【摘要】压力容器是化工部门普遍运用的一种承压设备。本文主要分析了压力容器法兰设计的相关要点，主要从垫片设计、螺栓设计和法兰设计几个方面展开。 　　压力容器在工作时会面临高压、高温、易燃和易腐蚀等环境，会跟人们的人身安全紧密相关。所以，压力容器在设计时的专业性要求比较高，而法兰设计是其中的重要环节。法兰主要是借助螺栓压紧垫片的紧固来做到密封的，它是一种强制密封。法兰设计主要会牵涉到螺栓设计、垫片设计与法兰设计三个环节，但是倘若任一环节发生问题，就会直接影响后续工作的展开，导致设计结果出现误差，因此，一定要控制好相关设计环节。 　　1 垫片设计 　　垫片是一种重要的密封元件，是螺栓法兰连接设计的基础。密封的效果是直接由垫片的密封性能所决定的。由于工件的介质、压力和温度存在差异，影响垫片的因素是多方面的。 　　1.1 垫片比压力 　　垫片比压力会跟强制密封的预密封条件息息相关。为了有效解除法兰密封面跟垫片接触面之间的缝隙，保证垫片表面嵌入法兰密封面的沟槽中去，以便消除泄漏通道，必须在垫片上施加一定的预紧力，这就建立了预密封条件，需作用在单位垫片密封面积上的最小压紧力称为垫片比压力（用v表示，单位MPa）。可见，预紧时垫片需要最小Fa=3.14DGby的压紧力。 　　1.2 垫片系数 　　垫片系数会跟强制密封的操作密封条件息息相关。垫片的密封条件主要是：介质在密封面产生的阻力要远远大于介质压力与大气压力的压差形成的推动力。显然阻力与垫片和法兰密封面间的密封力相关。为了确保介质不泄漏，作用在单位垫片有效密封面积上的最小压紧力与介质压力一定要满足一定的比值，这就是垫片系数（用m表示）。材料愈硬，硬度愈高，其m值愈大。由于m系由试验所得，鉴于试验基准修正，m值需乘以修正系数2，故单位压紧面积上的压紧力为2mp。由此可得垫片在操作状态下的最小压紧力为： 　　Fp=6.28DGbmpe 　　1.3 垫片宽度 　　垫片载荷都与垫片有效计算宽度b有关。显然b愈小，Fa、Fp也愈小，对减少垫片载荷有利。然而垫片的宽度还受到垫片预紧时的“压碎强度”的限制。垫片在预紧时，必须确保能在垫片表面能嵌入法兰密封面中，建立起预密封条件;但是又不能过度压紧，以免垫片失去弹性而呈现塑性状态。因法兰在加压以后，密封面会出现一定程度的分离，倘若垫片在预紧时已经呈现塑性状态，就会失去回弹性，就会导致间隙的出现或者压紧力不够，最终导致泄漏的发生。 　　为了确保垫片的弹性工作状态，在预紧时单位密封面积上的压紧力必须在4y左右。因此正常垫片“单位面积”的预紧力应在y——4y之间。 　　较硬、强度较高的垫片材料，虽然其m和Y都较大，会造成较大的Fa、Fp，然而由于其“压碎强度”亦高，则可采用较小的垫片宽度，从而最终获得不太大的垫片载荷，达到设计的经济性。 　　2 螺栓设计 　　螺栓设计与垫片压紧力相对应，分别以预紧和操作两种工况进行计算。在确定了垫片材质、形式和尺寸后，就可求出垫片在预紧和操作情况下所需压紧载荷。 　　在预紧状态下所需的螺栓面积为Aa，在操作状态下所需的螺栓面积为Ap。 　　通常情况下，实际配置的螺栓总根径截面积Ab应稍大于Aa和Ap之大者，其大值称为螺栓计算面积，以Am表示。 　　整个螺栓组设计的核心是使螺栓中心圆直径具有最紧凑的尺寸。因为螺栓中心圆直径的大小直接影响到法兰力矩中各个分力矩的力臂的大小，所以要使法兰设计力矩能控制在尽可能小的数值，限制尽可能小的螺栓中心圆直径。 　　合适的螺栓设计应满足“最小螺栓中心圆直径”。应分析影响螺栓中心圆直径的因素。 　　根据结构要求，螺栓中心圆直径（以Db表示）受三方面的限制： 　　2.1 沿法兰密封面的径向结构要求 　　Db≥Dgo+2△+d 　　式中：Dgo-垫片外径;△一垫片外径与螺孔内缘间距，随不同密封面形式及法兰直径而异;d一螺孔直径，一般比螺栓直径大2——3mm。 　　Db与螺孔直径d有关，随所选螺栓直径（db）的增大而增大。 　　2.2 沿法兰背面径向结构要求 　　图1 最小螺栓中心圆直径的确定 　　Db≥Di+2gl+2R 　　式中：gl-法兰大端厚度;R-为保证扳手上紧螺栓所需要的最小径向空间距离，此值随所选螺栓直径的增大而增大; 　　Db随所选螺栓直径（db）的增大而增大。 　　2.3 沿法兰环向分布的结构要求 　　为保证扳手上紧螺栓所需要的每两个相螺栓的最小间距min，当所选的螺栓个数为n，其所要求的最小螺栓中心圆直径Db必须满足： 　　Db≥min?n/π 　　式中：min一螺栓最小间距。Db随所选螺栓直径增大因min值增加而有所增大。但由于随db增大，每个螺栓的根径截面积fb与db成二次方增大，为此造成螺栓个数n=Am/fb很快下降，最终使Db随db增大而减小，呈一种单调减小的变化趋势。所以，螺栓中心圆直径Db应取上面三个中的最大值。 　　只有上面的Db比较接近时，才会出现最合适的螺栓配置设计。 　　上述的垫片设计和螺栓设计步骤确定了法兰计算力矩的中“力”的大小和法兰力矩的力臂的大小。 　　3 法兰设计 　　图2为同一法兰力矩值作用下，七个满足设计要求五项强度条件的法兰设计结果。 　　图2 同一法兰矩值作用下的七个法兰设计结果 　　图2左端法兰为小锥颈大板厚结构，右端法兰为大锥颈小板厚结构。因为法兰力矩是由锥颈、简体和法兰环共同承载的，所以采用较小的锥颈势必要求较大的法兰环厚度。由此形成图2中法兰厚度自右至左随锥颈变小而逐渐加大的分布情况。 　　计算表明：各种结构比例的设计结果中，只有当出现图2中间的剖面线图情况时，法兰才具有较小的重量和紧凑的体积，法兰材料的强度得到充分利用。 　　（1）图2中最左端的法兰，因锥颈很小，接近活套法兰，该法兰在法兰力矩作用下，不能有效控制法兰环偏转，在法兰中会造成较大的环向应力。但是，法兰的径向应力却极小。所以，该法兰只在环向存在应力，整个法兰环的受力相当于仅承受环向弯曲的梁。 　　（2）对于图2右端的大锥颈法兰，因为锥颈较大，能有效抑制法兰环的偏转，可能导致法兰环在法兰力矩条件下发生很小的偏转，最终导致较小的法兰环的环向弯曲应力，但是法兰环的径向弯曲应力却很大。 　　（3）对于图2中间位置的法兰，由于结构比例得当，由计算可知：其不仅存在环向应力，而且也存在径向应力，整个法兰环的受力相当于“板”的承载形式，为此其材料利用率比梁承载形式的活套法兰和大锥颈法兰要高得多，且其锥颈的应力也接近满应力状态，因此其设计结果为较小的体积和重量。 　　因此应尽量将结构设计成使材料在各个方向都能发挥强度性能，并且使其应力