1200法兰强度计算书.
法兰强度计算
法兰强度计算
法兰强度是指在承受一定压力、扭矩或拉力时，法兰能够承载的最大力量。
在各类工业领域中，法兰连接是最为常见的连接方式。
为了确保生产过程中的安全性、可靠性和有效性，需要对法兰强度进行计算，以保证法兰安装连接处的强度和密封性。
法兰强度的计算与选择，需要考虑多种因素，其中主要包括管道系统的工作压力、温度、流体特性、油气介质的化学性质、管道的直径和长度等。
在计算过程中，需要根据不同的压力类型和壳体尺寸，选择相应的法兰标准，例如美国标准ASME、欧洲标准EN或国标GB 等。
在实际应用中，还需要根据不同的工作条件，选择合适的材料和工艺。
例如，海洋工程中法兰的配置需要考虑盐雾环境下的腐蚀性，需要使用不锈钢、镀铬合金、铜镍合金等材料，同时保证制造工艺和质量控制的严格性，以确保法兰的耐久性和安全可靠性。
在进行法兰连接时，还需要注意密封垫圈的选择和安装。
密封垫圈的材质、厚度和形状，都对法兰连接的密封性产生重要影响。
因此，选用合适的密封垫圈材料，如橡胶、石墨、PTFE等，并正确安装，是确保法兰连接效果的重要步骤。
总之，法兰强度计算是保证工业生产安全和可靠性的基础性工作之一，需要根据实际情况，选择合适的计算方法和标准。
同时，注意材料和工艺的选择和控制，确保法兰连接的耐久性和安全可靠性。
法兰连接验算书
法兰连接验算书法兰连接计算程序验算书┌───────────────────────────────────────────────┐│ 法兰 1 (27000mm标高处,法兰1) │├───────────────────────────────────────────────┤│1. 连接：││ 根部法兰：否││2. 螺栓： (左右螺栓对齐) ││ 杆件外接圆直径： 787 mm ││ 杆件内切圆直径： 760 mm ││ 螺栓所在圆直径： 890 mm ││ 螺栓/筋肋个数： 24 (M24) ││ 螺栓等级： 8.8级││ 螺栓规格： M24 ││ 扳手空间： 0 mm ││3. 法兰：││ 法兰盘材质： Q3452 ││ 法兰盘厚度： 18 mm ││ 法兰盘外直径： 980 mm ││4. 筋肋：││ 筋肋材质： Q3451 ││ 筋肋厚度： 10 mm ││ 筋肋高度： 110 mm │├───────────────────────────────────────────────┤│ 螺栓验算过程│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 作用力：││ 控制工况： 28.覆冰,平衡张力,90度风││ 轴向拉力： -114.740 kN ││ 合成剪力： 137.330 kN ││ 弯矩： 514.520 kN*m ││ 连接方式：旋转轴为管外壁切线││2. 螺栓承载力设计值(N_tb)：││ 螺纹处有效直径 de = 20.10 mm ││ 螺栓抗拉强度设计值 f = 400.00 N/mm^2 ││ 螺栓承载力设计值 N_tb = ( 3.14 * de^2 ) / 4 * f ││ = 126923.48 N││3. 螺栓所受最大拉力(N_tb_max)：││ 法兰所受弯矩 M = 514.52 kN*m ││ 受力最大螺栓到旋转轴距离 Y1 = 825.00 mm ││ 螺栓中心到旋转轴距离的平方和Σ(Yi^2) = 5832650 mm^2 ││ 法兰所受轴向作用力 N = -114.74 kN ││ 螺栓总个数 n = 24 ││ 螺栓所受最大拉力 N_tb_max = (M * Y1) / Σ( Yi^2 )+ N / n ││ = 67996 N ││4. 受剪承载力设计值(N_vb)：││ 受剪面数目 n_v = 1 ││ 螺栓杆直径 d = 24 mm ││ 螺栓抗剪强度设计值 f_vb = 300.00 N/mm^2 ││ 受剪承载力设计值 N_vb = n_v * ( 3.14 * d^2) / 4 *f_vb ││ = 135717 N││5. 螺栓承受的剪力(N_v)：││ 合成剪力 N_v = 137.33 kN ││ 螺栓承受的剪力 N_v / n = 5722 N │├───────────────────────────────────────────────┤│ 螺栓验算结果│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 螺栓承受的剪力应小于螺栓受剪承载力设计值乘以利用率上限即：N_v / n< N_vb* Limit ││ 由于 N_v / n= 5722 N ，N_vb = 135716.80 N ││ 剪应力比 (N_v / n)/ N_vb = 4.22% <= 100% ││ 所以，此结果合理，验算通过！││ ││2. 螺栓所受最大拉力应小于螺栓承载力设计值乘以利用率上限，即：N_tb_max<N_tb * Limit ││ 由于 N_tb_max = 67996 N ，N_tb = 126923.48 N ││ 正应力比 N_tb_max / N_tb = 53.57% <= 100% ││ 所以，此结果合理，验算通过！││ ││3. 综合应力比：53.74% │├───────────────────────────────────────────────┤│ 法兰验算过程│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 作用力：││ 控制工况： 28.覆冰,平衡张力,90度风││ 轴向拉力： -114.740 kN ││ 合成剪力： 137.330 kN││ 弯矩： 514.520 kN*m ││ 连接方式：旋转轴为管外壁切线││2. 法兰板厚度设计值(b_δ)：││ 法兰所受最大压力 N_tb_max = 67996 N ││ Lx = 106.17 mm ││ Ly = 96.50 mm ││ 板上均布荷载 q = N_tb_max / (Lx * Ly) ││ = 6.64 ││ 弯矩系数β= 0.1059 ││ 板中弯矩 Mox = β* q * Lx^2 ││ = 7923││ 法兰板抗压值 f = 295.00 N/mm^2 ││ 法兰板厚度 b_δ= ((5 * Mox) / f)^(1/2) ││ = 11.59 mm ││3. 法兰板厚度上限(max_δ)：││ max_δ= 35 mm ││4.法兰板厚度(δ)：││ δ= 18 mm │├───────────────────────────────────────────────┤│ 法兰验算结果│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 法兰厚度设计值除以法兰厚度应小于利用率上限，即：b_δ/δ< Limit ││ 由于δ= 18 mm ，b_δ = 11.59 mm ││ 利用率比 b_δ/ δ= 64.38% <= 100% ││ 所以，此结果合理，验算通过！││││2. 法兰厚度应小于等于法兰厚度上限，即：δ<= max_δ││ 由于δ= 18 mm ，max_δ = 35 mm ││ 所以，此结果合理，验算通过！││││3. 综合应力比：64.38% │││├───────────────────────────────────────────────┤│ 筋肋验算过程│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 作用力：││ 控制工况： 28.覆冰,平衡张力,90度风││ 轴向拉力： -114.740 kN ││ 合成剪力： 137.330 kN ││ 弯矩： 514.520 kN*m ││ 连接方式：旋转轴为管外壁切线││2. 筋肋剪应力(τ)：││ 螺栓所受最大拉力 N_tb_max = 67996 N ││ 筋肋高度 h = 110 mm ││ 筋肋厚度 t = 10 mm ││ 筋肋剪应力τ= N_tb_max / (h * t) ││ = 62 N/mm^2 ││3. 筋肋正应力(σ)：││ 筋肋正应力σ= (5 * N_tb_max * b) / (h^2 * t) ││ = 183 N/mm^2 ││ 筋肋剪应力设计值 fv = 180 N/mm^2 ││ 筋肋正应力设计值 f = 310 N/mm^2 │├───────────────────────────────────────────────┤│ 筋肋验算结果│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 筋肋剪应力应小于筋肋剪应力设计值乘以利用率上限，即：τ<fv * Limit ││ 由于τ= 62 N/mm^2 ，fv = 180.00 N/mm^2 ││ 剪应力比τ/ fv = 34.34% <= 100% ││ 所以，此结果合理，验算通过！││ ││2. 筋肋正应力应小于筋肋正应力设计值乘以利用率上限，即：σ<f * Limit ││ 由于σ= 183 N/mm^2 ，f = 310.00 N/mm^2 ││ 正应力比σ/ f = 58.91% <= 100% ││ 所以，此结果合理，验算通过！││ ││3. 杆件壁厚：16.0 mm │└───────────────────────────────────────────────┘┌───────────────────────────────────────────────┐│ 法兰 2 (18000mm标高处,法兰2) │├───────────────────────────────────────────────┤│1. 连接：││ 根部法兰：否││2. 螺栓： (左右螺栓对齐) ││ 杆件外接圆直径： 974 mm ││ 杆件内切圆直径： 940 mm ││ 螺栓所在圆直径： 1120 mm ││ 螺栓/筋肋个数： 24 (M42) ││ 螺栓等级： 8.8级││ 螺栓规格： M42 ││ 扳手空间： 16 mm ││3. 法兰：││ 法兰盘材质： Q3452 ││ 法兰盘厚度： 28 mm ││ 法兰盘外直径： 1260 mm ││4. 筋肋：││ 筋肋材质： Q3451 ││ 筋肋厚度： 14 mm ││ 筋肋高度： 190 mm│├───────────────────────────────────────────────┤│ 螺栓验算过程│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 作用力：││ 控制工况： 28.覆冰,平衡张力,90度风││ 轴向拉力： -198.380 kN ││ 合成剪力： 189.470 kN ││ 弯矩： 2063.460 kN*m ││ 连接方式：旋转轴为管外壁切线││2. 螺栓承载力设计值(N_tb)：││ 螺纹处有效直径 de = 36.16 mm ││ 螺栓抗拉强度设计值 f = 400.00 N/mm^2 ││ 螺栓承载力设计值 N_tb = ( 3.14 * de^2 ) / 4 * f ││ = 410777.57 N││3. 螺栓所受最大拉力(N_tb_max)：││ 法兰所受弯矩 M = 2063.46 kN*m ││ 受力最大螺栓到旋转轴距离 Y1 = 1030.00 mm ││ 螺栓中心到旋转轴距离的平方和Σ(Yi^2) = 9046193 mm^2 ││ 法兰所受轴向作用力 N = -198.38 kN ││ 螺栓总个数 n = 24 ││ 螺栓所受最大拉力 N_tb_max = (M * Y1) / Σ( Yi^2 )+ N / n ││ = 226680 N ││4. 受剪承载力设计值(N_vb)：││ 受剪面数目 n_v = 1 ││ 螺栓杆直径 d = 42 mm ││ 螺栓抗剪强度设计值 f_vb = 300.00 N/mm^2 ││ 受剪承载力设计值 N_vb = n_v * ( 3.14 * d^2) / 4 *f_vb ││ = 415633 N││5. 螺栓承受的剪力(N_v)：││ 合成剪力 N_v = 189.47 kN││ 螺栓承受的剪力 N_v / n = 7895 N │├───────────────────────────────────────────────┤│ 螺栓验算结果│├───────────────────────────────────────────────┤│1. 螺栓承受的剪力应小于螺栓受剪承载力设计值乘以利用率上限即：N_v / n< N_vb* Limit ││ 由于 N_v / n= 7895 N ，N_vb = 415632.71 N ││ 剪应力比 (N_v / n)/ N_vb = 1.90% <= 100%。
锚固法兰强度计算书
21 Ratio
g1/g0=
2.5
22 Factor
h0=(B*g0)^0.5
145.44 mm
23 Ratio
h/h0=0.7624 Hub stress correction factor (as per Fig.2-7.6)
f=
1
25 Factor for integral type flanges (as per Fig.2-7.2)
Integral type 188.00 MPa
12 PART II - FLANGE DIMENSIONS SUPPOSED
13 Thickness of hub at small end
g0=
20.6248 mm
14 Thickness of hub at large end
g1=
50.7248 mm
1450 Lbs
8 Corrosion allowance
0 mm
9 Type of flange
10
Allowable design stress for material of flange at max. design temperature (operating condition)
Sf=
11
SR=(1.33*t*e+1)*M0/(L*t^2*B)=
0.13 MPa
40 Tangential flange stress
ST=Y*M0/(t^2*B)-Z*SR=
0.51 MPa
41
CALCULATION ANCHOR FLANGE
(IN ACCORDANCE WITH ASME BPVC SEC. VIII DIV.1 APP.2)
法兰计算
名称符号单位计算公式结果设计压力Pc MPa给定 3.40设计温度t℃给定250.00法兰材料//锻件16Mn III螺栓材料//25Cr2MoVA 腐蚀裕量C2mm查GB151-1999中3.14.1.2条 1.00螺栓设计温度下的许用应力〔σ〕b t MPa查GB150-1998表4-7206.00螺栓常温下的许用应力〔σ〕b MPa查GB150-1998表4-7245.00法兰设计温度下的许用应力〔σ〕f t MPa查GB150-1998表4-5129.00法兰常温下的许用应力〔σ〕f MPa查GB150-1998表4-5150.00垫片接触宽度N mm查GB150-1998表9-1（1C）30.00垫片基本密封宽度bo mm查GB150-1998表9-1（1C）15.00垫片有效密封宽度b mm b o≥6.4,b=2.53SQRT(b o)；b=bo9.80法兰内直径Di mm给定1200.00垫片比压力y Mpa查表9-269.00垫片系数m查表9-2 3.00整体法兰强度计算-按GB150(GB150和JB4732相同）垫片外径d2mm给定1280.00垫片内径d1mm给定1220.00垫片压紧力作用中心圆直径D G mm按GB150-1998,9.5.1.21260.40预紧状态下，需要的最小螺栓载荷Wa N 3.14bD G y2675803.49操作状态下需要的垫片最小压紧力F P N 6.28DG bmP C791107.12流体压力引起的总轴向力F N0.785D G2P C4240013.37求和 F P+F F P+F N F P+F5031120.49预紧状态下，需要的最小螺栓总截面积A a mm2Wa/［σ］ｂ10921.65操作状态下需要的螺栓总截面积Ap mm2（ＦP+F）/［σ］b t24422.92需要的螺栓总截面积A m mm2Aa和Ap大者24422.92选用螺栓直径D mm选取42.00选用螺栓的小径D小mm选取31.35选用螺栓数量n个选取36.00实际选用螺栓总截面积A b mm2 3.14*D小2*n/427788.65螺栓设计载荷W N(Am+A b）*[б]b/26395916.90操作情况螺栓中心圆直径D b mm结构给定尺寸1410.00法兰外直径D O mm结构给定尺寸1490.00法兰颈部与法兰背面交点处圆直径D O mm结构给定尺寸1305.00法兰颈部大端有效厚度δ1mm(D0-D i)/252.50螺栓中心至法兰颈部与法兰背面交点的径向距离L A mm(D b-D0)/252.50法兰中心至F D作用位置处的径向距离L D mm L A+0.5δ178.75法兰中心至F G作用位置处的径向距离L G mm(D b-D G)/274.80法兰中心至F T作用位置处的径向距离L T mm(L A+δ1+L G）/289.90法兰颈部小端有效厚度δ0mm结构给定尺寸30.00作用于法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力F D N0.785Di2P C3843360.00窄面法兰垫片压紧力F G N F G=F P791107.12流体总轴向压力与流体压力之差F T N F-F D396653.37力矩F D L D N.mm302664600.00力矩F G L G N.mm59173742.80力矩F T L T N.mm35658870.11法兰操作力矩M P N.mm F D L D+F G L G+F T L T397497212.90预紧螺栓情况窄面法兰垫片压紧力F G N F G=W6395916.90法兰预紧力矩M a N.mm F G L G478405935.91计算用值M a"N.mm M a［σ］f t/［σ］f411429104.88法兰设计力矩M o N.mm取ＭP和Ｍa"大者411429104.88形状常数法兰颈高度h mm结构尺寸(h>1.5δ1)80.00h o SQRT(D iδo)189.74h/h o h/h o0.42系数K D o/D i 1.24系数δ1/δoδ1/δo 1.75 LOG(K)LOG(K)LOG(K)0.09系数T自动计算 1.82系数Z自动计算 4.69系数Y自动计算9.09系数U自动计算9.99系数F1查图9-3，Gb150-19980.85系数V1查图９-4,GB150-19980.25系数f查图９-7,GB150-1998 1.17参数e F1/h o0.00448参数d1Uh oδo2/V16826555.59法兰有效厚度δf假设120.00系数ψδf e+1 1.5376系数β4*δf e/3+1 1.7168系数γψ／T0.8439参数ηδf3/d10.2531参数λγ+η 1.0971应力评定许用值 1.5［σ］f t193.50圆筒材料选取16MnR 设计温度下圆筒许用应力［σ］n t Mpa查表147.00许用值 2.5［σ］n t367.50［σ］t Mpa 取1.5［σ］f t；2.5〔σ〕t f两值小者193.50轴向应力σH Mpa fM o/λδ12D i132.66要求σH<［σ］t合格许用值［σ］f t Mpa查Gb150-1998表4-5129.00径向应力σｒMpaβM o/λδf2D i37.26要求σr<［σ］f t合格切向应力σｔMpa YM o/δf2D i-Zσr41.73要求σt<［σ］f t合格要求0.5(σH+σr）＜［σ］f t84.96合格要求0.5(σH+σt）<［σ］ft87.20合格。
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：()bt in 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：bt oi 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 int N y yNe 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 max5≥(5.4.3)式中 tfM 算可参考附录A 5.4.4式中 v f ft 5.4.51N 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 Mn 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。
法兰计算公式
法兰计算公式法兰计算公式（Flange Calculation Formula）是工程领域中常用的计算方法，用于设计和评估法兰连接的强度和稳定性。
法兰连接广泛应用于管道、容器和设备等工程结构中，起到连接和密封的作用。
本文将介绍法兰计算公式的基本原理和应用，以及一些常见的法兰连接设计考虑因素。
一、法兰计算公式的基本原理法兰连接的计算公式主要涉及到法兰的强度和稳定性两个方面。
强度是指法兰连接在承受外力时不发生破坏的能力，而稳定性是指法兰连接在承受外力时不发生失稳的能力。
为了确保法兰连接的可靠性，需要对法兰的尺寸、材料和受力情况等进行综合考虑。
在法兰计算公式中，一般会考虑以下几个关键参数：1. 法兰直径（D）：法兰连接的直径是指法兰的外径或内径，根据具体情况选择合适的数值。
2. 法兰厚度（T）：法兰连接的厚度是指法兰的厚度，一般需要根据承载要求和材料强度等因素进行合理选择。
3. 法兰材料（M）：法兰连接的材料包括法兰本体和密封垫片等部分，需要选择适合的材料以满足工程要求。
4. 法兰连接方式（C）：法兰连接的方式有螺栓连接和焊接连接等，根据具体情况选择合适的连接方式。
1. 法兰连接的强度计算法兰连接的强度计算主要涉及到法兰的承载能力和受力情况。
根据承载要求和受力情况，可以使用不同的计算公式进行法兰的强度评估。
一般情况下，法兰的承载能力可以通过以下公式进行计算：P = A × σ其中，P表示法兰的承载力，A表示法兰的有效面积，σ表示法兰材料的允许应力。
通过选择合适的材料、尺寸和受力方式，可以满足法兰连接的强度要求。
2. 法兰连接的稳定性计算法兰连接的稳定性计算主要涉及到法兰的失稳和变形情况。
在法兰连接受到外力作用时，如果法兰出现失稳或过大的变形，将影响连接的密封性和安全性。
为了保证法兰连接的稳定性，可以使用以下公式进行计算：K = I × E / L其中，K表示法兰连接的稳定系数，I表示法兰的截面惯性矩，E表示法兰材料的弹性模量，L表示法兰的有效长度。
外法兰计算书
钢管外法兰连接节点验算计算书1 基本资料1.1 作用力法兰轴向压力设计值：N ＝120 kN弯矩设计值：M ＝1200 kN·m1.2 构件几何尺寸钢管外半径r＝575 mm螺栓中心圆半径r1＝640 mm法兰盘外半径r2＝680 mm钢管壁厚t＝10 mm加劲板厚度t1＝12 mm加劲板切角高度S1＝20 mm法兰螺栓数量n＝24 mm1.3 钢材及焊缝类型钢管及法兰使用钢材牌号为：Q235钢钢材的抗弯强度设计值： f = 215N/mm2钢材的抗剪强度设计值：fv = 125N/mm2法兰连接使用的螺栓类型为：6.8（普通）法兰螺栓连接的强度设计值：ft = 300N/mm2加劲板焊缝形式为角焊缝，焊缝质量等级为三级。
焊缝高度hf＝14mm焊缝的强度设计值：fw = 160 N/mm22 外法兰连接计算2.1 外法兰加劲板内外连接直角角焊缝承载力验算内外连接焊缝承载能力之和不应小于筒壁承载能力。
σ= t*L*ft/(2*0.7*hf*L) ≤βf * ffw式中L－钢管壁中心周长，可认为钢管壁中心周长与法兰板连接角焊缝周长相等。
σ= 10 * 215 /(2*0.7*8 ) = 191.964 ≤1.22 * 160=195.2N/mm22.2 有加劲外法兰螺栓的最大拉力计算Ntmax = M * yn / ∑yi^2 《钢结构单管通信塔技术规程》(5.3.3-1)以下称《单管塔规程》Ntmax = 1200000000*1205.00/12565316.08= 115078.7N = 115.1kN2.3 螺栓受拉承载力计算实际采用的螺栓（锚栓）为：M30 类别：6.8（普通）Ntb = ft * A = 300 * 560.6= 168180N = 168.18kN ≥Ntmax = 115.1kN螺栓受拉承载力设计值满足要求！2.4 有加劲外法兰板厚计算t ≥( 5 * Mmax / f ) ^ 0.5 《单管塔规程》(5.3.4)式中Mmax = mb*q*b^2q = Ntmax / (b * a)，Ntmax为单个螺栓最大拉力设计值。
法兰盘设计计算说明书
摘要本课题完成法兰盘工艺设计与数控加工。
法兰盘是使管子与管子相互连接的零件，连接于管端。
法兰上有孔眼，两个法兰盘之间，加上法兰垫，用螺栓紧固在一起，完成了连接。
本次设计主要完成以下设计内容：法兰盘的零件图纸与技术要求分析、零件二维图绘制及三维建模；制定数控加工工艺卡片文件；零件的夹具设计并进行夹具图二维图绘制；对零件进行加工仿真。
根据锻件的形状特点、零件尺寸及精度，选定合适的机床设备以及夹具设计，通过准确的计算并查阅设计手册，确定了法兰盘的尺寸及精度，在材料的选取及技术要求上也作出了详细说明，并在结合理论知识的基础上，借助于计算机辅助软件绘制了各部分零件及装配体的工程图,以保障法兰盘的加工制造。
在夹具的设计过程中，主要以可换圆柱销、可换菱形销、定位心轴和支承钉来定位，靠六角厚螺母来夹紧。
首先在数控车床上，完成零件的外圆及端面加工；再在数控铣床上，完成零件端面上侧槽及顶部6-M12螺纹孔的加工；最后采用专用夹具以侧槽、底部圆环以及6-M12螺纹孔其中两孔定位进行外圆上Φ22孔的加工。
关键字：法兰盘，数控加工工艺，数控编程，夹具设计，仿真加工法兰盘工艺设计与数控加工0 引言0.1 概述本课题起源于装配制造业法兰盘工艺设计与数控技术，通过此次毕业设计，可以初步掌握对中等复杂零件进行数控加工工艺规程的编制，学会查阅有关资料，能合理编制数控加工过程卡片、数控加工工序卡片、数控加工刀具卡片、数控编程等工艺文件，能合理的确定加工工序的定位与夹紧方案。
能使用AutoCAD正确绘制机械零件的二维图形，能通过使用UGNX7.0软件对零件进行三维图的绘制，可以提高结构设计能力及建模能力。
编写符合要求的设计说明书，并正确绘制有关图表。
在毕业设计工作中，学会综合运用多学科的理论知识与实际操作技能，分析与解决设计任务书中的相关问题。
在毕业设计中，综合运用数控加工刀具和数控工艺、工装夹具的设计等专业知识来分析与解决毕业设计中的相关问题。
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校核条件：
法兰的应力校核条件：
法兰颈部的轴向应力Mpa S1 ≤1.5[δ] t
法兰环的颈向剪切应力Mpa S4 ≤0.8[δ] t
内法兰环的轴向剪切应力Mpa S11 ≤0.8[δ] t
内法兰环和锥颈相连处的弯曲应力Mpa S12≤1.0[δ] t
卡箍的应力校核条件：
卡箍的轴向总应力Mpa S6≤1.5[δ] t
卡箍齿根的轴向剪切应力Mpa S7≤0.8[δ] t
卡箍齿根的弯曲应力Mpa S8≤1.0[δ] t
卡箍齿和封头齿接触面上的挤压应力Mpa S9≤1.6[δ] t
封头齿部的应力校核条件：
封头齿根的轴向剪切应力Mpa S13≤0.8[δ] t
封头齿根的弯曲应力Mpa S14≤1.0[δ] t
校核结果：合格
依据标准：HG 20582-1998
LANSYS.PV1.2 计算日期：2011-02-16 第 2 页共2 页
齿啮式卡箍连接
设计和计算
（按HG20582-1998）
诸城市金鼎食品机械有限公司。