1
SW6-1998v4.0使用说明
与工程
问
的讨论
2008. 11
秦叔经
全国化工设备设计技术中心站
上海延安西路376弄22号10楼
Tel:021-32140342-820
Fax:021-62489867
Email:tcedmci@public.sta.net.cn
sw6@tced.com
Web Site:www.tced.com
SW6v4.0 的升级内容
SW6 的基本使用方法和技巧
在使用SW6进行承压元件设计时,如何
正确理解和使用
中的条款
塔器、换热器、卧式容器、立式容器计算
方法的说明
软件使用的一些基本技巧
在WORD中形成计算书时,有时会出现字体很小的情况。应
在“工具-选项”对话框中点击“Web选项”按钮,然后在打开
的对话框中,将“取消下述软件不支持的功能”选择框的钩
去掉。
点击“出计算书”按钮后,如WORD已打开,但提示“ WORD
无法打开文档…DOC1”,这是WORD本身的问题。
解决办法:
删除文件Normal.dot,打开WORD,然后关闭,使生成一
新的Normal.dot
2
试验压力的取值
试验压力的下限:
液压试验:
气压试验:
试验压力的上限为满足以下公式:
tT P1.25 P ][
][
σ
σ=
tT P1.15 P ][
][
σ
σ=
( ) ( )
( )⎩⎨
⎧
Φ
Φ≤+= 气压试验
水压试验
s
s
e
eiT
T
Dp
σ
σ
δ
δσ
8.0
9.0
2
在标准GB150-1998中对外压容器的试验压力有如下的
规定:
液压试验: pT = 1.25 p
气压试验: pT = 1.15 p
带夹套的容器,当夹套内压力为正时,其内筒即为外压容器
在GB150的3.5.1节中说明:
“由两室或两个以上压力室组成的容器,确定设计压力时,
应考虑各室之间的最大压力差。”
SW6中对于带夹套容器内筒的最低试验压力按如下确定:
注:现程序中仍按“容器顶部的最高压力”定义设计压力
3
压力试验的目的:
1. 检验受压壳体的宏观强度;
2. 检验接头的可靠性:
- 焊接接头的致密性
- 法兰接头的密封性
压力试验是通过实验的方法来验证容器的宏观强度和密封性,
而不是通过计算来校核容器的强度
GB151中对封头在压力试验工况下的强度校核是不必要的
SW6确定试验压力的方法
在筒体单独计算时,程序仅取筒体材料的许用应力比值;
在设备计算时,程序会比较所有需计算零部件的许用应力
比值,选取最小值用来计算试验压力的最低值。
建议用户自行确定后将试验压力值输入
标准的作用和地位
采用标准的目的是使得产品设计既满足安全要求,又具有较
好的经济性。
所有的标准在被法规引用前都不是强制性的,仅当被法规
引用后,才会成为强制性标准。
国家标准(GB)中规定的往往是为保证安全所需要的最低要
求。
4
工程设计方法与结构的安全性
工程
中一些计算方法的说明
椭圆封头的设计计算公式:
[ ] 6.2215.02 ≤≤−= h
D
p
KpD i
t
i 适用范围φσδ
该公式考虑了椭圆封头与筒体连接处产生的边缘应力与压
力产生的薄膜应力叠加后的总应力,最大应力出现在封头与筒
体连接处。但该公式并没有采用应力分类的概念
ASME VIII-1采用的是第一强度理论
5
关于受外压筒体和变径段的壁厚计算
•锥壳与筒体连接处不作为支撑线时(见图b) ,按 L 和各自的
直径、壁厚进行校核,且锥壳厚度应不小于与之连接的筒体
厚度;
(a) (b)
•锥壳与筒体连接处作为支撑
线时(见图a) ,按GB150 中
7.2.5.2节计算锥壳厚度,并校
核与大、小端筒体连接处的
刚度是否足够;
• 锥壳与筒体连接处是否作为
支撑线由设计人员自行确定。
1. 大、小端连接处都不作为支撑线:
计算长度 L = 900+1000+800 = 2700 mm
分别计算大端筒体、锥壳、小端筒体的厚度。锥壳的最终厚度
取三者中大值;
2. 小端连接处作为支撑线:
计算长度 L = 900+1000
= 1900 mm
分别计算大端筒体、锥壳的厚度。锥壳
的最终厚度取两者中大值;
3. 大、小端连接处都作为支撑线
以 1000mm 作为锥壳长度, 对锥壳单独
计算其所需要的厚度
• 同一个结构可用不同的模型进行计算,
从而得到不同的结果
标准容器法兰选用举例:
法兰材料:锻件20钢;
设计温度:250
如选用压力等级为 0.25 MPa 的甲型平焊法兰,则该
法兰的最大许用工作压力为 0.17 MPa
标准容器法兰的公称压力是以板材16MnR在常温下的
强度为依据而制定
关于法兰选用和设计计算
标准容器法兰的最大允许工作压力应按 JB/T 4700
的表6和表7确定
6
法兰设计的 Waters 法
Waters法是一个强度计算方法,而法兰的失效主要是刚度不
够而引起的泄漏。故法兰计算的强度条件为:
[ ] [ ]( )
[ ]
[ ]
[ ] [ ]tfTHtfRH
t
fT
t
fR
t
n
t
fH or
σσσσσσ
σσ
σσ
σσσ
≤+≤+
≤
≤
≤
2
,
2
5.1 5.25.1
在进行法兰计算时,SW6认为用户输入的尺寸是已扣除了腐
蚀余量后的尺寸
法兰在设计压力下计算通过,并不能保证在压力试验时不发
生泄漏;同样,法兰在设计压力下计算通过,实际上也不能保
证在操作工况下,介质一定不泄漏
法兰设计时,选用法兰、垫片、螺柱、螺母的材料,需注意
匹配恰当;实际装配时,应注意螺栓的上紧程度
例:
P = 0.8 MPa; t=120℃ ;
Di = 1000mm;
选标准乙型法兰;PN=1.0MPa;法兰材料:锻件16Mn
垫片:内有石棉纤维橡胶垫;
螺栓:40Cr;
按GB150第9章计算,该法兰不合格。
原因:预紧力矩过大,使得法兰颈部弯曲应力不合格。
螺栓材料调整为35钢,该法兰校核合格。
7
法兰密封设计的基本步骤
z按介质的性质和压力选择合
适的垫片(材质和形状)
z确定合适的螺栓予紧力(螺栓
个数、直径和每个螺栓的予紧
力矩)
z法兰的强度和刚度校核 (保
证有一定的密封宽度以及垫片
不至于被压坏)
z 达到密封效果所需要的最小垫片
反力F 与压力和介质有关, 应由实验
测得, 按EN13445,取为:
R
pmbDF IGR ⋅⋅⋅⋅= π
z为了保证密封应满足:
Rg FF ≥
z已知垫片性能、螺栓材料和总截
面积以及设计压力后, 螺栓的予紧力
应满足:
pDF
wFFF
GP
RPb
⋅⋅=
−+≥
2
4
π
z为了保证密封应满足:
Rg FF ≥
金属垫片其中:
非金属垫片
pmbDF IGR ⋅⋅⋅⋅= π
Rg FF ≥
pDF
wFFF
GP
RPb
⋅⋅=
−+≥
2
4
π其中:
bgbg ΔΔΔΔ +=+ ~~
求得螺栓予紧力Fb 可按方程:
或:( ) ( ) 0~~ =−+− bbgg ΔΔΔΔ
8
开孔补强的设计方法
z 开孔补强的目的:减小壳体与接管连接处的应力水平,
避免由于该处的高应力水平而引起的开裂
z 考察设计方法是否合用的准则为,当按该方法设计后,应满
足:
1≈
bv
b
p
p
z 对筒体上法向接管的结构,WRC 335公报发表的实验结果
表明,满足等面积法补强要求后, 0.1~88.0≈
bv
b
p
p
在假定接管厚度与壳体厚度相等的条件下,要使得压力面积
法的有效补强范围大于等面积法的有效补强范围的条件是:
2
25.01
25.0
⎟⎟
⎟⎟
⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎜⎜
⎜
⎝
⎛
+
>
i
i
i
D
d
D
d
D
δ
=
iD
d
≥
iD
δ 0.0450.0170.0080.002
0.40.30.20.1
压力面积法与等面积法都是基于局部区域的内、外力平衡,
区别仅为补强有效范围的大小
一般性结论:
1)在小直径接管的情况下( ),等面积法的有效
补强范围小于压力面积法的有效补强范围,使得补强
计算结果较为保守;
2)在接管直径较大时,一般总是压力面积法的结果更为保
守,除非压力很高的情况
(当 时,压力 p 需大于0.09[σ]t 才会使等面积法
的结果更安全)
25.0≤
iD
d
5.0=
iD
d
9
开孔补强计算时所用的有效厚度没有考虑制造减薄量
切向接管补强计算的限制
对于长圆形开孔,GB150 规定长、短轴之比不得大于2.0。
在HG20582 中有同样的规定
平盖的补强计算
1)平盖上开孔可用两种方法进行计算:整体补强法和等
面积法;
2)标准法兰盖上开孔后,需进行法兰盖厚度校核和开孔
补强计算
关于不需另行补强的开孔
凡不符合GB150-1998 中8.3节条件的都需考虑补强及进
行补强计算(特别需注意表8-1的条件)
外压壳体上的大开孔补强尚没有标准所提供的常规计算
方法
关于壳体上安放的接管上受到机械外载时的
局部应力计算
• 对于筒体上接管受到机械外载时,如按HG20582 (即WRC107)
计算,将只计算筒体的强度;如按WRC297 计算,则还计算和校
核接管根部的强度。理论上要求按HG20582 计算时,接管应具有
足够的强度和较大的刚度
• 外力作用点的说明如下:
凡需输入接管伸出长度时,力和力矩的作用点均为接管法兰
密封面
不需输入接管伸出长度时,力和力矩的作用点为附件与壳体
的连接处,即壳体的外表面
10
• 球壳上安放接管或实心附件的局部应力计算时,由于图表的
关系,结构参数会受到限制,见HG20582 的图27-3 到图27-22。
如计算径向载荷P通过接管对球壳引起的应力时,当 时,
;而当 时,4~25.0=t
T 15=
t
rm 10~1=
t
T
例: , ,无法进行插值10=t
rm 5=
t
T
5=
t
rm
z 局部应力计算时,当外载荷大小和方向不变的条件下,
管子外径不变:管子厚度↑ :管子上的应力↓,壳体上的应力↑
管子厚度不变:管子外径↑ :管子上的应力↓,壳体上的应力↓
z 对于椭圆封头和碟形封头上的接管上作用外加机械载荷,程
序在计算壳体上的局部应力时,是以椭圆封头的当量半径和碟
形封头球冠部分的半径按球壳进行计算。在使用其他软件计算
时,要注意,对于椭圆封头和碟形封头,输入的局部应力计算
处的壳体半径并不是筒体半径
• 限制局部应力的强度条件可为
局部薄膜应力 ≤ 1.5[σ]t (1)
局部薄膜应力 + 弯曲应力 ≤ 3.0[σ]t (2)
在机械外载作用下,壳体上的局部应力将主要由局部薄膜应力
+ 弯曲应力 控制
11
浮头法兰厚度计算
或 (1)
取上两式中之大值。
操作工况下:
af J=δ 2LJL pf ++=δ
⎩⎨
⎧
⋅−−⋅+−⋅
⋅−⋅+⋅+⋅=
rrGTTGDD
rrTTGGDD
o LFLLFLLF
LFLFLFLF
M
)()(
结论:
式(1)得到的厚度不
是计算厚度,只能用于检
验假定厚度δf’是否合格。
lL hfr −−= β
δδ
cos22
'
当操作工况起主要作用时:
1. 浮头法兰受内压作用时,封头薄膜力的水平分力对法兰环作
用的扭矩一般不可能大于其它几个力对法兰环所作用的扭矩之
和。因此,封头焊入深度应尽可能取较小的值,以使封头薄膜
力的水平分力对法兰截面形心作用的力臂有较大值;
2. 浮头法兰受外压作用时,一般来说,封头薄膜力的水平分力
对法兰环将起主要作用,封头焊入深度的值不宜取得太小
当预紧工况起主要作用时,封头焊入深度对法兰厚度没有影响;
• SW6 中关于浮头法兰的设计计算方法
输入封头焊入深度 l和浮头法兰厚度,程序进行强度校核
由程序用优化计算的方法设计封头焊入深度l 和浮头法兰
厚度δf 。设计人员还应进行圆整后再次校核
当仅输入封头焊入深度l ,则程序所算出的浮头法兰厚度
δf 并不能保证满足强度要求。建议封头焊入深度l 和浮
头法兰厚度 δf 都不输入,而由程序给出优化计算结果后,
再进行调整
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当程序设计管板厚度时,如出现管子或壳体轴向力不合格,
程序会自动选用合适的标准膨胀节;不锈钢膨胀节的材料按
GB16749 为0Cr19Ni9 ,需用户在计算膨胀节前自行修改
固定管板换热器的计算
用SW6-98计算时,建议先计算管板,再计算膨胀节,以
利用程序所算出的膨胀节所受的轴向力
( 膨胀节校核计算时需要输入轴向力和轴向位移, 这两个值
必须通过管板计算才能得到)
程序允许用户直接输入膨胀节的刚度以进行管板计算
在计算膨胀节的许用平面失稳压力时,要用到的是膨胀节材
料加工成形后的实际屈服点,该值与许用平面失稳压力成正
比。
对于管板兼作法兰的结构,当配对的管箱法兰的法兰连接螺
栓强度校核不合格时,将无法进行管板的应力计算,程序在管
板应力计算时将提示“法兰力矩系数为0”
在换热器上安装标准膨胀节时,该标准膨胀节也需校核,
除非能确保该膨胀节的实际膨胀量小于标准中所规定的
允许最大膨胀量
固定管板换热器设计中,影响管板、管子和壳体应力的因素
1. 管、壳程温差大于50℃需考虑安装膨胀节”的原则不一定正
确,应通过计算确定。在设置膨胀节以后,有可能使得管板
应力或管板法兰部分的应力反而增大(特别在管程压力单独
作用的情况下)。
2. 在可能的条件下,应尽量
通过计算或实测获得壳体
和换热管的金属温度,这
两个温度值对换热管应力
校核有很大影响。
换热器管板计算中,所提及的管板与管子的连接方式都是以
强度为准(故强度焊加贴胀等同于焊接)
13
对于k > 1的情况,SW6中有按JB4732的解析法进行计算的模块;
该计算模块还可按解析方法对以下结构进行计算:
1) GB151中给出的b、e型结构管板;
2) 贴面焊薄管板;
3) 平齐焊薄管板
说明:
1) 对于k ≤ 1的情况,该模块也可按JB4732的解析法对b、e型结
构管板进行计算,但在屏幕结果显示中将提示用户选GB151的方法
进行计算;
2 ) 薄管板结构不能设置膨胀节
换热器设计标准没有提及的一些问题
标准与规范并不保证解决设计中的所有问题
对于带膨胀节的固定管板换热
器,在壳程压力较高时(如ps >
5MPa左右),压力对膨胀节的
推力可能使得壳体的轴向应力为
负,为平衡这个推力,管子的应
力将进一步增大。由于GB151没
有计及膨胀节的这个推力,使得
计算结果偏不安全。
固定管板换热器,在壳程压力较高或温差较大时,管板与壳
体连接处的薄膜应力加边缘弯曲应力的值有可能过大而导致在
该处开裂,特别在水压试验工况,但在现行规范中均没有给出
该处应力的计算式和强度条件。
在k > 1的计算模块中给出了管板与壳体连接处的薄膜应力加
边缘弯曲应力计算值,并进行了校核。如校核不通过时,应根
据应力不合格的工况而采取不同的结构尺寸修正
:
有温差工况:减小筒体厚度或增加管板厚度;
无温差工况:增加筒体厚度或减小管板厚度
14
GB151对管板作了满布管的假定,但实际上周边不布管区
的存在将有助于降低换热管中的最大应力。 GB151简化算法
的后果是对换热管应力校核的结果在某些情况下会过于保
守,特别是对浮头式换热器,有可能使保守程度大于100%以
上。
GB151 的简化方法只计算布管区最外圈的管子应力,将有
可能忽略掉管子应力的最大值。另外,该简化方法肯定忽略掉
了正、负两个不同符号最大值中的一个。
标准没有要求对膨胀节在压力试验工况下进行应力校核,
当介质存在腐蚀的条件下,设计人员需考虑在正常大修以后
在膨胀节被腐蚀条件下进行压力试验的工况。
塔式容器的设计计算
地震影响系数曲线中的指数与阻尼比有关(原标准中该指数
取0.9,相当于阻尼比取0.05) ,阻尼比可取0.01~0.03,SW6 默
认取0.01(参照JB4710-2005 的编制说明)
多腔塔两腔之间的分隔封头在塔器程序中不能计算,可利
用零部件程序进行计算
15
塔设备各段筒体用法兰连接时,该连接法兰的计算压力将
由程序自动计算得到,该计算压力可能远高于塔设备的设计压
力,在选用标准法兰时必须注意这一点
考虑水压试验工况下,塔设备筒体应力校核时的试验压力
取值:
周向应力校核:计算压力值 = 立试时表压+液柱压力
轴向应力校核:计算压力值 = 立试时表压
液柱压力的计算:
单腔塔:液柱压力 = (筒体总高+上封头高度)(m)×9.81/1000
多腔塔:液柱压力 = 每腔筒体高度(m) ×9.81/1000
各危险截面最大组合应力的计算
卧式容器的设计计算
计算中考虑了地震载荷对容器的作用。但将卧式容器简化为
质点考虑,即有:
且取阻尼比为0.05,得到η2 =1,因此
设备所受的地震力为
mgFh ⋅= α
gTT =
maxαα =
16
JB4731-2005中,比原GB150-89增加的计算内容:
z 无集中载荷作用的情况:
1)校核鞍座在温差载荷作用下的强度
[ ]satsa
rsa
t
sa Z
FfH
A
F
σσ
σ
≤
−−=
z无集中载荷作用的情况(续):
2)校核鞍座在地震载荷作用下的强度
⎪⎪⎩
⎪⎪⎨
⎧
>−−
−−−
≤−−−−=
mgfF
ALA
HF
Z
HFfF
A
F
mgfF
ALA
HF
Z
HF
A
F
Ev
sa
vEv
r
sEv
sa
Ev
sa
vEv
r
Ev
sa
sa
)2(
)(
)2(2σ
)( AL
HFF vEv
2−+
[ ]sasa K σσ 0≤
z无集中载荷作用的情况(续):
3)校核地脚螺栓在地震载荷作用下的强度
l
HF vEv
l
HF vEv2
EvF
2
EvF
[ ]
[ ]btbt
bt
sEv
bt
btbt
bt
vEv
bt
An
FfF
K
nlA
HF
στ
τ
σσ
σ
8.0
'
0
≤
−=
≤
=
17
z有集中载荷作用的情况:
1)筒体上需进行轴向应力校核的危险截面:
a)鞍座截面;
b)集中载荷作用的截面;
c)轴向弯矩导数为0的截面
( )
( ) ( ) 11
2
1
1
2
1
1
1
23
2
4
3
20
xFxAxAhhRqM
axAh
q
Fx
dx
dM
i
ii
i
⋅+⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣
⎡ +−+−−=
≤−−=⇒=
max
需满足
( )
iio
oo
hehqG
xFxAqxAeGMM
8
3
3
2
2 1
2
=⋅=
⋅++−++−=
;
)(
z有集中载荷作用的情况(续):
2)校核鞍座在温差载荷作用下的强度:
同无集中载荷作用工况,但鞍座反力取两个反力中的大值
3)校核地震载荷作用下的各个应力:
a)鞍座截面上筒体的压应力σ5 ~σ8;
b)鞍座腹板压应力σ9;
c)鞍座筋板和腹板组合截面的弯曲应力σsa;
d)地脚螺栓的拉应力和剪应力
注:1)鞍座反力取两个反力中的大值;
2)要计及附加设备在地震作用下产生的弯矩;
3)考虑地震载荷作用,只计算操作工况下的应力;
4)许用应力乘以系数 Ko = 1.2
z腹板长边中心线与筋板短边距离
结构1:
结构2:
2
t−
2
l
18
• 一般卧式容器鞍座和筒体应力计算方法
Zick法的主要贡献是在已知轴向弯矩和支座反力的条件下,
给出了计算轴向弯曲应力和鞍座处压缩应力的公式
对具有以下特点的卧式容器使用Zick法的要点是计算出最
大轴向弯矩和支座反力:
1. 载荷非均匀分布
2. 鞍座或其他结构相对于跨中截面非对称布置
3. 采用了两个以上的鞍座
感谢您的支持!
谢谢!