压力容器设计

南京工业大学 备课笔记 1

第四章 压力容器设计 Design of Pressure Vessels

4.1概述 Introduction

在绪论中，介绍了过程设备设计的基本步骤。

就是根据给定设计条件和规范标准的规定,确保安全，经济，正确选择材料，进行结构，强度或刚度设计，密封设计。

设计时应综合考虑各个环节：材料，结构，强度，（刚度），制造，使用，安装，运输，检验等。每个环节都应重视。

4.1.1设计要求 Specification

压力容器设计的基本要示：安全性，经济性。

在保证安全前提下尽可能经济（材料，制造，安装，维修等等）

4.1.2设计文件 Design Files

设计文件包括：

设计条件，设计图样，强度计算书及安装，使用说明书（按分析设计提供应力分析报告）。

强度计算书和设计图样具体内容见P114。

4.1.3设计条件 Design Condition

通常用图表表示：简图，设计要求，接管表等，通称为设计条件图。 不同类型的，除公共基本设计要求外，还应注明各自的特殊要求，换热器，换热管规格，管长，根数、排列，换热面积和程数等。

4.2设计准则 Design Criterions

4.2.1压力容器失效 Pressure Vessel Failure

压力容器失效：压力容器在规定的使用环境和时间内，因尺寸，形状，或材料性能发生改变而不能达到设计要求的现象。

最终形式：泄漏，过度变形，断裂 （1）压力容器失效形式

大致分为以下四大类： a.强度失效

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因材料的屈服或断裂引起的失效。 ①韧性断裂

容器发生了有充分塑性大变形的破裂，破裂前其应力达到或接近所用材料的强度极限。

主要原因：厚度过薄（未经计算，腐蚀）、内压过高，操作失误，反应失控。 避免：严格按规范进行设计，选材，运输，安装，使用和检修。 ②脆性断裂：这是一种没有经过充分塑性大变形的容器破裂 原因：材料的脆性，严重的超标缺陷或两种原因兼而有之。 断裂时可能裂成碎片飞片，也可能沿纵向裂开一条缝，见彩色封面 根源：材料选用不当，焊接与热处理不当使材料脆化外，低温长期在高温下运行，应变时效也会使材料脆化。

材料原始缺陷或使用中产生缺陷 ③疲劳断裂

交变载荷最容易使容器的应力集中部位材料发生疲劳损伤，萌生疲劳裂纹并扩展导致失效，疲劳断裂的最终失效方式，一种是泄漏，称为“未爆光漏（LBB）”。另一种是爆破称为“未漏光爆”。

这二种疲劳断裂失效均无明显的塑性变形，接近于脆性断裂的宏观形态。 ④蠕变断裂

高温容器长期运行和受载，金属材料会随时间而不断发生蠕变损伤，以至出现鼓胀与减薄，直至破裂。

宏观表现为：过度变形（蠕胀），最终由蠕变裂纹扩展而爆破。 按断裂时的应力来看，蠕变断裂又具有脆性断裂的特征。 ⑤腐蚀断裂 也分二种情况：

因均匀腐蚀，厚度减薄等引起，有明显的塑性变形，因晶间腐蚀，应力腐蚀引起的，则无明显的塑性变形。

b.刚度失效

过度的弹性变形引起的失效。

如塔在风载荷时，发生过大弯曲变形，内部附件无法正常工作。

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c.失稳失效

容器在压应力作用下丧失稳定性，突然失去原有的规则几何形状（皱折变形）引起的失效。

可以是总体的，也可以局部的。

弹性失稳：弹性程度与载荷不成比例，其临界压力与材料强度无关。 非弹性失稳：容器中的应力水平超过材料屈服点，临界压力与材料强度有关。 d.泄漏失效：

由于泄漏引起的失效。

主要是可拆式接头或其它接头的密封性能。管子与管板。

注：在实际中，往往是多种形式的交互失效，腐蚀疲劳，蠕变疲劳。 （2）失效判据和设计准则

a.失效判据

用来判别失效的依据。只要这个量达到某一数值，压力容器就失效，某一种场合的失效判据，不一定适用另一场合。

b.设计准则

失效判据还不能直接用于压力容器的设计。

工程上还须考虑许多不确定因素，如：材料性能的不稳定，制造水平，检验手段等。

常用的方法是引入安全系数，从而得到相应的设计准则。

所以容器设计时，先要确定最有可能发生的失效形式，选择合适的失效判据和设计准则,确定相应的规范标准，再进行设计。

4.2.2强度失效设计准则

屈服和断裂是常温，静载下强度失效的主要形式。 （1）弹性失效设计准则：

防止容器总体部位发生屈服变形，而将最大设计应力限制在材料的屈服点以下，保证容器始终处于弹性状态。

屈服数学表达式为：

???3 （4－1）

相应设计准则：????? （4－2）

t

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用最大拉应力则：?1???? （4－3）

t而根据二个屈服失效判氢则有

Tresca:?1??3???? （4－4）

t也称最大切应力准则

Mises(形状比能屈服失效判据)

1??1??2?2???2??3?2???3??1?2????t （4－5） 2应力强度（相当应力）

???eqi 工程上，将强度设计准则中直接与许用应力???比较的量，称应力强度。

ti?1，3，4分别表示最大拉应力，最大切应力和形状改变比能准则的序号

?eq1??1所以?eq3??1??3?eq4?1??1??2?2???2??3?2???3??1?22

??（2）塑性失效设计准则：

容器某处弹性失效后并不意味着容器失去承载能力，只有进入整体屈服或局部区域沿整个壁厚进入全部屈服，称塑性失效。对内压厚壁圆筒，整个载面屈服时的压力就是全屈服压力Pso。

塑性失效判据为设计压力：P?Pso （4－6） 塑性失效判据设计准则为：P?Pso （4－7） nsonso：全屈服安全系数。 （3）爆破失效设计准则

非理想塑性材料在屈服后尚有增强的能力，对于厚壁容器，在整体屈服后仍有继续增强的承载能力，直到容器达到爆破。

设计准则：P?Pb （4－8） nbPb:爆破压力

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nb:爆破安全系数 （4）弹塑性失效设计准则

当容器某一局部弹塑性区域内的塑性区中的应力超过了由“安定性原理”确定的许用值时，才认为结构丧失了“安定”而发生了弹塑性失效。

弹塑性失效认为只要载荷变化的范围达到安定载荷，容器就失效。 （5）疲劳失效设计准则

将容器的应力集中部位的最大交变应力的应力幅限制在低周疲劳设计曲线确定的许用应力幅之内时，才能保证在规定的循环周次内不发生疲劳失效。 （6）蠕变失效设计准则

将高温容器的蠕变变形量（相应的应力）限制在某一允许的范围之内，便可保证在规定时间不发生蠕变失效。 （7）脆性断裂失效设计准则

脆性断裂失效属断裂力学研究领域

传统强度设计均假设材料无缺陷为前提，压力容器是否发生脆性断裂，主要取决于：材料韧性，缺陷处的应力水平，缺陷的几何参数。

设计时，假设裂纹存在时，利用断裂力学方法进行裂纹安全性评估，保证容器不发生脆断。

这儿并不意味着允许存在假设的裂纹。

4.2.3刚度失效设计准则

刚度设计准则 W??W? （4－9） ?????

W，?：载荷作用下的位移，转筒。

4.2.4稳定失效设计准则

外压力<周向临界压力（均布外压） 压应力<轴向临界应力（轴向压缩）

4.2.5泄漏失效设计准则

密封装置的介质泄漏不保超过许用泄漏率。

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度）。

当元件金属温度不低于0℃时，设计温度不得低于元件金属可能达到最高温度。

当元件金属温度低于0℃时，其值不得高于元件金属可能达到的最低温度。 当压力容器具有不同的操作工况时，应按最苛刻的压力与温度的组合确定其设计条件。

（3）厚度及厚度附加量 Thickness and additional thickness

由前面理论公式计算得到的厚度称计算厚度。 这儿未包括厚度附加量C。 C由三部分组成： C1：钢板厚度负偏差 C2：腐蚀裕量

C3：加工减薄量，由制造厂（非设计者）确定 设计厚度??d????C2

名义厚度??n???d?C1圆整至标准规格的厚度，也是标注在图样上厚度。 有效厚度??e???n?C1?C2

成形后厚度：制造厂考虑加工减薄量，并按规格第二次向上圆整得到坯板厚度，实际上减去加工减薄量，即为出厂时容器的实际厚度，一般要求，成形后厚度>设计厚度。

最小厚度：不包括腐蚀量的最小厚度?min 碳素钢，低合金钢 ?min?3mm 高合金钢 ?min?2mm 图4－5各种厚度间的示意图：

（4）焊接接头系数? Welded joint efficiency factor

绝大多数容器采用焊接结构，焊接时可能出现各种焊接缺陷（如未熔透、气孔、夹渣等），且焊缝的热影响区易形成粗大晶粒而使强度或塑性降低。

?表示焊缝金属与母材强度的比值。 可按P134 表4－3查

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（5）许用应力??? Allowable stress

是壳体等受压之件的材料许用强度。

取材料强度失效判据的极限值与要应的材料设计系数（安全系数）之比。过大，过小都不适宜。

材料强度失效判据极限值可用：

，?n（蠕变极限）表示 ?s??0.2?,?b,?D（持久强度）

??b?s?st?????min?,,? （蠕变温度下）

?nbnsns??st：设计温度下的屈服点。

当碳素钢、低合金钢设计温度超过420℃，铬钼钢高于450℃，奥化体不锈钢设计温度高于550℃

???t??DtnD或????t?ntnn

材料设计系数，主要是保证受压元件的强度有足够的安全储备量。 我国现在取nb?3.0,ns?1.6

4.3.2.4外压圆筒设计Cylinder design under external pressure

要根据第二章公式计算，首先要假设t确定Lcr，再进行计算，比较，直至合格为止，比较繁琐，下面介绍圆算法和工程设计方法。 （1）图算法的原理

将（2－19）（2－97）中D?Do,t??e,??0.3

??e?得，长圆筒临界压力：Pcr?2.2E??

?Do???e???Do??2.53短圆筒临界压力：Pcr?2.59EL??e??0.45??Do?Do?PcrDo 2?e0.5

相应力临界周向应力为：?cr?

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失稳时周向应变：?cr?则长圆筒：?cr??crE?PcrDo （4－21） 2E??e1.1?Do????e??2 （4－22）

短圆筒：?cr?1.3?0.51.5?L?Do???Do??0.45??????Do?e?e???????? （4－23）

分析（4－22）（4－23）知：

?cr?f??LDo?,? （4－24） Do?e??这样，对不同的DoLDo?e以ε

cr

=A为横注标

为纵座标，就可能得到P138 图4－6所示的一系列曲线。

Do在图4－6中，与纵坐标平行的直线簇表示长圆筒（与L表示短圆筒。（与L若已知LDoDo无关）倾斜线簇

，Do?e均有关）

和Do。

?e就可从图4－6找出A（即周向应变）

对不同的材料，还要通过另一种图线得到?cr与Pcr的关系

?cr??crE?PcrDo 2E?e而许用外压力?P?，引入稳定性安全系数m 所以?P???crm?2E?e??cr2E?cr?

m?Do?Do?m????e??m?P?Do? 2E?eDo?P??2E?cr 即?emDo??P? 令B??e22所以B?E?cr??cr （4－25）

332所以B～A的关系，即?cr～?cr的关系。

3即?cr?

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乘以

2，即可作上B～A的关系曲线。 3同一种材料，温度不同，曲线也不同

P139－140，图4－7，4－8，4－9代表几种不同材料的B～A关系。 从图4－6中查得A，然后在图4－7～4－9中查得相应设计温度下的B值，然后由下式：

?e??P??B????

?Do?计算许用外压力?P?。

在图4－7～4－9曲线中，直线部分表明处于弹性部分，由A查B时，若相交不到，直接由下式求取B：B?（2）工程设计方法

工程设计中，根据厚壁，Doa.DoDo值分为厚壁圆筒和薄壁圆筒，按GB150，Do/?e<20?e2EA。 3?e?20薄壁。

?e?20薄壁圆筒，仅校核稳定性：

①设?n，则?e??n?C计算L/Do，Do/?e ②由图4－6查取A

③根据材料A和设计温度，得B值。 见图4－10，求解过程。 ④比较计算外压力Pc与?P?

若Pc??P?且接近，则?n合理，否则得新假设?n。 b.对Do?e<20厚壁圆筒

同时考虑失稳和强度失效 对4?对

DoDo?20相同 <20求B值与

?e?eDo1.1<4按下式求A A? （4－28） 2?e?Do????e??

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其许用外压力应不低于下列计算值

??2.25??P???Do?0.0625?B （4－29） ????e??为满足强度，其许用外压力不低于

??2?o?1??P??Do?1?Do? （4－30）

???e???e应力?o?min2???,0.9?st,0.9?0.2

tt??最终?P?取（4－29）（4－30）中值。 （3）圆筒轴向许用压应力的确定：

设?n则?e??n?c按下式计算A

A?0.094 （4－31） Ri?e选取相应材料的厚度计算图，查取B，???cr?B （4）有关设计参数的规定

a.设计压力

确定外压容器设计压力，分别情况对待 ①正常工作情况下，可能出现的最大内外压力差 ②真空容器按外压考虑

有安全控制装着 1.25倍最大内外压力差 小值

{0.1MPa倍最大内外压力差 小值

无安全控制装置，取0.1MPa

③夹套容器：可能出现的最大压力差的危险工况 b.稳定性安全系数

圆筒在成型，焊接，焊后热处理后存在各种缺陷，将影响计算的精确性加上载荷不安全对称在计算许用设计外压力时，必须考虑稳定性安全系数m。

按GB150规定：圆筒m=3.0

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碟形封头中r=0时，即为球冠形封头。 优：结构简单，制造方便

常用于容器隔开二独立受压空间的中间封头。

4.3.3.2锥壳 Conical Shell

分为无折边和折边 P151图4－18 缺：几何形状不连续，应力分布较差

优：有利于物料排放和分散，用于中、低压容器。 结构设计：

大端半顶角??30°可采用无折边

?>30°采用带过渡段的折边结构

r?10%Di r?3?

小端 ??45°可采用无折边

?>45°采用带过渡段的折边结构

小端 rs?5%Di rs?3? 当?>60°，厚度按平盖计算： （1）受内压无折边锥壳

a.锥壳厚度

最大薄膜应力为锥壳大端的周向应力 即???PD

2?Cos?D：圆筒平均直径

由最大拉应力准则，且D?Dc??e?Cos? 所以?e?1 （4－51） t2?????PcCos??PcDcDc：锥壳计算内直径（大端）

?c：锥壳计算厚度 b.锥壳大端

大端与圆筒连接处，曲率半径突变，过接处产生显著边缘应力，根据需要决定是否设加强（增加厚度）

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见图4－19，由

Pc

????

t

与?的交点决定。曲线上方，无需加强。曲线下方需

Q?PcDi2?????PCt增加厚度，即设置加强段，加强段厚度为?r?Di：大端内直径

Q：应力增值系数，由图4－20查P153

（4－52）

加强段在锥壳圆筒段的长度有相应规定，小端厚度与大端类似。 （2）受内压折边锥壳

锥壳厚度仍按（4－51） a.锥壳大端

厚度接下二式中取较大值

??KPcDi2?????0.5Pct （4－53） 查表4－6

K：系数，根据?,rDi??fPcDi?????0.5Pct （4－54）

1?f：系数f?2r?1?Cos??Di由表4－7查 2Cos?r：大端过渡段转角半径 b.锥壳小端 分两种情况

??45°若无折边，则按无折边小端计算公式 ??45°若有折边，厚度另行计算，参照文献

（3）受外压锥壳

??60°按等效圆筒，??60°按平盖计算

4.3.3.3平盖 Flat Head

由于实际支承情况，介于简支与固支之间，工程计算，以圆平板理论为基础，通过系数K来反映支承情况。

平盖与筒体常见连接形式见表4－8

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（1）圆形平盖厚度

?D?最大应力?max??KP?? （4－55）

???引入焊接接头系数?： 所以?p?DcKPc2???t? （4－56）

K：结构特征系数，表4－8 Dc：平盖计算直径，见表4－8简图 （2）非圆形平盖厚度

根据表4－8中，不同连接形式，取不同公式

4.3.3.4锻制平封头 Forged flat head

图4－21，厚度为

?p?Dc0.27Pc???t?? （4－59）

Dc??2di Dc? ：开孔削弱系数???di:Dc（内直径）范围内沿直径断面开孔内径总和最大值。

4.3.4密封装置设计 Sealing Device

压力容器，管道的连接形式 ①不可拆：焊，铆。

②可拆：从制造，工艺安装，运输，维修等各面考虑。

形式有：法兰连接，螺纹连接，承插式连接

螺栓法兰结构 P157 图4－22

由联接件（螺栓、母），被联接件（法兰），密封件（垫片）组成。 螺栓法兰连接的基本要求： 1.密封可靠

尤其在操作压力及温度有波动时，介质有腐蚀性的情况下，仍保证紧密不漏。 2.足够的强度和刚度：不削弱整体结构强，也不产生过大变形转角 3.装拆方便：可多次重复使用

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本节内容：

密封原理，影响密封因素，密封结构分类及选用，密封结构强度计算。

4.3.4.1密封机理及分类 Principle and Classification

（1）密封机理 Sealing mechanism

下面以螺栓法兰结构，说明密封机理 结构简图如右；

如将压紧面与垫片的表面放大， 可看到二个面都是凹凸不平。 a.流体在密封口的泄漏途径 ①通过垫片本身泄漏——渗透泄漏

通过材料本体毛细管的泄漏。因素：介质压力，温度，粘度，垫片结构。 ②通过压紧面泄漏——界面泄漏 因素：界面的间隙

b.密封机理

压力介质通过密封口的阻力大于密封口两侧的介质压力差时，介质就被密封，而这种阻力的增加是依靠增大密封面上的密封比压来实现的。

密封比压：保证密封性而在垫片上必须施加的压应力。

c.保证密封的措施 ensure ①预紧时

螺栓力通力压紧面作用到垫片上，当垫片的单位面积上所受压紧力达到某一值时，使垫片压实，形成的始密封条件，压紧力过小，垫片压不紧，不能阻止泄漏，压紧力过大，使垫片压出或损坏。

②操作时

有了压力，螺栓伸长，法兰分开，但垫片具有足够回弹能力，依靠回弹量来补偿螺栓的伸长和压紧面的分离，从而保证良好的密封。

d.垫片的性能参数 Performance parameters of gasket ①垫片比压力 y,MPa

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预紧时，使垫片变形与压紧面密合，以形成初始密封条件。此时垫片的单位接触面积上的最小压紧力。

②垫片系数 m无因次

操作密封比压与介质压力之比称垫片系数。操作密封比压指操作状态下，保证法兰的密封性能而必须施加在垫片上的压应力。

常用垫片的垫片比压力y和垫片系数m是P160，表4－9。

从表中可以看出y,m的值与垫片的材料，结构厚度有关。但据研究还应与垫片尺寸，介质性质、压力、温度，压紧面粗糙度有关。 （2）密封分类 Sealing classification

根据获得密封比压力的方法之不同，压力容器密封可分为：强制式和自紧式两种。

强制式密封，完全依靠过接件的作用力，强行挤压密封元件达到密封。需较大预紧力，约为工作压力产生的轴向力的1.1～1.6倍。

自紧式密封：主要依靠容器内部的介质压力压紧元件实现密封。 所需预紧力较小，约工作压力产生轴向力的20%以下。 自紧式又可分为：

轴向自紧密封：密封元件的轴向刚度小于被连接件的轴向刚度。 径向自紧密封：密封元件的径向刚度小于被连接件的径向刚度。

半自紧密封，密封结构按分类原则属于非自紧式的强制式密封，又具有一定的自紧性能，如：高压容器中的双锥密封结构。

4.3.4.2影响密封性能的主要因素 Main Factors

以螺栓法兰连接结构为例，说明影响因素。 （1）螺栓预紧力

适当提高螺栓预紧力可增加垫片密封能力（可使垫片保留较大的接触面比压力），此外，可通过减小螺栓直径，增加螺栓数量，使预紧力尽可能均匀地作用在垫片上，来提高密封性能。 （2）垫片性能

变形能力大，使垫片易填满压紧面上间隙，回弹能力大，能适应操作压力和温度的波动，能适应介质的压力，温度和腐蚀性。

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类似于Timoskenko法中计算整体法兰方法

分析方法：考虑高颈的作用，将法兰分成壳体，高颈和法兰环，该方法被很多国家规范所采用，包括我国的GB150以弹性应力分析为基础，不考虑系统变形等。

（1）基本假设

螺栓载荷W，垫片反力P3及流体静压力的轴向力P1，P2已知。

根据这些力计算上施加于法兰的外力矩，从而用均匀作用在法兰内外周界上的力P组成的当量力偶来代替。

（2）由内压引起的法兰中的应力远小于螺栓力产生的弯曲应力不计 （3）中面假设，以壳体与锥颈的表面为中性面，锥颈大端的径向位移为零 （4）线性弹性假设，法兰上产生的应力，应变在弹性范围 （5）小变形假设，法兰环的变形（挠曲，转角）均很小

这样可将法兰结构分成三部分： 圆筒体——半无限长圆柱壳 锥颈——变厚度，圆柱壳 法兰环——薄的圆环板

分别用薄壳，薄板理论来求解。

Waters在大量实验基础上，将复杂理论计算所用到的各项参数给成图表，借助于图表就可核算法兰中各项应力值。

b.法兰设计方法 ⅰ）力的计算

内压作用在法兰内径截面上引起的轴向力P1

P1??4Di2?p

整体法兰P1通过筒壁作用于高颈的中央，活套法兰，P1看成作用在法兰环的内圆周上。松式法兰，如图作用在离内圆周

q1处，q1为内圆周到焊缝间距离。 2

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内压引起的总的轴向力（F）与作用于法兰内径截面上内压引起的轴向力之差P2

F?P2??4DGPDGP?22?4?4Di2P???D42G?DiP2?

垫片反力Ps

等于螺栓设计载荷与内压产生的总轴向力之差

P3?W?P1?P2

W：预紧或操作时螺栓总载荷。 ⅱ）力臂计算

不同形式法兰，力的作用位置不同，整体法兰，及按整体法兰计算的任意法兰

l1?R?0.5q11?R?q1?l3?2 1l3??D3?DG?21R??Db?Di??q12l2?

除活套法兰外的松式法兰，及按松式法兰计算的任意法兰

1?Db?Di?21l3??Db?DG?

21l2??l1?l3?2l1?活套法兰

1?Db?Di?2

1l2?l3??Db?DG?2l1?ⅲ）法兰力矩计算

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M1?P1l1 M2?P2l2 M3?P3l3 预学时

P?0 P1?P2?0 P3?W

总力矩：Ma?M3?W?ls 操作时：

MP?M1?M2?M3?P1l1?P2l2?P3l3 取以下二者之大值为计算外力矩

?M?MP????ft ??M?Ma????f?ⅳ）法兰应力计算

整体法兰，带颈松式法兰及按整体法兰计算的任意式法兰轴向应力

?H?f?M??q1?Di2

f：法兰颈部应力校准系数，即小端应力与大端应力之比 f>1表示最大轴向应力在小端处 f<1表示最大轴向应力在大端处取f=1 f值q1qo hD:qo从P99，GB150图9－7查

λ系数λ=r+η

r??t?e?1? TTt3

??

d1

Uhoqo2Vho?D:qo d1?e?FhoF，T，U，V无因次系数 径向应力

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??t2?Di环向应力

?R??1.33t?e?1?M

?T?Y?M?Z??R t2?DiY,Z无因次系数，从GB150图中查对活套法兰及按活套法兰计算的任意式法兰

?H?0?R?0?T?YMt2Di

不同之处是：Waters法将法兰作为环板进行分析并考虑锥颈作用。 力学模型见P173图4－27 非标准法兰设计步骤： 尽量选用标准法兰

非标准法兰设计，参照直径，压力等级相近的标准法兰尺寸，确定结构和尺寸，计算各项应力与相应许用应力比较。

c.法兰强度校核条件

法兰环上最大径向应力：?R????ft 法兰环上最大环向应力：?T????ft

法兰环上最大轴向应力：沿截面线性分布，有局部性，少量屈服，不致泄漏，所以

?H?1.5???ft或?H?2.5???nt较小值

???nt：壳体（接管）设计温度下许用应力

锥颈部分和法兰环的平均应力：

?H??R2????ft及?H??T2????ft

因为如允许颈部应力可以较高，则颈部载荷因应力重新分配传递到法兰环，导致法兰环部分屈服。为保证密切，必须对平均应力加以限制。

上述条件均须满足，否则须重新设计，一般通过改变法兰厚度或颈部尺寸。

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4.3.4.4高压密封设计

（1）高压密封基本特点

a.采用金属密封元件，所须的密封比压很高。材料：退火铝，退火紫铜，软钢。

b.采用窄面或线接触密封，减少接触面积，可降低预紧力，减少螺栓直径，减小法兰尺寸。

c.尽可能采用自紧或半自紧密封，压力越高，密封越可靠。 （2）高压密封结构形式

a.平垫密封:强制式密封

缺：主螺栓直径大，不适用温度，压力波动较大场合 b.卡扎里密封:强制式密封

特点：预紧力较小，不需要很大的主螺栓 适用于大直径，较高压力范围 Seal with double-cone c.双锥密封:半自紧密封

预紧状态：拧紧主螺栓，使双锥环锥面上软金属，垫片和平盖，锥面压紧，同时双锥环本身产生径向压缩，间隙q消失而贴紧，内压升高时，平盖上升，原施加在压紧面上比压减小。而双锥环在预紧时产生的回弹却使锥而保留一部分比压，介质压力作用下，双锥环向外扩张，使二锥面上比压增大，保证良好密封。

锥面上有2～3道半径1～1.5㎜,深1㎜的半圆形沟槽，平端盖的圆柱面上铣有纵向沟槽其螺栓载荷计算在后面介绍。

适用：直径大，压力和温度高，且波动大的容器。 d.伍德密封：P177图4－31,自紧式密封

预紧时：拧紧牵制螺栓，使顶盖，压紧筒体端部产生预紧密封力。 内压作用：随压力升高，顶盖上升，增加密封力

南京工业大学 备课笔记 36

接触形式：楔形压垫与顶盖球形部分接触线接触 楔形压垫与筒体端部略有夹角???5?° 优：无主螺栓，密封可靠，全自紧式 缺：结构笨重，零件多，加工要求高 e.高压管道密封

特点：存在很大附加弯矩等，温度波动影响较大，拆装次数较多

透镜式密封结构P178图4－32，管端成??20°锥面透镜垫圈有2个球面成线接触，升压后，透镜垫径向膨胀产生自紧作用。 （3）提高高压密封性能的措施

a.改善密封接触面表面：密封面喷镀，提高耐磨性，降低密封所需比压，接触面之间衬软金属，镶软金属。

b.改进垫片结构：采用由弹性件和软垫组合的密封元件，从而获得良好回弹能力和密封接触面。

c.采用焊接密封元件：用于内盛易燃易爆，剧毒介质 （4）螺栓载荷计算

设计主螺栓筒体端部和顶盖，首先要计算螺栓载荷 a.平垫密封：与中低容器的平垫计算一样。 b.双锥密封 密封面平均直径

DG?D1?2B?A?Ctgx2

密封面宽度b??A?C?2Cos?截面积：f2?A?C??A?B?tg?4有效高度：h?1?A?C?2①预紧状态下，主螺栓载荷Wa Wa作用：①达到初始密封产生y

②径向弹性压缩，消除间隙g

南京工业大学 备课笔记 37

1) 建立初始密封的压紧力W1 法向力 W0=πDGby

予紧时,大盖向下滑动,双锥环向上滑移,所以, 摩擦力Fm向下, Fm与W0的合力垂直方向即予紧时的螺栓力W1 (4-68)(4-69) 予紧时,使双锥环产生径向弹性压缩,当径向变形等于径向间隙g时,则得径向压缩力为 VR=2πEf 2g/D1

2) 考虑摩擦力后,每一锥面的VR/2 径向压缩所对应的螺栓力为

(4-70) 一般,W1>W1’,所以,螺栓载荷只要按(4-69)计算,既满足予紧垫片的要求,又满足压缩双锥环产生径向弹性变形的要求. ②操作状态时的主螺栓载荷Wp

操作状态时的主螺栓载荷包括三个部分: 1) 内压引起的轴向力

F=πDG2Pc/4 (4-72) 2) 内压作用于环内壁面产生自紧力的同时,所产生的轴向分力 FP=πDGhPctg(α-ρ)/2 (4-73) 3) 径向回弹力(自紧力)引起的轴向力

回弹状态下,压紧面上法向力与摩擦力合成,再分解到轴向,则其轴向力为: Fc=2πEfg· tg(α-ρ)/D1 (4-74) 4) 工作条件下,螺栓力Wp

Wp= F+ Fp+Fc (4-75) 取W1,Wp中较大者,作为螺栓设计载荷,以此来计算螺栓,顶盖和法兰.

4.3.5 开孔和开孔补强设计 Opening and Reinforcement

工艺和结构上要求,容器上开孔并接管,削弱强度,并在连接处产生很高局部应力.

(1)补强结构 主要有三种(图4-37)

a. 补强圈补强 Reinforcement pad b. 接管补强 Nozzle reinforcement

c. 整锻件补强 Reinforcement by integral element

南京工业大学 备课笔记 38

分析各自的优缺点,应用. (2)开孔补强设计准则

a. 等面积补强 Equi-area method of reinforcement 基于弹性失效设计准则

在离孔边一定范围内,以相等面积补偿因开孔削弱的承载面积. 优:简单,易实施. 缺:不能完全解决应力集中,勿略了开孔系数 b. 极限分析补强 以塑性失效分析为基础,

对带有整体补强的开孔补强结构求出其塑性失效的极限载荷,然后以极限载荷为依据进行补强结构设计.

(3)允许不另行补强的最大开孔直径

满足一定条件的开孔接管可不补强(P184,表4-14) (4)等面积补强计算

原则:有效补强面积大于开孔削弱面积 a. 允许开孔的范围

GB150对开孔最大直径有四条限制 P184 b. 所需最小补强面积A 对受内压的圆筒或球壳

A=δd+2δδet(1-fr) (4-76) 对受外压或平盖上的开孔

开孔造成的削弱是抗弯截面模量而不是指承载截面积,所需补强的截面积仅为因开孔而引起削弱截面积的一半 . (4-77) (4-78) c. 有效补强范围

在离孔边一定距离范围内加上 补强材料可有效降低应力水平 有效宽度B 取(4-79)中较大值 内外侧有效高度按(4-80)(4-81) 中取较小值.

d. 补强范围内补强金属面积Ae

南京工业大学 备课笔记 39

① 壳体有效厚度减去计算厚度之外的多余面积 A1 (4-82) ② 接管有效厚度减去计算厚度之外的多余面积 A2 (4-83) ③ 有效补强区内焊缝金属面积 A3

则开孔需另外补强的金属截面积为

A4≥A-(A1+A2+A3)

补强材料一般与壳体相同,否则须按比例增加补强面积. 以上是单个开孔,而多个开孔需另行计算. (5)接管方位

设计时,尽可能采用径向接管,非径向接管开椭圆孔,应力集中系数增大.椭圆形封头开孔位于中心80%封头内直径,碟形封头开孔位于球面内,其计算厚度见 (4-85) (4-86)

4.3.6 支座和检查孔 Support and Manhole(handhole)

(1) 支座

作用:支承重量,固定位置 a. 立式容器支座

① 耳式支座(悬挂式支座) Lug support JB/T 4725-92

② 支承式支座 Column support JB/T 4724-92

容器底部焊上数根支柱,直接支承在基础地面 ③ 腿式支座 Leg support JB/T 4713-92 支承在圆柱体部分

选用:根据DN和总质量,选取相应支座号和数量,计算承受实际载荷,不大于支座允许载荷.

④ 裙式支座 Skirt support 适用于较高的立式容器,详见第七章

b. 卧式容器支座 形式:鞍座,圈座,支腿 支腿:重量较轻的小型容器

南京工业大学 备课笔记 40

圈座:大直径薄壁容器和真空容器

鞍座:使用最多,JB/T4712-92, 祥见第五章

(2) 检查孔 (人孔,手孔)

检查使用过程中是否有裂纹,变形,腐蚀等缺陷. 不设检查孔的条件:P193

4.3.7 安全泄放装置 Safety relieving device

作用:超压时自动卸压,防止发生超牙爆炸. (1) 安全泄放原理

一旦压力超过限定值,自动迅速排泄容器内介质并有自动报警作用. 要求:安全泄放装置的额定泄放量应不小于容器的安全泄放量. (2) 安全阀 Safety Valve

通过阀的自动开启排出气体来降低容器内过高的压力,压里一旦降下来,自动关闭.

缺:密封性能较差,开启有滞后现象,泄压比较慢. a. 结构与类型

按加载机构:重锤杠杆式,弹簧式

按气体排放方式:全封闭式,半封闭式,开放式 按作用原理:直接作用,非直接作用 P195 图4-42弹簧式安全阀 b. 选用

综合考虑介质特性,栽荷特点,安全泄放量,防超压动作的要求. 封闭式—易燃,中等毒性以上介质 敞开式—空气,不污染环境 全启式—高压容器,泄放量大 微启式—排放量不大,要求不高 c. 爆破片 Rupture disk

断裂型安全泄放装置,密封性能好,破裂速度快 结构 :爆破片元件和夹持器组成

分类 :按破坏时受力形式—拉伸型,压缩型,剪切型,弯曲型

南京工业大学 备课笔记 41

按产品外观—正拱型,反拱型,平板型 按破坏动作—爆破型,触破型,脱落型

选用 :介质不清净气体,物料化学反应使压力迅速上升,极度毒性高度危害的气体,强腐蚀性气体

4.3.8 焊接结构设计 Welded structure Design

(1)焊接接头形式 Welded joint a.对接接头 Butt joint 受热均匀,受力对称,便于无损检测

b.角接接头和T形接头 Corner joint and T-joint 受力状态不如对接,应力集中较严重,焊接质量不易保证 c.搭接接头 Lap joint

结构明显不连续,受力状况差,主要用于加强圈,垫板等焊接 (2)坡口形式 Groove

基本型式:I形, V形, 单边 V形, U形 , J形. (3)压力容器焊接接头分类 Categories P198 图4-47

a. A类焊接接头 圆筒部分纵向接头等 b. B类焊接接头 壳体部分环向接头等 c. C类焊接接头 法兰与壳体,接管连接等 d. D类焊接接头 接管,人孔等与壳体连接接头等

4.3.9 压力试验 Pressure Test

(1)目的:考核各种缺陷的影响及制造质量 (2)试验压力及应力校核 尽量采用液压,安全

a. 液压试验 Hydrostatic test

试验温度不低于韧脆转变温度

试验压力: 内压容器 PT=1.25P[ζ]/[ζ]t (4-87) 外压容器和真空容器 以内压代替外压试验 PT=1.25P (4-88) 夹套容器 分别情况处理 P205

南京工业大学 备课笔记 42

试验前需校核其薄膜应力 b. 气压试验 Penumatic test

所用气体干燥,洁身空气,氯气,惰性气体,气体温度不低于150C. 内压容器 PT=1.15P[ζ]/[ζ]t (4-90) 外压容器 真空容器 PT=1.15P (4-91) 气压试验前也须校核薄膜应力 c. 气密性试验 Seal test

适用:介质为易燃,极毒,高度危害,不许泄漏的压力容器 试验压力: 无安全泄放装置 PT=P

有安全泄放装置 PT=最高工作压力

4.4 分析设计 Design by Analysis

4.4.1 概述

(1) 常规设计局部性

① 不涉及疲劳寿命,不考虑热应力

② 没有对重要区域的应力进行严格而详细的计算 ③ 无法应用在规范中未包含的其他容器结构和载荷形式 (2) 分析设计的基本思想

通过各种方法把各种载荷产生的应力分别计算出来,应力进行分类,按不同的设计准则分别加以限制.

4.4.2 压力容器的应力分类 Stress categories

4.4.2.1 应力分类

分类依据:①应力产生的原因:直接/变形协调,机械/热 ②作用区域与分布形式:总体/局部,均布/非均布 ③对失效的影响:过度变形/疲劳,韧性 一般分为三大类

(1)一次应力(P) Primary stress 产生:外加机械载荷

性质:满足外载荷与内力的平衡关系,非自限性. 分布:整个容器.

南京工业大学 备课笔记 43

一次应力还可分为三种:

a. 一次总体薄膜应力(Pm)Primary general membrane stress 沿壁厚均布的薄膜应力,等于沿壁厚截面法向应力平均值. b. 一次弯曲应力(Pb) Primary bending stress

由内压或其它机械载荷引起的沿壁后线性分布的应力,载荷增大,内外表面先屈服.

c. 一次局部薄膜应力(PL)Primary local membrane stress

由内压或其它机械载荷在结构不连续区产生的薄膜应力和记录在案不连续效应产生的薄膜应力的统称. 具有一些自限性,表现二次应力的一些特征. Pm与PL划分是按薄膜应力沿经线方向的作用长度.

(2)二次应力 Q Secondary stress

产生:由相邻部件间的约束或结构的自身约束所产生.不是由外载荷直接产生.

性质:自限性,局部性,不满足平衡关系. 分布:筒体与封头等连接处.

(3)峰值应力 F Peak stress

产生:由局部结构不连续和局部热应力的影响而叠加到一次加二次应力之上的应力增量.

特点:高度局部性,无明显变形. 危害:可能引起疲劳断裂或脆性断裂.

4.4.2.2 容器典型部位的应力分类 Stress categories

典型部位应力分类见P209,表4-15 厚壁圆筒受内压作用的环向应力: 其平均应力Pm,应力梯度Q.Q沿厚 度的应力梯度是满足筒壁各层结构 连续所需要的自平衡力.

内加热厚壁圆筒热应力的线性化

处理:径向温度梯度产生的热应力沿厚度呈非线性分布,可将其分为当量

南京工业大学 备课笔记 44

线性应力和非线性分布应力两部分.

所谓当量线性应力是指和实际应力有相同弯矩的线性分布应力. 由于热应力具有自限性,其危害性比一次应力小,所以分析设计将当量线

性应力划分为二次应力Q,而将余下的非线性分布应力划分为峰值应力(F).

4.4.3 应力强度计算 Computation of Stress Intensities

(1) 应力强度

强度计算和计算中必须根据强度理论建立各个主应力与许用应力之间的关系,因而引进应力强度的概念.

分析设计中采用最大切应力准则相对应的应力强度,其值为该点最大切应力与最小主应力之差.

根据各类英烈对容器危害程度的影响不同,划分下列五类基本应力强度:

一次总体薄膜应力强度SⅠ 一次局部薄膜应力强度SⅡ

一次薄膜(总体或局部)加一次弯曲应力强度SⅢ 一次加二次应力强度SⅣ 峰值应力强度SⅤ

(2) 应力强度计算步骤:

除SⅤ外,其余计算如下 ① 选择正交坐标系

② 计算各应力分量,分类归入 ③ 按相同种类分别叠加

④ 由六个应力分量计算个主应力

⑤ 计算个各组最大主应力差,即为相应力的应力强度.

4.4.4 应力强度限制 Stress Intensity Limiting

(1)设计应力强度

按材料的短时拉伸性能除以相应的材料设计系数而得到的:

南京工业大学 备课笔记 45

Sm=min{

?s?st?bnsn,ts,nb}

分析设计中的材料设计系数比常规设计的取得低:ns=nst≥1.5,nb≥2.6.

(2)极限分析和安定性分析

a. 极限分析 Limiting analysis

极限状态:理想弹性塑性材料在载荷下,结构进入全域屈服后变形无限制增大.用受弯曲的矩形截面梁来说明:

梁,宽b,高h,受弯矩M,按弹性失效上,下表面屈服 ζ

MAX

=

M6M=2=ζs 即M=ζsbh2/6, Wbh继续加载直到整个截面屈服时的弯矩 M’=[ζsb2h/8]2=ζsbh2/4 M’=1.5M

为与弹性分布应力相比较,将极限载荷下的应力视为虚拟的线性分布的,这样该虚拟弹性应力为: ζ

’MAX

?sbh2/4M'===1.5ζs,取1.5倍安全系数 ζWbh2/6'?max=ζs MAX=1.5抗弯组合的情况下,同样可得到类似的分析,从而得到 PL+Pb≤1.5Sm.

b. 安定性分析 Shakedown analysis

结构在初始阶段少数几个载荷循环中产生一定的塑性变形外,在继续施加的循环外载荷作用下不再发生新的塑性变形,此时结构处于安定状态.

二次应力有自限性,如用一次应力强度的限制条件来限制二次应力显然保守. 虚拟应力:超过材料ζs后,ζ-ε不再呈线性关系,而由ε根据弹性关系计算得到应力称虚拟应力ζ1.

根据虚拟应力的大小,分二种情况讨论:

① ζs<ζ1<2ζs

第一次加,卸载 o-A-B B-C 第二次加载,卸载 C-B B-C 安定 ② ζ1>2ζ

塑性区内虚拟应力超过两倍屈服极限

南京工业大学 备课笔记 46

第一次加载,卸载 O-A-B B-C-D 第二次加载,卸载 D-E-B B-C-D

多次加载,卸载反复出现拉伸屈服和压缩屈服,故结构属于不安定状态.所以保证结构安定的条件是ζ≤2ζ.

由于ζ≥1.5Sm 所以 2ζ=3Sm

(4)应力设计限制

a. 一次总体薄膜应力强度SⅠ

总体薄膜应力s是容器承受外载荷的应力成分,在整体范围存在,没有自限性,限制条件 SⅠ≤KSm K:载荷组合系数 取1.0-1.25 b. 一次局部薄膜应力强度 SⅡ

允许比一次总体薄膜应力高, 比二次应力低 SⅡ≤1.5KSm

c. 一次薄膜(总体或局部)加一次弯曲应力强度SⅢ

弯曲应力沿厚度呈线性变化,危害性比薄膜应力小, SⅢ≦1.5KSm

d. 一次加二次应力强度 SⅣ

根据安定性分析 SⅣ≦3Sm

其设计应力强度Sm取操作循环中最高与最低温度下材料Sm平均值. e. 峰值应力强度 SⅤ

峰值应力强度应由疲劳设计曲线得到的应力幅来评定 SⅤ≤Sa

P217,图4-61总结各应力强度的限制条件.

4.4.5 分析设计的应用 Application of Design by Analysis

(1)分析设计的一般步骤

① 结构设计,确定结构形式计算各厚度 ② 建立力学模型,选用合适分析方法 ③ 应力计算,分析 ④ 应力分类

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⑤ 计算应力强度 ⑥ 核算应力强度 (2)分析设计标准的应用

压力高,直径大的容器;受疲劳载荷作用的;结构复杂的容器.

4.5 疲劳分析 Fatigue Analysis 4.5.1 概述

压力容器在交变载荷作用下(开,停车,压力波动,温度变化)应力呈周期性变化,使容器发生疲劳失效破坏.

容器的疲劳设计也需进行详细的应力分析,应力分类. 最大应力 ζ

MAX

最小应力 ζ

Min

平均应力 ζm=1/2(ζ

MAX

+ζ

Min

) )

交变应力幅 ζa=1/2(ζ应力比 R=ζ疲劳分类:

Min

MAX

-ζ

Min

/ζ

MAX

高循环疲劳(高周疲劳):使用期内应力循环数>105次 低循环疲劳(低周疲劳):循环次数在102-105次.

4.5.2 低循环疲劳曲线 Low Cycles Fatigue Curve

(1)低循环疲劳计算曲线

疲劳曲线:描述疲劳破坏前交变应力循环次数N与交变应力幅ζa大小关系的曲线,称材料的疲劳曲线.

高循环疲劳曲线由标准光滑圆截面试样 在对称循环下试验测得.

当应力幅ζa低于材料的疲劳持久极限ζ

-1

时,经无数次循环(107以上)

南京工业大学 备课笔记 48

也不会疲劳破坏.

虚拟应力幅:S=1/2Eεt, εt:真实应变幅 (4-92) 低循环疲劳中,Coffin指出塑性应变εp与N之间的关系为:

Nεp=C

C;常数,材料拉伸试验中断裂时的真实应变的一半,C=1/2εt 而εt与断裂时断面收缩率的关系 ε100t=ln

100??

总应变应为塑性应变与弹性应变之和. 代入(4-92) S=1/2Eεt=1/2Eεp+1/2Eεe 对于弹性应变,其交变应力幅为

ζa=1/2Eεe, 所以 S=1/2Eεp+ζa (4-95) 由(4-93)得 εp=

CN 再代入(4-95),当高循环疲劳时,ζa=ζ-1 S=E4Nln100100???ζ-1 (4-96)

(2)平均应力对疲劳寿命的影响 Average stress

试验曲线是在对称循环下得到的,而

实际容器不是在对称循环下工作,因此要将上述 曲线用于工程,除取一定安全系数外,还要考虑平 均应力的影响.

试验表明:在非对称循环的交变应力作用下, 平均应力增加,使疲劳寿命下降.

Goodman提出关于平均应力与交变应力幅的关系

?a???m=1 (4-97) ?1?b上式在右图中为直线AB,

南京工业大学 备课笔记 49

而Goodman线代表了不同平均应力时的失效情况, ζm上升,ζa下降,AB线以上发生疲劳,以下不发生. (3)平均应力调整以及当量交变应力幅的求法; 见P221,图4-66

4.5.3 压力容器的疲劳设计 Fatigue Design of Pressure Vessels

(1)压力容器的疲劳设计

a. 确定交变应力幅 b. 疲劳设计曲线 c. 疲劳强度校核

(2)容器不需作疲劳分析的规定 见P225,

4.5.4 影响疲劳寿命的其他因素 Other Factors for Affecting Fatigue Life

(1)容器结构 (2)容器表面性能 (3)环境

4.6 压力容器技术进展 Developments of Pressure Vessel

Technology

4.6.1 可靠性设计 Reliability Design 4.6.2优化设计 Optimal Design

4.6.3 计算机辅助设计 Compute Aided Design

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/mrm5.html