由于存在接頭材料和幾何非線性，傳統對國標碳鋼法蘭接頭的研究方法有很多缺點，在這方面一直缺乏可靠的理論設計方法。國內外對此進行了大量地實驗以及理論研究，也取得了長足進步。對于法蘭設計方法有兩大基本理論，也就是基于彈性分析的方法和基于塑性極限載荷的方法，這兩種方法均是依據強度失效來判據，保證法蘭接頭的結構完整性。
國內外對國標法蘭連接系統設計的計算準則主要有兩大體系：一個是以美國標準ASME為代表的美洲國標船用法蘭體系；另一個是以德國標準DINV2505為代表的歐洲體系。美國標準ASME-VIII-1附錄II提出的目前國內外最通用的法蘭連接設計規范是環形墊片的螺栓法蘭連接計算規則，日本標準JISB205-1991《管法蘭計算方法》以及本國標準GB150-1998《鋼制壓力容器》等標準是基于美國ASME規范給出法蘭設計準則。
在國際通用國標法蘭設計標準的幾個體系分別為：
(1)歐洲碳鋼法蘭體系：英標BS、德國DIN、法標NF、意標UNI均為歐洲的法蘭體系：公稱壓力為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；公稱直徑為15~4000mm。歐洲體系法蘭結構型式有平焊板式、卷邊松套式、對焊卷邊松套式、對焊環松套式、帶勁螺紋連接式、對焊式和整體式及法蘭蓋；法蘭密封面型式有平面、突面、凹凸面、樺槽面和環連接面；蘇聯于1980年發布的OCT管法蘭同錄標準與德國DIN相似。
(2)美國法蘭體系：美國ANSIB16。5《鋼制管法蘭及法蘭管件》、ANSIB16。7A/B《大直徑鋼制法蘭》B16。36、孔板法蘭B16。48和八字法蘭等；公稱壓力為150psi<2.OMPa)、300ps(15。0MPa)、400psi(6。8MPa)、600ps(i10.0MPa)、900ps(i15。OMPa)，1500psiC25。OMPa)，2500psiC42.0MPa)；公稱通徑為6}400mm；法蘭的結構形式有條焊式、承插焊式、螺紋連接式、松套式、對焊式及法蘭蓋式；法蘭密封面為突面、凹凸面和金屬環連接面；(3)我國鋼制管法蘭國家標準體系：公稱壓力為0.25MPa42.OMPa；系列1為PN1.0PN1.6，PN2.0，PN5。0，PN10.0PN15。0PN25。0，PN42(主系列)；系列2為PN0.25，PN0.6，PN2.5PN4。0la；公稱通徑為10~4000mm；法蘭的結構形式有整體法蘭、單元法蘭、螺紋法蘭、焊接法蘭、松套法蘭、法蘭蓋、旋轉法蘭和堆焊法蘭；法蘭密封面為平面、凸面、凹凸面和環連接面。
法蘭滿足密封的要求
本文以重整裝置船用法蘭為研究對象，研究螺栓擰緊順序，穩態及瞬態熱一固藕合，管道外載荷對碳鋼法蘭接頭的強度及密封影響，并計算保溫結構與不保溫結構的能耗之差，分析保溫的重要性。
計算模型考慮材料的非線性及墊片的非線性壓縮回彈特性，全文計算以金屬纏繞型墊片為主，在外載荷計算時對比MMC墊片與纏繞式墊片的性能差別。
螺栓加載順序為順序加載方式以及兩種交叉加載方式，其中加載步數較多的加載方式在最后一輪加載之后應力分布均勻。而需要較少加載步數的交叉加載方式最終應力分布與前兩種方式的相近，但由于所需的加載步數少，具有較高的效率。直徑越大，應力變化過程更加均勻。加載過程中螺栓發生徑向和環向彎曲。
通過計算碳鋼法蘭的保溫與不保溫結構溫度分布，根據傳熱學原理計算不同結構的熱量損失之差，比較兩種結構的能量損耗。得出保溫下各部件的溫度較高，保溫層外壁的溫度接近環境溫度，說明保溫結構合理。一個法蘭保溫結構比不保溫結構每年節省約30噸標油，設計合理的保溫結構對法蘭保溫具有重要意義。保溫后應力升高，增加了強度破壞的可能性，同時法蘭轉角增大，增加了泄漏的可能性。但是仍滿足密封要求。
瞬態禍合分析得出國標法蘭、螺栓、墊片的溫度變化過程各不相同。由于墊片距內壁較近，墊片的溫度變化較早，螺栓溫度變化較晚。與加載過程相對應，法蘭接頭中各部件的應力變化呈現出預緊一加壓一最大一穩定四個關鍵位置，由于各部件的應力變化時間和大小不盡相同，綜合作用導致墊片的應力和壓縮量呈現降低一增大一降低一穩定的趨勢。
利用管道分析軟件CAESARII和ANSYS進行了管道中國標船用法蘭受力分析以及在外載作用下法蘭的強度及密封分析，得出外載荷作用后螺栓的彎曲加劇，墊片的內側應力減小，外側應力增大，增加泄漏的可能性。纏繞墊法蘭受外載后轉角增大，而MMC墊片的轉角減小，說明MMC墊片的內外環起到了限制法蘭轉動的作用。
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