管法兰许用外载荷太大，用分析解决？
问题来由朋友写邮件问了我一个问题。
一台设备，有一个ASME B46.47B系列32”的管法兰，压力等级为Class150。其应力专业给的管口载荷比较大，代入到PVElite计算软件，按照UG44计算，法兰的压力等级不够，需要提高其压力等级。
但是业主不希望修改法兰压力等级，也不希望降低载荷，所以希望用应力分析代替UG44，来确定实际的最大载荷是多少。
业主的思路是：
优先按总图中的管载荷计算，如果分析不通过，则将实际的载荷按比例缩小（如90%，80%等等）计算，直到通过为止，PVElite里计算通过的值为70%，希望分析的值比70%大。
业主印象中规范不能，不代表分析不能，应力分析是万能，啥都能做，用分析碰碰运气，万一能通过呢？
鱼和熊掌想要兼得，FEA行不行？
UG44的来源
关于UG-44的介绍在原先的文章中有过介绍：
UG-44（b）的正确打开方式
管口载荷需要折算当量压力吗？管法兰的许用外载荷计算
其来源如下：该方法取自ASME于2013年7月14-18日在巴黎发布的PVP2013-97814“ImprovedAnalysis of External Loads on Flanged Joints”（WarrenBrown博士编写）。这些公式目前已收录到2017年12月发布的规范案例2901中。现在进入了ASME 2019版规范。
不妨看看原版的论文是如何写的。
花25刀就可以下载。
下载下来看看：
论文研读
论文指出一个事实：
从实验的数据表明，“除非在高温下，外力和弯矩对正确组装的法兰接头的影响很小，直到荷载超过正常管道允许的设计应力水平。”
论文回顾了管道外力和弯矩对于法兰泄露的评估的主流方法：
当量压力法：
认为所有的载荷都作用在垫片上，此方法是一个非常保守的方法。
最大屈服强度法：
本方法被录入了ASME III DivI的NC-3658.3，也叫NC3658.3法。
内压及力矩都施加在螺栓上，如果螺栓发生破坏，则产生法兰泄露，并且假定应力都均匀分布在螺栓孔所处圆的圆周上。此方法有时候不保守。
有限元分析法：
外部载荷的影响可以用有限元法准确地证实，并可以实现与垫片变形成正比的泄漏预测。然而，依靠有限元分析进行一般管道设计通常是不切实际的。
作者举了一个真实的案例，说明各种方法的局限性。
一个ASME B16.47B系列，26“-Class300的法兰在510度左右，因为很大的弯矩导致了仅运行几个月后泄露。
当量压力法计算，发现许用的弯矩仅仅为操作状态下管道材料屈服强度的5%。
用NC3658.3法计算，许用的弯矩为常温管道材料屈服强度的26%而实际会泄露的弯矩为常温管道材料屈服强度的20%.
也就是说：在高温情况下，NC3658.3是不保守的。因为它与材料屈服耦合，因此不考虑蠕变松弛对法兰接头泄漏可能性的影响。这在ASME III NC中是可以接受的，因为不允许在蠕变范围内进行设计。
这个案例强调了将ASME III方法应用于其他结构规范的风险。
相反，等效压力法与法兰压力等级挂钩，考虑了蠕变的影响，因为一旦蠕变松弛变得显著，法兰额定值压力就会显著降低。
这种降低如图3所示，其中标注了法兰额定降低比以及1.1级材料的材料屈服降低比。
可以看出，一旦蠕变变得显著(大约750°F)，法兰压力额定值就会迅速降低。然而，即使在发生泄漏的情况下，当量压力法仍然显得过于保守(实际漏泄力矩为其4倍)。
而这种保守将会导致不必要的复杂性管道系统。
UG44新方法的建立
前面的两种方法都不完美，所以建立新方法时应该扬长避短，考虑如下因素:
a)应基于法兰压力额定值，以粗略而非保守的方式计算蠕变和松弛。（法兰的MAWP）
b)应包括机械相互作用对垫片和法兰载荷的影响。（力和弯矩影响，法兰垫片螺栓系统的载荷分配）
c)应根据接头泄漏的可能性确定极限，因为这是主要的失效模式。（系数Fm）
d)由于设计阶段的各种未知因素(装配效果，额外的载荷，差的制造公差，等等…)，方法应该是保守的。（安全系数）
e)此外，为了鼓励更好的管道设计，也需要保守考虑。（安全系数）
新方法第一阶段：
采用Brown中概述的方法评估了机械相互作用效应。Brown, W., 1993, “Design and Behaviour of Bolted Joints” 3rd International onference on Fluid Sealing,CETIM, Nantes, France, pp. 111-121
根据每个法兰的尺寸和等级，确定了从垫片和螺栓传递载荷的影响水平。通过与弹塑性有限元结果的比较，验证了弹性相互作用是如何改善评估结果的。可以看出，垫片应力减小结果与有限元分析结果更接近，因此结果更保守。
新方法第二阶段：
使用ASME PCC-1附录O中的方法，使用缠绕垫和A193-B8 CL2计算每个法兰尺寸和等级所需的螺栓装配载荷。螺栓材料的选择使其结果适用于最广泛的法兰接头，与Class150-600的B7或B16螺栓相比将是保守的。
这种方法来确定每个法兰接头在装配到螺栓预紧力并施加ASME B16.5额定上限压力时的防泄漏缓冲(ASME B16.5表A-1)。
下图就是对于14“ Class600的防泄漏缓冲区，可以看出防缓冲泄露是14%的螺栓屈服强度。
如果垫片应力缓冲除以垫片在额定压力下损失的应力，那么就建立了一个比值，该比值表示在泄漏发生之前，接头可能承受的额定压力(FM)高于该压力的部分。
对于ASME B16.5法兰，在图8中计算了所有法兰，在没有保守调整的情况下，绘制了原始弯矩系数(FM）
对原始载荷进行保守调整是很有必要的，考虑到装配和校准的问题，对于膨胀载荷，FM的值调整为原始值的一半，即ASME VIII I UG44中的表值。
表中的General Notes(b)，当此表用于长期载荷或者操作温度在蠕变和松弛工况时，设计人员应该考虑降低FM值。因为长期载荷将对法兰的松弛产生更大的影响。
那么应该如何降低呢？论文中建议用于长期载荷时，FM应该再除以2。
一种解决思路
从论文可以看出UG-44的FM的来由，充分考虑了法兰系统的各个部分影响，螺栓强度，垫片，预紧力等等，对于长期载荷和热膨胀载荷，蠕变松弛等也做了考虑。
其得到的结果，与有限元方法吻合，保守性适中，比当量压力法保守性低很多，又比最大屈服强度法更可靠。其结果考虑了2的安全系数，计算方法非常简单，是非常适合工程应用的。
回到最开始朋友问题，综合论文的论据，可以这样解决问题：
1. 由于UG44的来源是如同附件的ASME官方网站上的论文，按照论文的思路，本身就是采用分析和试验的验证，在形成规范时，取的安全系数基本都大于2.
我们可以根据论文查到每个法兰的极限的FM。比如对于此项目的30“-150#，B系列的法兰，实际极限的FM为：0.7，（规范中的FM为0.32）。我们可以用FM=0.7代入UG44计算实际的极限载荷。
2. 利用UG44的计算表格，调整各项的值。初步算了一下，一般来说弯矩贡献的压力值是非常大的。所以当不合格时，优先降低弯矩，甚至可以加大FE的载荷。
从下面的计算结果可以看出，调整FM后，外载荷能够评定合格。编制方法见：
管法兰的许用外载荷计算
3. 经过调整，建议弯矩都改成65000NM，其余不变。
4.作为配套措施，此法兰的螺栓预紧力应该按照ASME PCC-1非强制性附录O设置，大的预紧力，对于管道载荷有非常好的表现。
掩耳盗铃
将来龙去脉和朋友讲清楚，我以为问题解决了，过段时间才知道，上文提的方法，朋友领导认为没有说服力。
最终还是花钱找了人，出了个分析报告，证明载荷没有问题。
有时候也挺无奈：
一个敢算，一个敢信。
范氏之亡也，百姓有得钟者，欲负而走，则钟大不可负。以锤毁之，钟况然有音。恐人闻之而夺己也，遽掩其耳。-----《吕氏春秋·自知》
假设有真实的力和弯矩作用在法兰上，UG44计算通不过。此时想通过分析计算，不改变法兰压力等级，提高许用的力和弯矩，是否可信呢？
他做的分析，对比ASME编者的分析结果，是否更可信？
是否考虑垫片回弹曲线，是否考虑了长期载荷的影响，是否考虑弹塑性影响，是否考虑了ASME PCC-1的螺栓预紧力......？
如何评定法兰的泄露？试验不泄露，如何保证随着时间的推移不会松弛而最终泄漏？
不过，这些都不重要！
重要的是有个花花绿绿的报告，让领导觉得心安。
论文《Improved Analysis of External Loads on Flanged Joints》下载地址：链接：https://pan.baidu.com/s/1b_bA_BH5kLMdDp4EPmRmgA提取码：ircn
往期精彩管法兰的许用外载荷计算
UG-44（b）的正确打开方式
管口载荷需要折算当量压力吗？
天之道与MAWP
法兰的边界条件分析
法兰需要计算腐蚀前的强度吗？
太专业了，外行人看着有点费劲{:1110_549:} 楼主高手，拿出写论文的态度写帖子，佩服！ luduo2001 发表于 2021-9-24 08:07
楼主高手，拿出写论文的态度写帖子，佩服！
被你看出来了，是的~ 高人啊！敬佩！！ 谢谢楼主分享
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