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由于存在接头材料和几何非线性，传统对国标碳钢法兰接头的研究方法有很多缺点，在这方面一直缺乏可靠的理论设计方法。国内外对此进行了大量地实验以及理论研究，也取得了长足进步。对于法兰设计方法有两大基本理论，也就是基于弹性分析的方法和基于塑性极限载荷的方法，这两种方法均是依据强度失效来判据，保证法兰接头的结构完整性。
国内外对国标法兰连接系统设计的计算准则主要有两大体系：一个是以美国标准ASME为代表的美洲国标船用法兰体系；另一个是以德国标准DINV2505为代表的欧洲体系。美国标准ASME-VIII-1附录II提出的目前国内外最通用的法兰连接设计规范是环形垫片的螺栓法兰连接计算规则，日本标准JISB205-1991《管法兰计算方法》以及本国标准GB150-1998《钢制压力容器》等标准是基于美国ASME规范给出法兰设计准则。
在国际通用国标法兰设计标准的几个体系分别为：
(1)欧洲碳钢法兰体系：英标BS、德国DIN、法标NF、意标UNI均为欧洲的法兰体系：公称压力为0.1，0.25，0.6，1.0，1.6，2.5，4。0，6。4，10.0，16。0，25。0，32.0，40.OMPa；公称直径为15~4000mm。欧洲体系法兰结构型式有平焊板式、卷边松套式、对焊卷边松套式、对焊环松套式、带劲螺纹连接式、对焊式和整体式及法兰盖；法兰密封面型式有平面、突面、凹凸面、桦槽面和环连接面；苏联于1980年发布的OCT管法兰同录标准与德国DIN相似。
(2)美国法兰体系：美国ANSIB16。5《钢制管法兰及法兰管件》、ANSIB16。7A/B《大直径钢制法兰》B16。36、孔板法兰B16。48和八字法兰等；公称压力为150psi<2.OMPa)、300ps(15。0MPa)、400psi(6。8MPa)、600ps(i10.0MPa)、900ps(i15。OMPa)，1500psiC25。OMPa)，2500psiC42.0MPa)；公称通径为6}400mm；法兰的结构形式有条焊式、承插焊式、螺纹连接式、松套式、对焊式及法兰盖式；法兰密封面为突面、凹凸面和金属环连接面；(3)我国钢制管法兰国家标准体系：公称压力为0.25MPa42.OMPa；系列1为PN1.0PN1.6，PN2.0，PN5。0，PN10.0PN15。0PN25。0，PN42(主系列)；系列2为PN0.25，PN0.6，PN2.5PN4。0la；公称通径为10~4000mm；法兰的结构形式有整体法兰、单元法兰、螺纹法兰、焊接法兰、松套法兰、法兰盖、旋转法兰和堆焊法兰；法兰密封面为平面、凸面、凹凸面和环连接面。
法兰满足密封的要求
本文以重整装置船用法兰为研究对象，研究螺栓拧紧顺序，稳态及瞬态热一固藕合，管道外载荷对碳钢法兰接头的强度及密封影响，并计算保温结构与不保温结构的能耗之差，分析保温的重要性。
计算模型考虑材料的非线性及垫片的非线性压缩回弹特性，全文计算以金属缠绕型垫片为主，在外载荷计算时对比MMC垫片与缠绕式垫片的性能差别。
螺栓加载顺序为顺序加载方式以及两种交叉加载方式，其中加载步数较多的加载方式在最后一轮加载之后应力分布均匀。而需要较少加载步数的交叉加载方式最终应力分布与前两种方式的相近，但由于所需的加载步数少，具有较高的效率。直径越大，应力变化过程更加均匀。加载过程中螺栓发生径向和环向弯曲。
通过计算碳钢法兰的保温与不保温结构温度分布，根据传热学原理计算不同结构的热量损失之差，比较两种结构的能量损耗。得出保温下各部件的温度较高，保温层外壁的温度接近环境温度，说明保温结构合理。一个法兰保温结构比不保温结构每年节省约30吨标油，设计合理的保温结构对法兰保温具有重要意义。保温后应力升高，增加了强度破坏的可能性，同时法兰转角增大，增加了泄漏的可能性。但是仍满足密封要求。
瞬态祸合分析得出国标法兰、螺栓、垫片的温度变化过程各不相同。由于垫片距内壁较近，垫片的温度变化较早，螺栓温度变化较晚。与加载过程相对应，法兰接头中各部件的应力变化呈现出预紧一加压一最大一稳定四个关键位置，由于各部件的应力变化时间和大小不尽相同，综合作用导致垫片的应力和压缩量呈现降低一增大一降低一稳定的趋势。
利用管道分析软件CAESARII和ANSYS进行了管道中国标船用法兰受力分析以及在外载作用下法兰的强度及密封分析，得出外载荷作用后螺栓的弯曲加剧，垫片的内侧应力减小，外侧应力增大，增加泄漏的可能性。缠绕垫法兰受外载后转角增大，而MMC垫片的转角减小，说明MMC垫片的内外环起到了限制法兰转动的作用。
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