法兰螺栓扭矩计算

法兰螺栓扭矩计算

关键词:法兰螺栓拉力扭矩计算法兰螺栓紧固力矩法兰螺栓的紧固螺栓紧固力矩

法兰紧固时如何确定螺栓的载荷及其扭矩，对于大家来说，可能都是一个比较感兴趣的话题。本人就此抛砖引玉，希望大家分享更多的经验和知识。首先提出两个问题：

* 对于M36以下的螺栓，知道螺栓荷载，如何求对应的扭矩值？

* 对于可以进行液压拉伸的螺栓，不进行法兰计算，如何查取对应的螺栓荷载？

大家在进行法兰设计时或查阅法兰的计算报告，都能找到法兰预紧和操作时的螺栓拉力。对于M36以下的螺栓，一般可以采用扭矩扳手。现在知道螺栓荷载，如何求对应的扭矩值呢？大家可以查阅GB/T16823.2-1997《螺纹紧固件紧固通则》或者相关的资料就能够找到相应的扭矩值。对于可以进行液压拉伸的螺栓，大家可以查阅相应的垫片生产厂家的数据，即可以知道螺栓的荷载。更简单的可以直接取螺栓材料45%的屈服强度来计算每个螺栓的载荷。

这是我计算出来的螺栓加载扭矩：采用力矩扳手、垫片为缠绕垫片（用钢圈垫可以类推），仅供参考。

根据GB150-1998《钢制压力容器》P94中‘9 法兰’的规定，求得垫片压紧力，再根据力与力矩的关系，算出每条螺栓的力矩。高压法兰尺寸为：DN6’

PN1500class（缠绕垫片密封），其法兰预紧力具体验算如下：

1、查HG20592~20635-97《钢制管法兰、垫片、紧固件》中HG20631-97法兰密封面外径d＝216mm；

2、查HG20631-97中DN6’ PN1500class D型缠绕垫片缠绕垫内径D2＝171.5mm，缠绕垫外径D3＝209.6mm，垫片密封宽度N＝19.05mm ，D3＜d。

3、按照GB150-98 P91表9-1中1a垫片基本密封宽度b0＝N/2＝19.05/2＝

9.525mm＞6.4mm。

4、按照GB150—98 P94中9.5.1.1垫片有效密封宽度b＝2.53 ＝2.53 ＝7.81mm。

5、按照GB150-98 P94中9.5.1.2垫片压紧力作用中心圆直径DG＝D3-2b＝209.6-2*7.81＝193.98mm。

6、查GB150-98 P93表9-2中缠绕垫片的垫片系数m＝3.00，比压力y＝69MPa。管线的设计压力为15.85MPa，操作压力为14.4MPa。

7、按照GB150-98 P94中9.5.1.3中预紧状态下需要的最小垫片压紧力FG＝Fa ＝3.14DGby＝3.14*193.98*7.81*69=328236.4N。

8、按照GB150-98 P94中9.5.1.3操作状态下需要的最小垫片压紧力FG＝Fb＝6.28DGbmpc＝6.28*193.98*7.81*3.00*14.4＝411009N。

9、按照力与力矩的关系式N＝0.2Fd，该法兰用紧固件螺栓为M36*3，用紧固件螺栓12对，螺纹实际作用力直径为d＝33。

10、预紧状态下每条螺栓加载扭矩Na＝0.2（FG/12）d＝0.2*（328236.4/12）*（33/1000）＝180N.m。

11、操作状态下每条螺栓加载扭矩Np＝0.2（FG/12）d＝0.2*（411009/12）*（33/1000）＝226N.m

以上是按照GB150的法兰要求算出来的每条螺栓需要加载的力矩，应用到实际工作中，采用力矩扳手完全可以满足要求，不过在实际工作中，力矩扳手按照30％、50％、100％的预紧力矩进行操作。在100％的预紧力矩作用下，多紧几次，就可以完全解决问题。

一关于力矩的确认

1 先说载荷和力矩的换算，力矩扳手制造商有着对应表可以查，从理论力学教科书上也有公式，公式中一个系数是一个范围，需要根据实际情况来确定。

2. 做过实验，对螺栓帖上应力片来验证载荷的变化，结论是：系数在推荐的范围内，但变化比较大。这与螺栓螺纹加工精度、润滑程度、螺母表面与法兰表面的光洁度、螺母与螺栓啮合的匹配状态等有着紧密的联系。

3 因此从理论计算和实际结果是有着大的差别的。

4 当然，采用力矩扳手比传统方法还是进了一大步。

二关于螺栓上紧过程相邻螺栓受力变化效应

1 规律：螺栓上紧过程各螺栓受力影响分析无论采用何种垫片，为了保证密封效果均需有相应的密封比压，在螺栓上进过程中，由于螺栓受力是渐紧上升，因此密封比压产生的轴向力不均匀分配在各螺栓中，在紧固某个螺栓时其相邻螺栓的受力将减小。

2. 实践例子：在螺栓按照规定的力矩旋紧过程中，对某一个螺栓加载，则其相邻螺栓的载荷立即下降。

3 当载荷达到规定值仍因为某种原因再要加载，则加载的动力必须要远超过阻力，我们的试验结果平均在120%以上。

4. 比较有效的方法：在旋了数圈后，对相隔螺栓加大载荷（超过理论载荷）进行旋紧，而后对相邻螺栓按照理论载荷旋紧，这样对于一个法兰来说，各螺栓的载荷形成一条相对均匀的载荷曲线。

法兰螺栓扭矩计算

法兰螺栓扭矩计算 关键词:法兰螺栓拉力扭矩计算法兰螺栓紧固力矩法兰螺栓的紧固螺栓紧固力矩 法兰紧固时如何确定螺栓的载荷及其扭矩，对于大家来说，可能都是一个比较感兴趣的话题。本人就此抛砖引玉，希望大家分享更多的经验和知识。首先提出两个问题： * 对于M36以下的螺栓，知道螺栓荷载，如何求对应的扭矩值？ * 对于可以进行液压拉伸的螺栓，不进行法兰计算，如何查取对应的螺栓荷载？ 大家在进行法兰设计时或查阅法兰的计算报告，都能找到法兰预紧和操作时的螺栓拉力。对于M36以下的螺栓，一般可以采用扭矩扳手。现在知道螺栓荷载，如何求对应的扭矩值呢？大家可以查阅GB/T16823.2-1997《螺纹紧固件紧固通则》或者相关的资料就能够找到相应的扭矩值。对于可以进行液压拉伸的螺栓，大家可以查阅相应的垫片生产厂家的数据，即可以知道螺栓的荷载。更简单的可以直接取螺栓材料45%的屈服强度来计算每个螺栓的载荷。 这是我计算出来的螺栓加载扭矩：采用力矩扳手、垫片为缠绕垫片（用钢圈垫可以类推），仅供参考。 根据GB150-1998《钢制压力容器》P94中‘9 法兰’的规定，求得垫片压紧力，再根据力与力矩的关系，算出每条螺栓的力矩。高压法兰尺寸为：DN6’ PN1500class（缠绕垫片密封），其法兰预紧力具体验算如下： 1、查HG20592~20635-97《钢制管法兰、垫片、紧固件》中HG20631-97法兰密封面外径d＝216mm； 2、查HG20631-97中DN6’ PN1500class D型缠绕垫片缠绕垫内径D2＝171.5mm，缠绕垫外径D3＝209.6mm，垫片密封宽度N＝19.05mm ，D3＜d。 3、按照GB150-98 P91表9-1中1a垫片基本密封宽度b0＝N/2＝19.05/2＝ 9.525mm＞6.4mm。 4、按照GB150—98 P94中9.5.1.1垫片有效密封宽度b＝2.53 ＝2.53 ＝7.81mm。 5、按照GB150-98 P94中9.5.1.2垫片压紧力作用中心圆直径DG＝D3-2b＝209.6-2*7.81＝193.98mm。 6、查GB150-98 P93表9-2中缠绕垫片的垫片系数m＝3.00，比压力y＝69MPa。管线的设计压力为15.85MPa，操作压力为14.4MPa。 7、按照GB150-98 P94中9.5.1.3中预紧状态下需要的最小垫片压紧力FG＝Fa ＝3.14DGby＝3.14*193.98*7.81*69=328236.4N。 8、按照GB150-98 P94中9.5.1.3操作状态下需要的最小垫片压紧力FG＝Fb＝6.28DGbmpc＝6.28*193.98*7.81*3.00*14.4＝411009N。 9、按照力与力矩的关系式N＝0.2Fd，该法兰用紧固件螺栓为M36*3，用紧固件螺栓12对，螺纹实际作用力直径为d＝33。 10、预紧状态下每条螺栓加载扭矩Na＝0.2（FG/12）d＝0.2*（328236.4/12）*（33/1000）＝180N.m。 11、操作状态下每条螺栓加载扭矩Np＝0.2（FG/12）d＝0.2*（411009/12）*（33/1000）＝226N.m

法兰螺栓拉力扭矩计算

法兰螺栓拉力扭矩计算 1 先说载荷和力矩的换算，力矩扳手制造商有着对应表可以查，从理论力学教科书上也有公式，公式中一个系数是一个范围，需要根据实际情况来确定 2. 做过实验，对螺栓帖上应力片来验证载荷的变化，结论是：系数在推荐的范围内，但变化比较大。这与螺栓螺纹加工精度、润滑程度、螺母表面与法兰表面的光洁度、螺母与螺栓啮合的匹配状态等有着紧密的联系。 3 因此从理论计算和实际结果是有着大的差别的。 4 当然，采用力矩扳手比传统方法还是进了一大步。 二关于螺栓上紧过程相邻螺栓受力变化效应 1 规律：螺栓上紧过程各螺栓受力影响分析无论采用何种垫片，为了保证密封效果均需有相应的密封比压，在螺栓上进过程中，由于螺栓受力是渐紧上升，因此密封比压产生的轴向力不均匀分配在各螺栓中，在紧固某个螺栓时其相邻螺栓的受力将减小 2. 实践例子：在螺栓按照规定的力矩旋紧过程中，对某一个螺栓加载，则其相邻螺栓的载荷立即下降 3 当载荷达到规定值仍因为某种原因再要加载，则加载的动力必须要远超过阻力，我们的试验结果平均在120%以上 4. 比较有效的方法：在旋了数圈后，对相隔螺栓加大载荷（超过理论载荷）进行旋紧，而后对相邻螺栓按照理论载荷旋紧，这样对于一个法兰来说，各螺栓的载荷形成一条相对均匀的载荷曲线。 根据GB150-1998《钢制压力容器》P94中‘9法兰’的规定，求得垫片压紧力，再根据力与力矩的关系，算出每条螺栓的力矩。高压法兰尺寸为：DN6’ PN1500class（缠绕垫片密封），其法兰预紧力具体验算如下： 1、查HG20592~20635-97《钢制管法兰、垫片、紧固件》中HG20631-97法兰密封面外径d＝216mm； 2、查HG20631-97中DN6’ PN1500class D型缠绕垫片缠绕垫内径D2＝171.5mm，缠绕垫外径D3＝209.6mm，垫片密封宽度N＝19.05mm ，D3＜d。 3、按照GB150-98 P91表9-1中1a垫片基本密封宽度b0＝N/2＝19.05/2＝9.525mm＞6.4mm。 4、按照GB150—98 P94中9.5.1.1垫片有效密封宽度b＝2.53 ＝2.53 ＝7.81mm。 5、按照GB150-98 P94中9.5.1.2垫片压紧力作用中心圆直径DG＝D3-2b＝209.6-2*7.81＝193.98mm。 6、查GB150-98 P93表9-2中缠绕垫片的垫片系数m＝3.00，比压力y＝69MPa。

法兰螺栓对照表

法兰螺栓对照表 现在很多项目需要计算螺栓扭矩。法兰的计算一般是按照Water法校核强度和刚度，那么螺栓的扭矩应该是多少呢？ 螺栓扭矩的计算公式一般有两种，一类根据螺纹来计算螺栓扭矩值，ASME PCC-1的附录J： 另一种是根据螺母系数k来计算扭矩： T=kWd/n 其中 k：螺栓螺母和螺母法兰面之间的总摩擦系数，有润滑的取0.075-0.15，无润滑的取0.15-0.25（不同参考资料取法略有不同） W: 螺栓预紧载荷 d：螺栓直径（一般用根径） n:螺栓数量

两种公式都需要计算螺栓载荷，常用的是螺母系数法。 公式中一般只有螺栓载荷W是未知的，W的取值准确与否，决定了螺栓扭矩的计算结果是否可信。 那么螺栓载荷W应该如何计算呢？ 按《法兰接头安装技术规定》 在《法兰接头安装技术规定》的报批稿中，对于法兰螺栓的最小安装载荷和最大安装载荷有比较详细的规定。 其中4.4.5条规定了最小螺栓安装应力，其公式经过分析，等价于GB150.3公式7-6的最小螺栓载荷Wp除以Rj Rj为螺栓安装载荷的松弛系数，大于或等于0.7。 对于最大螺栓安装载荷对于高强度螺栓，安装目标应力为350MPa。对于一般的法兰螺栓来说，是超过其螺栓许用应力的。比如35CrMoA在常温下的螺栓许用应力为228MPa。 这样一来出现一个问题：

一般的低压的法兰计算时，预紧工况的螺栓设计载荷W决定了Mo。 也就是说，如果按照最大螺栓安装载荷来计算法兰，那么法兰的强度很大概率是不够的。 规范允许减少最大螺栓安装载荷，使得法兰强度刚度合格。 此值就是GB150.3的公式7-,9，预紧状态下的螺栓设计载荷W。 对于设备法兰来说，可以根据计算书得到预紧状态下的螺栓设计载荷W。对于管法兰来说，由于不会单独计算，所以也无从得知螺栓设计载荷。所以规范根据压力等级给出了每种法兰的最大最小螺栓安装载荷表。

各种螺栓扭矩标准

M6~M24螺钉或螺母的拧紧力矩（操作者参考）

螺纹规格牙距螺纹底孔直径 M2 标准0.40 1.60 细牙0.25 1.75 M2.5 标准0.45 2.10 细牙0.35 2.20 M2.6 标准0.45 2.20 细牙0.35 2.25 M3 标准0.50 2.60 细牙0.35 2.70 M3.5 标准0.60 3.00 细牙0.35 3.20 M4 标准0.70 3.40 细牙0.50 3.60 M5 标准0.80 4.20 细牙0.50 4.60 M6 标准 1.00 5.10 细牙0.75 5.30 M8 标准 1.25 6.80 细牙 1.00 7.10 细牙0.75 7.30 M10 标准 1.50 8.60 细牙1.25 8.90 细牙1.00 9.10 细牙0.75 9.30 M12 标准 1.75 10.40 细牙1.50 10.60 细牙1.25 10.90 细牙1.00 11.10 M14 标准 2.00 12.20 细牙1.50 12.60 细牙1.00 13.10 M16 标准 2.00 14.20 细牙1.50 14.60 细牙1.00 15.10 M18 标准 2.50 15.70 细牙1 2.00 16.20 细牙2 1.50 16.60 细牙1.00 17.10 一般切削丝锥底孔尺寸为：D=d1-P 以M12x1.75为例，底孔尺寸D=12-1.75=10.25 而挤压对底孔要求较为苛刻，一般来说，提供一个十分合适的底孔是很困难的，需要不断的试切。不过，总的来说可按以下公式来计算大致底孔尺寸：D=d1-0.49P 仍以M12x1.75为例，底孔尺寸D=12-0.49*1.75=11.15

法兰垫片螺栓定力矩紧固计算公式详细解析

法兰垫片螺栓定力矩紧固计算公式详细解析螺栓定力矩紧固计算公式详细解析预紧比压力y的定义(单位MPa):垫片在弹性内变形，且足以将法兰表面上微观的不平度填补严密不致产生泄漏的单位密封面积压紧力的最小值。简单说就是垫片能够起到密封作用时单位面积压紧力最小值，也就是最小单位压强。 y值的特点:不同垫片y值不同，同一垫片的y值固定不变，与管压力无关。防止垫片被压成塑形形变，预紧压力不应大于4y，垫片最小宽度校核出于此目的。 预紧比压力y=P/A P:垫片有效压紧力 A:垫片有效面积 垫片系数m的定义:也叫剩余比压系数。当管系升压到操作压力时，因内压产生轴向作用力，趋于将法兰分开。于是作用在垫片上的紧固力减小。当垫片的有效截面上的紧固压力小至某一临界值时，仍能保持密封，这时在垫片上剩余的紧固力即为有效紧固压力P。当小至临界值以下时就会发生泄漏，甚至将垫片吹掉。因此，垫片的有效紧固力必须超过管系操作压力P1的m倍，这个倍数值m就是垫片系数。 m值的特点:垫片系数m与预紧比压力y都是垫片本身特有的数值，不同垫片由不同的m值，其值因垫片的形状、材质等不同而不同，且m随垫片硬度增大而增大。 垫片系数m=P/P1 P:垫片有效压紧力 P1:管系工作压力

垫片接触宽度N(单位mm): 法兰在预紧前垫片能与法兰密封面接触上的宽度，称为垫片接触宽度，以N表示。垫片在预紧状态下受到最大载荷的作用，可能因压紧过度而失去密封性能，为此垫片须有足够的宽度Nmin，其值按下式校核: Nmin=Ab×*d+b/2π/DG/y<N(mm) 式中 Ab——实际螺栓面积，mm2，按GB150计算 [d]b——螺栓材料许用拉应力，MPa DG——垫片压紧力作用中心圆直径，mm y——垫片比压力，MPa 垫片接触宽度N的特点:N?Nmin。可根据垫片形式查JB/T4718-92 取得。 垫片基本密封宽度b0(单位mm):当法兰螺栓预紧后，由于法兰环产生偏转，法兰密封面在靠近内径处会产生分离，使其与该部位的垫片脱离接触，故垫片只有在靠近外径处才能被压紧。此能被压紧的部分宽度称为压紧宽度，以表示b0。根据下图公式进行计算。 垫片有效密封宽度b(单位mm):然而垫片被压紧并不等于起密封作用。只有被压得相应紧的垫片宽度才能起有效密封作用。为此垫片实际能起有效密封作用的宽度只有压紧宽度的一部分。即更靠近垫片外径的部分。此真正起密封作用的垫片宽度，称为垫片有效密封宽度，以b表示，其值按以下确定: 当b0?6.4mm时密封宽度b= b0 当b0>6.4mm时b=2.53?b0 垫片压紧力作用中心圆直径DG(单位mm):是指垫片荷载作用点处的直 径，这些说法都是从垫片受力的角度讲解的，从垫片的几何参数讲就是垫片密封面的中心的直径，用DG表示。 补充:就是垫片密封面的中心的直径。 当b0?6.4mm时，DG等于垫片接触的平均直径;

高强度螺栓的扭矩系数

查标准，我国的高强度螺栓的扭矩系数是一个从～的范围，标准同时规定，扭矩系数的标准差不得大于。 查国外资料，发现扭矩系数与我国的规定很不一样，通常比我们大，这是为何？想来应该是与表面处理有关，如果我们的标准限制了新技术或者先进技术的应用吗 提问者：老陈发布时间：2007-4-28 20:10:00以下是回复内容: 第1页，共1页 扭矩系数与螺纹精度、表面粗糙度、尺寸精度、表面处理等方面都有关系，但是表面处理是影响扭矩系数的比较大的因素之一。国家标准大六角头螺栓、螺母连接副的表面处理主要是磷化。由于磷化的配方不同，扭矩系数也不同。扭矩系数的大小范围是考核内容，但是扭矩系数的标准差是关键。不能说国外的扭矩系数与我国规定的不同，就限制了新技术或者先进技术的应用。 答复者：张德利 发布时间：2007-4-29 21:56:00 本答案得分：5 扭矩系数～，标准偏差小于，仅仅是钢结构连接副的要求，并不是其他的高强度有要求。注意'连接副"这一条件。它是指一个螺栓，螺母，两个垫圈配套使用，并且表面处理也有严格控制。一般的连接均没有垫圈，如果你用钢结构螺栓和螺母，用一般的垫圈或不用垫圈做扭矩系数试验，肯定不能达到～和的要求。 扭矩系数主要与表面处理和被紧固件的表面状态有关。

答复者：吴明然 发布时间：2007-5-11 21:50:00 本答案得分：3 磷化有什么重大意义吗，能得到相对稳定的扭矩系数吗——要满足“螺栓副”这个条件不难，但要施工中完全满足保管条件等，困难就大些？ 而且，扭矩系数～，这个范围太大，最好定在～之间，这样就可以大致定出螺栓的扭矩值来。 答复者：老陈发布时间：2007-5-19 21:29:00 本答案得分：3 看起来这个问题太复杂，没法回答。 答复者：老陈发布时间：2007-7-4 10:54:00 本答案得分：3 正如上几位的回答，影响扭矩系数的因素众多，不过，最主要的是表面状态，特别是润滑。任何因素的参数必定存在波动，其综合结果也必然存在波动，这就是标准要规定一个范围的原因。如果某企业采用新技术，可使扭矩系数的波动变小，对使用者而言，是再好不过了，你可以制定自己的企业标准，比国家或别人的标准更严，也是你的一个卖点啊。

标准法兰和配套螺栓规格2014

公称通径公称通径DN DN DN//㎜管子外径Φ/㎜法兰外径Φ/㎜ 厚度/㎜重量/kg 螺栓 中心孔直径/㎜ 螺栓规格单头丝双头丝规格151895120.51165M12×40×4M12×50×42025105140.74875M12×45×4M12×55×42532115140.89085M12×45×4M12×55×43238～4013516 1.400100M16×50×4M16×60×44045～4814518 1.710110M16×55×4M16×65×45057～6016018 2.090125M16×55×4M16×65×46573～7618020 2.840145M16×60×4M16×70×4808919520 3.240160M16×60×4M16×70×4100108～11421522 4.010 180 M16×60×8M16×75×812513324522M16×65×8M16×80×815015928024 6.120240M20×75×8M20×90×8200219335248.240295M20×75×8M20×90×82502733902610.700350M20×75×12M20×90×123003254402812.900400M20×80×12M20×95×123503775002815.900460M20×80×16M20×95×164004265653021.800505M22×85×16M22×105×164504786153024.400565M22×85×20M22×105×165005296703227.700620M22×90×20 M22×110×20 600 630 760 36 39.400 725 M27×105×20M27×135×20 压力=10kg 平焊法兰配螺栓

法兰计算(汇编)

5.4法兰连接计算钢制管法兰连接强度计算方法(GB/T17186-1997) 5.4.1钢管对接一般采用法兰盘螺栓连接，主材与腹杆之间，可采用节点板或法兰盘连接。 5.4.2有加劲肋法兰螺栓的拉力，应按下列公式计算： 1、当法兰盘仅承受弯矩M 时，普通螺栓拉力应按下式计算： ()b t i n t N y y M N ≤?=∑2''max (5.4.2-1) 式中 max t N ——距旋转轴②'n y 处的螺栓拉力(N)； 'i y ——第i 个螺栓中心到旋转轴②的距离(mm)； b t N ——每个螺栓的受拉承载力设计值。 2、当法兰盘承受拉力N 和弯矩M 时，普通螺栓拉力分两种情况计算： 1)、螺栓全部受拉时，绕通过螺栓群形心的旋转轴①转动，按下式计算： b t o i n t N n N y y M N ≤+?=∑2max (5.4.2-2) 式中 o n ——该法兰盘上螺栓总数。 2)、当按(5.4.2-2)式计算任一螺栓拉力出现负值，螺栓群并非全部受拉时， 而绕旋转轴②转动，按下式计算： ()()b t i n t N y y Ne M N ≤+=∑2 ''max (5.4.2-3) 式中 e ——旋转轴①与旋转轴②之间的距离（mm ）。 对圆形法兰盘，取螺栓的形心为旋转轴①,钢管外壁接触点切线为旋转轴②(图 5.4.2)

图5.4.2法兰盘 5.4.3有加劲肋的法兰板厚应按下列公式计算： f M t max 5≥ (5.4.3) 式中 t f M 算可参考附录A 5.4.4式中 v f f t 5.4.51 N b N

式中：m ——法兰盘螺栓受力修正系数，65.0=m 。5.4.5无加劲肋法兰盘螺检受力简图 2、受拉（压）、弯共同作用时： 一个螺栓所对应的管壁段中的拉力： ??? ? ??+=N r M n N b 25.01 (5.4.5-3) 式中：M ——法兰盘所受弯矩，mm N ?； N ——法兰盘所受轴心力， N ，压力时取负值。 5.4.6无加劲肋的法兰盘的法兰板，应按下列公式计算：(图5.4.6) 顶力： a b N R b f ?= (5.4.6-1) 剪应力： f s t R f ≤??=5.1τ (5.4.6-2) 正应力： f t s e R f ≤??=25σ (5.4.6-3) 式中：s ——螺栓的间距，mm ，()θ?+=b r s 2； f R ——法兰盘之间的顶力， N ; θ——两螺栓之间的圆心角，弧度； e ——法兰盘受力的力矩。 图5.4.6 无加劲肋法兰板受力 5.5塔脚板连接计算 加劲板方型塔脚板底板强度应按下列公式计算（图5.5.1）：

法兰重量计算

利用EXCEL表格怎样才能用公式计算出法兰的重量 (外径*外径-内径*内径-孔径*孔径*孔数)*厚度*0.616*0.0001 EXCEL例: 外径A1/内径B1/孔径C1/孔数D1/厚度E1 在F1求重量=(A1*A1-B1*B1-C1*C1*D1)*E1*0.616*0.0001 法兰重量的计算公式 3.14＊1/4＊（外径＊外径－内径＊内径－螺栓孔径＊螺栓孔径＊螺栓孔数）＊厚度＊密度各种类型法兰重量自动计算器 1:全平面(FF)板式平焊法兰:重量=体积*密度 备注: 304材质密度:7.93g/cm^3 316材质密度:7.98g/cm^3 碳钢材质密 度:7.85g/cm^3以304材质(密度7.93g/cm^3)为例:法兰体积=外环体积-内环体积-螺栓孔数*螺栓体积 =[π*(外径/2)*(外径/2)-π*(内径/2)*(内径/2)-π*螺栓孔数*(螺栓孔径/2)*(螺栓孔径/2)]*厚度 =π/4*(外径*外径－内径*内径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度 (外径,内径,螺栓孔径,厚度单位:mm) 密度=7.93 (单位:g/cm^3) =7.93/1000 (单位:g/cm^3) =7.93/1000000 (单位:Kg/cm^3)法兰重量=(外径*外径－内径*内径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度*π/4*7.93 /1000000(Kg/cm^3) (外径,内径,螺栓孔径,厚度单位:mm) =(外径*外径－内径*内径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度 *6.228/1000000 (重量单位：Kg) (外径,内径,螺栓孔径,厚度单位:mm)2:全平面(FF)法兰盖: =(外径*外径－螺栓孔数*螺栓孔径*螺栓孔径)*厚度 *6.228/1000000 (重量单位：Kg) (外径,螺栓孔径,厚度单位:mm)3:突面(RF)板式平焊法兰以突台为界分上下2部分计算: 公式1=[(外径*外径－内径*内径－孔数*孔径*孔径)*法兰厚+(突台外径*突台外径-内径*内径)*突台厚 度]*6.228/1000000 (注:公式中法兰厚不包含突台厚度) 公式2=[(外径*外径－内径*内径－孔数*孔径*孔径)*法兰厚-(外径*外径-突台外径*突台外径-孔 数*孔径*孔径)*突台厚度]*6.228/1000000 (注:公式中法兰厚包含突台厚度) 举例: 外165内59厚20孔4*18,PL-FF法兰,材质304重量 =(165*165-59*59-4*18*18)*20*6.228/1000000=2.80Kg4:圆台体积公式 =1/3*π *(R*R+R*r+r*r)*h

(整理)具有环形垫片的螺栓法兰连接计算规则

168EN1591 - 1法兰及其接头- 垫片圆形法兰连接的设计规则—第一部分: 计算方法, 作为对在压力、温度、外力和外弯矩等载荷作用下的螺栓法兰连接进行完整性和密封性计算的规则。按EN1591 - 1 方法进行计算时,需要输入一组垫片(特性) 系数, 所以又制订了ENV1591 – 2法兰及其接头- 垫片圆形法兰连接的设计规则—第二部分:垫片系数作为对其的补充 一：计算中采用载荷状况包括初始装配,压力试验,重要的操作工况。计算步骤大致如下: 1.1 首先, 计算装配工况下需要的最小螺栓载荷。要求在其后的其他载荷工况下, 在垫片上的残余作用力不低于垫片要求的最小平均值(该值可取自ENV1591 - 2) 。此计算是叠代过程, 为该载荷取决有效垫片宽度, 而有效垫片宽度本身又取决于螺栓装配载荷。 1.2 其次,由选定的螺栓装配载荷计算出各载荷条件下产生的内力。按组合后的外、内力进行如下的检查:1) 装配工况:检查螺栓拧紧过程中可能产生的最大螺栓力;2) 试验和操作工况检查必需的最小力,以保证接头不发生屈服。 二：密封计算中需要的最小垫片力按以下两个方法确定: 2.1 用ENV1591 - 2 标准中的垫片系数, 此系数基于工业的经验和对应主要气体和蒸汽的泄漏率。这是传统的方法,不给出具体泄漏率大小。

2.2 如果有可能, 按照ENV1591 - 2 提出的方法,通过泄漏率对垫片应力的测试数据进行计算。此方法允许将设计基于任何确定的最大泄漏率。 三：法兰视作一矩形截面的圆环, 且环截面保持不变形。仅考虑法兰环中的周向应力和应变, 忽略径向和轴向应力和应变。对整体法兰, 锥颈处理为一当量圆柱壳,法兰环截面与该当量圆柱壳相连,当量圆柱壳的厚度通过计算得到。计算时法兰环与壳体连接处,考虑转角和位移的连续性。在计算法兰环截面宽度时,要去除部分螺栓孔的尺寸,如整体法兰和法兰平盖: = ( - ) / 2 -(1) 式中d5 e为螺栓孔直径,当螺栓间距较小时,接近于; 当螺栓间距较大时, 接近于0。法兰环截面的有效厚度 可用环截面积除以该截面的实际径向宽度得到,即: = 2Ap/ ( - ) (2) 因圆弧和弦长存在差异,需要考虑计算螺栓圆有效直径: = (1 -2/) (3) 式中为螺栓数目。 法兰环截面的转角和作用在法兰环上的径向弯矩之间的关 系为: =/× = + ( - + ) + (+ )(4)

法兰螺栓和法兰板校核

法兰螺栓和法兰板校核 5.4.1钢管对接一般采用法兰盘螺栓连接，主材与腹杆之间，可采用节点板或法兰盘连接。 5.4.2有加劲肋法兰螺栓的拉力，应按下列公式计算： 1、当法兰盘仅承受弯矩M 时，普通螺栓拉力应按下式计算： () b t i n t N y y M N ≤?=∑2 ''max (5.4.2-1) 式中 max t N ——距旋转轴②' n y 处的螺栓拉力(N)； 'i y ——第i 个螺栓中心到旋转轴②的距离(mm)； b t N ——每个螺栓的受拉承载力设计值。 2、当法兰盘承受拉力N 和弯矩M 时，普通螺栓拉力分两种情况计算： 1)、螺栓全部受拉时，绕通过螺栓群形心的旋转轴①转动，按下式计算： b t o i n t N n N y y M N ≤+?= ∑2 max (5.4.2-2) 式中 o n ——该法兰盘上螺栓总数。 2)、当按(5.4.2-2)式计算任一螺栓拉力出现负值，螺栓群并非全部受拉时， 而绕旋转轴②转动，按下式计算： ()() b t i n t N y y Ne M N ≤+= ∑2''max (5.4.2-3) 式中 e ——旋转轴①与旋转轴②之间的距离（mm ）。 对圆形法兰盘，取螺栓的形心为旋转轴①,钢管外壁接触点切线为旋转轴②(图5.4.2)

图5.4.2法兰盘 5.4.3有加劲肋的法兰板厚应按下列公式计算： f M t max 5≥ (5.4.3) 式中 t f M 算可参考附录A 5.4.4式中 v f f t 5.4.51 N b t N

式中：m ——法兰盘螺栓受力修正系数，65.0=m 。5.4.5无加劲肋法兰盘螺检受力简图 2、受拉（压）、弯共同作用时： 一个螺栓所对应的管壁段中的拉力： ??? ? ??+=N r M n N b 2 5.01 (5.4.5-3) 式中：M ——法兰盘所受弯矩，mm N ?； N ——法兰盘所受轴心力， N ，压力时取负值。 5.4.6无加劲肋的法兰盘的法兰板，应按下列公式计算：(图5.4.6) 顶力： a b N R b f ? = (5.4.6-1) 剪应力： f s t R f ≤??=5.1τ (5.4.6-2) 正应力： f t s e R f ≤??= 2 5σ (5.4.6-3) 式中：s ——螺栓的间距，mm ，()θ?+=b r s 2； f R ——法兰盘之间的顶力， N ; θ——两螺栓之间的圆心角，弧度； e ——法兰盘受力的力矩。 图5.4.6 无加劲肋法兰板受力 5.5塔脚板连接计算 加劲板方型塔脚板底板强度应按下列公式计算（图5.5.1）：

螺栓组受力分析与计算..

螺栓组受力分析与计算 1．螺栓组联接的设计 设计步骤： 1．螺栓组结构设计 2．螺栓受力分析 3．确定螺栓直径 4．校核螺栓组联接接合面的工作能力 5．校核螺栓所需的预紧力是否合适 确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以及相应的螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板的厚度，螺栓在立柱上的固定方法及防松装置等全面考虑后定出。 1. 螺栓组联接的结构设计 螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。为此，设计时应综合考虑以下几方面的问题： 1）联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形，三角形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接合面的形心重合，从而保证接合面受力比较均匀。 2）螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷的方向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力（下图）。如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸。 接合面受弯矩或转矩时螺栓的布置 3）螺栓排列应有合理的间距，边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需活动空间的大小来决定。扳手空间的尺寸（下图）可查阅有关标准。对于压力容器等紧密性

要求较高的重要联接，螺栓的间距t0不得大于下表所推荐的数值。 扳手空间尺寸 螺栓间距t0 注：表中d为螺纹公称直径。 4）分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4，6，8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线。同一螺栓组中螺栓的材料，直径和长度均应相同。 5）避免螺栓承受附加的弯曲载荷。除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被联接件，螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。对于在铸，锻件等的粗糙表面上应安装螺栓时，应制成凸台或沉头座（下图1）。当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈（下图2）等。 图1 凸台与沉头座的应用 图2 斜面垫圈的应 用

螺栓拧紧力矩计算

螺栓拧紧力矩计算书 一．相关计算参数： 螺栓规格 d mm 螺距 P mm 螺纹原始三角形高度H mm 外螺纹中径 d2 mm 外螺纹小径 d1 mm 计算直径 d3 mm 螺栓公称应力截面积As mm2 螺栓材料屈服强度s σ MPa 计算拧紧力矩 T Nm 二．计算内容： 根据要求，所需计算DN300及以上接管法兰所配螺栓拧紧力矩，故统计相关法兰如下： N1 N2 N4 N6 一效结晶器 DN1200 DN900 DN1200 DN600 二效结晶器 DN1200 DN1200 DN1200 DN600 三效结晶器 DN1200 DN1600 DN1200 DN600 APU 效结晶器 DN800 DN1400 DN800 DN600 根据管法兰相关标准，DN600所配螺栓为M33 DN800、DN900、DN1200所配螺栓为M39 DN1400、DN1600所配螺栓为M45 三．计算过程： 螺栓规格 d d=33 螺距 P P=3.5 螺纹原始三角形高度H 031.35.3866.0866.0=?=?=P H 外螺纹小径 d1 21.29031.3852338521=??-=??-=H d d 外螺纹中径 d2 73.30031.383 2338322=??-=??-=H d d 计算直径 d3 7.28031.36 1 21.296113=?-=?-=H d d 螺栓公称应力截面积As 14.69327.2873.30414.3242 232=?? ? ??+?=??? ??+?∏=d d A s 螺栓材料屈服强度s σ 114 计算拧紧力矩 T 91.31210003314.69311412.012.0=÷???=???=d A T S S σ 通常取计算值的0.8倍左右作为实际应用的拧紧力矩值

引进螺栓计算软件HEXAGON引进螺栓计算软件HEXAGON

引进螺栓计算软件引进螺栓计算软件HEXAGON HEXAGON HEXAGON 的必要性的必要性的必要性 在紧固件的失效分析中，螺栓的失效最多、也最为常见，而螺栓的断裂失效则占螺栓失效的80%左右，严重威胁着整个构件的安全。因此，我们有必要、也必须对断裂螺栓进行分析。由于螺栓的结构、形状和受力形式比较复杂，且在材料、工艺和使用状况等因素的影响下，经常发生各种形式的断裂失效。 Hexagon 螺栓计算软件基于VDI2230标准，能对螺栓进行抗拉强度、抗剪强度、抗弯和抗扭强度计算，能进行螺栓的疲劳寿命分析，能帮助用户在标准库中选择螺栓规格，能计算科学合理的预紧力和预紧方式，能帮助用户合理地布置连接螺栓。在全球，Hexagon的商业装机超过数万套，仅在欧洲就超过9000多套。 德国工程师协会VDI2230准则在实践中应用已经超过了30年，获得了广泛的认可，并且经常被参考。到现在为止，无论在德语地区或者非德语地区，这个准则已经视为解决螺栓联结计算的标准方法。这个准则的目的是为设计师和工程师提供一个改良和更系统的方案，这个方案是从计算步骤的方面来表现螺栓计算的过程，能够让工程师用更可靠的方式来设计螺栓的联结，这个方式在功能和实施方面大大的利用了螺栓的承载能力。 Hexagon 螺栓计算软件向设计人员展示螺栓连接领域中的新成果，能帮助设计人员正确设计螺栓连接，帮助分析人员准确知道螺栓连接的各种载荷。 对于涉及使用高强度螺栓的承载静态或交变工作载荷的螺栓连接，尤其是当连接失效可能引起严重损坏或故障时，更应该使用基于VID2230的Hexagon 螺栓计算软件对螺栓进行技术分析。只要不出现螺栓材料的低温脆性和蠕变，Hexagon 螺栓计算软件都是全球螺栓计算的首选软件。 使用Hexagon螺栓计算软件分析的结果得到GL、FAA和JAA等的认证的认可。 计算依据计算依据 SR1螺栓联接计算软件，基于标准VDI 2230，适宜于受同心或偏心应变和负荷作用的高强度的螺栓联接设计。所有计算基于用户化的图形界面，能够直接给出螺栓上的载荷-伸长图和设计图。 范围范围 输入同心/偏心的轴向力、或剪切力、静态/动态载荷的大小以及螺栓预紧方式之后，就能得到满足要求的一系列不同螺栓直径和强度等级的组合，然后再以此为基础进行更加详细的计算。 螺栓和螺纹数据库螺栓和螺纹数据库 用户可以从SR1软件自带的数据库中任意选择下列各项：基于DIN标准的杆螺栓或缩腰螺栓，基于DIN 912, 931, 84, 85标准的公制细螺纹和螺栓头，基于DIN 934 和 6915标准

螺栓拧紧力矩计算

传动轴螺栓滑丝问题分析解决报告 后桥传动轴螺栓规格：M10×1.25×30,前桥传动轴螺栓规格：M10×1.25×35 钢-钢的摩擦系数：f静=0.15； 需要传递的转矩为：M=754N·m(4×2，按发动机最大转矩计算，4×4车分配到后传动轴上的转矩比此值要小)； 假设法兰面单位面积上的摩擦力为f’ 由：；（51.5和23分别为法兰盘有效接触面积的大径和小径，K’为所传递转矩的安全系数，取其值为1.5） 解此方程得： f’=4.34 MPa; 法兰盘的有效接触面积为： A=0.5×3.14×(51.52-232)=3333.5 mm2 所以此法兰盘上所产生的摩擦力为： F=A×f’=3333.5×4.34=14467 N； 法兰盘上所需要的预紧力为： F1=F÷f静=14467÷0.15=96449 N； 每个螺栓需要提供的预紧力为： F’=96449÷4=24112 N 所以螺栓所需要的拧紧力矩为： M’=KF’d×10-3(其中：K为拧紧力矩系数，其值为0.284；d为螺栓的螺纹直 径，d=10 mm) 计算得M’=68.5 N·m（此值为传动轴联接需要的最小拧紧力矩）。 后桥传动轴在装配过程中螺栓的拧紧由于没有专用的工具一直存在着滑丝现象，经过桥业的金相分析后认为螺栓的硬度达标，由于前后螺栓只是在长度上存在区别，性能要求相同，给定的装配力矩也是相同的，车间装车现采用的螺栓拧紧力矩为78±5 N·m，此值是根据汽车行业标准中的《汽车用螺纹坚固件拧紧扭矩规范》中的值选取的公称值并给定了±5的公差，在此拧紧力矩下前螺栓从来没有出现过滑丝现象。在车间实际观察后发现拧紧后螺栓时工人操作是用一扳手拧动螺母，使螺母带动螺栓转动而达到力矩扳手的规定力矩，此过程中力矩扳手属于被动受力，达到标定力矩时螺栓螺母之间的拧紧力矩已经超过78 N·m。此处的空间位置较小，不方便工作操作，同时又没有合适的开口力矩扳手，现建议车间提供合适的开口力矩扳手以便操作，根据前螺栓判断滑丝现象将会大大降低。如果此问题仍然出现，则考虑将力矩下调到74±5 N·m（保证最小拧紧力矩68.5 N·m）同时使用开口力矩扳手紧固螺栓。 底盘部：刘华

螺栓扭矩

Erforderliche Drehmomente für Schrauben und Muttern an: Required torque range for standard bolts, screws and nuts on: Allen KAMAT Pumpen von K 4500 bis K 55000. All KAMAT Pumps from K 4500 to K 55000. Bitte Schrauben und Muttern nach ca. 50 Betriebsstunden nachziehen. Please tighten all bolts, screws and nuts after approx. 50 hours of operation. Schraubengr??e Screw / bolt size Drehmoment / Torque range Nm ft-lbs Teile Nr. Part No. M4 / 8.8 3,1 2,3 405 0101 405 0136 405 0221 M4 / A 2 3,1 2,3 700 5803 701 8766 702 0387 M5 / 8.8 6 4.5 405 0202 700 0721 700 0861 700 0862 702 0287 M5 / A 2 5 3,5 702 0385 702 0802 M5 / A 4 6 4.5 405 0462 M5 / VA 5 3,5 7020263 7020264 M6 / 8.8 10.5 7.5 405 0027 405 0029 405 0030 405 0090 405 0131 405 0132 405 0178 405 0261 405 0335 405 0465 M6 / A 2 13 10 700 6838 702 0649 702 0870 M6 / A 4 13 10 405 0453 405 0463 M8 / 8.8 25 18 405 0061 405 0114 405 0134 405 0135 405 0146 405 0148 405 0166 405 0203 405 0214 405 0215 405 0236 405 0257 405 0273 405 0285 405 0398