1、垫片材料、内径及宽度

    垫片设计是整个法兰连接设计的基础，垫片材料、内径和宽度的选用都会对法兰连接设计结果产生很大影响。该热交换器管程设计压力较高，为保证在工作过程中管箱垫片不被损坏并保持优良的密封性能，管箱法兰应选垫片系数ｍ、比压力ｙ较高的硬垫片。工程上高压法兰中常用的垫片为椭圆形或八角形金属密封垫，但该管箱法兰垫片的内径及设计压力均超出ＡＳＭＥＢ１６．２０—２０１２《Ｍｅｔａｌｌｉｃｇａｓｋｅｔｓｆｏｒｐｉｐｅｆｌａｎｇｅｓ：ｒｉｎｇ－ｊｏｉｎｔ，ｓｐｉｒａｌ－ｗｏｕｎｄ，ａｎｄｊａｃｋｅｔｅｄ》的范围，椭圆形或八角形金属密封垫尺寸设计困难，且金属垫内径较大，加工精度难以保证。另外，高－高压及高－低压螺纹锁紧环高压热交换器中主设备密封垫片一般采用具有良好回弹性及耐蚀性的复合柔性石墨波齿金属垫片，故考虑选用复合柔性石墨波齿金属垫片做为该管箱法兰垫片，其ｍ＝３．７５、ｙ＝５２．４ＭＰａ。

    根据ＡＳＭＥＳｅｃ．ⅧＤｉｖ．１附录２中螺栓载荷计算公式，操作状态下所需最小螺栓载荷Ｗ_ｍ１和预紧状态下所需最小螺栓载荷Ｗ_ｍ２分别为：

Ｗ_ｍ１＝０．７８５Ｇ^２ｐ＋（２ｂ×３．１４Ｇｍｐ）（１）

Ｗ_ｍ２＝３．１４ｂＧｙ（２）

式（１）～式（２）中，Ｇ为垫片反力载荷作用位置处的直径，ｂ为垫片有效密封宽度，ｍｍ；ｐ为设计内压力，ＭＰａ。

    由式（１）～式（２）可知，垫片材料一定，即垫片系数ｍ、比压力ｙ数值一定时，垫片越宽，ｂ值越大，密封所需压紧力越大，螺栓和法兰的强度要求越高，法兰结构变得笨重。因此，在保证密封要求的情况下，应尽可能选用宽度较小的垫片。根据ＡＳＭＥＳｅｃ．ⅧＤｉｖ．１附录２中表２－４，当设备内径ＤＮ处于９００ｍｍ＜ＤＮ＜１５００ｍｍ时，推荐的最小垫片接触宽度为３２ｍｍ，故垫片的宽度设定为３２ｍｍ。垫片内径的设定则参考ＡＳＭＥＢ１６．２０—２０１２以及ＮＢ／Ｔ４７０２５—２０１２中垫片内径的选用规律，大直径垫片内径一般比法兰内径大５８ｍｍ，因此当管箱法兰垫片的内径Ｄ２设定为１３６０ｍｍ时，外径Ｄ３即为１４２４ｍｍ。

2、螺栓规格及数量

    在垫片的材质和尺寸确定之后，垫片在预紧和操作状况下所需要的压紧载荷便可求出，这种压紧载荷是由螺栓提供的，由此便可相应求出预紧状态下需要的最小螺栓面积Ａ_ｍ２及操作状态下需要的最小螺栓面积Ａ_ｍ１：

Ａ_ｍ２＝Ｗ_ｍ２／Ｓ_ａ（３）

Ａ_ｍ１＝Ｗ_ｍ１／Ｓ_ｂ（４）

式（３）～式（４）中，Ｓ_ａ为常温下螺栓许用应力，Ｓ_ｂ为设计温度下螺栓许用应力，ＭＰａ。

    选用的螺栓规格和数量应使螺栓实际总横截面面积Ａ_ｂ不小于Ａ_ｍ（Ａ_ｍ为Ａ_ｍ１和Ａ_ｍ２中的较大值）。选用的螺栓材料为ＳＡ－１９３ＧｒＢ７，其设计温度下的许用应力Ｓ_ｂ＝１５８．６ＭＰａ。经ＡＳＭＥ强度计算软件ＰＶＥＩＬＴＥ校核计算，螺栓的规格为Ｍ８０时，所需螺栓数量Ｎ＝４４，由ＴＥＭＡ９ｔｈ第九章中的表Ｄ－５Ｍ可知，Ｍ８０螺栓要求的最小螺栓间距Ｂ＝１６６．６９ｍｍ，法兰环边缘至螺栓中心圆最小距离Ｅ＝７４．６１ｍｍ，故最小螺栓圆直径Ｄ_ｂ＝Ｎ_Ｂ＝２３４０ｍｍ，最小法兰盘直径Ｄ０＝Ｄｂ＋２Ｅ＝２４９０ｍｍ。若选螺栓规格为Ｍ１００时，所需螺栓数量Ｎ＝２８，由ＴＥＭＡ９ｔｈ第九章中表Ｄ－５Ｍ可知，Ｍ１００螺栓要求的最小螺栓间距Ｂ＝２０８ｍｍ，法兰环边缘至螺栓中心圆最小距离Ｅ＝９３．６６ｍｍ，故最小螺栓圆直径Ｄ_ｂ＝１８６０ｍｍ，最小法兰盘直径Ｄ_０＝２０６０ｍｍ。由这２种螺栓选型可知，设计高压法兰时，选用数量少、大直径的螺栓可使设计的螺栓中心圆及法兰环直径变小，法兰结构尺寸紧凑。

    若选用设计温度下具有较高许用应力材质的螺栓，如Ｃｒ－Ｍｏ－Ｖ钢螺栓ＳＡ－５４０Ｂ２３ＣＬ１，其设计温度下许用应力Ｓ_ｂ＝２２７．５ＭＰａ。同理计算可得所需Ｍ８０螺栓数量Ｎ＝３２，最小螺栓圆直径Ｄ_ｂ＝１７１０ｍｍ，最小法兰盘直径Ｄ_０＝１８６０ｍｍ。由此可知，选用强度高材质的螺栓也可使法兰结构优化。但ＳＡ－５４０螺栓热处理要求严格，且采购价格高。设计中综合考虑法兰及螺栓的经济合理性，本管箱法兰中最终选用了２８个规格为Ｍ１００的ＳＡ－１９３ＧｒＢ７螺栓，螺栓圆直径Ｄ_ｂ＝１８６０ｍｍ，法兰盘直径Ｄ_０＝２０６０ｍｍ。

3、锥颈高度

    垫片设计确定了法兰力矩中力的大小，螺栓设计确定了螺栓中心圆直径Ｄ_ｂ，也就相应确定了法兰力矩中力臂的大小。为了使法兰所受的力矩尽可能小，设计中应将垫片压紧力或螺栓中心圆直径Ｄ_ｂ控制得尽可能小。

    在整个法兰连接设计过程中，在保证垫片设计和螺栓设计所造成的法兰力矩尽可能小的前提下，法兰锥颈与法兰环结构比例设计也很重要。在上述垫片设计及螺栓设计的基础上，在保证法兰颈部轴向应力、法兰环径向应力及切向应力尽量与相应许用应力接近的条件下，经ＰＶＥＬＩＴＥ计算，得到了法兰环厚度δ随锥颈高度ｈ变化曲线，见图３。

    由图３可以看出，当锥颈高度ｈ＝１００ｍｍ时，所需法兰环最小厚度δ＝３１３ｍｍ。随着ｈ增大，在保证法兰３项应力趋近于相应许用应力的条件下，δ逐渐降低；当ｈ增大到１５０ｍｍ时，δ的数值最小，为２５１ｍｍ；再增大ｈ，δ则开始增大；当ｈ增大到２３０ｍｍ时，δ＝２６０ｍｍ。由此可知，当ｈ＝１５０ｍｍ时，δ最小，为２５１ｍｍ，此时法兰尺寸设计最为经济合理。按此尺寸设计的法兰环及法兰锥颈总高度最小，可节约锻件材料成本。同时法兰各项应力值趋近于对应的许用应力值，使材料能够充分地发挥各项强度性能，即趋近于满应力状态，遵循满应力准则。此时法兰环不仅承受环向载荷，而且也承受径向载荷，材料得到了充分利用。