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ASME法兰计算在强制性附录2中，其计算原理和方法与GB150一致，两者计算的结果也基本相同。但是两种法兰的一些设计细节有哪些不一样呢？ 1.垫片宽度
GB中设备法兰一般参考NB/T47021-47023-2012中的数据，相对应的垫片一般选用NB/T 47024~47026-2012的相应规格。一般根据标准的公称直径与压力等级选用相应规格的垫片，填写标准号。
ASME没有设备法兰的标准垫片可选，一般可以参照相应的管法兰或者附录表2-4选择垫片宽度，设计垫片并出垫片图。
从表中可以看到，ASME推荐的垫片宽度较宽。在NB中的缠绕垫片最大宽度25，软垫片最大宽度30。过大的垫片宽度，会使预紧力过大，从而获得更厚的法兰，不是特别经济。实际设计时，可以采用NB的法兰和垫片尺寸去校核。
2. 自紧式垫片
GB中的表7-2常用垫片特性参数与ASME的附录2中表2-5.1基本相同，但是少了第一种垫片。
例如使用O型圈垫片，可以参考ASME的垫片取值，m，y值均为0.
3. 法兰刚度计算
GB150中仅对整体法兰需要校核法兰刚度。
除了在有成功相同工程经验或者不太苛刻的情况，可以豁免刚度计算外，其他的情况，均需要按照ASME VIII I附录表2-14对整体法兰，带颈松套法兰，任意式法兰校核法兰刚度。
关于刚度公式的来源可以参考桑老师的论文。
按照ASME对于刚度系数的定义，KI和KL均指法兰密封面的最大允许偏转角。由于松式法兰的偏转角KL=0.2°，所以一般来说按照ASME设计的松式法兰，大部分比GB计算的要厚。
国标认为松式法兰是没有必要校核刚度的。
我以前遇到的案例，大直径甲型法兰，计算通过了，但是使用过程中就是封不住。厂家打电话过来质问我们，是不是把计算搞错了。经过仔细核对，计算真没有问题。但是悄悄按照ASME核算了一下刚度，不够。当然当时连整体法兰都不用核算刚度，更不论甲型法兰。所以技术部的答复是，完全按照规范，设计没有问题。最终也不知道他们最后怎么解决的。
这个地方真可以商榷一下，不能因为松式/活套法兰刚度让法兰厚度增加了，就整体抛弃不用了吧。把刚度系数改大点来核算也行啊，不能因噎废食，讳疾忌医啊。
4. 管箱法兰计算
在计算管箱法兰时，GB151未考虑分程隔板处垫片对于预紧力的影响。
在ASME VIII I中，对于分程隔板垫片应当考虑计入螺栓载荷。
详情可以参考下面的文章：
5.WN法兰小端厚度取值
从计算理论上来说法兰的计算模型是考虑筒体与法兰小端同样厚的。若不同样厚，则法兰需要采用衰减长度h=sqrt(Bg0)的直边段。
ASME的WN法兰，小端厚度=min（法兰小端厚度，对接的筒体厚度）。
当锥段1:3削边时可不留直边段。当然为了保证焊接及拍片效果也可以留能够做坡口的直边长度。
NB/T47023允许小端厚度大于筒体厚度。
详情可以参考如下文章：
6. 螺栓间距修正系数
在ASME中，对于剧毒操作的容器或当用户或其指定代表规定时，最大螺栓间距应符合如下公式。
当相邻两螺栓间距超过2a+t时，在计算法兰应力时，应将M0乘以螺栓间距修正系数Bsc，Bsc等于间距比值开根号。
Bsc都大于1，所以当螺栓间距太大时，应该使用更大的法兰力矩Mo作为补偿。
在GB中，这一点缺失比较遗憾。比如在SW6中，设计螺栓间距超过了最大螺栓间距，程序是不做处理的。很多设计人员只看最后应力和刚度是否合格。螺栓间距超出就不管了。这样会留下泄露的隐患。
实际上很容易理解，螺栓间距过大，会影响密封的均匀性。两螺栓正中处垫片的压紧力肯定小于螺栓处的压紧力。
如果在GB设计中，遇到这种情况应当如何处理呢？
个人建议此时手动计算Bsc，然后将应力计算结果都扩大Bsc倍，如果计算通过，那么基本没有什么问题了。但是建议最好SW6主动考虑这个，方便设计合理。
7.甲乙型法兰
在GB中，经常使用NB/T47021的甲型平焊法兰。 或者乙型法兰：
ASME一般是不使用NB/T47021/47022的甲型或者乙型法兰的，主要是ASME中遍寻不着此种焊接结构。 图2-4（11）似乎和乙型法兰类似。但是要注意其中的注：
图UW-13.2的（m）（n）内容如下：
a为3倍筒体厚度，这是基本上无法做到的。对比甲型乙型法兰，焊脚高小的多。
如果一定要用平焊法兰可以采用类似的焊接结构。如附录2中图2-4（4a） 我觉得把，既然要求这么高，甲乙型还是别用了。
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