法兰和接头衬垫环形法兰连接的设计规则计算方法.docx

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1、 目录 页码 前言.31 范围.1.1 常规1.2 计算方法的使用要求1.3 有效性2 引用标准3 注释3.1 图形使用3.2 注脚和特殊符号3.3 符号3.4 术语4 计算参数4.1 法兰参数4.2 螺栓参数4.3 衬垫参数5 内力5.1 外加负载5.2 连接的规格5.3 垫圈所需的最小力5.4 内力装配的要求5.5 后继内力的要求6 负荷比例的检查6.1 常规6.2 螺栓6.3 衬垫6.4 法兰和项圈的整体6.5 管口法兰6.6 环状活动法兰附录A 限制垫圈压力不均匀的要求附录B 螺栓公制尺寸标准附录C 螺栓装卸的方法附录D 装配使用的扭矩扳手附录E 法兰旋转E.1 常规E.2 法兰旋转的

2、使用E.3 法兰旋转的计算附录F 序列图的计算附录G 法兰接头的固定间隔G.1 介绍G.2 垫圈固定间隔的运行情况G.3 简化处理附录H 使用前的蠕变因数 gC附录ZA 本欧洲标准和欧盟指令97/23/EC的基本要求之间的关系参考书目前言本文档（EN 1591-1:2001 + A1：2009）是由DIN举行的CEN / TC 74“法兰和接头”秘书处准备的。本欧洲标准应给予国家标准的地位，最迟在2009年9月，出版相同的文本或通过背书，和此相冲突的国家标准应当最迟于2009年9月撤回。本文档包括修订1，有CEN批准于2009-20-07.这份文件将取代EN 1591-1:2001.通过文本标

3、签a、b的修改来显示文本出台或改变的开始和结束。本欧洲标准是欧洲委员会和欧洲自由贸易联盟已经准备下达给CEN的任务。本欧洲标准呗认为是作为支持其他应用和产品在自己支持的新方法指令的基本安全要求的标准，并作为她们规范性参考标准出现。与欧盟指令（S）的关系，参看附录ZA，这是本标准不可分离的一个部分。EN1591包括两部分：EN 1591-1 法兰和它们的连接-圆形法兰衬垫连接的设计规则-第1部分：计算方法。EN 1591-2法兰和它们的连接-圆形法兰衬垫连接的设计规则-第2部分：衬垫参数。计算方法满足密封性和强度标准。法兰-螺栓-垫片系统被认为是完整的表现。应考虑的参数不仅包括基本的诸如： 液体

4、压力法兰、螺栓、垫圈的材料强度值垫圈的压缩因数标称的螺栓载荷也包括：螺栓可能产生的分散由于所有连接部件的变形所引起的垫圈应力的改变壳或管道连接的影响外部轴向力和弯矩的影响螺栓和法兰盘的温差影响密封性能的计算是基于所有法兰连接的部件的负载/变形之间的塑性分析，由一个可能的衬垫材料的塑性行为纠正。机械阻力的计算是基于（塑料）法兰壳组合的极限分析，内部和外部的负载都要考虑。负载条件下，包括最初的装配，水压试验，所有显著的后续经营状况。计算步骤大致如下：1）首先，确定所需的最小初始螺栓载荷（达到锚），在随后的任何指定的负载条件下，垫片的残余力量绝不会比垫片所需的最低平均值低（例如，来自！EN 1591

5、-2“的垫圈值）密封的数据。，此负载的决定是迭代的，因为它取决于有效的垫片的宽度，这本身取决于最初的螺栓载荷。2）然后，内力结果从选择的初始螺栓载荷公式为所有的载入条件,并结合现场勘查的内部和外部力量检查如下:螺栓连接的条件：对螺栓进行最大应力的检查是依靠螺栓连接产生的。测试和运行条：执行检查是以最低限度的必要力量为依据，以确保连接将能够发展这些最小力量而远离屈服的风险，除了高度局部地区。较高的实际初步连接（有限）在随后的条件下影响塑性变形（测试，操作）。但是，检查保证这些变形不会减少螺栓应力低于所需的最低值。如果有必要,可以在所有负载条件下估计法兰圈,利用附录E和可获得性，与可以申请的有关垫

6、圈限制相比较。检查所允许的载荷意味着安全因子，即那些用于材料屈服强度或在确定强度设计中使用的标称应力计算方法。注解 在法兰用于符合其他规范的计算方法时没有指定名义应力值。然而，因为所有重要的设计参数的原因，使用低安全系数是特殊用于的名义设计应力。装配条件的名义设计应力与水压试验（通常高于操作条件）有相同的价值观;螺栓的名义设计应力是由同样的规则相关的法兰和外壳材质相同的安全因素如屈服应力决定的。所需的最小力量用于垫圈密封可以考虑建立两个过不同的方式：1）使用表格垫片因素，例如在EN 1591-2“，这是基于产业界的丰富经验和相对应的主要气体和蒸汽泄漏率。2）如果对垫圈有用，可以从测得的泄漏率推

7、导垫圈的应力数据，例如！EN 1591-2“中所述。这允许设计基于任何指定的最大泄漏率。在监测接头螺栓连接载荷时使用这种计算方法特别有用。使用这个计算方法，螺栓精度越大，得到的好处就越多。在目前的发展阶段，该计算方法并不使用于狭窄的金属对金属接触的连接关节（不包括固定间隔的法兰连接（见附录G），或垫圈刚度和宽度明显变化的关节。附录F中给出的图表说明计算过程。通过在本标准中所述的过程计算负载，应适用于垫片，以达到所要求的密封性的最低螺栓载荷。在法兰/螺栓/垫圈可接受负载比率内增加螺栓载荷，降低泄漏率，并产生一个保守的设计。设计师可以选择一个螺栓载荷在达到紧密性和负载有限负载率之间的载荷。这个新的

8、EN 1591-1:2001版的出版的目的是保持与EN 1591-2:2008标准相符合。垫片数据的计算方法和解释是联合工作组CEN/TC54/TC69/TC74/TC267/TC269/JWG的工作主题。因此，本刊物是暂时的，将在适当时候进行更新。EN 1591-1是基于达到选定的泄漏率的原则。但是，那里是没有泄漏的限制要求，以下是两个修改建议。在方程(49)里，垫圈表面压力QA可以由Q0,min取代，根据EN 13445 -3:2002,附件G。在方程（50）里，垫圈的表面压力Qsmin(L)I可以由QI,min = m |P|取代，根据EN 13445 -3:2002,附件G。根据CEN

9、 / CENELEC的的内部规定，以下国家的国家标准组织必须执行本欧洲标准：奥地利，比利时，保加利亚，塞浦路斯，捷克共和国，丹麦，爱沙尼亚，芬兰，法国，德国，希腊，匈牙利，冰岛，爱尔兰，意大利，拉脱维亚，立陶宛，卢森堡，马耳他，荷兰，挪威，波兰，葡萄牙，罗马尼亚，斯洛伐克，斯洛文尼亚，西班牙，瑞典，瑞士和英国。1 范围1.1常规本欧洲标准定义了一个螺栓，垫片，圆形法兰接头的计算方法。其目的是为了确保结构的完整性和密封性控制。下列公式使用的定义和测试方法是EN 13555规定的垫片参数。“1.2计算方法的使用要求在允许的地方，例如设计验证，本计算方法可以和其他方法交替使用。特殊测试实践证明在条件

10、允许下使用标准法兰1.3 有效性1.3.1 几何学计算方法适用于的配置有：给出了其部分或可能与图表4 12所给出的相似的法兰。四个或更多相同均匀分布的螺栓。部分和配置在加载后可以被图3中给出的其中一个屈服的垫圈。符合下列尺寸的法兰：注释 说明符号见第三条注释 bF/eF 5,0的条件不必满足与内圈相结合的活套法兰。注释 条件是为限制由于螺栓间隔而导致的垫圈受力不均匀。值0,01和0、10是用于软(非金属)和硬式(金属)垫圈)。附录A给出了一个更精确的标准。注释 公差和腐蚀大小的影响也需要给予关注，,参考应考虑在其他规范下进行了计算,例如EN 13445和EN 13480给出的数值、下列配置不在

11、该计算方法范围内本质上非轴对称的法兰，如分裂松散法兰，网格钢筋法兰;连接有直接或间接的金属对金属接触的内法兰和/或外部的垫圈、内部和/或外部螺栓圆,除了附录G中所包括的固定间隔法兰的特殊情况。1.3.2 材料在这种计算方法是不指定的名义设计的应力值。他们依赖于其他应用，例如，这些值是在EN 13445和EN 13480中的代码。螺栓的设计应力是由法兰和外壳决定的。垫圈的模型是以塑料纠正弹性行为为蓝本的。过于保守，（即需要螺栓连接负载过高，流体允许的压力过低，需要法兰厚度过大，等等），因为它没有考虑到着红性质。1.3.3 负载这种计算方法适用于以下的负载类型：流体压力：内部或外部；外部载荷：轴向

12、力和弯矩;轴向扩张的法兰，螺栓和垫圈，特别是由于热效应。1.3.4 力学模型这种计算方法是基于以下力学模型：a） 法兰和垫圈在几何学上都是轴对称，由于数量有限的螺栓而达到晓得误差是允许的。但应用到分裂活套法兰或椭圆法兰是不允许的。b） 法兰环横截面（径向切开）任然为变形。只有圆周应力和拉紧这个环来处理；径向和轴向应力和拉紧力被忽略。前提是符合条件1.3.1 a）。c） 法兰环连接到一个圆柱壳。锥形枢纽被视为相当于圆柱壳壁厚计算，这是不同的弹性和塑性行为，但总是在实际的最小和最大厚度之间。锥形和球形外壳被视为具有相同壁厚的壳体，与圆柱壳相当；与圆柱壳的差异，应在计算公式明确地考虑。这个前提需遵守

13、1.3.1 c）。在连接法兰环和壳体，径向位移和旋转的连续性在计算中未说明。d） 垫片与法兰接触的面有个环形区域（计算）。有效的垫片宽度（径向）BGE可能小于垫片的真实宽度。这有效宽度BGE装配的条件（I = 0时）计算，并假定要为所有后续的负载条件下（I = 1,2不变.). BGE计算包括两个弹性旋转法兰以及垫圈在装配条件（约）的弹性和塑性变形。e) 垫圈的弹性模量，可能会增加垫片的压缩应力q。弹性模量卸荷弹塑性割线模量在100和33之间的几个垫片的压力水平测量。该计算方法在装配条件使用最高压力（Q）。f）垫圈的蠕变在压缩下近似于蠕变因数PQR。g）法兰、螺栓和垫圈的由于热和机械引起的轴向

14、变形用应考虑。h）法兰接头的载荷是轴对称的。任何非轴对称弯矩可以由具有同等作用的轴向力代替，这是根据式（44）轴对称取代的。i）螺栓和垫圈受力之间的负载的载荷变化引起的内部变化。这些计算与考虑所有元件的弹性变形。为确保密封性，所需的初始装配力的计算方法（见5.4），以确保垫片所需的力量，在所有条件下实现的（见5.3和5.5）。j）负载限制的验证是基于每个组件的极限载荷。这种方法可以防止过度变形。垫圈的使用限制依靠于Qmax只是哥近似值。这个模型不采取一下：K）螺栓弯曲刚度和弯曲强度。这是一个保守的简化。然而，螺栓的抗拉刚度包括：（约）内螺纹部分接触变形与螺母或螺纹孔（见式（34）。l）法兰和螺

15、栓的蠕变。m）垫圈的不同径向变形（这样简化对相同的法兰没有影响）。n）疲劳验证（通常没有考虑到这样的守则）。o）外部的扭矩和外部剪切载荷等，这些归结于管道工程。2 引用标准以下是申请这份文件不可或缺的参考文件。凡是注日期的引用文件，仅引用的版本适用。凡是不注日期的引用文件，最新版本的参考文件（包括任何修订）适用。EN 1092-1:2007，法兰和其连接圆形法兰、管道、阀门，配件和附件PN指定第1部分：钢法兰盘。EN 1092-1:2007，法兰和其连接圆形法兰、管道、阀门，配件和附件PN指定第2部分：铸铁法兰盘。EN 1092-1:2007，法兰和其连接圆形法兰、管道、阀门，配件和附件PN指

16、定第3部分：铜合金法兰盘。EN 1092-1:2007，法兰和其连接圆形法兰、管道、阀门，配件和附件PN指定第4部分：铝合金法兰盘。删除的文字EN 13555:2004，法兰和接头 - 垫片参数和衬垫的圆形法兰连接的设计规则相关的测试程序3 注释3.1 图表的使用图1至图12说明了相应的几何参数的符号。他们只显示的原则，而不是为了实际的设计。他们不说明对所有可能的法兰类型该计算方法都是有效的。对于标准的法兰类型，根据EN1092，一下是相关图表：类型01 图表8类型02 图表10类型04 图表10类型05 图表9类型07 图表10类型11 图表4类型12 图表11类型13 图表12 类型21

17、图表4到73.2 注脚和特殊符号3.2.1 注脚A附加的（FA, MA)）B螺栓C垫圈的蠕变（gc）D-等效圆筒（锥形轮毂+连接壳）极限载荷计算E-等效圆筒（锥形轮毂+连接壳）弹性计算F法兰G垫圈H中心I负载条件标识符（以值0，1，2 . .）L活套法兰M瞬间P压力Q压力引起的净轴向力R外加载荷引起的净轴向力S外壳，剪切T外壳，修改X弱断面改变或差异的象征实际 计算中要考虑的实际尺寸av平均c计算d设计e有效性max最大值min最小值nom名义opt最佳ref- EN 13555:2004, 7.4里的参考大小rep要求s-非螺纹部分的螺栓t理论、扭矩、螺纹o初始螺栓条件（I = 0时，看到标

18、I）3.2.2 特殊符号 -法兰参数的符号，是指从第一个联合的第二个法兰，可能是不同的重音放在上面3.3 符号单位在适用时都显示在括号里。单位不适用时，没有迹象表明。AB 所有螺栓的有效中截面积平方毫米，方程（33）AF, AL 总值径向截面面积（包括螺栓孔）法兰环松套法兰平方毫米，方程（5），（7），（8）AGe, AGt 垫片面积，有效，理论MM2，方程（39），（36）C 螺栓的载荷比系数，方程（71）EB, EF, EG, EL 注脚部分的弹性模量，温度部分MPaFA 额外的外部轴向力N，拉力 0，压缩力 0，外部压力0（1巴= 0,1兆帕）注释 在本标准中的P是等于允许的最大压力PS

19、的PED。PQR 蠕变残余的比例和原有的垫片负载条件下的表面压力的因素是 - ，方程（51），（68）Q 平均有效的密封垫压应力MPa，Q = FG/AGeQA 垫圈表面的压力在装配前要卸掉，这是QS min (L)I在操作条件下是必须的，方程(49)QS min (L) 垫圈表面的最低水平压力后需要借助密封性L类去负载条件下(MPa)，方程 (50Qmin (L) 垫圈表面的最低水平要求的密封性L类对装配（有效的垫圈区域）,可接受的最低水平值QAQS max 垫片最大的表面压力可以在工作温度时安全地施加垫片上而不造成损伤MPA，方程（72A），（72B）Qmax 垫片最大的表面压力可以在工作

20、温度时安全地施加垫片上而不造成损伤（垫片螺栓法兰连接使用的实际几何尺寸）MPA方程(72b), (72c)Qmax,Y 垫片最大的表面压力可以在工作温度时安全地施加垫片上而不造成损伤（单个垫片的几何尺寸）MPa，方程（72a）TB, TF, TG, T 注脚指定部分的（平均）温度 C或K，方程（45） TO 在装配时的连接温度 C或K（通常为+ 20 C）U 轴向位移毫米;U根据方程（45）WF, WL, WX 注脚指定部分的电阻和/或横截面积牛*毫米，方程（74），（86），（88），（90）XB, XG 螺栓,垫圈的 轴向弹性模量 1 /毫米),方程(34),(6)YG, YQ, YR 螺

21、栓连接的顺应轴向，与FG, FQ, FR mm/N有关，方程(46), (47),(48)ZF, ZL 法兰旋转的弹性模量，活套法兰mm 3,，方程（27），（31），（32）b0 活套法兰的倒角宽度（或半径）mm见图10，方程（15）例如d7min = d6+2b0bF, bL 法兰。活套法兰的有效宽度mm,方程（5）到（8）bGi, bGe, bGt 垫片宽度（径向），中期，有效，理论毫米，方程（35），（38），表1!c1 数值垫片类型的常量，如C1 = 1 / 20纤维板材垫片材料垫片的是无值的，C1 = 0可以用方程（72A），（72B）cF, cM, cS 修正系数，方程（20），

22、（78），（79）d0 法兰圈的内径毫米和中央部分的空白法兰外径（厚度E0），在任何情况下，不能比里面的垫片直径mm更大，图4至12d1 平均轮毂直径，薄尾毫米，图4，5，11和12d2 平均轮毂直径，粗末毫米，图4，5，11和12d3, d3e 螺栓圆直径，真实，有效毫米，图4至12d4 法兰外径毫米，图4至12d5, d5t, d5e 螺栓孔的直径，穿孔，盲孔，有效值毫米，图4至12d6 活套法兰内径毫米，图10，12d7 松套法兰和存根或轴环之间的反应的立场直径毫米，图1，方程（15），（41）d8 轴环的外径毫米，图10d9 法兰中央空白部分的外径毫米，图9dB0, dBe, dBs

23、螺栓直径：标称直径，有效直径，螺杆直径毫米，图2，表B.1dB2, dB3 基本分度圆直径，基本小直径螺纹毫米，见图2dGe, dGt 垫片直径，有效值，理论值毫米，图3，表1dG1, dG2 垫片的内外直径mm的理论接触面积，图3dE, dF, dL dS, dX 注脚指定部分的平均直径毫米，方程（5）至（8），（10）（12），图表4至12。e0 法兰中央板的空白部分的内径d0 mm, 图 9e1 在薄结束枢纽最小壁厚毫米，图4，5，11，12e2 在粗末枢纽处的壁厚毫米，图4，5，11，12eD, eE 等效缸壁厚计算,弹性极限载荷的计算毫米,方程(9),(11),(12),(75)eF

24、, eL 法兰，活套法兰有效的轴向厚度 毫米，方程（5）至（8）eFb 法兰环的厚度直径d3（螺栓的位置）毫米方程（3）eFt 法兰圈直径DGE（垫片力位置），热膨胀有关的厚度毫米，方程（45）eG 垫片的厚度毫米，图3eP, eQ 部分法兰厚度与(eP),无(eQ)径向压力加载毫米),图表4到12,这样eP+eQ = eFeS 连接壳的厚度毫米，图4至8，10至12eX 薄弱环节的法兰厚度毫米，图9fB, fE, fF, fL, fS 标称指定部分的设计压力 (MPa),在设计下标温度C或K,定义和使用在压力容器规范中gC 垫片蠕变的因素，根据EN 1591-1:2001，这是由蠕变因素PQ

25、R取代。如果蠕变因素GC仍在使用，替代的计算规则中规定附件H“hG, hH, hL 杠杆臂毫米，图1，方程（14），（16）hP, hQ, hR, hS, hT力臂更正毫米，方程（13），（21）（24），（29），（30）jM, jS 记录的力矩数目，剪切力（+1或1），式（80）kQ, kR, kM, kS 修正因子时,方程(25),(26),(81)lB, ls 螺栓轴向尺寸mm，图2，方程（34）le le = lB - lSlH 轮毂的长度毫米，图4，5，11，12，方程（9），（75）nB 螺栓数目，方程(1), (4), (33), (34)pB 螺栓间的间距毫米，方程（1）pt

26、 螺栓的螺距mm，表B.1r0, r1 半径毫米，图4，10r2 垫片截面的曲率半径毫米，图3U 轴向扩展的偏差毫米，方程（45）F, L 旋转法兰，活套法兰，由于应用的力矩RAD，附录E 由于径向力法兰环的载荷比、方程(82)Z 特定值的，方程（74），表2B, F, G, L, X 注脚 所指定的负荷比部分和/或断面,计算所有可能成为载荷的条件,方程(71)、(72)、(73)、(85)、(87)、(89)、(91)max 减少最大允许负荷的比例，方程（70）B, F, G, L 下标指定的部分的热膨胀系数、平均在 T0 和 TB, TF, TG, TL, TS, K-1之间, , , ,

27、 , , x 中间变量，方程（9），（17），（18），（19），（41），（70），（75），（77）1+, 1- 最初的单一螺栓螺栓负载，高于面值，低于面值，附件C 1+, 1- 最初的所有螺栓螺栓负载，高于面值，低于面值，方程(60), (61) 常数（=3.141593） 直径的比值，如公式（28）G 一个密封面的倾斜角RAD或度，图3，表2S 连接的壳壁RAD或度，图6，图7 3.4 术语 3.4.1 法兰整体法兰：通过焊接连接到外壳的法兰（如颈部焊接，见图4到7，或焊缝上滑见图8和11），信封上或投（整体铸造法兰，类型21）空白法兰：平封，图9活套法兰：独立的法兰圈，连接轴环，图1

28、0轮毂：轴向延伸的法兰圈，通常连接法兰环外壳，图4，5轴环：连接活套法兰，图103.4.2 装载外部载荷：力和/或力矩的联合，通过附加设备，如重量和管道的热膨胀3.4.3 负载条件负载条件：载荷的同时应用的状态，由I指定。装配条件：负载条件由于最初的螺栓紧固（螺栓连接起来），I = 0时指定后续条件：负载条件后，装配条件，如测试条件，经营状况，条件产生在启动和关闭的期间，由I指定= 1，2，3 .3.4.4 附和负荷：逆刚度（轴向），象征 mm/ N弹性模量：逆模量，不包括材料的弹性常数：轴向：符号X，1/mm旋转：象征Z1/mm3 图1负载和杠杆臂 图2螺栓 图3垫圈关键词 1.外壳 2.轮

29、毂 3.轴环 图4焊接颈法兰圆柱壳（例1）关键词 1.外壳 2.轮毂 3.环图5焊接颈法兰圆柱壳（例2）关键词 1.外壳 2.环图6法兰焊接圆锥壳关键词 1.外壳 2.环图7法兰焊接特殊外壳关键词 1.外壳 2.环图8焊接平板法兰关键词 1.板 2.环图9空白法兰关键词 1.外壳 2.轴环 3.活套法兰图10 带轴环的活套法兰图11轮毂滑对焊法兰图12轮毂螺纹法兰4.计算部分4.1 法兰参数4.1中给出的公式，应使用两个法兰和在适用的情况下，一个联合的两个轴环。特殊法兰类型处理如下：整体法兰：把一个矩形截面相当于环计算，尺寸bF eF连接到一个等效直径dE和恒定的壁厚eE的外壳。空白法兰：把一

30、个矩形截面相当于环计算，尺寸bF eF连接到直径dE=0和恒定壁厚e0。它中央可能有一个直径d9的开口。如果一个管口连接在这个开口管口，是不需要考虑计算的。活套法兰：把一个矩形截面相当于环计算，尺寸bF eF没有连接到外壳。螺纹法兰：作为等于负载传输直径的活套法兰内径计算，即平均螺纹直径。 轴环：轴环是采用与一个整体法兰相同的方式来对待。在图4到图12中相同的环是用阴影区域勾勒出。4.1.1 法兰环4.1.1.1 螺栓孔螺栓的间距：pB = d3/nB螺栓孔的有效直径：盲孔的直径假设为：d5 = d5t l5t/eFb有效的螺栓圆直径：注释 pB和的关系相当于d3e和。注释 方程（1）到（4）

31、不适用于轴环 。4.1.1.2 法兰环的有效尺寸有效厚度eF 或eL是用在法兰环的平均厚度下。它可以通过分割环AF 或 AL（包括螺栓孔）的横截面区域的实际径向宽度。因为有各式各样形状的法兰横截面，公式AF或AL，不针对特殊类型的法兰。整体法兰和空白法兰（见图4到9） （6）带轴环的活套法兰（见图10）对轴环： （7）对法兰： （8）4.1.2 连接壳4.1.2.1 圆锥轮毂法兰锥形轮毂组成一个圆柱壳（恒定的壁厚eS，平均直径dS）被视为有有效壁厚eE和有效的平均直径dE圆柱壳： 4.1.2.2 无轮毂的法兰法兰环直接连接到一个壳体（圆柱形或圆锥形或球形的，恒定的壁厚ES，JS的角度和直径DS

32、带法兰交界处），有效尺寸是：eE = es dE = ds (11)方程（11）不适用于喷嘴连接到一个空白法兰开放的中央。这种情况是由4.1.2.3覆盖。4.1.2.3 空白法兰对于一个空白法兰，要使用的有效尺寸是：eE = 0 dE = d0 (12) 方程（12）适用于任何空白法兰配置（不开放，开放无喷嘴，开放有喷嘴）。4.1.2.4 轴环适用的方程是4.1.2.1或4.1.2.2由轴环是否有轮毂决定。4.1.3 杠杆臂注释 当垫片是平板式时，只有在dGe是确定时，参数hP和hG才可以计算，4.3.2给出了已完成的计算。4.1.3.1 所有的法兰 （13）对于空白法兰：ep = 04.1.

33、3.2 整体法兰和空白法兰 （14）注释 这些方程不适用于轴环4.1.3.3 带轴环的活套法兰 (15) (16)因为d7的值事先不知道，可做如下假设：对弹性的计算（即到第5个式子的结尾），d7的值d70由方程（41）给出。负载率的计算（第5条），可使用的最佳值在最小的d7与最大的d7之间，如6.6给出的。4.1.4 弹性相关打的法兰参数注释 当垫片是平板式时，只有在dGe是确定时，参数hP和hG才可以计算，4.3.2给出了已完成的计算。4.1.4.1 整体法兰和轴环 （17） （18） （19）注释 eP和eQ在图4到12中定义（当eP = eF, eQ = 0）。4.1.4.2 空白法兰内

34、外经比 = d9 / dE （28）注释 提醒：用于空白法兰，dE = d0（由方程（12）得出）4.1.4.3 带轴环的活套法兰对于轴环使用方程（17）到（27），对于活套法兰使用一下方程： （32）4.2 螺栓参数螺栓尺寸如图2所示，螺栓直径的标准公制系列有附录B给出。4.2.1 螺栓有效横截面积 （33）4.2.2 螺栓弹性系数 （34）垫圈的厚度可能存在于连接中，包括长度ls和 le。4.3 垫圈参数垫圈的大小符号在图表3中给出。4.3.1 理论大小 bGt = (dG2 dG1)/2 ; dGt = (dG2 + dG1)/2 （35）AGt = x dGt x bGt （36）注释

35、 垫圈的理论宽度bGt 是受很高的FG影响的最大值。4.3.2 有效大小垫圈的有效宽度bGe取决于适用于多种类型的密封垫圈的密封力FG。bGe的值决定FG = FG0反复装配的条件，并假设后续条件不变。注释 对于平板垫圈，垫圈的有效宽度等于垫圈作用点到分离密封面的距离的两倍（即由此产生的压应力超过垫片宽度）。FG0的值用于决定要达到装配条件的最小力，以满足5.3给出的密封性标准。开始计算时这个最小力并不知道。它可以通过反复计算从这点开始到5.4结束的过程获得，方程（53）。为开始计算，可以选任意值为FG0，建议使用一下推荐值。FG0 = AB x fB0/3-FR0 （37） FR0 由5.1

36、给出。过渡垫片的宽度bGi通过表1中的方程决定，从表中的第一近似值开始。垫圈有效宽度： bGe = min bGi ; bGt (38)垫圈有效直径：垫圈的有效直径dGe是垫圈力作用到的直径。它有表1决定。注释 对于平板垫片，dGe随bGe变化而变化。在这种情况下，bGe是外界接触垫圈的直径和有效的垫片直径之间的距离的两倍。垫圈有效面积：AGe = x dGe x bGe （39）杠杆臂： （40） （41）注释 方程（41）值适用于轴环上的活套法兰方程（38）至（41）重新评估迭代，直到该值BGE要求的精确度内是恒定的。注释 5的精度就足够了。但是要取得几乎独立的操作结果，建议0.1的精度。

37、4.3.3 垫片的轴向弹性模量XG = (eG/AGt) x (bGt + eG /2) / (bGe + eG/2) (42)表1有效的几何垫片类型垫片形状公式1平垫圈，硬度低，复合或纯金属材料，图3a第一近似值：bGi = bGt更精确的：EGm = EG0 (QG0 = FG0/AGe) 用于矩形截面的扁平金属环垫片EGm = 0,5 EG0 用于非金属平垫片通过方程（27）或（31） 任何情况下：dGe = dG2 bGe2带曲面的金属垫片，简单接触图3b，3c第一近似值：更精确的：任何情况下：dGe = dG03八角形金属垫片，见图3任何情况下：b Gi =长度b Ge 根据表3d（接触表面在轴向方向的投影。）d Ge = d Gt4椭圆形或圆形截面金属垫片，双接触点，见3e，3f第一近似值： 更精确的