部推力与径向压力
热载荷
外载荷
不考虑
轴向热膨胀差
轴向力与外弯矩
计算方法
基本
假设
静定结构问题(仅基于已知作用力下的弹性
力平衡)。
考虑整个连接系统的弹性力平衡和变形协
调关系，因此能知晓包括装配和其后各工况
下接头的行为。
计算
结果
blb
作用在螺栓上的力在所有工况下保持不变,
故不能预测各工况下接头的行为。
各部件的力都随压力、温度和外力影响，而
发生改变。
预紧力分散性不考虑线性分散系数
垫片参数
基本参数M、y Q min、Q max、O I/P、g c、K1、E0垫片松弛不考虑有考虑
与泄漏率关系
试验方法
无有
设计准则
垫片应力准则基于减小面积的最小垫片力基于有效面积的最小垫片力泄漏准则
螺栓应力准则
无准则
可做泄漏计算
螺栓最小伸长
机械完整性准则螺栓和法兰基于弹性准则螺栓、法兰和垫片基于塑性准则
表4 欧盟法兰接头的标准体系
法兰标准垫片标准
Class标示PN标示Class标示PN标示螺栓标准法兰计算标准
垫片系数和
标准试验方法
prE N1759-1prE N1092-1E N12560-1E N1514-1E N1515-1E N1591-1E NV1591-2 prE N1759-4E N1092-2E N12560-2E N1514-2prE N1515-2prE N13555 prE N1092-3E N12560-3E N1514-3
prE N1092-4E N12560-4E N1514-4
E N12560-5E N1514-5
prE N12560-6prE N1514-6
情人节为什么送巧克力
prE N12560-7prE N1514-7
参考文献:
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[2] E N13445,Un fired Pressure Vesls[S],2001.
[3] AS ME Boiler and Pressure Vesl C ode,SectionⅧ,Division
1[S],1998.
[4] DI N V2505,Calculation of Flanged Joints[S].1964.
[5] Payne J R.New G asket Factor-A Propod Procedure[J].
PVP-V ol.98.N.Y:AS ME,1985.21-30.
[6] DI N28090,S tatic Seals for Flange C onnections[S].1995.
[7] E N1591-1,Flanges and Their Joint-Design Rules for G as2
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[8] E NV1591-2,Flanges and Their Joint-Design Rules for
G asketed Circular Flange C onnections-Part2:G asket Param2
eters[S].2001.(下转第42页)
・
9
・
第20卷第11期 压 力 容 器 总第132期
(4)焊接接头冷弯性能(见表9)
表8 焊缝金属冲击试验
试样种类取样位置
A K V (J ,-18℃
)三个平均值≥54一个最低值≥48焊缝冲击表面T/2210/182195/168198/171186/150热影响区cinderella翻译
冲击
表面T/2
267/282264/266
259/272258/251
表9 焊接接头冷弯性能
类型
试样尺寸(mm )
取样位置试验条件PWHT
结果
侧弯10×30×200全截面4a 、180°Min 1PWHT 合格面弯10×38×200表面4a 、180°Min 1PWHT 合格背弯
10×38×200
根部
4a 、180°Min 1PWHT 合格
(5)焊缝金属回火脆性
4组试样分别经Min 1PWHT 及Min 1PWHT +S 1C 后，根据不同温度下冲击试验结果绘出回火脆性转变曲线(图5、6)，从图中可求得:
vTr 54=-6616℃/-6511℃
ΔvTr 54=0℃/0℃
vTr 54+3ΔvTr 54=-6616℃/-6511℃<0℃
裙子英文怎么写满足技术条件要求。
图5 封头与筒节焊接试板回火脆性转变曲线
5 结论
(1)产品锻件的化学成分、力学性能、金相组
织、非金属夹杂物、抗回火脆化性能等各项指标，均满足设计技术条件要求。各项性能指标接近并部分达到日本制钢所同类材料的水平。
(2)产品焊接试板的力学性能、焊缝金属抗回火脆化性能，焊缝及内壁堆焊层的化学成分、无损检测等
结果，均满足设计技术条件要求。
(3)2125Cr -1M o -0125V 钢在800～1250℃范围内均可以锻造，且可锻性良好。热处理厚度达240mm 的锻件经调质处理后，心部仍然保持良好力学性能。
图6 接管与筒节焊接试板回火脆性转变曲线
(4)合理选择奥氏体化温度和淬火冷却速度,
对锻件能否获得良好的综合性能至关重要。
(5)要获得最佳抗回火脆性，制造过程中必须合理选控热处理温度和保温时间。匍匐
(6)没能更好地降低Si 含量和保证钢材力学强
度下的Mn 含量，是J 系数不能控制在更低值的主要原因。
收稿日期:2003-10-24
作者简介：梅丽华(1959-)，女，主要从事压力容器的制造、经营等工作，通讯地址：辽宁省大连市经济技术开发区九号小区中国第一重型机械集团公司经营本部。
(上接第9页)
[9] R ossheim ,D.B.,&Markel ,A.R.C..G asket Loading C on 2
stats[S].Mech.Eng.,1943,65(9).
[10] prE N 13555,Flanges and Their Joint -G asket Parameters
and T est Procedures Relevant to the Design Rules for G as 2keted Circular Flange C onnections[S].1999.
收稿日期:2003-07-11
作者简介：蔡仁良(1941-)，男，教授，博士生导师，主要从事过程装备、压力容器和管道的密封技术和强度分析方面的研究，通讯地址：上海市梅陇路130号，华东理工大学化工机械研究所。
・
24・CPVT 2.25Cr -1M o -0.25V 钢加氢反应器的研制 V ol20.N o112003
