快开压力容器螺栓法兰的设计

?必威动态 ????|???? ?2019-08-07 12:17


  笔者为用户设计的一台过滤器,直径为1100mm,设计压力、设计温度分别为0.和120*C,材料为0Cr18Ni9.因为上封头要经常打开,用户要求采用快开结构的螺栓(组成:头部和螺杆组成)法兰结构。分气缸也叫分汽包,它是 蒸汽锅炉的主要配套设备,广泛用于发电、石油化工、钢铁、水泥、建筑等行业。储气罐专门用来储存气体的设备,同时起稳定系统压力的作用,根据储气罐的承受压力不同可以分为高压储气罐,低压储气罐,常压储气罐。由于采用的是环形螺母和活节螺栓,且螺栓的个数较少,因此必须采用非标准的容器法阀门在使用期间f必须定期保养、检测、维)niePublishingHuse上存在不足。该阀门虽然从标准的要求上看,各参数均能达到要求,但接近极限。阀体材质选用上,常规选择方法为铸铁阀门用于低压阀门,铸钢阀门用于高压阀门。灰铸铁阀门一般用于公称压力小于1.0MPa的常温、低压、无强腐蚀性介质的系统。当系统为公称压力大于1.0MP
  A、小于
  1. 6MPa而温度低于250
  C、无强腐蚀性介质时,应该采用球墨铸铁阀门。当系统为公称压力大于
  1. 6MPa而温度低于425
  C、无强腐蚀性介质时,应该采用铸钢阀门。
  对于不同压力、不同温度、不同腐蚀性介质等工艺条件,阀门阀体材质的选用是十分重要的,必须认真对待,否则会产生各种事故。
  3.2阀门的保养和更换事故阀门是1997年前生产安装的,己使用了较长时间。
  修,使其始终保持良好状态。不锈钢储罐有较强的耐腐性,它不受外界空气及水中余氯腐蚀。每个球罐出厂前均经受超强的压力测试和检验,在常压下使用寿命可达100 年以上。如果发现阀门受到较严重腐蚀、严重损坏、操作不灵活或使用年限过长等问题,必须及时更换。
  关于阀门使用年限,虽然没有明确的规定,但是,为了确保系统的安全性,使用单位可根据现行标准规范和使用情况并根据系统的重要性程度,制订出自己的检修、改造的管理方法。
  3.3阀门的检验检验单位在检验在用压力管道时,应注重阀门的选型、制造质量、安装位置(position )、使用情况,及时消除事故隐患。
  3.4阀门的使用管理使用单位应根据现行标准规范和政府管理要求,及时建立阀门管理制度(Management system)、操作规程,加必要的操作记录,确保阀门安全运行。
  别。表1中,法兰厚度值75mm,螺栓(组成:头部和螺杆组成)数量为12的设计方案(fāng àn)不1能通过最大螺栓间距的校核。ie在两螺栓之间的中点处最小这是因为法兰。相应的标准法兰,用过程设备强度计算App包SW6-98*进行计算,得到的结果如表1所示。
  表1法兰计算结果法兰外径1300mm螺栓规格螺栓数量法兰厚度/mm螺栓中心圆直径由表1可以看出,这种法兰的设计具有较大的灵活性,而且法兰的厚度差别较大。选择(xuanze)哪一种比较合理呢,从快开要求来看,宜采用大规格、小数量螺栓的方案(fāng àn)。但是对于同样的一个问题,有多种设计结果,且各种结果之间的差别较大,这就不能不让人深思这种计算App的权威性。
  2计算过程存在的问题由该App法兰设计模块的程序框图可知,法兰的计算是从螺栓力开始的,先计算所需要螺栓的截面积,再根据用户选择的螺栓规格和个数进行螺栓截面积的校核,然后进一步校核螺栓的最小间距和最大间距等。螺栓的最小间距由扳手空间确定,最大间距由下式确定:由于设计压力较小及所用螺栓的实际截面积远大于所需的最小螺栓截面积,且上述法兰厚度计算的控制力矩都是预紧载荷,因此,所用螺栓的截面积愈大,所需的法兰厚度就愈大。当所用螺栓的截面积等于所需的最小螺栓截面积时,计算所得的法兰厚度最小,最经济。在所需要螺栓截面积一定的情况下,螺栓规格和个数及实际的螺栓截面积具有较大的选择范围,不同的设计者设计的结果可能具有较大的差螺栓个数改为16时,能通过最大螺栓间距的校核,但是所需的法兰厚度上升为80mm.这是由于在计算法兰力矩时螺栓的应力都是以螺栓材料的许用应力为依据(yī jù)计算的,并没有因为螺栓个数增加而减小螺栓的应力,这就导致法兰力矩增大和厚度增大。
  3螺栓间距的讨论从前述的分析可知,螺栓的个数是一个很重要的参数。螺栓的个数取决于螺栓的间距和螺栓中心圆直径。通常螺栓中心圆直径在考虑扳手操作间隙后就能基本确定下来。式(1)是通用的螺栓间距的校核公式,似乎也是唯一的公式。但是此公式只是从一个工厂的经验得到的111,没有严格的理论推导。螺栓的最大间距取决于法兰的允许挠度,与法兰的刚度密切相关。但是该公只有反映法兰刚度的厚度参数t,法兰的宽度及法兰材料的弹性模量没有得到反映,这显然是不合理的。事实上,法兰标准HG20593中就有很多法兰其螺栓间距不符合该公式。下面就这一问题进行探讨。
  又叫法兰凸缘盘或突缘与垫片的变形由于法兰的刚度有限,螺栓施加给整个垫片的压紧力是不均匀的。压紧力在螺栓处最大,此处的挠度最大。如果将两螺栓间的一段法兰看作是两端固支的梁,可得到如所示的力学模型。假设垫片反力是沿螺栓中心圆圆弧线性分布的,在中点处为qi,在螺栓处为炉,且妒=fq2.维持密封垫片密封的平均反力为假设垫片的初始厚度为5i,不考虑法兰变形时垫片的厚度为,法兰变形后垫片的厚度为,如所示。考虑两螺栓中间处的法兰和垫片变形情况,有下式:5卜兰材料为16Mn锻件。计算结果如表2所示,表2螺栓间距计算结果法兰螺栓规格X个数实际螺栓间距经验公式螺栓间距本文计算公式螺栓间距从表2中可以看出,本计算公式的结果与实际的选用标准法兰设计时的螺栓间距较为接近,说明本文公式有一定的合理性。而经验公式则随着法兰直径的加大,其结果与实际情况有较大的差别。在进行非标准法兰设计时,可用本公式计算螺栓的间距并初步确定螺栓的个数与规格,再用通行的计算App校核。5i是垫片材料的弹性模量和厚度。用4结论叠加法可求出法兰的挠度f:惯性矩和垫片的基本密封宽度。由式(2)、(3)可以求出L值。
  =a/b.考虑螺栓的直径,上式变为:上式表明,螺栓的最大间距不仅与法兰、垫片材料的性能有关,而且还与它们的几何尺寸(厚度和宽度)有关。
  计算示例:以HG20595 MPa法兰为例计算。选用HG2066- 97齿形组非标准法兰设计是一个比较复杂的问题(Emerson),要设计经济合理的法兰,必须充分考虑法兰和垫片的材料及结构尺寸。现行的法兰设计经验公式存在一定的问题,在设计时不能不加分析地采用。对本文中法兰的设计,可以采用最后面的两种方案,或米用法兰厚度为75mm,螺栓取i6个M30,此时要求在安装时限制螺栓的拧紧力矩,相应地在设计图纸上对螺栓的拉伸应力提出要求。设计时结合本文的计算公式可以较快地进行非标准法兰的合理设计。