压力容器设计

压力容器 压力容器设计基础 一(概述 1、标准适用的压力范围 GB150,1998《钢制压力容器》设计压力P:0.1,35 MPa 真空度:?0.02 MPa GB151,1999《管壳式换热器》设计压力P:0.1,35 MPa 真空度:?0.02 MPa 公称压力PN?35 MPa，公称直径DN?2600mm 4 PN•DN?1.75×10 JB4732,95《钢制压力容器-设计标准》设计压力P:0.1,100 MPa 真空度:?0.02 MPa JB,T4735,1997《钢制焊接常压容器》设计压力P: 圆筒形容器:-0.02 MPa?P?0.1 MPa 立式圆筒形储罐、圆筒形料仓 -500Pa?P?0.2000 Pa 矩形容器: 连通大气 3 GB12337,1998《钢制球形储罐》设计压力P?4MPa,公称容积V?50M JB4710,2000 《钢制塔式容器》设计压力P:0.1,35MPa (对工作压力<0.1MPa内压塔器,P取 0.1MPa) 高度范围 h>10m 且h/D(直径)>5 2.设计时应考虑的载荷 1) 内压、外压或最大压差; 1 2) 液体静压力(?5%P); 需要时，还应考虑以下载荷 3) 容器的自重(内件和填料)，以及正常工作条件下或压力试验状态下内装物料的重力载荷; 4) 附属设备及隔热材料、衬里、管道、扶梯、平台等的重力载荷; 5) 风载荷、地震力、雪载荷; 6) 支座、座底圈、支耳及其他形式支撑件的反作用力; 7) 连接管道和其他部件的作用力; 8) 温度梯度或热膨胀量不同引起的作用力; 9) 包括压力急剧波动的冲击载荷; 10) 冲击反力,如流体冲击引起的反力等; 11) 运输或吊装时的作用力。 3、设计单位的 1) 设计单位应对设计文件的正确性和完整性负责。 2) 压力容器的设计文件至少应包括设计计算书和设计图样。 3) 压力容器的设计总图应盖有压力容器设计资格印章。 4(容器范围 GB150管辖的容器范围是指壳体及其连为整体的受压零部件 1) 容器与外部管道连接 2) 接管、人孔、手孔等的承压封头、平盖及其紧固件 3) 非受压元件与受压元件的焊接接头。接头以外的元件，如加强圈、支座、裙座等 2 4) 连接在容器上的仪表等附件。直接连接在容器上的超压泄放装置。 5.定义 (1)压力 除注明者外，压力均为表压力。 工作压力Pw 1)内压容器 在正常工作情况下，容器顶部可能出现的最高压力。 2)真空容器 在正常工作情况下，容器可能出现的最大真空度。 3)外压容器 在正常工作情况下，容器可能出现的最大内外压力差。 设计压力Pd 设定的容器顶部的最高压力，与相应的设计温度一起作为设计载荷的 条件，其值不低于工作压力。 计算压力Pc 计算压力指在相应设计温度下，用以确定元件厚度的压力，其中包括 液柱静压力。当壳体各部位或元件所承受的液柱静压力小于5%设计压 力时，可忽略不计。 最大允许工作压力[Pw] 在指定温度下，压力容器安装后顶部所允许的最大工作压力。该压力 应是按容器各受压元件的有效厚度减去除压力外的其他载荷所需厚度 后，计算得到的最大允许工作压力(且减去元件相应的液柱静压力) 中的最小值。 最大允许工作压力可作为确定保护容器的安全泄放装置动作压力(安 全阀开启压力或爆破片设计爆破压力)的依据。 安全阀的开启压力Pz 3 安全阀阀瓣开始离开阀座，介质呈连续排出状态时，在安全阀进口测得的压力。 爆破片的标定爆破压力Pb 爆破片铭牌上标的爆破压力。 (2)温 度 金属温度 容器元件沿截面厚度的温度平均值。 工作温度 容器在正常工作情况下介质温度。 最高、最低工作温度 容器在正常工作情况下可能出现介质的最高、最低温度。 设计温度 容器在正常工作情况，在相应的设计压力下，设定的元件的金属温度。 容器的设计温度是指壳体的金属温度(沿元件金属截面的温度平均值)。 试验温度 试验温度指压力试验时，壳体的金属温度。 (3)厚度 最小厚度δmin 容器壳体加工成型后不包括腐蚀裕量的最小厚度。 计算厚度δ 按各章公式计算得到的厚度 容器受压元件为满足强度及稳定性要求，按相应公式计算得到的不包括厚度附加量的厚度。 厚度附加量C=C+C 12 设计容器受压元件时所必须考虑的附加厚度，包括钢板(或钢管)厚 4 度附加量的厚度。 设计厚度δd 计算厚度与腐蚀裕量之和 名义厚度(即图样厚度)δn 设计厚度加上钢材厚度负偏差后，向上圆整至钢材(钢板或钢管)标 准规格的厚度。 有效厚度δe 名义厚度减去厚度附加量(腐蚀裕量与钢材厚度负偏差之和)。 二.材料 (一)选材的基本原则 选择压力容器用材，须根据容器的使用条件(如温度、压力、介质腐蚀性、介质对材料的脆化作用及其是否易燃、易爆、有毒等)、制造工艺、材料的焊接性能及经济合理性选择具有适宜的机械性能、耐腐蚀性能、物理性能等的材料。注意在同一工程中应尽量注意用材统一,具体的选材过程中必须仔细考虑如下因素: (二)材料的基本性能 1( 机械性能 金属的机械性能是指金属材料在外力作用下表现出来的特性，如强度、弹性、硬度、韧性及塑性等。也可称为“力学性能”。金属材料就是用其在为同受力条件下所表现出来的不同特性指标，来衡量金属材料的机械性能。 (1) 机械强度 强度是材料抵抗外力作用不致破坏的性能特性。常用 5 t的特性指标有屈服极限(ζ)和强度极限(ζ)。数值由拉伸试验获得。sb tt高温时还要考虑蠕变极限(ζ)和持久极限(ζ)。 nD ζ ζb ζ s ε 压力容器用材要求材料不仅具有高的屈服极限，而且具有一定的屈强比(ζ/ζ)。屈强比反映了材料承受外载能力的能力,屈强比愈小，结构零sb 件的可靠性愈高，万一超载，由于塑性变形的产生而使金属材料的强度提高而不致立刻破坏。压力容器用材的屈强比一般为0.60.7。碳素钢的屈强比~ 一般为0.6左右，低合金高强度钢为0.650.75，合金结构钢为0.85 ~ (2)塑性 材料的塑性是指金属材料在外力作用下产生塑性变形而不破坏的能力。材料的塑性是用延伸率(δ)及断面收缩率(ψ)来表示。它们的数值由拉伸试验获得。 一般情况下，塑性材料的延伸率和断面收缩率较大，而脆性材料则较小。金属材料的塑性指标在压力容器设计具有重要的意义。首先，塑性良好的材料可以顺利地进行某些成型工艺，如冷冲压、冷弯曲等。其次，良好的塑性使零件在使用时万一超载，也能由于塑性变形使用权材料强度提高而避免突然袭击断裂。压力容器的主要零部件都是承压的，无论从制造工艺的要求不是从使用安全的要求，都希望金属材料具有良好的塑性。一般碳 6 钢、碳锰钢δ?16%,其它合金钢δ?14%。 (3)硬度 所谓硬度是指金属材料抵抗压入物压陷能力的大小，也可以说是材料对局部塑性的抗力。硬度可采用不同的在不同的仪器上测定，其所得的硬度指标也各不相同。最常用的硬度指标为布氏硬度(HB)、洛氏硬度(HRC)、和维氏硬度(HV)，其数值可以互相换算。 硬度是金属材料的重要性能之一。一般情况下，材料的硬度高，其耐磨性也较好。材料的硬度与强度之间也有一定的关系(因为硬度是反映材料局部塑性变形的抗力)，根据经验，硬度与抗拉强度有如下近似关系: 轧制、正火或退火的低碳钢 ζ =0.36HB; b 轧制、正火或退火的中碳钢 ζ =0.35HB; b 硬度HB?250经热处理的合金钢 ζ =0.34HB; b 硬度HB250400，经热处理的合金钢 ζ =0.33HB; ~b 由于测定硬度方便，在生产中常用测定硬度的方法来估算钢材的强度。对焊接接头，也常用测定热影响区硬度的方法来确定其淬硬程度。 换热管与管板的连接采用胀接时，换热管材料的硬度值一般须低于管板材料的硬度值。 螺栓和螺母匹配使用，一般螺栓材料的硬度值须高于螺母,,HB。 (4)韧性 韧性是指材料抵抗冲击载荷的性能指标, 材料韧性用冲击功A来衡量,冲击功A是指材料受到冲击负荷的作用下，产生断裂时所消KVKV 耗能量大小的特性，即冲击试样所消耗的功，其单位为J。 由于冲击功A是金属材料各项机械性能标中对材料的化学成分、冶金KV 质量、组织状态及内部缺陷等比较敏感的一个质量指标，而且也是衡量材 7 料脆性转变和断裂特性的重要指标，所以对压力容器用钢来说，尤其是低温压力容器冲击功是一项重要的性能指标。 (5)温度对材料机械性能的影响 材料的屈服极限、强度极限和弹性模量随温度的升高而降低。如果设备的操作温度较高，则必须选用在相应温度下能保持其强度指标的材料。 如果材料在高温下承受高的应力，则材料的抗蠕变性能是关键性的。材料蠕变极限指在某一温度下受恒定载荷作用时，在规定的持续时间内(10万小时)产生1%的变形时的应力;持久极限是材料在某一温度下受恒定载荷作用时，在规定的持续时间内(10万小时)引起断裂时的应力(在实际试验中，常常用较短时间的试验结果来外推长时间的性能，但一般限制外推时间不得大于试验时间的10倍。持久强度是高温元件设计选材的重要依据，是GB150中确定许用应力的强度指标之一( 8 低温情况下，通常塑性金属材料往往以脆性方式破坏。引起钢制焊接压力容器脆性破坏的因素非常复杂。它取决于材料的晶格结构，板材的厚度，加工后的残余应力、结构缺陷以及材料的使用温度。 目前各国标准规范均以夏比v型缺口冲击试验来检验材料对脆性破坏的敏感性。 2( 耐腐蚀性能 耐腐蚀性能是金属材料抵抗介质腐蚀的能力。压力容器中处理的介质大多数具有腐蚀性的，在设计中必须根据操作介质来选择耐腐蚀材料。 引起材料腐蚀的因素多种多样，工程中常将常见的腐蚀情况分为:均匀腐蚀、点蚀、应力腐蚀、晶间腐蚀、氢脆、磨蚀等。 (1) 均匀腐蚀 均匀腐蚀是在整个金属表面均匀地发生腐蚀，这种腐蚀相对其它形式 的腐蚀其危害最小。GB150中C只考虑均匀腐蚀 C=KB 22 其中B—设计寿命(年) K—腐蚀速率(mm/ 年 )一般分为 不腐蚀 轻微腐蚀 腐蚀 重腐蚀 B mm/年 <0.05 0.050.13 0.130.25 ?0.25 ~~ C mm 0 ?1 ?2 ?3 2 (2) 应力腐蚀 应力腐蚀是指金属在持久拉应力和腐蚀性环境联合作用下产生腐蚀 裂纹,并使裂纹迅速扩展,从而可能出现的早期性破坏的腐蚀形式. 几种常见的应力腐蚀环境: a.碳钢及低合金钢焊制化工容器对介质NaOH的应力腐蚀与介质浓度、 9 温度有关。当NaOH溶液在其与烃类的混合物中体积大于等于5%时，也应根据NaOH溶液的浓度符合该要求。NaOH溶液浓度小于等于1%或NaOH溶液在其与烃类的混合物中体积小于5%时，不受此限制。 NaOH溶液 NaOH溶液 2 3 5 10 15 20 30 40 50 60 70 重量% 温度上限 90 88 85 76 70 65 54 48 43 40 38 (?) 当超过以上范围的碳钢、低合金钢材料需焊后进行消除应力热处理。 b.湿HS应力腐蚀 2 介质同时符合下列条件时，即为湿HS应力腐蚀环境: 2 ?温度小于等于(60+2P)?; P为压力，MPa ?HS分压大于等于0.00035MPa即相当于常温在水中H2S溶解度大于等2 于10p.p.m; ?介质中含有液相水或处于水的露点温度以下; ?PH,9或有氰化物(HCN)存在。 C.液氨应力腐蚀环境 当容器接触的液氨介质同时符合下列各项条件时，即为液氨应力腐 蚀环境: ?介质为液态氨，含水量不高(?0.2%),且有可能受空气(O或CO)22 污染的场合; ?使用温度高于,5?。 对于应力腐蚀环境的容器除进行焊后消除应力热处理，在焊接要求、 10 焊接接头硬度等方面都要提出具体要求。 奥氏体不锈钢材料在氯化物溶液、高温水、高浓度NaOH等介质往往产生应力腐蚀。 (3)氢腐蚀环境 氢在常温常压下不会对铁碳合金引起氢蚀，当温度在200?300?~发生“氢脆”，金属在高温下与氢反应生成甲烷，甲烷气在晶界空隙内引起裂纹，使材料的塑性降低，引起这种腐蚀有合成氨、合成甲醇、石油加氢等工业生产， 设计温度大于等于200?与氢气氛相接触的压力容器用钢应按纳尔逊曲线选材，并应留有20?以上的温度安全裕度。满足于曲线的碳素钢和珠光体耐热钢在氢气氛中使用须经过焊后消除应力热处理。 奥氏体不锈钢在氢分压范围的氢气中使用都是满意的，焊后也无必要进行消除应力热处理。 (4)晶间腐蚀 可能引起晶间腐蚀环境必须是存在电解质的电化学腐蚀环境，奥氏体不锈钢晶间腐蚀的电解质主要是酸性介质。如:工业醋酸、甲酸、硝酸、草酸、盐酸、硫酸、磷酸等。 防晶间腐蚀的措施:1)固熔化处理2)降低钢中碳含量3)添加稳定碳化物的元素 (Nb. Ti. Ni) 3( 材料的物理性能 材料的主要物理性能包括:密度ρ、导热系数λ、比热c、熔点t、m 线膨胀系数α等。在不同的使用场合，对材料的物理性能有不同的要求， 11 如用于传热表面的材料要求有较高的导热系数。 4(制造工艺性能 材料的工艺性能，选择不合适，会造成加工困难。压力容器应考虑的制造工艺性能有焊接性、锻造性、切削加工性、热处理性及冲压性等。对压力容器来说重要的是材料的焊接性,一般控制材料的含碳量小于0.25%。 材料的含碳量越高，热影响区的硬化与脆化倾向越大，在焊接应力作用下容易产生裂纹。 奥氏体不锈钢的使用温度高于525?时，钢中含碳量应不小于0.04%。因为奥氏体不锈钢的使用温度500~550?时，钢中含碳量太低，强度和抗氧化性会显著下降。 (三)压力容器用钢 1(钢板 (1)碳钢 压力容器常用的是碳素结构钢，包括普通碳素结构钢和优质碳素结构钢。 a.普通碳素结构钢 普通碳素结构钢的技术要求，按《碳素结构钢》规定。质量分A、B、C、D四级，以脱氧方法不同又分沸腾钢、半镇静钢、镇静钢。 镇静钢，是钢液在浇注前经过完全脱氧，凝固时不沸腾，故称镇静钢。这种钢锭内无气泡，钢材质量较高。钢牌号由代表屈服强度的字母，屈服强度值，质量等级符号等部分组成，如: Q215-A Q215-B Q235-A Q235-B Q235-C Q235-D Q255-A 255-B 12 钢板使用范围 P T δ GB700-88 介质限制 (MPa) (?) (mm) Q235-B(做常温冲击试验) ?1.6 0350 ?20 不得用于毒性为高~ 度、极度危害介质 Q235-C(做0?冲击试验) ?2.5 0350 ?30 ~ Q235-D(做-10?冲击试验) 沸腾钢，是在钢的冶炼过程中加入弱脱氧剂(锰铁)脱氧，因此在钢液中还保留相当数量的FeO，在浇注与凝固时，由于碳和FeO反应，钢液中不断析出CO，产生沸腾，故称为沸腾钢，如牌号Q235-A?F 这种钢锭成材率高，但在钢锭内有许多小气泡(该气泡在锻轧时能排除)，且偏析较严重，因此，不能确保容器安全运行，避免和减少事故的发生，在各国压力容器设计规范中都对其使用加以限制。 半镇静钢介于沸腾钢与镇静钢之间，用“b”来代替“F”。 b.优质碳素结构钢 优质碳素结构钢与普通碳素结构钢相比:硫、磷含量较少，机械强度较高。按GB699-88《优质碳素结构技术条件》规定。 压力容器用钢与锅炉用钢类同，首先要求保证足够的强度，还要有足够的塑性，质地均匀等。因此，必须用杂质和有害气体容量较低的碳镇静钢。对于专业用钢符号，只需在优质碳素钢后面加字母“R”、“g”，如:20R、20g。 (2)低合金钢 低合金钢是指钢中合金元素总含量在25%以下的钢种，与一般碳素钢~ 相比，它的机械性能提高了，耐热性、耐腐蚀性、耐磨性都有所提高。因 13 此，它在压力容器制造业中得到广泛的应用。 压力容器用低合金高强度的钢的屈服强度范围为294696MPa。 ~ a.低合金钢中最常用的有:16MnR，它不仅硫、磷含量控制较严，更重要的是要求保证足够的冲击韧性，在钢材验收方面也比较严格。因此其使用压力不受限制。使用温度下限可达-20?，是目前应用极广的好材料。 b.中温抗氢钢 氢在常温压下不会对铁碳合金引起显著的腐蚀，但当温度为200300?，~压力高于30MPa则将产生极强的腐蚀作用，发生所谓“氢脆”现象。这种腐蚀常常是合成氢、合成甲醇、石油加氢等工业中设备破坏的主要原因。它们都在高温高压氢的环境中工作，会发生氢腐蚀破坏，氢渗入钢中与钢中渗碳体发生以应生成甲烷，使渗碳体脱碳变为铁素体。甲烷气集积于晶界的微空隙内，形成局部高度应力集中而引起裂纹甚至鼓泡，渗碳体还原为铁素体时体积缩小约7%，由此产生组织间的应力，更促进裂纹发展，这时裂纹的扩展又给氢与碳的结合提供了条件，使钢完全脱碳而产生裂纹，这就是氢腐蚀的实质。它既可能发生在金属表面也可发生在金属内部。因此，它是一种十分危险的晶间型破坏。 防止氢腐蚀的途径有: 一是降低降低钢中碳的含量，例如采用微碳纯铁，可以完全消除氢腐蚀产生的根源;二是采用抗氢钢，在钢中加入钼、铬、钨、铌、钛等元素，形成稳定的铬、钼等碳化物，使氢与碳不能结合。我国生产的中温抗氢钢有:15CrMoR、14Cr1MoR等。 c.低温用钢 14 压力容器的破坏通常都有是由于内压产生的机械应力达到容器材料的强度极限而发生的。但是，当温度降低到某一范围后，容器壁内的应力在没有达到屈服限，甚至低于许用应力的情况下也会发生破坏。相同的材料，相同规格的容器温度愈低，容器的爆破压力也愈低。这种现象称为低应力脆性破坏。 产生容器低应力破坏的主要原因之一是由于钢材在低温下的冲击功值明显下降，因此，低温用钢的质量在很大程度上取决于在使用温度下冲击功的大小。 低温容器受压元件用钢必须是镇静钢，碳素钢和低合金钢板使用温度低于或等于-20?时，其使用状态及最低冲击试验温度应符合GB150中4.2.8节 表4-2的要求。 在低温容器中的受压元件均必须进行低温夏比(V型缺口)冲击试验，钢材应按批进行冲击试验复验。 (3)高合金钢 高合金钢的合金元素总含量大于10%，其中奥氏体不锈钢在常温和低温下有很高的塑性和韧性，不具磁性。由于这种钢是单相的奥氏体组织，在许多介质中有很高的耐蚀性。其中铬是不锈耐酸钢抗氧化性耐蚀性的基本元素，合金中含碳量的增加将降低耐蚀性能，所以该含碳量0.080.12%~`左右为高碳级不锈钢，钢号前以“1”表示。含碳量0.03D),t为公称厚度 b)环形锻件(L?D),L和t中的小者为公称厚度 c)饼形锻件(t?D),t为公称厚度 d)碗形锻件(H?D)，t1和t2中的小者为公称厚度 e)长颈法兰锻件(H?D)t1和t2中的小者为公称厚度 f)条形锻件(L>D),D为公称厚度 锻件的级别由设计单位确定，并应在图样上注明，如16Mn?。 4(紧固件 紧固件的使用温度范围应符合GB150表4-10,螺栓的硬度应比螺母稍高(HB30)，可通过选用不同钢材或不同热处理而获得。 17 表 紧固件的使用温度范围 螺母用钢 螺柱 钢材 使用温度钢号 其 它 限 制 钢号 标准 范围(?) GB700 适用于P,10.0Mpa容器.密Q235-A Q215-A (使用状-19300 封要求高时,使用温度宜小于~35 Q235-A 态,热轧) 等于200? 40MnB、 35 适用于P?2.5Mpa容器及密GB699 40MnVB 40Mn -19400 封要求高时,使用温度宜小于~ (正火) 40Cr 35 等于400? 30CrMoA 40Mn 适用于P?2.5Mpa容器及密GB699 35CrMoA 45 -19400 封要求高时,使用温度宜小于~GB3077 等于400? 适用于P?2.5Mpa容器及密25Cr2Mo30CrMoA GB3077 -19500 封要求高时,使用温度宜小于~VA 35CrMoA (调质) 等于500? 1Cr5Mo 1Cr5Mo GB1221 -19600 适用于高温密封 ~ 0Cr18NiGB1220 0Cr18Ni9 -253700 ~9 (固溶) 0Cr17Ni0Cr17Ni12GB1220 -253700 ~12Mo2 Mo2 (固溶) 5.焊接材料 钢制压力容器的溶化焊接方法有手工电弧焊、埋弧自动焊、等离子弧焊、气体保护焊和电渣焊。焊接方法在条件允许的条件下首先选用自动焊。 手工焊焊条是由焊条芯和药皮两部分组成。焊条芯起导电和填充焊缝金属的作用，它的化学成分和非金属夹杂物的多少将直接影响焊缝质量。药皮则用于保证焊接顺利进行并使焊缝。 一定的化学成分和机械性能，是决定焊缝金属质量的主要因素之一。焊条药皮类型较多，但大致可分为酸性焊条和碱性焊条两大类。药皮中不采用强碱性氧化物而熔渣中含有较多强酸性氧化物的钛型、钛钙型、钛铁 18 矿型 、氧化铁型以及锰型等类焊条称为酸性焊条。而不含铁或锰等氧化物的低氢型焊条称为碱性焊条。采用碱性焊条焊接时，大理石分解成CaO和大量的二氧化碳作为保护气体，与酸性焊条相比较，保护气体中氢很少，因此又称为低氢焊条。酸性焊条由于氧化性强，对合金元素损量大，脱氢、脱硫、脱磷能力弱，故其焊缝的综合机械性能较差，尤其塑性、韧性低，抗裂性差;但对铁锈、油污的敏感性小，不易产生气孔。碱性焊条则与此正相反，故对焊接二类、三类容器不宜用酸性焊条，应选用低氢碱性焊条。对焊后需热处理的容器还要求焊条含钒量不得大于0.05%。 焊材选用 相同钢号相焊，碳素钢、碳锰低合金钢的焊缝金属应保证力学性能，且不应超过母材标准规定的抗拉强度的上限。高合金钢的焊缝金属应保证力学和耐腐蚀性能。 不同钢号相焊，碳素钢、低合金钢的焊缝金属应保证力学，一般采用与强度级别较低的母材相匹配的焊接材料。碳素钢、低合金钢与奥氏体高合金钢的焊缝金属应保证抗裂性能和力学性能，一般采用铬镍含量较奥氏体高合金钢母材高的焊接材料。 三(内压圆筒体和内压球壳 1、失效准则 容器从承载到载荷的不断加大最后破坏经历弹性变形、塑性变形、 爆破，因此容器强度失效准则的三种观点: 弹性失效 弹性失效准则认为壳体内壁产生屈服即达到材料屈服限时该壳体即失 19 效，将应力限制在弹性范围，按照强度理论把筒体限制在弹性变形阶段。认为圆筒内壁面出现屈服时即为承载的最大极限。 塑性失效 它将容器的应力限制在塑性范围，认为圆筒内壁面出现屈服而外层金属仍处于弹性状态时，并不会导致容器发生破坏，只有当容器内外壁面全屈服时才为承载的最大极限。 爆破失效 它认为容器由韧性钢材制成，有明显的应变硬化现象，即便是容器整体屈服后仍有一定承载潜力，只有达到爆破时才是容器承载的最大极限。 2、弹性实效准则下的四个强度理论 第一强度理论(最大主应力理论) 认为材料的三个主应力中只要最大的拉应力ζ达到了极限应力，材料1 t 就发生破坏。 强度条件: ζ?[ζ]1 第二强度理论(最大变形理论) 认为材料的最大的应变达到了极限状态，材料就发生破坏。 ε?[ε] max 第三强度理论(最大剪应力理论) 材料的最大剪应力η达到了极限应力，材料就发生破坏。 max 11 t η =(ζ-ζ) ?[ζ] max1322 第四强度理论(剪切变形能理论) 材料变形时，即内部变形能量达到材料的极限值时，材料破坏。 1222 t ζ=? [(ζ-ζ)+(ζ-ζ)+(ζ-ζ)] ?[ζ] e1313132 3、应力计算 20 (1)圆筒容器 薄壁圆筒容器在工程中采用无力矩理论来进行应力计算，在内压P作用下，筒壁承受径向应力和环向应力(薄膜应力)作用。由于壳体壁厚较薄，且不考虑壳体与其它连接处的局部应力，忽略了弯曲应力， 这种应力称为薄膜应力。 PD经向应力 ζ= m4, PD 周向应力 ζ= t2, 式中P——设计压力，MPa; D，Doi D——圆筒的中间直径或称中径，mm;D== D +δ i2 D——圆筒的外直径，mm; 0 D——圆筒的内直径，mm; i δ——圆筒的计算厚度，mm; 由上述公式可以得出以下结论: a、圆筒体上周向应力ζ是经向应力ζ的两倍，而周向应力作用于纵tm 向截面 ，环向应力所作用与环纵向截面(见下图)。 21 b、由于周向应力ζ是经向应力ζ的两倍，由此可知，周向应力所作tm 用的纵向截面是危险截面。这里可以说明为什么在焊接接头分类里，圆筒体的纵焊缝为A类焊接接头，环焊缝为B类焊接接头;在筒体上开椭圆形人孔时使长轴垂直与筒体轴线。 C、应力与D/δ成正比。 (2)球形壳体 球形容器在均匀内压作用下，球形壳体经向应力和周向应力相等。 即 PDt ζ=ζ==ζ == mt 4, 式中P——设计压力，MPa; D，Doi D——球壳的中间直径或称中径，mm;D== D +δ i2 D——球壳的外直径，mm; 0 D——球壳的内直径，mm; i δ——球壳的计算厚度，mm; 从以上可以看出球形壳体的最大应力是圆筒体最大应力的两倍。 22 3、强度计算 圆筒强度计算公式中，是根据第一强度理论推导而得。若用第三强 度理论推导，其强度条件形成结果是一样的。 按第一强度理论条件得 PD t ζ=ζ=?[ζ] 1t2, t式中[ζ]——设计温度下圆筒材料的许用应力，MPa。 焊缝部位可能存在着夹渣、气孔、未焊透、未熔合、裂纹等缺陷，同时由于焊接加热过程中，对焊缝两侧的热影响产生许多不利因素，如焊接热影响区被淬硬，塑性下降、焊接内应力的产生等，都会使焊缝金属或母材的机械性能降低。因此在设计时应将设计温度下圆筒材料的许用应力 t[ζ] 乘以一个焊接接头系数θ，于是上述公式变成: PDt ?[ζ]θ 2, ,(，)PDti ?[ζ]θ 2, PDci由上式 计算厚度 δ= t2,,,,,PC 式中 Pc——计算压力，MPa; D——圆筒的内直径，mm; i t [ζ]——设计温度下材料的许用应力，MPa; θ——焊接接头系数。 t上式适用于设计压力P?0.4[ζ]θ的范围。(D/D=1.5) 0i 设计厚度 δ=δ+Cd2 23 名义厚度 δ=δ+C+C+? n21 且δ?δ+ Cnmin2 式中:C——厚度附加量C=C+C mm 12 C——钢板或钢管的厚度负偏差，mm; 1 C——腐蚀裕量，mm 2 ?——钢板圆整量; δ——筒体最小厚度。min 如果已知圆筒尺寸，可校核在设计压力作用下圆筒壁厚的应力 ,P(Di，e)tc应力校核式 ζ= MPa 2,e δ =δ- C mm en C= C+C，mm 12 t t计算所得的应力值，必须满足ζ?[ζ]θ。 t,,2e[],最大允许工作压力 [P]= Mpa wDi，,e 球形壳体 由于球形容器经向应力和周向应力相等，因此其最大应力 PD ζ =ζ=ζ = 1tm4, 上述公式中，如将D=D+δ代入并考虑了焊接接头系数θ，如采用第一强i 度理论时，即得出 ,P(Di，e)t ?[ζ]θ 4,e 所以可求出计算厚度δ 24 PcDi δ= t4[,],,Pc 如果已知球壳尺寸，可校核在设计压力P作用下球壳壁的计算应力 应力校核式 ,P(Di，e)ttcζ= ?[ζ]θ MPa 4,e 最大允许工作压力 t,,4e[],[P]= MPa wDi，,e 3、设计参数的确定 1) 设计压力 容器设计时，必须考虑在工作情况下可能达到的工作压力和对应的工 作温度两者组合中的各种工况，并以最苛刻工况下的工作压力来确定 设计压力。 表 设计压力选取 设 计 压 力 无安全泄放装置 1.01.10倍工作压力; ~ 装有安全阀 不低于(等于或稍大于)安全阀开启压力 (安全阀开启压力取1.051.10倍工作压内~ 力); 压 容装有爆破片 取爆破片设计爆破压力加制造范围上限; 器 容器位于泵进口侧，且无取无安全泄放装置时的设计压力,且以 安全泄放装置时 0.1Mpa外压进行校核; 设计外压力取1.25倍最大内外压力差或真无夹套有安全泄放装置 0.1MPa两者中的小值; 空真空容 容器 无安全泄放装置 设计外压力取0.1Mpa; 25 1器 容器(真空) 设计外压力按无夹套真空容器规定选取 夹套内夹套(内压) 设计内压力按内压容器规定选取; 为内压 外 压 容 器 设计外压力取不小于在正常工作情况下可能产生 的最大内外压力差 注:1.容器的计算外压力应为设计外压力加上夹套内的设计内压力,且必须校核在 夹套试验压力.外压下的稳定性。 盛装液化石油气或混合液化石油气的容器 介质50?饱和蒸汽压力低 于异丁烷50?的饱和蒸汽0.79MPa 压力时(如丁烷、丁烯、丁 二烯) 介质50?饱和蒸汽压力高 于异丁烷50?的饱和蒸汽1.77Mpa 压力时(如液态丙烷) 介质50?饱和蒸汽压力高 于丙烷50?的饱和蒸汽压2.1MPa 力时(如液态丙烯) 对装有安全阀的压力容器，容器的设计压力、工作压力、试验压力与安全阀的排放压力、开启压力之间的关系示意如下: 压力容器 安全阀 试验压力 排放压力 计算压力 设计压力 开启压力 工作压力 其中:安全阀排放压力——阀瓣达到规定开启高度时的进口压力; 安全阀开启压力(整定压力)——阀瓣开始离开阀座，介质呈连续 26 排出状态时，在安全阀进口测得的压力。 考虑到安全阀阀瓣启动动作的滞后，使容器不能马上泄压，因此容器设计压力一般不低于(等于或稍大于)安全阀开启压力，开启压力为1.051.10倍工作压力。 ~ (1) 对装有爆破片的压力容器容器的设计压力、工作压力及爆破片的 爆破压力之间的关系示意如下: 压力容器 爆破片 设计压力P 最高标定爆破压力Psmax(Psmax=P+爆破片b 制造范围上限) 爆破片制造范围 设计爆破压力P b 最低标定爆破片压力Psmin(Psmin=P –爆b 破片制造范围下限) 工作压力PW 其中:标定爆破压力——爆破片铭牌上标志的爆破压力 设计爆破压力——爆破片在指定温度下的爆破压力。 最低标定爆破压力P的大小与爆破片型式和工作压力有关 smin 2)设计温度 27 设计温度不得低于元件金属在工作状态可能达到的最高温度。 在任何情况下元件金属的表面温度不得超过钢材的允许使用温度。 当金属温度不可能通过传热计算或实测结果确定时，设计温度的选取: 容器器壁与介质直接接触且有外保温(或保冷)时 a.设计温度选取 设 计 温 度 介质工作温度 T ? ? T,-20? 介质最低工作温度 介质工作温度减010? ~ -20??T?15? 介质最低工作温度 介质工作温度减510? ~ T,15? 介质最高工作温度 介质工作温度加1530? ~注:当最高(低)工作温度不明确时，按表中的?确定。 b.容器内介质用蒸汽直接加热或被内置加热元件(如加热盘管、电热元件等)间接加热时，设计温度取最高工作温度。 c.容器器壁两侧与不同温度介质直接接触而可能出现单一介质接触时，应以较高一侧的工作温度为基准确定设计温度，当任一介质温度低于-20?时，则应以该侧的工作温度为基准确定最低设计温度。 d.安装在室外无保温的容器，当最低设计温度受地区环境温度控制时，可按以下规定选取: (1)盛装压缩气体的储罐，最低设计温度取环境温度减3?; (2)盛装液体体积占容积1/4以上的储罐，最低设计温度取环境温度。 注:环境温度取容器安装地区历年来“月平均最低气温”的最低值， e.对裙座等室外钢结构，应以环境温度作为设计温度。 3)厚度附加量 厚度附加量C=C+C mm 12 28 式中:C——钢板或钢管的厚度负偏差，mm; 1 C——腐蚀裕量，mm。 2 厚度负偏差C 1 钢板或钢管的厚度负偏差C应按相应钢材标准的规定选取，当钢板的1 厚度负偏差不大于0.25mm，且不超过名义厚度的6%时，负偏差可忽略不计。 常用钢板厚度负偏差 钢板标准 GB6654-1996 GB3531-1996 钢板厚度(mm) 全部厚度 负偏差C(mm) 0.25(取C=0mm) 11 钢板标准 GB3274-88 GB3280-92 GB4237-92 GB4238-92 钢板厚度 ,5.5 ,7.5 ,,,,,, mm 7.5 25 2530 3034 3440 4050 5060 6080 ~~~~~~~~负偏差Cmm 0.6 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.3 1.8 1 常用无缝钢管(不包括换热管)的厚度负偏差C值 1 钢管标准 壁厚种类 负偏差C 1(mm) 冷拔 ,1.0 10% 10% GB8163《输送流体用无缝钢 管》 热轧 ?2.5 12.5% 冷拔 ,1.0 10% GB9948《石油裂化用无缝钢?20 12.5% 管》 热轧 ,20 10% ,1~3 14% 冷拔 ,3.0 10% GB/T14976《流体输送用不锈 钢无缝钢管》 ,15 12.5% 12.5% 热轧 ?15 15% 12.5% 冷拔 ?1.5 10% GB6479《化肥设备用高压无缝3~20 12.5% 钢管》 热轧 ,20 10% 2~3 10% 10% GB5310《高压锅炉用无缝钢冷拔 管》 ,3 10% 7.5% 29 10%,且?10%,且?,3.5 0.32mm 0.2mm 热轧 3.5~20 10% 10% ,20 10% 7.5% 3)腐蚀裕量C 2 腐蚀裕量考虑的原则 (1) 与工作介质接触的筒体、封头、接管、人(手)孔及内部构件等， 均应考虑腐蚀裕量。 (2) 下列情况一般不考虑腐蚀裕量: a介质对不锈钢无腐蚀作用时(不锈钢、不锈复合钢板或有不锈钢堆焊层的元件); b可经常更换的非受压元件; c有可靠的耐腐蚀衬里; d法兰的密封表面; e管壳式换热器的换热管; f管壳式换热器的拉杆、定距管、折流板和支持板等非受压元件; g用涂漆可以有效防止环境腐蚀的容器外表面及其外部构件(如支座、支腿、底板及托架等，但不包括裙座)。 (3)腐蚀裕量一般应根据钢材在介质中的腐蚀速率和容器的设计寿命确定。对有使用经验者，可以按经验选取。 (4)容器的设计寿命除有特殊要求外，塔、反应器等主要容器一般不应少于15年，一般容器、换热器等不少于8年。 腐蚀裕量的选取 30 (1) 容器筒体、封头的腐蚀裕量 a介质为压缩空气、水蒸汽或水的碳素钢或低合金钢制的容器，其腐蚀裕量不得小于1.0mm。 b、除a以外的其他情况可按下表确定筒体、封头的腐蚀裕量。 筒体、封头的腐蚀裕量 腐蚀程度 不腐蚀 轻微腐蚀 腐蚀 重腐蚀 腐蚀速率(mm/年) ,0.05 0.050.13 0.130.25 ,0.25 ~~ 腐蚀裕量(mm) 0 ?1 ?2 ?3 注:表中的腐蚀速率系指均匀腐蚀。 最大腐蚀裕量不应大于6mm，否则应采取防腐措施。 (2) 容器接管(包括人、手孔)的腐蚀裕量，一般情况下应取壳体 的腐蚀裕量。 (3) 筒体内侧受力焊缝应取与筒体相同的腐蚀裕量。 (4) 容器各部分的介质腐蚀速率不同时，则可取不同腐蚀裕量。 (5) 两侧同时与介质接触的元件，应根据两侧不同的操作介质选取 不同的腐蚀裕量，两者叠加作为总的腐蚀裕量。 (6) 容器地脚螺栓的腐蚀裕量可取3mm。 4)最小厚度δmin 当设计压力较低时，由内压强度计算公式算的计算厚度δ较小，往往不能满足制造、运输、安装等方面的刚度要求，因而对容器规定了最小厚度δmin 1.对碳钢和低合金钢制容器,不小于3mm; 31 2.对高合金钢容器,不小于2mm; 3.碳素钢和低合金钢制塔式容器的最小厚度为2/1000的塔器内直径,且不小于4mm;对不锈钢制塔式容器的最小厚度不小于3mm; 4.管壳式换热器壳体的最小厚度应符合GB151《管壳式换热器》的相应规定。 对于名义厚度取决于最小厚度且公称直径较大、厚度较薄的容器，为防止在制造、运输或安装时产生过大的变形，应根据具体情况采取临时的加固措施(如在容器的内部设置临时支撑元件等)。 复合钢板复层的最小厚度 a.为保证工作介质干净(不被铁离子污染)而采用的复合钢板，其 复层厚度不应小于2mm; b.为了防止工作介质的腐蚀而采用的复合钢板，其复层厚度不应小 于3mm; 不锈钢堆焊层在加工后的最小厚度为3mm。 对有防腐蚀衬里的碳钢或低合金钢制容器，其钢壳的最小厚度为5mm。 5)许用应力 材料许用应力是以材料的极限为应力ζ为基础，并选择合理的安全系 数n后而得的。即 [ζ]=极限应力/安全系数n 材料的极限应力可以用各种不同方式表示，容器用的材料一般用强度 tt极限、屈服极限或设计温度下持久极限ζ及蠕变极限ζ者说来表示。Dn 与这些极限应力相对应的安全系数也有不同的数值。 32 材料许用应力的取法 压力容器中受压元件的材料许用应力确定，通常是以材料常温下最低抗 t拉强度ζ、设计温度下的屈服点ζ除以各自的安全系数后所得的最小值，bs 作为受压元件设计时的许用应力，即取以下最小值。 tt[ζ]=ζ/n; [ζ]=ζ/ nbbss 当碳素钢或低合金钢的设计温度超过380-420?，合金钢(如Cr—Mo钢等)设计温度超过450?;奥氏体不锈钢的设计温度超过550?时，必须同时考虑高温持久强度或蠕变强度作为计算许用应力。 ttttt[ζ]=ζ/n 或[ζ]=ζ/nDDnn 材料的蠕变强度对于化工容器用的材料常以一定温度下，经过10万小时(约11年)产生1%的蠕变总变形，为该材料在某高温下的蠕变强度，以此蠕变强度作为计算许用应力的基准。这种确定应力的方法，是以限制容器产生一定量的塑性变形为依据的。 材料的持久强度极限对于化工容器用的材料常以一定温度下，经过10万小时后产生的断裂应力作为设计用的持久强度极限。近年来还比较多地采用持久极限来代替蠕变极限作为确定许用应力的依据，这是因为长期在 5高温下工作的材料通常出现小变形的断裂现象。例如碳钢在经过10小时后断裂时，其相对伸长率δ不超过10%，而在变形大于4-5%时即有脆性断裂的危险性。采用持久极限可以直接反映出高温长期工作时对断裂的抗力。 综上所述，在高温下许用应力系取下列四者中的最小值 [ζ]=ζ/n; bb t[ζ]=ζ/n;或[ζ]=ζ/n ssss 33 tt[ζ]=ζ/n [ζ]=ζ/n DDnn 式中 ζ、ζ——材料在常温下的强度极限和屈服极限MPa bs t ζ——材料在设计壁温下经10万小时断裂的持久极限MPa D t ζ——材料在设计壁温下的屈服极限，亦可取产生残余变形达s 的条件屈服极限，MPa; t ζ——材料在设计壁温下的蠕变极限，MPa; n n、n、n、n——分别为强度极限、屈服极限、持久强度、蠕变bsDn 极限的安全系数。 ttt〔ζ〕={ζ/nζ/ns, ζ/n, 或ζ/n,}min bb ,snnDD ζ Mpa ζMpa 170 ζ/3 ζ /3 bb t 0.9ζ s 125 tt ζ/1.6 ζ/1.5 ss t ζ/1.5 D 200 400 ? ? 安全系数n的选择 安全系数是用以保证受压元件安全的系数。它的选择是设计中关键的问

题

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，也是一个复杂的问题。它的大小与设计水平、材料质量、制造方法、检验标准以及设备操作状态等有着密切关系。近年来，随着科学技术发展和实践资料的积累，各国压力容器的安全系数都有所降低。 容器的安全系数 34 强度性能 设计温度下经设计温度下经10 常温或设常温下10万小时 万 计温 最低 断裂的持久强度小时蠕变率为1%安全系数 度下的屈抗拉强的 t ζD服点 度 蠕变极限 材料 平均tζ bζ或ζ 最小值 sst值 ζ n n n n bsD 碳素钢、低合金 钢、铁素体高合?3 ?1.6 ?1.5 ?1.25 ?1.0 金钢 奥氏体高合金- ?1.5 ?1.5 ?1.25 ?1.0 钢 注:当部件的设计温度不到蠕变温度范围,且允许有微量的永久变形时,可 t适当提高许用应力,但不超过0.9ζ。此规定不适用于法兰或其他有微量s 永久变形就产生泄漏税或故障的场合。 螺栓安全系数 设计温度下 设计温度下经10万小时 t材料 螺栓直径mm 热处理状态 屈服点ζ的断裂的持久S tζ 强度ζ平均SD 值的n D ?M22 1. 7 碳素钢 热扎?正火 M24,M48 2.5 低合金钢马?M22 2. 5 氏体高合金M24,M48 调质 3.0 1.5 钢 ?52 2.7 奥氏体高合?M22 1.6 固溶 金钢 M24,M48 1.5 球形贮罐 在安全系数上与圆筒容器有所不同,根据球形贮罐采用低合金钢及使用经验基础上,提出安全系数要考虑材料屈强比γ的因素，因为材料随 35 着γ的增加其塑性储备会降低，应在安全系数上反映出来，故我国《钢制球形储罐》，取n=1/0.5(1.6-γ)( γ——钢材的屈服极限与抗极限之比值)。 6)焊接接头系数 由于焊缝金属可能存在着未被发现的缺陷，夹渣、未焊透、裂纹、 气孔等缺陷使焊接接头金属的强度降低。同时在焊接接头的热影响区 往往形成粗大晶粒而使金属母材强度或塑性也有所降低，因此形成压 力容器薄弱的区域。实践证明，许多容器破坏总是在其热影响区或焊 缝开始的。所以在强度计算中要引用焊接接头系数以弥补焊接接头对 容器强度的削弱。 焊接接头系数θ=焊缝区材料强度/本体材料强度?1 焊接接头系数大小与以下主要因素有关: a. 焊接接头的结构形式:焊接接头设计是保证焊缝质量的重要条件。一般双面焊的对接焊缝以及相当于双面焊(氩弧焊打底单面焊双面成型)的对接焊缝，焊接接头能焊透焊缝质量容易保证，故焊接接头系数可取大些。单面焊不易保证焊透，带垫板的单面焊焊缝根部易形成初始裂纹，故焊接接头系数应取小些。 b. 焊接接头无损检测的长度比例。经过无损检查(包括射线透视和超声波探伤等)焊接接头质量有保证，无损检查比例越高(100%)，缺陷愈少，焊接接头系数θ可取大些。 7)公称直径和公称压力 公称直径D N 36 钢板卷制容器的公称直径是指内径，它是一种经标准化后的尺寸，当 工艺计算确定直径后，还应取用与计算直径相近的公称直径作容器直 径。这样，就便于与已经按公称直径制造的封头、法兰相配。加快设 备制造速度，降低设备制造费用。 若采用钢管作筒体时，容器的直径按钢管273、325、377、426mm 等 选取，此时容器公称直径系指钢管外径。 公称压力P N 把压力容器所承受的压力也分成若干压力等级，经过标准化后的压力 数值称为公称压力，目前我国所制定的压力等级分为;0.25、0.6、1.0、 1.6、2.5、4.0、6.4、10、16、20、22、32MP。在容器设计中、选用a 容器零部件时，应按设计压力相近而又大些的公称压力取用。当容器 零部件设计温度升高且影响金属材料强度极限时，则就要按更高一级 的公称压力取用零部件。 8)压力试验 容器制成或检修后，在投入运转之前要检查容器的宏观强度(主要是焊缝的强度)和密闭性，因而要进行压力试验，试验合格后才能进行运转。 对需作焊后热处理的容器，应在全部焊接工作完毕并经热处理后进行压力试验。如果容器压力试验后，需进行补焊或补焊后又经热处理，则必须重新进行压力试验，一般根据容器的特点选用液压或气压试验，并根据介质的特点决定是否进行致密性试验。 压力试验 a.液压试验 液压试验逐步地增压到试验压力为止。保压时间一般不 37 少于30分钟。然后将压力降至规定试验压力的80%，并保持足够长的时间以对所有焊缝和连接部位进行检查。试验液体一般采用水，需要时也可采用不会导致发生危险的其他液体。试验时液体的温度应低于其闪点或沸点。奥氏体不锈钢制容器用水进行液压试验后应将水渍去除干净。当无法达到这一要求时，应控制水的氯离子含量不超过25mg/L。以防止氯离子d对奥氏体不锈钢的应力腐蚀。 碳素钢、16MnR和正火15MnVR钢制容器液压试验时，液体温度不得低于5?;其他低合金钢制容器，液压试验时液体温度不得低于15?。如果由于板厚等因素造成材料无延性转变温度升高，则需相应提高试验液体温度。 当设计温度大小或等于100?时，有些钢材由于板厚增加等原因机械性能已开始下降,机械性能的下降使得材料许用应力也显著降低。这时在常 t.温条件下进行液压试验时，必须提高液压试验压力，乘以系数[ζ]/[ζ] b.气压试验 一般设备的试压都应首先要求作液压试验，因为液压试验尤其是水压试验既安全，又经济。而气压危险性大，故只有不适合于做液压试验的容器，例如，由于结构或支承原因，或生产时装入贵重催化剂要求烘干的容器，或在操作过程中不允许存在有微量残留液体的容器，可在设计图样规定采用气压试验。气压试验所用气体，应为干燥、洁净的空气、氮气或其他惰性气体。具有易燃介质的在用压力容器，必须进行彻底的清洗和置换，否则严禁用空气作为试验介质。 碳素钢和低合金钢制压力容器的试验用气体温度不得低于15?;其他材料制压力容器，其试验用气体温度应符合设计图样规定。 38 试验时压力应缓慢升压，升压至规定试验压力的10%，保压5分钟，并对所有焊缝和连接部位进行初次检查;如无泄漏可继续升压到规定试验压力的50%;如无异常现象，其后按每级为规定试验压力的10%，逐级升压到试验压力，应根据容积大小保压10-30分钟;然后降至设计压力，保压进行检查，其保压时间不少于30分钟。检查期间压力应保持不变。不得采用连续加压以维持试验压力不变的做法。不得在压力下紧固螺栓。经肥皂液或其他检漏液检查无漏气，无可见的异常变形即为合格。若有渗漏经返修后再按上述规定重新试验。 为了保证安全，气压试验前必须全面检查容器质量，对容器的焊缝应进行100%探伤，试验时应有必要的防护措施， 试验压力P T (1) 内压容器 ,[] 液压试验 P=1.25P T t[,] ,[]气压试验 P=1.15P T t[,] 式中:P——设计压力，MPa; [ζ] ——试验温度下的材料许用应力，MPa t[ζ]——设计温度下的材料许用应力，MPa 容器各元件(圆筒、封头、接管、法兰及紧固件)所用材料不同时，应 t取各元件材料的[ζ]/ [ζ]比值中最小者。 (2)外压容器和真空容器 外压容器和真空容器按内压容器进行试验 39 液压试验压力P P=1.25p TT 气压试验压力P P=1.15p TT 式中:P——设计外压力，MPa (3)夹套容器 对于带夹套的容器，应在图样上分别注明内筒和夹套的试验压力。当内筒设计压力为正值时，按内压确定试验压力。当内筒设计压力为负值时节，按外压进行液压试验。在内筒液压试验合格后，再焊接夹套。并对夹套进行压力试验，在确定了试验压力后，必须校核内筒在该试验外压力作用下的稳定性。如果不能满足稳定要求，则应规定在作夹套的液压试验时，必须同时在内筒保持一定压力，以使整个试验过程(包括升压、保压和卸压)中的任一时间内，夹套和内筒的压力差不超过设计压差。图样上应注明这一要求，以及试验压力和允许压差。 对立式容器卧置进行液压试验时，试验压力应为立置时的试验压力加液柱静压力。 应力校核 由于试验压力大于设计压力，故试验时容器内应力势必要增大。所以在试验前必须对容器在试验条件下产生的应力进行校核。校核时所取的壁厚度。同时还应计入液柱静压力。 液压试验时，圆筒的薄膜应力校核式 ,P(Di，e)Tζ=?0.9ζsθ(ζ) T0.22,e 气压试验时圆筒的薄膜应力校核式 40 ,P(Di，e)Tζ=?0.8ζsθ(ζ) T0.22,e 式中 D——圆筒的内直径，mm; i P——试验压力，MPa; T δ——圆筒的有效厚度，mm; e θ——圆筒的焊接接头系数。 液压试验时，球形容器的薄膜应力校核。 ,P(Di，e)Tζ=?0.9ζθ(ζ) Ts0.24,e 气压试验时，球形容器的薄膜应力校核 ,P(Di，e)T ζ=?0.9ζθ(ζ) Ts0.24,e 式中 D——球形容器的内直径，mm i P——试验压力，MPa; T δ——球形容器的有效厚度，mm; e θ———球形容器的焊接接头系数。 致密性试验 致密性试验有气密性试验或煤油渗漏试验。 (1) 气密性试验 气密性试验的目的在于检查容器连接部位的密封性能和焊缝可能发生 的渗漏。因为气体检漏的灵敏度高，因此对密封性要求很高的容器，如盛 装介质毒性程度为极度、高度危害或设计上不允许微量泄漏的压力容器， 41 必须进行气密性试验。 气密性试验应在液压试验合格后进行。容器全部安装上安全附件、阀门、压力表和液面计等后方可进行。气密性试验所用气体应为干燥、洁净的空气、氮气或其他惰性气体。具有易燃介质的在用压力容器，必须进行彻底的清洗和置换，否则严禁用空气作为试验介质。 碳素钢和低合金钢制压力容器，其试验用气体的温度应不低于5?。其他材料制压力容器设计者可根据材料决定。 气密性试验压力一般取 P=1.0P T 式中:P——设计压力，MPa 试验压力应缓慢上升，达到规定试验压力后保压10分钟，然后降至设计压力，对所有焊缝和连接部位进行泄漏检查。小型容器亦可浸入水中检查。如有泄漏，修补后重新进行液压试验和气密性试验。 对已作气压试验的容器是否需再进行气密性试验应在设计图样上注明。 对于壳程压力低于管程压力的列管式换热器，如果不能采用提高壳程试验压力等于管程试验压力的方法，来检查管子与管板连接的严密性时，则壳程、管程按各自要求试验压力试压。然后壳程再以1.05倍壳程设计压力的含氨体积约1%的压缩空气或低压纯氨渗透试验。 (2) 煤油渗漏试验 将焊缝能够检查的一面清理干净，涂以白粉浆，晾干后在焊缝另一面涂以煤油，使表面得到足够的浸润，经半小时后白粉上没有油渍为合格。 四、应力分类及限制 42 1(设计方法 常规设计 压力容器设计基本上是采用传统的设计方法—“常规设 计”。常规设计是基于弹性失效准则，认为容器内某一最大应力点一 旦达到屈服限，进入塑性，丧失了纯弹性状态即为失效。在分析方法 上它是以板壳薄膜理论的简化为基础的，不考虑边缘应力、局部应力 及温差应力，也不考虑交变载荷引起的疲劳问题，所有类型的应力均 采用统一的许用应力值，为了保证安全，通常采用较高的安全系数。 分析设计 “分析设计”从设计思想上来说，就是放弃了传统的弹性 失效准则，采用弹塑性或弹性失效准则，允许结构出现可控制的局部 塑性区，采用这个准则，可以合理地放松对计算应力的过严限制，适 当地提高了许用应力值，但又严格地保证了结构的安全性。 2(应力分类 (1)一次应力 一次应力是平衡压力与其它机械载荷所必须的应力，它是维持结构各部分平衡需要的，一次应力没有“自限性”，所引起的塑性流动是不可限制的，不能靠本身的屈服变形来限制其大小，当塑性区扩展到极限状态，即使载荷不在增加，结构仍产生不可限制的塑性流动，直至破坏。 一次应力分为 一次总体薄膜应力Pm 一次弯曲应力Pb 局部薄膜应力P L 二次应力Q 43 二次应力是满足元件间的约束及结构自身变形连续要求所需的应力，它是同一次应力一起满足变形的相互协调，在材料有足够的延性条件下，当二次应力处的局部材料发生屈服而进入塑性状态时，使弹性约束得到缓解，二次应力不再上升，原来不同的变形得到协调，结果二次应力自动限制，这就是二次应力的自限性。 二次应力还具有局部性，在连接处具有较高的峰值，但其作用范围不大随离开边缘的距离增大而迅速衰减。例如离圆筒与封头连接处为2.5?Rδ时弯曲应力已降低到应力峰值的5%。 属于二次应力的如封头与筒体连接处的总体不连结构在内压作用下由于边缘剪力和弯矩在筒体或封头上所应起的弯曲应力(边缘应力)，换热器在管壳上的温差应力(热应力)均属二次应力。 3(边缘应力的基本概念 当圆筒形壳与圆球形壳或椭圆形壳相连的零部件受压后，各自产生的变形是不一致的，称为变形不连续。但们们是连成一体的，两连接处附近接处附近将相互产生约束，除内压产生的膨胀外，还会产生附加的弯曲变形。与弯曲相对应，壳壁内将产生弯矩和剪力，对薄壁壳体来说，由此产生的弯曲应力有时比薄膜应力大得多，两连接件刚度相差越大，产生的应力也将越大。在实际结构中，成以圆筒与平盖连接时的边缘应力为最大。该应力由于只发生在两连接件的边界处，所以称为边缘效应力或称为不连续应力。 1) 边缘应力的特性 44 由边缘力和边缘力矩引起的边缘力具有以下两个特点: (1) 局限性 (2) 自限性 2) 设计中对边缘应力的考虑 (1) 由于边缘应力具有局限性，设计中可以在结构上只作局部处理，例如 改变连接处的结构，保证边缘焊接的质量，降低边缘区的残余应力， 避免边缘区附加的局部应力集中(如应避免在边缘区开孔。) (2) 只要是塑性材料，即使边缘区应力超过材料的屈服极限，邻近尚未屈 服的弹性区能够限制塑性变形的发展，使容器仍处于安定状态(安定 性理论)。故大多数塑性材料所制成的容器，如低碳钢、奥氏体不锈 钢。当受静载荷时，除在结构上需作某些处理外，一般并不对边缘应 力作特殊考虑。 (3) 在下列情况下应考虑边缘应力 a(塑性较差的高强度钢制压力容器 b(低温下操作的铁素体制的重要压力容器 c(受疲劳载荷作用的压力容器 d(受核幅射作用的压力容器 这些压力容器，若不注意控制边缘应力，在边缘高应力区有可能导致脆性破坏或疲劳。因此必须正确计算边缘应力并按JB4732-95《钢制压力容器分析设计》进行设计。 峰值应力F 峰值应力附加在一次和二次应力之上的应力增量，此增量源与局部不 45 连续的影响。他不会引起任何明显变形而使整个断面实效。它仅仅是疲劳裂纹产生的根源。这类应力如筒体开孔根部。 4(应力的限制条件 一次应力 Pm?Sm P?1.5Sm (极限载荷设计法) L Pb?1.5Sm 二次应力 Q?3Sm (安定性准则) 极限载荷设计法 安定性准则 五、封头 压力容器封头，常见的形式有凸形封头(包括半球形封头、椭圆形封头，碟形封头、球冠形封头)、锥形封头、变径段、平盖等。 1(球形封头 半球形封头由球壳的一半作成。在内压作用下，半球形封头计算厚度按 球壳确定。 半球形封头与其他形状的封头相比，封头内壁产生应力最小， 因 此它所需要的壁厚最薄，用材比较节省。但半球形封头深度大、制造比 较困难，尤其加工设备条件较差的中小型设备制造厂困难更大。而对于 大直径(D,3m)的半球形可用数块钢板在大型水压机成型后拼焊而成。i 半球形封头还用于高压容器上代替平封头，以节省钢材。 46 由于球壳的环向应力和径向应力相等，半球形封头计算厚度式中焊接接头系数按环焊缝。 2(椭圆形封头 椭圆形封头纵剖面的曲线部分是半个椭圆形，椭圆形各部分的薄膜应力ζ、ζ随着X值的变化而变化，而且与长短轴的比值a/b有关。现m～ 将几个特殊点应力值列出。 椭圆封头各特殊点的应力值 坐标位置 经向应力ζ 环向应力ζ m～ aapapa,,,,椭圆形封头顶点位置 ,,,,bb2,2,,,,, 2papaa椭圆形封头底边上位置 (2), 22,2,b 4242ay，bxP ζ =m22,b 424242ay，bx，，Pabζ = 1,～,,42422,2，，ayby，b，， apa,,ζ=ζ =ζ = ,,max～mb2,,, DDpD若令a=，b=h，则上式 ζ= ,man22,4h D、h —— 椭圆形壳体中径及曲面高度。 根据第一强度理论，并考虑焊接接头系数θ，得 47 DpDt?[ζ]θ ,2,4h PDDciδ= 得 t4h,,2,,,0.5PiC Dai=2为标准椭圆形封头。其环向应力分布图: ,2hbi PDci标准椭圆形封头计算厚度 δ= t2,,,,,0.5PC 对D/2h,2的椭圆形封头，不仅边缘应力大，薄膜应力也大，所以在计ii 算中必须考虑应力增强影响，在标准中，对椭圆形封头厚度计算公式进行适当修正，即 KPDciδ= t2,,,,,0.5PC 式中K——椭圆形封头形状系数 48 1Di2 K=[2+()]62hi 对标准椭圆形封头的系数K=1 椭圆形封头的最大允许工作压力 t,,2[],e [P]= MPa wKDi，0.5,e 从椭圆形壳体应力分析中知道壳体赤道处可能出现周向压应力，为了使这部分壳体不致于失稳，对于K?1的椭圆形封头，其有效厚度应不小于封头内直径的0.15%。K>1的椭圆形封头的有效厚度应不小于0.30%D。 i 3、碟形封头 碟形封头是由三部分组成。第一部分是以半径为R的球面部分，第二i 部分是以半径为D/2的圆形部分，第三部分是连接这两部分的过渡区，其i 曲率半径为r。R与r均以内表面为基准。 i b r a Ri 由于第一部分与第三部分是两个不同的曲面，故在交点,处曲率半径有一个突然的变化，在b点处不仅由内压引起的拉应力，还有边缘力矩引起的边缘弯曲应力;在过渡区和圆筒部分交界点a处也有缘应力存在，其 49 边缘应力的大小与D/r有关。当r/D之比值愈小，即曲率变化愈厉害，则ii 边缘应力愈大。标准规定碟形封头球面部分的半径应不大于封头的内直径。通常取R=(0.9或1)D，这样碟形封头球面部分的应力与圆筒周向应力ii ζ相近。即球面部分的厚度与圆筒厚度相近，便于制造。同时还规定碟形～ 封头过渡区半径r不小于封头内直径的10%，这样就控制r/D的大小，也I就控制了边缘应力大小。为了计算方便以球顶部分应力为基础，乘以折边部分的形状系数M，得出碟形封头的强度计算公式。 ζ=MPR/2δ 考虑焊接接头系数θ，并用R=R+δ代入上式，简化后得 i MPRciδ= t2,,,,,0.5PC 式中M——碟形封头形状系数 Ri1 M=(3+)r4 碟形封头的最大允许工作压力 t,,2[],e [P]= wMRi，0.5,e 从椭圆形壳体应力分析中知道壳体边缘到交点b可能出现周向压应力，为了使这部分壳体不致于失稳，对于M?1.34(R=0.9D、r=0.17D)的碟形iii封头，其有效厚度应不小于封头内直径的0.15%。M>1.34的碟形封头的有效厚度应不小于0.30%D。 i 50 4、球冠形封头 由于无过渡区，在连接边缘有较大边缘应力，要求封头与筒体联接 处采用全焊头结构，计算公式以圆筒公式为基础，计入球壳与筒体联接 处的局部应力。 QPDci δ= t2,,,,,PC t系数Q根据Ri/Di Pc/[ζ]θ来查取 5、锥形封头 锥形封头有轴对称的无折边锥封头和折边锥形封头以及非轴对称的无折边斜形封头。 51 对于轴对称的锥形封头大端 当锥壳半顶角α?30?时，可以采用无折边结构; 当α,30?时，应采用带过渡段的折边结构。 带折边的锥形封头由三部分组成，即锥形部分、半径为r或r的圆弧s过渡部分和圆筒部分。 过渡部分是为了降低边缘应力 直边部分是为了避免边缘应力叠加在封头和筒体的连接焊缝上(与碟形封头各部分作用类似) 1) 轴对称内压无折边锥形封头 1PDt 根据第一强度理论得 ζ=ζ=•?[ζ]1～2,cos, 将D=D+δ代入上式，并考虑焊缝系数θ和壁厚附加量C，并经简化得i 出锥形封头的厚度计算公式 PD1ciδ= tcos,2,,,,,PC 式中D——锥体大端直径。当锥体由同一半顶角的几个不同厚度的锥C 体段组成时，式中D分别为各锥体段大端直径。 C 上式无折边封头适用于α?30?时，如按式算得的厚度很薄时，容易发生弯曲，这时壁厚需要适当加强，加强条件是根据连接边缘的附加应力 52 tt(二次应力)加薄膜应力?3[ζ]，按此条件求得的P、[ζ]及α之间关系，可绘制成曲线。当无折边封头α,30?时，边缘弯曲应力较大，锥体与筒体连接处应考虑另行加强或采用有折边锥形封头。 t根据图 坐标点(P/[ζ]θ，α)位于图中曲线上方，则无需加强， t壁厚仍按式计算，若坐标点(P/[ζ]θ，α)位于图中曲线下方时，则需要增加厚度予以加强。则应在锥形封头与圆筒之间设置加强段，其加强段应与圆筒加强段具有相同的厚度。 QPDciδ = rt,,2,,,PC 式中Q——应力增值系数。 在任何情况下，加强段的厚度不得小于相连接的锥形封头厚度。其长度应不小于;圆筒加强段的长度应不小于2 。 20.5Di,r/cos,0.5Di,r 由于锥壳应力自锥项至锥底不一样，小端的应力小，大端应力大。因此，在设计时两端壁厚可以不一样、根据以上方法同样可以得出小端连接处的厚度计算公式及判别是否需要加强的曲线。 无需加强的锥壳计算厚度 PcDis1δ= mm tcos,,,2,,,PC 式中D——为锥体小端内直径 is t以α和P/[ζ]θ值查图，当其交点位于曲线之下时需要加强，加强后 53 的壁厚按下式计算 QPDcisδ = mm rt2,,,,,PC 在任何情况下，锥壳小端加强段的厚度不得小于相连接的锥壳厚度，锥壳加强的长度L应不小于;圆筒加强段的长度L应不小于2Dis,r/cos,1 。 2Dis,r 若考虑无折边锥形封头只由一种厚度组成时，则应上述大端或大、小端同时具有加强段时，以及锥壳三部计算出的厚度最大值作为无折边锥形封头厚度。 2)轴对称内压折边锥形封头。 无折边锥形封头在与圆筒连接处存在着较大的应力集中，故当压力比较大且α?30?时，采用带折边封头可以克服上述缺点。 大端折边锥体封头的过渡段转角半径r应不小于封头大端内径D?且i不小于该过渡段厚度的3倍，即r?0.1 D且r?3δ. i 大端折边锥形封头的过渡段转角半径r应不小于封头大端内径D的sis5%,且不小于该过渡段厚度的3倍。 大端折边锥形封头厚度计算应包括两部分 (1) 过渡段壁厚 54 KPDci δ = t,,2,,,0.5PC 式中:K——系数，根据α、r/Di查GB150表7-4。 (2) 与过渡段相接处的锥壳厚度 fPDci δ = mm t2,,,,,0.5PC 2r,1,(1,cos)Di式中:f——系数，f= 值由表7-5查取。 2cos, 当锥壳半项角α,45?小端过渡段厚度仍按上述小端过渡段厚度式确定，但式中Q值由图7-15查取。 与过渡相接的锥壳和圆筒的加强段厚度应与过渡段厚度δ相同。锥壳γ加强段的长度应不小于 ;圆筒加强段的长度应不小于2Dis,r/cos, 。 在任何情况下，加强段的厚度不得小于与其连接处的锥壳厚度。 2Dis,r 若考虑只由一种厚度组成时，则应取上述各部分厚度中的最大值作为折边锥形封头的厚度。 无折边斜锥壳体在内压作用下，受力情况较复杂系属非轴对称问 题，工程上仍可采用无折边锥形封头的厚度公式。其中应为较大的侧斜, 角。 受压斜锥壳的强度计算见化工部颁发的HG20582-1998《钢制化工 55 容器强度计算规定》。 6、平盖 平盖结构简单，制造方便小直径较小的高压容器对小直径的常压容器，一般也采用平盖。 平板封头的厚度是以薄板理论为基础。应力最大值的大小及其所处位置视压力作用面积的大小及周边固定情况(刚性固定和简支)而定。实际上平盖的支承情况往往介于刚性固定和简支之间。因此工程计算中都采用薄板理论为基础的经验公式。 ζmax ζmax 22t22 t ζmax =0.31PD/δ? 1.5[ζ] ζmax =0.188PD/δ? 3[ζ] 22t ζmax =KPD/δ? [ζ]θ KPcδ= mmDcp t,,[] 56 式中D——平盖计算直径。 c K——结构特征系数。 t当预紧时[ζ]取常温时的许用应力 各种封头计算厚度、最大允许工作压力计算公式 计算厚度δ 最大允许工作增强系数 压力[Pw]MPa tPcDi,,4e[],半球形 1 t4[,],,PcDi，,e tKPD,,2[],e椭圆形 标准封头K=1 ci tKDi，0.5,e2,,,,,0.5PC tMPR,,2[],e碟形 标准封头M=1.4 ci tMRi，0.5,e2,,,,,0.5PC QPD球冠形 /D及p/[ζ] Riitci t2,,,,,P得Q值 C PcDi1无折边锥形 α-锥壳半锥角 tcos,,,2,,,PC 按JB4738-95及折边锥形 过渡段: JB4739-95r/D=0.15 IKPD ci由GB150 表5-4 t2,,,,,0.5Pα=45?K=0.818 C α=30?K=0.682 由GB150表5-5 过渡段相接处的锥壳: α=45? f=0.645 fPDciα=30?f=0.554 t2,,,,,0.5PC GB150表7-7 平盖 KPcδ= DcpK=0.270.44 ~t,,[]常用的K=0.3 如果以圆筒的设计公式为基准，直径为1000mm，材料为Q235,A，设计压力为1.0MPa设计温度为100?，计算厚度为5.2mm(为‘1’)，则与其相配的各种封头按上表计算从小到大排列有: 半球形为2.6mm(为0.5mm); 椭圆形(标准)为5.2mm(为1); 57 碟形(标准)为7.28mm(为1.4); 无折边锥形(R/D=1.0)为13.5(为2.6); iI 0无折边锥形(90)为7.36mm(为1.41); 0 (60)为10.4mm(为2.0); 0折边锥形 (90)为6.71mm(为1.29) 六、 外压圆筒和球壳 1(外压圆筒的稳定性 承受外压的圆筒，强度计算方法与受内压时相同，其周向力应力值为轴向应力的两倍，圆筒壁中产生的是压缩应力，而绝对值大小一样。这种压应力如果达到材料的屈服极限或强度极限时，将和承受内压圆筒一样导致强度破坏。然而这种现象极为少见。通常外压圆筒壁内的压缩应力还远小于材料的屈服限时，筒体突然失去原来的形状被压瘪或发生褶绉而失效(如图)，在圆筒横断面上呈现有规则的永久性波形，其波形数 n可为2、3、4„。在外压作用下，筒体、球壳或封头突然发生失去原来形状的现象称之为失稳。外压容器稳定性是设计中主要考虑的问题。 外压圆筒失稳以前，筒壁中只是单纯的压应力状态。在失稳时，伴随着突然变形，在筒内产生了以弯曲应力为的复杂的附加应力，这种变形与附加应力一直迅速发展到圆筒被压瘪。由此可见，外压容器的失稳，实质 58 上是容器从一种平衡状态(形状及应力状态)向另一种新的平衡状态的突变。 稳定安全系数m 长、短圆筒的临界压力公式，是按理想状态(无初始不圆度)求得的。 但实际上的圆筒有几何尺寸及形状误差，还有焊接结构形式等影响， 这都会直接影响计算临界压力的准确性，此外，生产过程中操作压力 的波动，使筒体实际外压力增高，并可能超过计算的临界压力值。为 保证安全，必须使许用外压力低于临界外压力，即 [P]=Pcr/m 式中稳定安全系数m=3(圆筒体) 2、 圆筒的临界压力及其计算 1) 临界压力及影响因素 受外压作用的容器， 当外压力低于某一特定的值时，壳体亦能发生变形，但当压力卸除后壳体可恢复原来的形状，这时壳体变形属于弹性变形范围。当外压力继续增加到某一特定值，产生了不能恢复的永久变形，即失去了原来的稳定性。容器失稳时的压力称临界压力，以P表示。容器在crP作用下容器壁内应力称临界应力。 cr 临界压力值受若干因素影响，如受容器筒体几何尺寸及几何形状的影响，除此之外，载荷的均匀和对称性、筒体材料及边界条件等也有一定影响。 a. 影响因素δ/D 两个圆筒形外压容器，当其他条件(材料、直径D、长度L)一定，而厚度不同时，当L/D相同，δ/D大者临界压力高，其 59 原因是筒壁较厚抗弯曲的能力强; b. 影响因素L/D 当δ/D相同，而长度L不同，L/D小者临界压力高，其原因是筒身较短圆筒的封头对筒壁起着一定支撑作用。 筒体的几何形状(如不圆度)误差会降低筒壁临界压力，加速筒体的失稳。不圆度定义为e=D-D，式中D、D分别为筒体直径的最大值和maxminmaxmin 最小值。 筒体材料的弹性模数E值大，抵抗变形能力强，临界压力就高。由于各种钢材E值相差较小，若选用高强度钢代替一般碳素钢制造外压容器，并不能明显地提高筒体的临界压力，却使容器成本提高，因而是不恰当的。要提高容器的临界压力，即增加稳定性，只有从几何尺寸上来考虑。 2) 长圆筒、短圆筒及刚性圆筒 承受外压的圆筒形壳体，按不同的几何尺寸失稳时的不同形式(波形数不同)，将圆筒分为长圆筒、短圆筒及刚性圆筒等三种。 长圆筒是指筒体的L/D值较大，筒体两端边界的支撑作用可以忽略，筒体失稳时P仅与δ/D有关，而与L/D无关。长圆筒失稳时波形数n为2。 cr 短圆筒是指筒体两端边界的支撑作用不可忽略，筒体失稳时P与L/Dcr及δ/D均有关。短圆筒失稳时波形数n,2的整数。 刚性圆筒是指L/D较小，而δ/D较大，筒体的刚性较好，破坏的原因是圆筒壁内的压缩应力超过了材料的屈服限，并非是发生了失稳。对刚性圆筒只考虑强度要求。 由上所述，圆筒的“长”和“短”是指相对于直径来说的。长、短圆筒以及刚性圆筒的临界压力是各不相同的，有其各自的计算方法。 60 3) 圆筒体临界压力的计算 长圆筒临界压力 ,e3P=2.19E( )crDo E——圆筒材料在设计温度下的弹性模数 由上式可见，长圆筒临界压力仅与筒体δ/D及E有关。式仅限于弹性e 范围内使用，即失稳时应力应低于屈服强度。 短圆筒临界压力 e,2.5()DoP=2.6E crL Do 刚性圆筒由临界压力引起的临界应力为 Q= PD/2δ crcre 外压短而厚的刚性圆筒，其破坏是由于圆筒壁的压缩应力超过材料设计温度下的屈服极限，不存在稳定性问题。强度校核公式为 PDt ζ=?[ζ] (,n,C), 式中 θ——焊接接头系数，外压圆筒取=1; 长、短及刚性圆筒都是承受横向均匀外压力的情况。因容器均有封头，所以除受横向外压力外，同时还受有轴向压力，但轴向压缩对筒体失稳影响很小，工程上仅按承受横向均匀外压计算临界压力(室外高塔设计除外)。 4) 圆筒的临界长度 从前面已知，长短圆筒的区别是受端盖支撑的影响。当δ /D相同e时，短圆筒的临界压力较称圆筒大，随着短圆筒长度的增加，端盖对筒体支撑作用减弱，当短圆筒的长度增大到某一值时，端盖对筒体的支撑作用 61 完全消失，这时短圆筒的临界压力与长圆筒临界压力相等，该短圆筒的长度称为临界长度，用Lcr表示。 e,2.5(),e3Do2.19E( =2.6E )LDo Do 得 L=1.17D ?D/δ cre 临界长度是长、短圆筒 的分界线，也是计算临界压力选择公式的的依据。当实际圆筒计算长度L,L属长圆筒，若L,L则属短圆筒。 crcr 外压圆筒的计算与δ /D(D为圆筒外直径)有关。δ /D?0.04时，e00e0筒壁应力达屈服极限前不可能被压瘪，此条件下任何δ /D值均按刚性圆0e 筒计算。 5)计算长度 圆筒的计算长度指筒体外部或内部两刚性构件之间的最大距离， 筒体外部焊接的角钢加强圈，筒体内部挡板或塔盘均可视为刚性构件; 在两个刚性构件中，其中一个是凸型封头时，取计算长度L=L’+h+hi (h为凸型封头凸面高度)， i 凸型封头刚性大对圆筒体有一定支撑作用，可以提高临界压力。 在较薄板制造的筒体上焊接一定数量的加强圈，可使计算长度L降低， 提高临界压力。 3、外压圆筒的计算 图算法进行设计。 由临界压力计算式并以圆筒外径D代替D可得 0 ,e 3长圆筒临界压力 P =2.19E()crDo 62 e,2.5()Do短圆筒临界压力 P =2.6E crL Do 圆筒在P 作用下，产生的环向临界应力为 cr ζ=PD/2δcrcr0e 应变 ε=ζ/E= PD/2δE crcrcr0e 长、短圆筒P公式分别代入上式得 cr 2 长圆筒 ε=1.1(δ/ D)cre0 1.5短圆筒 ε=1.3(δ/ D)/L/ D cre00 从上面两个公式可见，承外压圆筒失稳时，环向应变ε与筒体几何参cr数δ D及L有关，而与材料弹性模数无关。它们可以用如下函数通式e0 表示ε=f(D/δ?/L D) 0e0 若圆筒的D/δ值已确定，ε只是L/ D的函数。利用上式绘出曲线，0e0 横坐标A即ε。图中上部垂直线与斜线交点所对应的L/ D即为圆筒的0L /D，交点以上直线表示长圆筒情况，失稳时ε与L/ D无关，而在cr00交点以下斜线簇表示短圆筒情况，失稳时的ε与D/δ 及L/ D 均有0e0关。 L/D D/δ 0 0e A(ε) 63 对于任何材料的外压圆筒，已知L/ D 和D/δ 值，可用图中找出失00e 稳时的环向应变ε(即A)。还要找出ε与许用外压[P]的关系，才crcr 能判定容器在操作外压力下是否安全。 将P =m[P]代入应变式整理得 cr ε =m[P]D/2Eδcr0e 由上式 D[P]/δ= 2/3 Eε 0 e 已知m=3，设 B= 2/3 Eε=2/3 ζ cr 因ε =A，由上式可见，系数B与A的关系即B= 2/3 EA，这可cr 以A为横坐标，以B为纵坐标，并配以材料在各温度下的应力与应变拉伸曲线，可以绘出图。若由A求得B后，可由上式推得的下面公式求许用外压力，即[P]=Bδ/DMPa e0 计算图B值是A的函数，即B=f(A)，直线部分表示应力与应变成正比，项部弯曲部分表示材料发生塑性变形以后的应力应变关系。 B A(ε) 64 对于D/δ及L/ D已确定的圆筒，如果从图查得的A值位于图的0e0 直线部分，说明圆筒失稳时应力值没有超过材料比例极限，即该圆筒 属于弹性失稳，可视E值为常数，直接用B=2/3EA求B值。当A值处 于B=f(A)曲线的弯曲部分时，由A求B 后求[P]。可见外压容器图 算法是计算与图算相结合的设计方法。 由于对弹性失稳可以直接用公式B值和[P]，故图B=f(A)曲线 就可以把大部分直线段省略。GB150中图省略了大部分直线的几种常 用钢材的A-B曲线 3、 轴向受压圆筒的稳定性 承受轴向压力的薄壁圆筒，当轴向压缩应力达某一定值时，圆筒母线的直线性受到破坏而产生了波形，即为轴向失稳。有些直立高塔设备除了承受介质外压，不定期要承受设备自重及风载荷等作用，使筒体壁产生局部较大轴向压缩应力，因此筒体局部失稳(褶皱)。为保证安全，需要求得保证轴向稳定的许用应力[ζ]cr值。 七、 容器开孔及开孔补强 为了使压力容器能正常操作，在筒体和封头上常设置如进、出料口，压力表、温度计等接口及视镜、液面计等附件。为了安全以及维修方便，“容规”第40条也规定，压力容器必须开设检查孔(包括人孔、手孔、螺纹管塞检查孔)。因此，在容器上开孔是不可避免的，主要是要考虑开孔的位置，大小、连接结构和开孔补强问题。 1( 容器开孔附近的应力集中 压力容器开孔后，不但削弱器壁强度，而且，在开孔附近形成应力集中。 65 (1) 应力集中系数 容器的开孔集中程度是用应力集中系数K来表征的，“K”的定义是开孔处的最大应力值与不开孔时最大薄膜应力之比。开孔接管处的应力集中系数主要受下列因素影响: a( 容器的形状和应力状态 由于孔周边的最大应力是随薄膜应力的增加 而上升的，圆壳的薄膜应力是球壳的两倍，所以圆筒壳的应力集中系数 大于球壳。同理，圆锥壳的集中系数则高于圆筒壳。 b( 开孔的形状、大小及接管壁厚 开方孔时应力集中系数最大，椭圆孔 次之，开圆孔最小。接管轴线与壳体法线不一致时，开孔将变为随圆形 而使应力集中系数增大。开孔直径越大，接管壁厚越小，应力集中系数 越大，故减小孔径或增加接管壁厚均可降低应力集中系数。插入式接管 的应力集中系数小于平齐接管。 (2) 容器开孔接管处应力集中的特点 在实际上生产中，容器壳体开孔后均需焊上接管或凸缘，而接管处的应力集中与壳体开小圆孔时的应力集中并不相同。在操作压力作用下，壳体与开孔接管在连接处各自的位移不相等，而最终的位移却必须协调一致。因此，在连接点处将产生相互约束力和弯矩。故开孔接管处不仅存在孔边集中应力和薄膜应力，还有边缘应力和焊接应力。另外，压力容器的结构形状、承载状态及工作环境等，对接管处的应力集中的影响均较开孔复杂。所以，容器接管处的应力集中较小孔严重得多，应力集中系数可达3-6。但其衰减迅速，具有明显的局部性，不会使壳体引起任何显著变形，故可允许应力峰值超过材料的平均屈服应力。开孔补强的目的的在于使孔边的 66 应力峰值降低至允许值。 (3) 容器大开孔与小开孔的区别 不论大开孔还是小开孔，其孔边的应力集中都是存在的。但容器孔边应力集中的理论分析是借助于无限大平板上开小圆孔为基础的。但大开孔时，除有拉(压)应力外，还有很大的弯曲应力，且其应力集中范围超出了开小孔时的局部范围，在较大范围内破坏了壳体的东半球膜应力状态。因此，小开孔的理论分析就不适用了。当壳体上开孔直径大于GB150中的规定时，其补强结构和计算需作特殊考虑，须提出特殊制造要求。 2( 容器开孔补强 (1) 为何要进行开孔补强 通常所用的压力容器，由于各种工艺和结构的要求，需要在容器上开孔和安装接管，由于开孔去掉了部分承压金属，不但会削弱容器的器壁的强度，而且还会因结构连续性受到破坏在开孔附近造成较高的局部应力集中。这个局部应力峰值很高，达到基本薄膜应力的3倍，甚至5-6倍。再加上开孔接管处有时还会受到各种外载荷、温度等影响，并且由于材质不同，制造上的一些缺陷、检验上的不便等原因的综合作用，很多失效就会在开孔边缘处发生。主要表现不疲劳破坏和脆性裂纹，所以必须进行开孔补强设计。 (2) 对压力容器为何有时可允许不另行补强 a( 压力容器为何有时可允许不另行补强 压力容器允许可不另行补强是鉴于以下因素: 容器在设计制造中，由于用户要求，材料代用等原因，壳体厚度往往超 67 过实际强度的需要。厚度的增加使最大应力有所降低，实际上容器已被整体补强了。例如:在选材时受钢板规格的限制，使壁厚有所增加;或在计算时因焊接系数壁厚增加，而实际开孔不在焊缝上;还有在设计时采用封头与筒体等厚或大一点，实际上封头已被补强了。 b( 在多数情况下，接管的壁厚多与实际需要，多余的金属起到了补强 的作用。 (3) 开孔补强结构 所谓开孔补强设计，就是指采取适当增加壳体或接管壁厚的方法以降低应力集中系数。其所涉及的有补强形式、开孔处内、外圆角的大小以及补强金属量等。 加强圈是最常见的补强结构，贴焊在壳体与接管连接处，如图a、b、c。该补强结构简单，制造方便，但加强圈与金属间存在一层静止的气隙，传热效果差。当两者存在温差时热膨胀差也较大，因而在局部区域内产生较大的热应力。另外，加强圈较难与壳体形成整体，因而抗疲劳性能较差。这种补强结构一般用于静压、常温及中、低压容器。 接管补强，即在壳壁与接管之间焊上一段厚壁加强管，如图d、e、f。它的特点是能使所有用来补强的金属材料都直接处在最大应力区域内，因而能有效地降低开孔周围的应力集中程度。低合金高强度钢制的压力容器与一般低碳钢相比有较高的缺口敏感性，采用接管补强为好。 68 3( 等面积补强计算 等面积补强就是使有效补强的金属面积，等于或大于开孔所削弱的金属 面积。 1( 开孔削弱面积A 内压圆筒体与球壳 A=dδ+2δδ(1-f) etr 式中d——考虑腐蚀后的开孔直径，d=d+2C i δ——接管名义厚度 et C——壁厚附加量 f——强度削弱系数，等于设计温度下接管材料与壳体材料许用应r 力之比，当该比值大于1.0时，取f=1.0。 r δ——壳体开孔处计算厚度 69 对于椭圆形封头，开孔位于以封头极点为中心的80%封头内直径范 t围内δ=PKD/2[[ζ]θ-0.5P，K—折算系数，查表7-2 1i1 锥壳δ计算是以壳体开孔处内直径代替锥壳计算厚度中的Dc 外压圆筒体与球壳开孔削弱面积A是外压圆筒体与球壳1/2 平板盖开孔补强 等面积补强法，实际上补强的是壳体开孔上丧失的薄膜应力抗拉强度，但对于受压的平板盖，其内部产生的是弯曲应力，因此，应按补强开孔所丧失的抗弯强度来确定补强面积，使补强前后在补强范围内的抗弯模量相同。在此导出的补强面积为开孔挖去面积的0.5倍，故平盖开孔时，另加开面积的一半就可以满足需要了。 平盖开孔直径d?1/2D A=0.5δp 3. 补强范围 补强区的有效范围按图中的矩形WXYZ范围确定。有效的补强高度 如下确定:外伸高度 70 h=?d(δ-C) 1ntmm，取两者中的较小值 h=按管实际外伸高度 1 内侧高度 h= ?dδ2nt 取两者中的较小值 h= 接管实际内插高度 2 补强区的有较宽度 B=2d mm，取两者中较大值 B=d+2δ+2δ nnt 2( 补强金属面积 在有效补强区的矩形WXYZ范围内，有效补强的金属面积有 A—筒体或封头承受内压或外压所需设计厚度之外的多余金属的面积， 1 A=(B-d)(δ-δ)-2δ(δ-δ)(1-f) 1enter 2A接管承受内压或外压所需设计厚度之外的多余金属的面积，mm; 2--- A=2 h(δ-δ)f+2 h(δ-c)f 21nttr2nt2r 2A——补强区内的焊缝截面积，mm; 3 2A——补强区内另加的补强截面积，mm; 4 若A +A +A ?A，则开孔不需另加补强;若(A +A +A),A，则需123123另加补强，其补强金属载面积为 A?A-(A +A +A) 4123 补强材料一般应与筒体或封头相同，若补强材料的许用应力小于筒体或 封头材料许用应力，则补强面积应按筒体或封头材料许用应力与补强材料 71 许用应力之比而增加。若补强材料的许用应力大于筒体或封头材料的许用 应力，则所需补强面积不得减少。 采用补强圈结构补强时，应遵循以下规定: (1) 钢材的标准抗拉强度ζ?540MPa; b (2) 补强圈厚度应小于或等于1.5δ。 n (3) 壳体名义厚度δ?38mm。 n 4、 不另行补强的最大开孔直径 (1) 设计压力小于或等于2.5Mpa; (2) 两相邻开孔中心间距(对曲面间距以弧长计算)应不小于两孔直 径之和的两倍; (3) 接管公称外径小于或等于89 mm; (4) 接管最小壁厚满足150表8-1。 4( 允许开孔的范围 允许开孔的最大直径不得超过: (1) 圆筒 当其内径D?1500mm时，开孔最大直径d?1/2D且d?500mm; ii 当其内径D,1500mm时，开孔最大直径d?1/3 D，且d?1000mm; ii (2) 凸形封头或球壳的开孔最大直径d?1/2 D; I (3) 锥形封头的开孔最大直径d?1/3 D，D为开孔中心处的锥壳ii 内直径。 在椭圆形或碟形封头过度部分开孔，其孔的中心线宜垂直于封头表面。 72 73