(整理)具有环形垫片的螺栓法兰连接计算规则
EN1591法兰计算标准简介_一_
CPVT EN1591 法兰计算标准简介 (一) Vol20. No10 2003
计 规 则 ———第 一 部 分 : 计 算 方 法 ”[7] ( 以 下 简 称 EN1591) , 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[8] 。
范仅考虑螺栓法兰连接在结构上能否保证安全 (结
构完整性) ,即限制螺栓和法兰的线弹性强度 。规范
不能保证泄漏率在确定的范围内 (连接密封性) 。实
际上 m 、y 是非规定性的 ,只是用来确定垫片安装和
操作状态下螺栓载荷的建议值 。因而这些数值只能
看成是推荐值 , 不认为是经过试验的 。尽管近年来
对它们的适用性有疑问 , 这些系数仍沿用了将近半
差别 。 …在任何情况下 , 显然在拧紧螺栓时产生的
螺栓预紧应力 ,可能且在某些情况下必须大于设计
值 。”[3] ,由此可见 , 排除其他降低螺栓载荷的因素 ,
·8 ·
EN1591 是在压力设备指令 ( PED) 的框架内 , 由 CEN/ TC74 准备了一份新的法兰计算标准 , 因此该 标准的条款符合 PED 的主要要求 ( 见标准的附录 ZA) 。标准规定了圆型螺栓 —垫片 —法兰接头的计 算方法 ,其目的是保证结构完整性和控制接头泄漏 , 即验证强度和密封两个准则 。计算中考虑整个法兰 - 螺栓 —垫片系统的特性 , 计算参数不仅包括基本 的 ,如流体压力 (内压或外压) 、法兰 、螺栓和垫片材 料的机械强度 、垫片的压缩系数和名义的螺栓载荷 ; 也包括考虑拧紧螺栓时载荷的分散性 ; 由于连接件 变形引起垫片力的改变 ; 相连管道和壳体 、外载荷 (轴向力和弯矩) 以及螺栓和法兰之间温度差 (法兰 、 螺栓和垫片的轴向热膨胀) 等的影响 。密封性能的 计算基于接头的所有部件之间载荷/ 变形关系的弹 性分析 。强度计算则基于法兰 —壳体结合处的极限 (塑性) 分析 。
法兰配套螺栓长度公式
法兰配套螺栓长度公式法兰配套螺栓长度公式是工程设计中常用的计算方法，用于确定法兰连接的螺栓长度。
在设计和安装过程中，正确计算螺栓长度十分重要，以确保连接处的安全和可靠性。
在计算法兰配套螺栓长度之前，我们首先需要了解法兰的类型和规格。
不同类型的法兰在螺栓数量、螺栓孔径和螺栓间距等方面可能存在差异，因此在计算螺栓长度时需要考虑这些因素。
对于标准的法兰连接，通常采用公式进行计算。
螺栓长度公式的一般形式为：L = H + T + M其中，L表示螺栓长度，H表示法兰连接的总厚度，T表示垫片的厚度，M表示螺栓的超出长度。
我们需要确定法兰连接的总厚度H。
法兰连接的总厚度包括法兰本身的厚度以及两侧垫片的厚度之和。
在实际应用中，可以根据设计要求或标准规定来确定法兰连接的总厚度。
接下来，我们需要确定垫片的厚度T。
垫片的主要作用是填充法兰连接间的间隙，以保证连接的紧密性。
垫片的厚度可以根据设计要求、工作条件和标准规定来确定。
我们需要确定螺栓的超出长度M。
螺栓的超出长度是指螺栓在法兰连接中超出螺母的长度。
螺栓的超出长度需要根据实际应用中的要求来确定，一般建议超出长度不小于螺栓直径的1.5倍。
通过以上三个参数的确定，我们就可以计算得到法兰配套螺栓的长度L。
在实际应用中，还需要注意选择合适的螺栓规格和材料，以满足连接的强度和耐久性要求。
需要注意的是，以上公式仅适用于标准法兰连接。
对于非标准法兰连接或特殊工况下的连接，可能需要根据具体情况进行调整或选择其他计算方法。
在进行法兰配套螺栓长度计算时，还需要考虑实际施工和安装的因素。
例如，施工现场可能存在的螺栓安装空间限制、螺栓紧固方式选择等。
这些因素可能会对螺栓长度的确定产生影响，因此在实际应用中需要综合考虑。
正确计算法兰配套螺栓长度对于连接的安全和可靠性至关重要。
通过合理选择参数和正确应用公式，可以确保法兰连接的质量和性能。
在实际工程中，设计人员和施工人员应密切配合，确保法兰连接的正确安装和紧固，以提高工程质量和使用寿命。
法兰重量计算公式
法兰重量计算公式什么是法兰重量计算公式？一般情况下，法兰重量计算公式是指在机械工程中，针对法兰螺栓、垫片、圆环和衬垫等组件，需要计算出其重量的公式。
这些组件常常用于机械零件的固定和连接，如轴承、驱动轴等。
法兰重量计算公式十分简单，是由螺栓数量，螺栓螺纹规格，垫片数量，垫片厚度，垫片外径，衬垫厚度和衬垫外径7个参数组成。
它能够用来计算法兰的净重，即减去螺栓、垫片、衬垫以外的部分重量。
为了使用法兰重量计算公式，首先要了解每个参数的含义。
螺栓数量指的是需要用来连接法兰的螺栓数量；螺栓螺纹规格指的是每个螺栓螺纹的规格；垫片数量指的是需要用来连接法兰的垫片数量；垫片厚度指的是每片垫片的厚度；垫片外径指的是每片垫片的外径；衬垫厚度指的是每片衬垫的厚度；衬垫外径指的是每片衬垫的外径。
其次，需要获得关于这些参数的数据。
根据螺栓的尺寸和类型，以及垫片和衬垫的尺寸和类型，可以查询到螺栓螺纹规格，垫片厚度，垫片外径，衬垫厚度和衬垫外径等参数。
最后，按照公式将上述参数一一计算，便可以得出法兰的净重。
具体公式如下：重量(g)=n1xl1x（D+d）/1000+（n2xS2xD2xH2）/1000+（n3xS3xH3）/1000其中，n1为法兰螺栓数量，l1为螺纹规格，D为垫片外径，d为垫片厚度，n2为垫片数量，S2为垫片厚度，D2为垫片外径，H2为衬垫厚度，n3为衬垫数量，S3为衬垫外径，H3为衬垫厚度。
法兰重量计算公式的应用非常广泛。
在实际的机械制造过程中，利用它可以准确估算部件重量，从而有利于提高产品质量、降低制造成本，并节约资源。
此外，它还有助于我们了解零件在汽车、船舶、机器人和建筑等各个领域的使用情况，以及装置力学性能等参数。
总之，法兰重量计算公式是一种有用的重量计算方法，在机械领域具有重要的意义。
它可以帮助工程师们准确估算零件的重量，提高产品质量，降低成本，同时也可以促进资源的有效利用。
螺栓连接计算公式总结
螺栓连接计算公式总结螺栓连接是机械设计中常见的一种连接方式，其主要计算公式可以总结如下：1.螺栓直径与被连接件孔径的配合关系设计有预紧力的螺栓连接，如需要拆卸，则螺栓直径应与被连接件的孔径有一定配合关系。
一般可按下列公式计算：d ≤ D -（1~1. 5）S其中 d为螺栓直径；D为被连接件的孔径；S为配合安全系数，轻型为1.0~1.1，重型为1.1~1.2。
2.螺栓承载能力的计算螺栓的承载能力应按下式计算：N ≤ Ψ·Σmiu·d²/4×[σ]其中 N为螺栓所受的剪切力及拉力之和（N）；Ψ为接头系数，由试验方法确定，一般可取0.6~0.7；Σmiu为各被连接件（钢板）的抗剪面积（对粗制螺栓取miu=mi+0.175mi，其中mi为被连接件（钢板）的重量（kg），对精制螺栓则取miu=mi；d为螺栓直径（m）；[σ]为螺栓材料的许用应力（MPa）。
3.拧紧螺栓所需的轴向力的计算拧紧螺栓所需要施加的轴向力可按下式计算：Fj=π·d·Σmp·d/4×[σ]其中 Fj为拧紧螺栓所需要施加的轴向力（N）；d为螺栓直径（m）；Σmp为各被连接件接触部位的预紧面上的正应力的合力（N/㎡），一般可取Σmp=(0.7~1.0)σs；[σ]为螺栓材料的许用应力（MPa）。
4.装配时的顶紧力的计算装配时的顶紧力可按下式计算：Fk=π·d·(Pmax-Pmin)/[d×(2~3)×(σs-σb)]其中 Fk为装配时的顶紧力（N）；d为螺栓直径（m）；Pmax为预紧时所需的最小顶紧力（N）；Pmin为预紧时所需的最大顶紧力（N）；σs为螺栓材料的屈服极限（MPa）；σb为螺栓材料的强度极限（MPa）。
一般情况下取预紧应力的中间值。
要求装配后获得准确预紧力，最好使顶紧力小于或等于设计计算值。
根据顶紧力乘以相应的保险系数即为需要的拧紧力。
法兰配套螺栓长度公式
法兰配套螺栓长度公式法兰配套螺栓长度公式是计算法兰连接件中螺栓长度的一种数学公式。
在机械工程中，法兰连接是一种常见的连接方式，用于连接两个或多个管道、阀门、容器等设备。
螺栓是法兰连接中的重要组成部分，其长度的计算对于连接的安全性和可靠性至关重要。
法兰配套螺栓长度公式是根据螺栓和法兰的尺寸以及连接要求来确定的。
一般来说，公式的计算包括以下几个步骤：1. 确定法兰的尺寸：法兰有不同的标准尺寸，包括直径、螺距、孔径等。
根据工程需求和设计要求，确定所需的法兰尺寸。
2. 确定螺栓的尺寸：螺栓也有不同的标准尺寸，包括直径、螺距、长度等。
根据法兰尺寸和连接要求，确定所需的螺栓尺寸。
3. 确定法兰配套螺栓的数量：根据法兰连接的要求，确定所需的螺栓数量。
一般情况下，螺栓数量应足够保证连接的安全性，同时避免过多的螺栓造成浪费。
4. 计算螺栓的长度：根据法兰和螺栓的尺寸以及连接要求，使用法兰配套螺栓长度公式计算出所需的螺栓长度。
这个公式通常由工程师或专业人士根据经验和实践总结得出，具体公式的表达可能会因不同的工程和应用而有所不同。
需要注意的是，法兰配套螺栓长度公式的计算结果只是一个近似值，实际应用中可能还会考虑其他因素，例如连接的紧固力、材料的选择等。
因此，在设计和使用过程中，还需要根据实际情况进行验证和调整，以确保连接的安全可靠。
法兰配套螺栓长度公式是一种计算法兰连接中螺栓长度的数学公式，通过确定法兰和螺栓的尺寸以及连接要求，可以计算出所需的螺栓长度。
在实际应用中，还需要考虑其他因素，以确保连接的安全性和可靠性。
这个公式对于机械工程师和设计人员来说非常重要，可以帮助他们进行连接件的设计和选择，以满足工程需求和设计要求。
法兰垫片高度计算公式
法兰垫片高度计算公式法兰垫片是一种常见的密封元件，用于连接管道和设备的法兰之间，起到密封和防漏的作用。
在安装法兰垫片时，需要根据管道和设备的尺寸来计算法兰垫片的高度，以确保密封效果。
本文将介绍法兰垫片高度的计算公式，以及一些注意事项。
法兰垫片高度计算公式如下：H = (D1 D2) / 2 + C。
其中，H为法兰垫片的高度，D1为法兰的外径，D2为法兰的内径，C为法兰垫片的厚度。
在使用这个公式进行计算时，需要注意以下几点：1. 确定法兰的外径和内径。
在计算法兰垫片高度之前，首先需要确定管道和设备上的法兰的外径和内径。
一般来说，法兰的外径可以直接测量得到，而法兰的内径则需要根据管道和设备的尺寸来计算。
确保准确测量法兰的外径和内径是计算法兰垫片高度的第一步。
2. 确定法兰垫片的厚度。
法兰垫片的厚度是指垫片在未受压缩状态下的厚度。
通常情况下，法兰垫片的厚度是根据管道和设备的工作压力来确定的。
在计算法兰垫片高度时，需要将法兰垫片的厚度考虑在内。
3. 注意单位。
在使用上述公式进行计算时，需要确保所使用的尺寸单位是一致的。
一般来说，法兰的尺寸通常以毫米或英寸为单位，而法兰垫片的厚度通常以毫米为单位。
在计算法兰垫片高度时，需要将所有的尺寸单位统一为同一单位，以确保计算结果的准确性。
4. 考虑安装压力。
在实际安装法兰垫片时，需要考虑安装时的压力情况。
一般来说，法兰垫片在安装时会受到一定的压缩，这会影响法兰垫片的实际高度。
因此，在计算法兰垫片高度时，需要考虑安装时的压力情况，以确保安装后能够达到预期的密封效果。
总之，法兰垫片高度的计算公式可以帮助工程师们在安装管道和设备时准确计算法兰垫片的高度，以确保密封效果。
在使用这个公式进行计算时，需要注意测量法兰的外径和内径、确定法兰垫片的厚度、统一尺寸单位以及考虑安装时的压力情况。
通过合理计算法兰垫片的高度，可以确保管道和设备的安全运行，减少泄漏和事故的发生。
螺栓连接计算
[ ]
4
d12
二、受扭矩作用的螺栓组联接
• 1、受扭矩作用的普通螺栓组联接
fF0 fF0
力矩平衡条件： fF0 r1 fF0 r2 fF0 ri K s T
i 1 z
f ri
i 1 z s
所需预紧力： F0
ca
1.3F0
KT
[ ]
应力合成： ca 2 3 2
强度条件 设计公式
ca
1.3F0 1.3 4F0 2 [ ] 2 d1 / 4 d1
1.3 4 F0 d1 [ ]
F0
• 结论：在拧紧时受拉伸、扭转的联合作用，在 计算时，只按拉伸强度计算，并将计算结果重 大30%来考虑扭转的影响。
• 3、承受工作剪力的紧螺栓联接
d 0 Lmin 挤压强度条件： p [ P ] F
Lmin 1.25d 0
4 剪切强度条件： d0 2 F
[ ]
§5-6 螺栓组联接的设计
一、螺栓组联接的结构设计 1、为便于加工制造、对称布置螺栓，同时接合面受力均匀， 被联接件（接合面）形状应简单对称。（轴对称等）
§5-5 螺纹联接的强度计算
失效分析 普通螺栓：螺纹部分被拉断或塑性变形。 设计准则：保证静强度或疲劳拉伸强度。 •铰制孔用螺栓：螺栓杆和孔壁的贴合面出现压溃或螺 栓杆剪断。 设计准则：保证螺栓的挤压强度和剪切强度。 计算步骤：受力分析，计算（或校核），查手册确定 其他尺寸
一、松螺栓联接强度计算
1.受载荷形式——轴向拉伸（工作拉力F） 2.失效形式——螺栓拉断（静、疲劳） 3.设计准则——保证螺栓拉伸强度 4.强度条件： σ≤[σ] 4 F 2 5.危险截面应力计算： d1 6.螺栓材料及许用应力——（§5-7） 7.安全系数——（§5-7） 4F 8.设计计算方法：d1 [ ] 查手册，求d
(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。
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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)式中为法兰环截面的转角; 为法兰的转动柔性模量;为法兰的弹性模量;为施加在法兰环上的弯矩。
对于活套法兰:=/×= (5)式中为活套法兰转角;为活套法兰的转动柔性模量;为活套法兰的弹性模量; 为施加在活套法兰上的弯矩。
公式(4) 、(5) 中的h 为各外力的力臂,直接或由计算获得。
以上转角可按每一计算工况确定。
如果规定了所用垫片的最大允许的法兰转角, 就可以检验计算值是否在最大允许值以下。
四：螺栓不考虑螺栓的弯曲刚度和弯曲强度,但螺栓的拉伸刚度近似包括了螺栓与螺母或螺纹孔螺纹部分的接触变形,螺栓的轴向伸长与螺栓载荷之间的关系为:=/×(6)式中为螺栓伸长; 为螺栓的轴向柔性模量;为螺栓的弹性模量; 为螺栓载荷。
五：垫片垫片压缩量与作用在垫片上的载荷之间的关系为:= -/×(7)式中为预紧工况和工况I 之间的垫片厚度的改变量,负值表示垫片压缩, 正值表示垫片回弹; 为垫片的轴向柔性模量; 为垫片卸载时的弹性模量;为预紧工况和工况I 之间的垫片载荷的变化量。
随作用在垫片上的压缩应力Q 增加而增大,其计算方法采用线性模型:= Eo + Q (8)是从最大装配应力Q 的100 %到33 %之间测量得到的卸载弹塑性正割模量, ENV1591 - 2 提供部分垫片和参数。
因垫片在螺栓圆内与法兰面接触,垫片的有效宽度随法兰转动而改变。
法兰转动导致垫片沿径向非均匀的应力分布。
有效垫片宽度按装配工况( I = 0) 确定,且假设在其后的所有载荷条件下不再改变。
的计算包括法兰的弹性转动、垫片的弹性和塑性变形。
弹性变形的垫片的有效宽度与载荷呈平方根的变化关系。
塑性变形的垫片, 其垫片有效宽度随载荷变化呈直线关系。
在垫片有效尺寸的计算中考虑了4 种垫片类型:低硬度的平垫片、复合或纯金属材料垫片、具有曲面的金属垫片(单边接触) 、八角截面金属垫、椭圆或圆截面金属垫片(双边接触) 。
垫片在压缩和(或) 高温下,会发生蠕变和松弛。
在EN1591 - 2 中, 通过垫片蠕变系数修正:(包括蠕变) = ×(不包括蠕变) 。
为了补偿由于蠕变和松弛现象引起的垫片应力的降低,，要求提供更高的预紧力。
六：载荷EN1591 按装配工况( I = 0) 和其后的各种计算工况( I = 1 ,2 ⋯) 分别计算连接系统中的力和变形平衡。
装配工况作为参照状态,其后的各个计算工况,典型的如试验工况( I = 1) 、设计工况( I = 2) 、操作工况( I = 3) 等。
对每一种工况,考虑下列载荷:6.1 流体压力内压( > 0) 、无压(= 0) 或外压(< 0) , 产生以下合力: = (π/ 4) ××(9)式中为作用在垫片上力的位置,不是不发生泄漏的位置,这种考虑是比较保守的。
对于宽度较大的垫片,过高估计了来自流体压力的载荷。
6.2 内压的径向作用内压的径向作用是法兰环截面承受径向压力载荷的作用,即:(10)式中为承受内压的法兰环截面的厚度。
6.3 外载荷轴向拉伸( > 0) 或压缩力(< 0) 和弯矩形成下列合力:= ±(4/ ) ×(11) 若存在外弯矩时,应分别考虑以下两种情况,即在弯矩引起附加的拉伸载荷的一侧(符号为+ ) , 法兰或螺栓的载荷极限以及最小垫片压缩量起决定作用;而在弯矩引起附加的压缩载荷的一侧(符号为- ) ,垫片的载荷极限是决定因素。
6.4 温度载荷相对于装配条件下( T0) 的螺栓和法兰环之间的轴向热膨胀差由下式给出:= ××( - ) - ××( - ) -××(-) - ××(-)-××(- ) -××(- ) (12)式中和分别为螺栓、垫片、整体(活套)，，，法兰的温度和热膨胀系数。
为考虑热膨胀后的法兰环的厚度。
如果存在垫圈, 应计入垫圈的厚度(假设它们与法兰具有同样的温度和热膨胀系数) 。
七.力和变形平衡对每一计算工况,螺栓载荷、垫片反力、因外载荷引起的合力以及内压引起的合力之间满足如下的静力平衡方程:= + + (13)在装配工况和其后的计算工况,螺栓法兰连接的各部件位移存在如下几何关系:=(14)字母重复的表示非同型法兰对中的一个法兰。
由以上两式, 得到如下联系螺栓法兰接头中各力的变化的基本方程式:·+·+ ·= ·+·+ ·+ (15)式中、、分别为每一计算工况( I = 0 , 1 , 2⋯) 下、、所对应的轴向柔度。
八．载荷限制值的确定准则一般而言，有几种法兰结构的失效型式：过度变形、蠕变、磨蚀／腐蚀和疲劳。
和某些规范一样，EN1591也不考虑法兰和螺栓的蠕变以及疲劳。
在EN1591中，强度准则出于防止过度的塑性变形，相当将连接系统的载荷限制在按理想塑性材料进行极限分析所确定的极限载荷的安全范围内，这些限制在EN1591中以计算载荷比，即作用于该部件的载荷与部件强度的比率表示。
用于计算的名义设计应力取自相应的计算规范，例如EN13444。
因各种紧固螺栓方法都存在某种程度的不精确性，预紧工况的载荷比按计算；在其后的计算工况，计算载荷比所用的力出自装配垫片力。
若频繁反复装配，则需要限制塑性变形累积。
8．1 垫片载荷比垫片的强度准则相当于限制垫片的压缩，必须验证下列的载荷比：=式中为垫片反作用力为理论垫片接触面积为垫片最大允许压缩应力8．2 螺栓载荷比螺栓的强度准则相当于限制螺栓的伸长。
螺栓的极限载荷计算式如下：+ (17)式中为螺栓载荷为螺栓截面积为作用在螺栓杆的扭矩(取决于螺栓紧固装置)为螺栓杆的塑性扭转模量为螺栓的名义设计应力(按压力容器规范的定义和采用的数值)于是，载荷比必须满足下式给出的条件：=(18)式中 C为螺栓扭矩系数：C=1系基于塑性极限准则，据此在装配时某些有限的塑性应变可能在螺栓外圆发生；C=4／3系基于弹性极限准则。
8．3 法兰载荷比法兰的强度准则相当于限制法兰的转角。
对法兰而言，极限载荷计算仅就法兰环或焊环截面，尤其在某些情况下仅针对其危险截面。
以下为确定与壳体连接的法兰的极限载荷的例子(若取为法兰环的周向应力和为法兰环的屈服应力或名义设计应力)。
由弹性理论确定因变形引起的法兰环中的合力和弯矩为：=+=- (19)按极限载理论：= -≤ z<=z (20)对长方形截面：=(2-)=[(+)-] (21)于是，法兰环的极限载荷公式为︱(-)︱+=1 (22)采用按弹性理论确定作用于法兰环的和表达式，同时取作用于与壳体相连的法兰环上的力和弯矩表达式，于是得到与壳体相连的法兰的载荷比表达式。
对所有计算工况，各载荷比应小于或等于1。
对较宽范围的整体法兰和活套法兰则要求更严格：载荷比应小于或等于 <1。
九．预紧的考虑9.1 预紧力计算如前所述EN1591计算基于完整性和密封性准则，因而最小预紧力考虑预紧和密封两者的要求。
即在装配工况下(I=0)：垫片表面压力必须高于 (预紧准则)；在其后的所有工况下(I>0)：垫片表面压力必须高于 (密封准则)。
如果没有密封试验依据，可由EN1591—2中的／P值决定。
当有密封试验依据时，可根据给定的压力，温度和最大垫片表面压力下要求的泄漏率来确定。
由和值决定需要的最小螺栓预紧力,此需通过迭代计算直到假设的预紧力接近计算要求的预紧力。
9．2 考虑预紧分散性和确定预紧扭矩由于紧固方法导致最终结果的分散性，所以实际螺栓预紧力必须大于需要的螺栓预紧力。
EN1591以+和一考虑紧固方法的分散度。
因此，实际螺栓预紧力受到如下的限制：（23）式中=（1-）=（1+）（24）为平均螺栓预紧力名义螺栓预紧力必须进行如下的校核：（25）（）同理，计算装配工况下的载荷比用如下的紧固力：-------------------------- =（1+）（26）为了达到名义螺栓预紧力，紧固螺栓需要的扭矩值如下式所示：=（++）式中螺栓数目螺母与螺栓头的平均接触直径螺纹的平均接触直径螺母与螺栓头的摩擦系数螺纹的摩擦系数螺纹的牙距螺纹半角。