高磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及有限元分析

摘 要：為了更好地評(píng)估旋轉(zhuǎn)法蘭在高溫、高壓下的工作狀態(tài)，在現(xiàn)有壓力級(jí)別（300～900磅）旋轉(zhuǎn)法蘭的基礎(chǔ)上，對(duì)1 500磅和2 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和建模，并對(duì)模型強(qiáng)度和剛度進(jìn)行校核，同時(shí)采用ABAQUS軟件進(jìn)行有限元靜態(tài)力學(xué)分析。結(jié)果表明：各公稱直徑下旋轉(zhuǎn)法蘭的計(jì)算應(yīng)力均小于許用應(yīng)力，剛度滿足使用要求；壓力等級(jí)和法蘭尺寸對(duì)旋轉(zhuǎn)法蘭應(yīng)力分布存在一定影響，1 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭存在芯套小端高頸以及墊片與法蘭盤相接觸2個(gè)應(yīng)力集中區(qū)域，2 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭除上述2個(gè)應(yīng)力集中區(qū)域外，其芯套臺(tái)階處也會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中；最大應(yīng)力均出現(xiàn)在芯套小端高頸處，且最大應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力，設(shè)計(jì)的高磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭滿足使用要求。研究結(jié)果進(jìn)一步豐富了2 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)案例，可為高磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。

關(guān)鍵詞：結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；高磅級(jí)；旋轉(zhuǎn)法蘭；尺寸設(shè)計(jì)；強(qiáng)度剛度校核；有限元

中圖分類號(hào)：

TG316；TQ055.8+1

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

DOI：10.7535/hbkd.2024yx03008

Structure design and finite element analysis of

high-pound swivel flange

SUN Zhenhui1，2， LIU Po3， LI Zijian1，2， ZHANG Jianhui4， GUO Xuewen4， HAN Pengbiao1，2

（1.School of Materials Science and Engineering， Hebei University of Science and Technology，

Shijiazhuang， Hebei 050018， China;

2.Hebei Key Laboratory of Material Near-Net Forming Technology， Shijiazhuang， Hebei 050018， China;

3.School of Mechanical Engineering， Guilin University of Aerospace Technology， Guilin， Guangxi 541004， China;

4.Wilhelm （Suzhou） Cladding Technology Company Limited， Suzhou， Jiangsu 215129， China）

Abstract：In order to evaluate the working condition of swivel flange under high temperature and high pressure more accurately， based on the swivel flange in existing pressure level （300～900 lb）， the structure and model of the 1 500 lb and 2 500 lb swivel flange were constructed， and the strength and stiffness of the model were checked. Meanwhile， the finite element static mechanical analysis was carried out by using ABAQUS software. The results show that the calculated stress of the swivel flange under each nominal diameter is less than the allowable stress， and the stiffness meets the requirements. The pressure grade and the flange dimension have certain influence on the stress distribution of the swivel flange， and there are two stress concentration areas in the 1 500 lb swivel flange， which are the high neck of the small end of the hub and the contact area between the gaskets and the flange; In addition to the above two stress concentration areas， the 2 500 lb swivel flange also has stress concentration at the edge of the hub's step. The maximum stress always occurs at the high neck of the small end of the hub， and the maximum stress is less than the allowable stress of the material， so the designed high-pound swivel flange meets the usage requirement. The results of the study further enrich the structural design cases of 2 500 lb swivel flange， and provide some reference for the structure design of high-pound swivel flange.

Keywords：structural design；high-pound；swivel flange；size design；strength and stiffness check；finite element

法蘭是機(jī)械、石油、化工、船舶及核工業(yè)等行業(yè)管道系統(tǒng)和裝置中應(yīng)用最廣泛的一種管道連接件，起著重要的連接、緊固和密封作用

[1-3]。近年來，關(guān)于法蘭的研究多數(shù)側(cè)重尺寸或結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，對(duì)法蘭預(yù)緊狀態(tài)或操作狀態(tài)下的應(yīng)力場分析較少，致使法蘭設(shè)計(jì)校核的準(zhǔn)確性受到一定影響。在深海管道內(nèi)部高溫、高壓及外部惡劣地質(zhì)條件環(huán)境下[4]，采用一般的整體式法蘭進(jìn)行管道架設(shè)和安裝極其不便，不能滿足海底石油長距離輸送的要求[5]。

旋轉(zhuǎn)法蘭是分體組合結(jié)構(gòu)，法蘭盤可繞芯套軸向自由旋轉(zhuǎn)，應(yīng)用在深海管路連接可以有效降低鋪設(shè)難度，在深海等極端環(huán)境下均能保證安裝的質(zhì)量和準(zhǔn)確性。其結(jié)構(gòu)如圖1所示。

目前，有關(guān)旋轉(zhuǎn)法蘭的設(shè)計(jì)思想或?qū)＠蠖喑鲎悦绹?、法國等國家，中國關(guān)于旋轉(zhuǎn)法蘭的研究相對(duì)較少，現(xiàn)有研究主要針對(duì)低磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭[6-7]。隨著深海油氣田井探測(cè)與開采技術(shù)的不斷成熟，對(duì)旋轉(zhuǎn)法蘭的承載能力要求越來越高，現(xiàn)有壓力級(jí)別（300～900磅）下的旋轉(zhuǎn)法蘭無法滿足使用要求。低磅級(jí)與高磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的最大區(qū)別在于芯套及法蘭盤肩部臺(tái)階的設(shè)計(jì)，高磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭的承載需求更高， 因此，高磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭的合理設(shè)計(jì)顯得尤為重要?，F(xiàn)階段關(guān)于高磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭的參考資料較少，對(duì)一些尺寸需要自主設(shè)計(jì)。根據(jù)ASME鍋爐與壓力容器規(guī)范[8]中的法蘭設(shè)計(jì)方法，需要對(duì)旋轉(zhuǎn)法蘭進(jìn)行應(yīng)力強(qiáng)度和剛度校核[9]。校核計(jì)算所依據(jù)的理論一般是基于相關(guān)力學(xué)假設(shè)，存在一定誤差[10]，而且不能直觀獲得法蘭預(yù)緊或操作狀態(tài)下的應(yīng)力場分布。有限元分析作為工程分析中應(yīng)用最廣泛的數(shù)值計(jì)算方法，在機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析中發(fā)揮著關(guān)鍵作用。目前，利用有限元分析輔助法蘭設(shè)計(jì)與校核成為研究熱點(diǎn)[11-13]，在失效分析、熱力耦合及優(yōu)化設(shè)計(jì)方面均取得了較好的研究成果。采用有限元方法對(duì)法蘭連接進(jìn)行穩(wěn)態(tài)熱-結(jié)構(gòu)耦合分析研究表明，法蘭內(nèi)部流體溫度的升高會(huì)引起螺栓載荷變化，降低內(nèi)部壓力可保證在較高溫度下安全運(yùn)行［14］。孫世鋒等[15]通過有限元分析了外載荷對(duì)法蘭螺栓接頭密封性的影響，發(fā)現(xiàn)在操作工況下局部薄膜應(yīng)力失效為法蘭主要的失效形式。王躍蓉[16]采用有限元方法分析了閘閥中法蘭結(jié)構(gòu)尺寸對(duì)強(qiáng)度的影響，并對(duì)法蘭尺寸進(jìn)行了優(yōu)化，優(yōu)化后的法蘭質(zhì)量在保證法蘭強(qiáng)度和密封性的條件下減小了9.6%，法蘭結(jié)構(gòu)更緊湊并且受力更均勻。以上研究表明，有限元模擬在法蘭設(shè)計(jì)與優(yōu)化方面具有一定的理論價(jià)值和廣闊的應(yīng)用前景。

本文對(duì)1 500磅和2 500磅2種旋轉(zhuǎn)法蘭進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及相關(guān)校核，通過有限元模擬評(píng)估法蘭在高溫、高壓下的工作狀態(tài)，為高磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭的設(shè)計(jì)提供一定參考。

1 1 500磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭尺寸設(shè)計(jì)

對(duì)1 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭進(jìn)行尺寸設(shè)計(jì)，如圖2所示。

1.1 材料選擇及管厚確定

首先確定法蘭和螺栓的材料[17]，進(jìn)而確定其許用應(yīng)力。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，參照ASME BPVC-Ⅱ D—2017材料性能[18]，1 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭以17Cr-4Ni-4Cu合金鋼為設(shè)計(jì)材料，許用應(yīng)力為266 MPa，室溫和設(shè)計(jì)溫度（120 ℃）下材料的彈性模量分別為196 GPa和190 GPa。螺栓設(shè)計(jì)強(qiáng)度應(yīng)不低于文獻(xiàn)[19]中的要求。因此，1 500磅螺栓及八角墊圈材料均采用Cr-Mo合金鋼，許用應(yīng)力為172 MPa。根據(jù)上述材料進(jìn)行后續(xù)應(yīng)力和剛度校核，如校核不滿足要求，需重新選擇材料進(jìn)行計(jì)算和校核。

對(duì)于1 500磅法蘭，ASME B16.5—2017標(biāo)準(zhǔn)已經(jīng)對(duì)法蘭相關(guān)尺寸作了規(guī)范[20]。此外，芯套的內(nèi)徑ID是進(jìn)行法蘭設(shè)計(jì)的重要尺寸，一般由用戶使用的管道厚度決定。本文設(shè)計(jì)的厚度參照文獻(xiàn)［21］焊接和無縫軋制鋼管標(biāo)準(zhǔn)中的管厚號(hào)進(jìn)行計(jì)算。管厚號(hào)（SCH）可表示為

SCH=pSf1×1 000 。（1）

式中：Sf1為設(shè)計(jì)壓力下材料的許用應(yīng)力，MPa；p為管道設(shè)計(jì)壓力，MPa。

由ASME鍋爐與壓力容器規(guī)范可知，對(duì)旋轉(zhuǎn)法蘭可參照?qǐng)D3所示的整體法蘭進(jìn)行設(shè)計(jì)。

圖3中：HD為作用于法蘭內(nèi)截面的端部靜壓力，N，HD=0.785B2P；HT為總端部靜壓力與作用于法蘭內(nèi)截面端部靜壓力的差，N，HT=H-HD，H為總的端部凈壓力，N，H=0.785G2p；HG為墊片壓緊力，N，HG=W-H；hD為螺栓圓至HD作用處的徑向距離，mm，hD=（C-B）/2；hT為螺栓圓至HT作用處的徑向距離，mm，hT=（hD+hG）/2；hG為螺栓圓至HG作用處的徑向距離，mm，hG=（C-G）/2。

為保證旋轉(zhuǎn)法蘭具有足夠的強(qiáng)度，根據(jù)文獻(xiàn)［21］焊接和無縫軋制鋼管標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)芯套小端高頸厚度（g0）選擇管厚號(hào)160所對(duì)應(yīng)的管壁厚度（tn），則法蘭背部高頸厚度=（芯套背部高頸外徑-芯套內(nèi)徑）/2。

1.2 螺栓設(shè)計(jì)計(jì)算

1.2.1 螺栓載荷

由于法蘭管內(nèi)流體靜壓力較大，法蘭連接不夠牢固緊密時(shí)容易發(fā)生液體泄漏，因此法蘭螺栓須施加足夠的預(yù)緊力以保證法蘭對(duì)接處保持緊固密封[22]。設(shè)計(jì)時(shí)需考慮預(yù)緊狀態(tài)與操作狀態(tài)時(shí)的載荷。

操作狀態(tài)下，螺栓施加載荷可表示為[8]

Wm1=H+Hp=0.785G2p+（2b×3.14Gmp） 。（2）

式中：Wm1為操作時(shí)所需的最小螺栓載荷，N；H為總流體靜壓力，N；Hp為接頭接觸面總壓緊載荷，N；G為墊片載荷反作用力處的直徑，mm；b為墊片有效密封寬度，mm；m為墊片系數(shù)。

預(yù)緊狀態(tài)下，螺栓施加載荷可表示為Wm2=3.14bGy[8]，其中y為墊片或法蘭接觸面的單位壓緊載荷，N。

1.2.2 螺栓總橫截面積Am、螺栓的螺紋根部實(shí)際總計(jì)面積Ab

螺栓總橫截面積Am=Wm1Sf2，其中Sf2為螺栓許用應(yīng)力，MPa。根據(jù)螺栓孔內(nèi)徑的大小、六角方型美制螺栓螺釘最新標(biāo)準(zhǔn)[23]和文獻(xiàn)［20］中的標(biāo)準(zhǔn)，選用合適尺寸的螺栓。

螺栓螺紋根部實(shí)際總計(jì)面積Ab=NπR2，其中N為所需螺栓數(shù)目，R為螺栓根部圓半徑，mm。

1.2.3 螺栓設(shè)計(jì)載荷

螺栓設(shè)計(jì)載荷Wi可以按照2種狀態(tài)進(jìn)行計(jì)算，操作狀態(tài)下的設(shè)計(jì)載荷W1=Wm1，預(yù)緊狀態(tài)下的設(shè)計(jì)載荷W2=（Am+Ab）Sf22。

1.3 法蘭設(shè)計(jì)計(jì)算

在法蘭應(yīng)力計(jì)算中，作用在法蘭上的總力矩M0按照2種狀態(tài)進(jìn)行計(jì)算。

操作狀態(tài)下，總力矩可表示為

M0=MD+MT+MG=HDhD+HThT+HGhG 。（3）

預(yù)緊狀態(tài)下，總力矩可表示為

M0=W（C-G）2=（Am+Ab）Sf1

2×（C-G）2 。（4）

式中：W為法蘭設(shè)計(jì)的螺栓載荷，N；C為螺栓中心圓直徑，mm。

代入相關(guān)參數(shù)，1 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭設(shè)計(jì)結(jié)果如表1所示。

1.4 應(yīng)力和剛度校核

1.4.1 應(yīng)力校核

法蘭的應(yīng)力應(yīng)根據(jù)操作狀態(tài)和預(yù)緊狀態(tài)二者起決定作用的彎矩

M0進(jìn)行計(jì)算。法蘭縱向應(yīng)力SH=fM0Lg21B，徑向應(yīng)力SR=（1.33te+1）M0Lt2B，切向應(yīng)力ST=YM0t2B-ZSR。其中：f、L、e、Y、Z為法蘭設(shè)計(jì)系數(shù)，均可參考文獻(xiàn)[8]進(jìn)行計(jì)算。法蘭設(shè)計(jì)應(yīng)力應(yīng)滿足下列條件：SH≤1.5Sf1，SR≤Sf1，

ST≤Sf1，（SH+SR）/2≤Sf1，（SH+ST）/2≤

Sf1。代入相關(guān)參數(shù)，1 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭應(yīng)力校核結(jié)果如表2所示。由表2可知，計(jì)算結(jié)果均小于比較值。

1.4.2 剛度校核

根據(jù)ASME BPVC SEC.Ⅷ-1—2015標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)1 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭進(jìn)行室溫和使用溫度（120 ℃）下的剛度校核。為驗(yàn)證法蘭設(shè)計(jì)的準(zhǔn)確性，計(jì)算了3種形式的法蘭剛度Ji，整體法蘭和按整體法蘭設(shè)計(jì)的任意式法蘭剛度可表示為J1=52.14VM0LEg20k1h0，帶頸松套法蘭剛度可表示為J2=52.14VLM0

LEg20kLh0，不帶頸松套法蘭和按松套法蘭設(shè)計(jì)的任意法蘭剛度可表示為J3=109.4M0Et3kL

（ln k）。其中：V、k1、h0、kL、VL為法蘭相關(guān)系數(shù)，可通過查閱文獻(xiàn)[8]獲得。代入相關(guān)參數(shù)，1 500磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭剛度校核結(jié)果如表3所示。

由表3可知，室溫及120 ℃時(shí)以上幾種形式的剛度指數(shù)均小于1，因此法蘭尺寸設(shè)計(jì)及法蘭和螺栓選材均滿足要求。

2 2 500磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭設(shè)計(jì)

2.1 法蘭設(shè)計(jì)計(jì)算

目前，對(duì)2 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭的研究鮮有報(bào)道，可參考的資料較少。根據(jù)文獻(xiàn)［20］管法蘭及法蘭式管接件NPS 1/2—NPS 24和ASME BPVC SEC.Ⅷ-1—2015標(biāo)準(zhǔn)，參照整體法蘭對(duì)旋轉(zhuǎn)法蘭進(jìn)行尺寸設(shè)計(jì)。該級(jí)別旋轉(zhuǎn)法蘭的芯套下凸臺(tái)厚度（TH1）和法蘭盤上凸臺(tái)厚度（TH2）值，可初步根據(jù)1 500磅各旋轉(zhuǎn)法蘭的相應(yīng)厚度等比例求得，其他尺寸計(jì)算與1 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭一致，計(jì)算結(jié)果見表4。

2.2 應(yīng)力剛度校核

2 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭的應(yīng)力、剛度校核方法與1 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭一致，校核結(jié)果如表5、表6所示。

校核結(jié)果表明，2 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭尺寸設(shè)計(jì)及法蘭和螺栓等材料的選取均滿足要求。

3 有限元分析

3.1 有限元模型

根據(jù)上述尺寸設(shè)計(jì)，對(duì)旋轉(zhuǎn)法蘭進(jìn)行建模，將芯套和法蘭盤幾何模型導(dǎo)入ABAQUS有限元軟件前處理模塊，采用Standard模塊進(jìn)行操作狀態(tài)下的靜態(tài)力學(xué)分析?？紤]模型的對(duì)稱性，采用1/2模型進(jìn)行計(jì)算，其他螺栓、墊片等部件均可忽略。室溫下的芯套和法蘭材料均按照ASTM A694 F65材料屬性進(jìn)行定義。實(shí)際使用中，由于需將法蘭與管道焊接成為整體，故法蘭小端壁厚與管材壁厚相等。為更加準(zhǔn)確地模擬出法蘭的真實(shí)受力情況，需進(jìn)一步改進(jìn)芯套高頸小端壁厚，改進(jìn)前后的模型如圖4所示。

3.2 載荷與邊界條件

根據(jù)旋轉(zhuǎn)法蘭實(shí)際使用環(huán)境，在芯套內(nèi)部設(shè)置均布?jí)簭?qiáng)，設(shè)置芯套小端高頸端面的平移與旋轉(zhuǎn)自由度均為零。在操作工況下，旋轉(zhuǎn)法蘭受到介質(zhì)內(nèi)壓p、螺栓緊固作用力Wm1和墊圈壓緊力HG共同作用，有限元模擬過程中可將Wm1和HG換算成均布?jí)簭?qiáng)pm和pG進(jìn)行施加，如圖5所示。法蘭內(nèi)臺(tái)階面和芯套臺(tái)階面、法蘭內(nèi)孔面與芯套外圓柱面均定義為面-面接觸，摩擦系數(shù)設(shè)置為0.1。

3.3 應(yīng)力場分析

1 500磅公稱直徑16 inch的旋轉(zhuǎn)法蘭等效應(yīng)力場如圖6所示。由圖6可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在芯套小端高頸內(nèi)側(cè)。這是由于芯套該位置的高頸厚度最小，且缺少法蘭盤縱向支撐，所受應(yīng)力明顯高于其他位置。此外，旋轉(zhuǎn)法蘭盤在螺栓載荷的作用下發(fā)生輕微彎曲，其與螺栓墊片接觸區(qū)域，靠近中心軸一側(cè)的端面承受墊片壓力，故此處的應(yīng)力較大，其余位置應(yīng)力較小，如圖6 c）所示。1 500磅16 inch旋轉(zhuǎn)法蘭在操作狀態(tài)下最大應(yīng)力為185.8 MPa，小于材料許用應(yīng)力266 MPa，滿足使用要求。

圖7為旋轉(zhuǎn)法蘭和芯套的縱向應(yīng)力云圖，縱向與芯套軸向一致，最大縱向壓應(yīng)力為264.2 MPa，小于1.5Sf1，滿足要求。此外，縱向應(yīng)力最大值與校核計(jì)算的縱向應(yīng)力相對(duì)誤差為16.1%，模擬值與計(jì)算值吻合較好。

圖8為2 500磅10 inch旋轉(zhuǎn)法蘭應(yīng)力分布云圖，最大應(yīng)力為207.7 MPa，同樣出現(xiàn)在芯套小端高頸內(nèi)側(cè)，且最大縱向應(yīng)力滿足使用要求。此外，嘗試不斷修改網(wǎng)格類型、大小及網(wǎng)格劃分技術(shù)，發(fā)現(xiàn)2 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭其芯套臺(tái)階處始終存在一個(gè)應(yīng)力集中區(qū)域。對(duì)1 500磅和2 500磅其他公稱直徑法蘭進(jìn)行有限元靜態(tài)力學(xué)分析，發(fā)現(xiàn)室溫及120 ℃下等效應(yīng)力分布與1 500磅16 inch旋轉(zhuǎn)法蘭基本一致，最大應(yīng)力均小于材料許用應(yīng)力，與上述強(qiáng)度校核結(jié)果吻合較好。

4 結(jié) 語

對(duì)1 500磅和2 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并進(jìn)行了強(qiáng)度和剛度計(jì)算，結(jié)合有限元靜態(tài)力學(xué)分析，驗(yàn)證了旋轉(zhuǎn)法蘭設(shè)計(jì)的合理性。主要結(jié)論如下。

1）理論計(jì)算校核結(jié)果表明，法蘭設(shè)計(jì)應(yīng)力SH、SR和ST均滿足使用條件，剛度指數(shù)均小于1，即法蘭尺寸及法蘭和螺栓等材料均滿足要求。

2）1 500磅各公稱直徑旋轉(zhuǎn)法蘭存在2個(gè)應(yīng)力集中區(qū)域，分別為芯套小端高頸以及墊片與法蘭盤相接觸區(qū)域；2 500磅各公稱直徑旋轉(zhuǎn)法蘭除上述2個(gè)應(yīng)力集中區(qū)域外，其芯套臺(tái)階處也存在一個(gè)應(yīng)力集中區(qū)域。最大應(yīng)力均出現(xiàn)在芯套小端高頸內(nèi)側(cè)，且最大應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力，滿足使用要求。

3）根據(jù)1 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭的相應(yīng)厚度比例，對(duì)2 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭的芯套下凸臺(tái)厚度和法蘭盤上凸臺(tái)厚度進(jìn)行的創(chuàng)新設(shè)計(jì)具有可行性，能夠滿足使用要求。

本文通過有限元方法驗(yàn)證了高磅級(jí)旋轉(zhuǎn)法蘭結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性與準(zhǔn)確性，但缺少實(shí)踐驗(yàn)證，且在進(jìn)行2 500磅旋轉(zhuǎn)法蘭有限元模擬時(shí)，沒有考慮芯套臺(tái)階大小對(duì)旋轉(zhuǎn)法蘭整體應(yīng)力分布的影響。后續(xù)研究將通過改變旋轉(zhuǎn)法蘭芯套臺(tái)階大小對(duì)法蘭結(jié)構(gòu)做進(jìn)一步的優(yōu)化。

參考文獻(xiàn)/References：

[1] 姜峰，王雅，俞樹榮，等.Taylor-Forge法與歐盟法蘭設(shè)計(jì)另一方法對(duì)比分析[J].壓力容器，2017，34（3）：50-56.

JIANG Feng，WANG Ya，YU Shurong，et al.Comparative analysis on Taylor-Forge and European alternative method for flange design[J].Pressure Vessel Technology，2017，34（3）：50-56.

[2] 李龍飛，李美求，姜玉虎，等.壓裂井口超高壓非標(biāo)法蘭組合載荷試驗(yàn)研究[J].石油機(jī)械，2022，50（10）：79-86.

LI Longfei，LI Meiqiu，JIANG Yuhu，et al.Experimental study on combined load of ultrahigh pressure non-standard flange at fracturing wellhead[J].China Petroleum Machinery，2022，50（10）：79-86.

[3] JENKINS S.Bolted flange joint assemblies[J].Chemical Engineering，2023，130（10）：31.

[4] 鄭曉明，張春會(huì)，李雪婷，等.砂土海床海底管道貫入的數(shù)值模擬[J].河北科技大學(xué)學(xué)報(bào)，2022，43（4）：440-448.

ZHENG Xiaoming，ZHANG Chunhui，LI Xueting，et al.Numerical simulation of submarine pipeline penetration in sandy seabed[J].Journal of Hebei University of Science and Technology，2022，43（4）：440-448.

[5] 夏翔.SB型海底用特種壓力管道旋轉(zhuǎn)法蘭的設(shè)計(jì)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2012（7）：28-29.

XIA Xiang.The design of seabed SB type special pressure conduit rotate flange[J].Machinery Design amp; Manufacture，2012（7）：28-29.

[6] NGUYEN D D.Swivel Flange Flowline Fitting[P].US：US11105450B1，2021-08-31.

[7] 盧志珍，許京荊，王正濤，等.PTFE纏繞墊片旋轉(zhuǎn)法蘭的強(qiáng)度及密封性能研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2014（12）：169-172.

LU Zhizhen，XU Jingjing，WANG Zhengtao，et al.Study on the strength and sealing performance of swivel flange joint with PTFE spiral wound gasket[J].Machinery Design amp; Manufacture，2014（12）：169-172.

[8] ASME.Boiler and pressure vessel code[EB/OL].[2024-01-05].https：//www.asme.org/codes-standards/bpvc-standards.

[9] 姜峰，黃鑫，武建生.法蘭設(shè)計(jì)方法及預(yù)緊力的確定[J].蘭州理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2019，45（4）：67-73.

JIANG Feng，HUANG Xin，WU Jiansheng.Flange design method and determination of pre-tightening force[J].Journal of Lanzhou University of Technology，2019，45（4）：67-73.

[10]呂莉.海洋立管法蘭結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與有限元分析[D].哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)，2008.

LYU Li.Design amp; Finite Element Analysis of Ocean Riser Flange[D].Harbin：Harbin Engineering University，2008.

[11]李洋，丁克勤，王榮仁，等.基于有限元分析的高溫管道法蘭密封設(shè)計(jì)[J].武漢工程大學(xué)學(xué)報(bào)，2023，45（6）：680-686.

LI Yang，DING Keqin，WANG Rongren，et al.Design of high temperature pipeline flange sealing based on finite element analysis[J].Journal of Wuhan Institute of Technology，2023，45（6）：680-686.

[12]妙叢，張震，安剛.大直徑多開孔法蘭的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算與有限元分析[J].現(xiàn)代機(jī)械，2021（4）：94-96.

MIAO Cong，ZHANG Zhen，AN Gang.Structural strength calculation and finite element analysis of large-diameter multiple-opening flange[J].Modern Machinery，2021（4）：94-96.

[13]吳靜，李清華，王先鐵，等.不同管徑鋼管帶頸法蘭連接受拉性能試驗(yàn)及有限元分析[J].建筑結(jié)構(gòu)學(xué)報(bào)，2018，39（sup2）：95-102.

WU Jing，LI Qinghua，WANG Xiantie，et al.Experimental study and finite element analysis on tensile capacity of high-neck flange of steel tube tower[J].Journal of Building Structures，2018，39（sup2）：95-102.

[14]ABID M.Determination of safe operating conditions for gasketed flange joint under combined internal pressure and temperature：A finite element approach[J].International Journal of Pressure Vessels and Piping，2006，83（6）：433-441.

[15]孫世鋒，蔡仁良，于新奇，等.承受外彎矩作用的法蘭接頭性能研究[J].化工設(shè)備與管道，2004，41（5）：28-31.

SUN Shifeng，CAI Renliang，YU Xinqi，et al.Study on performance of flanged joints subjected to external bending moments[J].Process Equipment amp; Piping，2004，41（5）：28-31.

[16]王躍蓉.閥門中法蘭強(qiáng)度有限元分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化[D].蘭州：蘭州理工大學(xué)，2019.

WANG Yuerong.Finite Element Analysis and Structural Optimization of Middle Flange Strength of Valve[D].Lanzhou：Lanzhou University of Technology，2019.

[17]劉欣玉.國外油田項(xiàng)目管道法蘭用緊固件材料探討[J].全面腐蝕控制，2023，37（12）：68-72.

LIU Xinyu.Study on fastener materials for pipe flanges in foreign oilfield projects[J].Total Corrosion Control，2023，37（12）：68-72.

[18]BPVC-ⅡD—2017，BPVC Section Ⅱ-Materials-Part d-Properties-（Customary）[S].

[19]ASTM A 193/A 193M-04a，Standard Specification for Alloy-Steel and Stainless Steel Bolting Materials for High-Temperature Service[S].

[20]ASME B16.5—2017，Pipe Flanges and Flanged Fittings NPS 1/2 Through NPS 24 Metric/Inch Standard[S].

[21]ASME B36.10M—2018，Welded and Seamless Wrought Steel Pipe[S].

[22]張琪，張延華，黃波，等.高溫管道法蘭螺栓剩余預(yù)緊力研究[J].化工設(shè)備與管道，2023，60（3）：86-90.

ZHANG Qi，ZHANG Yanhua，HUANG Bo，et al.Research on the residual preloading force of high temperature pipeline flange bolts[J].Process Equipment amp; Piping，2023，60（3）：86-90.

[23]ASEM B18.2.1—2012，Square，Hex，Heavy Hex，and Askew Head Bolts and Hex，Heavy Hex，Hex Flange，Lobed Head，and Lag Screws（Inch Series）[S].