压力容器设计基础

1、主要容1基于失效模式的设计理念2压力容器设计准则3容器设计的基本概念4常见结构的设计计算方法5分析设计一应力分类法1基于失效模式的设计理念1.1 容器的失效1.2 失效模式分类1.3 我国标准考虑的失效模式1.4 失效模式1.5 失效判据1基于失效模式的设计理念压力容器的设计步骤针对失效模式的设计理念成为压力容器设计标准的发展方向。压力容器的一般设计步骤为： 确定容器最有可能发生的失效模式； 选择适当的失效判据和设计准则； 确定适用的设计规标准； 按规标准要求进行设计和校核。1.1容器的失效1)定义：压力容器在规定的使用环境和时间，因尺寸、形状或材料性能发 生改变而完全失去或不能达到包括功能和

2、设计寿命等的现象，称为压力容器失效2)表现形式：破裂、过度变形、泄漏3)引起原因：工艺条件、载荷、介质1.2失效模式分类1) IS016528归为三大类、14种失效模式。第一大类：短期失效模式：第二大类：长期失效模式：第三大类：循环失效模式：2)承压设备损伤模式识别(GB/T30579- 2014)第1类：腐蚀减薄(25种)第2类：环境开裂(13种)第3类：材质劣化(15种)第4类：机械损伤(11种)第5类：其他损伤(9种)1.3 我国标准所考虑的失效模式1) GB 150基于失效模式设计的考虑脆性断裂(Brittle fracture )韧性断裂(Ductile rupture )蠕变断裂(

3、Creep rupture )接头泄露(Leakage at joints )弹性或塑性失稳(Elastic or plastic instability)2) JB/T4732基于失效模式设计的考虑脆性断裂(Brittle fracture )韧性断裂(Ductile rupture )螺变断裂(Creep rupture )疲劳(Patigue rupture )接头泄漏(Leakage at joints )弹性或塑性失稳(Elastic or plastic instability)1.4 失效模式1)过度变形容器的总体或局部发生过度变形，包括过量的弹性变形，过量的塑性变形， 塑性失稳

4、(增量垮坍)，例如总体上大围鼓胀，或局部鼓胀，应认为容器已失效， 不能保障使用安全。过度变形说明容器在总体上或局部区域发生了塑性失效，处于十分危险的状态。例如法兰的设计稍薄，强度上尚可满足要求，但由于刚度不 足产生永久变形，导致介质泄漏，这是由于塑性失效的过度变形而导致的失效。2)韧性断裂容器发生了塑性大变形的破裂失效，相当于图中曲线BCD#段情况下的破裂, 这属于超载下的爆破，一种可能是超压，另一种可能是本身大面积的壁厚较薄。这是一种经过塑性大变形的塑性失效之后再发展为爆破的失效，亦称为“塑性失刍”(Plastic collapse ),爆破后易引起灾难性的后果。S 6T 容器的爆破曲瓶3)

5、脆性断裂这是一种没有经过充分塑性大变形的容器破裂失效。材料的脆性和严重的超 标缺陷均会导致这种破裂，或者两种原因兼有。脆性爆破时容器可能裂成碎片飞 出，也可能仅沿纵向裂开一条缝；材料愈脆，特别是总体上愈脆则愈易形成碎片。 如果仅是焊缝或热影响较脆，则易裂开一条缝。形成碎片的脆性爆破特别容易引 起灾难性后果。4)疲劳失效交变载荷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 展导致疲劳失效。疲劳失效包括材料的疲劳损伤(形成宏观裂纹)并疲劳扩展和 结构的疲劳断裂等情况。容器疲劳断裂的最终失效方式一种是发生泄漏，称为“未爆先漏” (LBB, Leak Before Break),另一种是

6、爆破，可称为“未漏先爆”。 爆裂的方式取决于结构的厚度、材料的韧性，并与缺陷的大小有关。疲劳裂纹的断口上一般会留下肉眼可见的贝壳状的疲劳条纹5）蠕变失效容器长期在高温下运行和受载，金属材料会随时间不断发生蠕变损伤， 逐步 出现明显的鼓胀与减薄，破裂而成事故。即使载荷恒定和应力低于屈服点也会发 生蠕变失效，不同材料在高温下的蠕变行为有所不同。 材料高温下的蠕变损伤是晶界的弱化和在应力作用下的沿晶界的滑移，晶界上形成蠕变空洞。时间愈长空洞则愈多愈大，宏观上出现蠕变变形。 当空洞连成片并扩展时即形成蠕变裂纹，最终发生蠕变断裂的事故。 材料经受蠕变损伤后在性能上表现出强度下降和韧性降低，即蠕变脆化。

7、蠕变失效的宏观表现是过度变形（蠕胀），最终是由蠕变裂纹扩展而断裂 （爆破或泄漏）。6）失稳失效容器在外压（包括真空）的压应力作用下丧失稳定性而发生的皱折变形称为 失稳失效。皱折可以是局部的也可以是总体的。高塔在过大的轴向压力（风载、 地震载荷）作用下也会皱折而引起倒塌。7）泄漏失效容器及管道可拆密封部位的密封系统中每一个零部件的失效都会引起泄漏失效。例如法兰的刚性不足导致法兰的过度变形而影响对垫片的压紧，紧固螺栓 因设计不当或锈蚀而过度伸长也会导致泄漏，垫片的密封比压不足、垫片老化缺 少反弹能力都会引起泄漏失效。系统中每一零部件均会导致泄漏失效， 所以密封 失效不是一个独立的失效模式，而是综合

8、性的。8）多模式交互作用失效（1）腐蚀疲劳在交变载荷和腐蚀介质交互作用下形成裂纹并扩展的交互失效。（2）蠕变疲劳这是指高温容器既出现了蠕变变形又同时承受交变载荷作用而在应力集中 的局部区域出现过度膨胀以至形成裂纹直至破裂。1.5失效判据失效判据一般不能直接用于压力容器的设计计算。（因为压力容器在材料、 制造、检验、操作等环节中都存在许多不确定因素。这些不确定因素在失效判据 中并未考虑进去）在实际的工程设计中，常在失效判据的基础上引入安全系数以考虑上述不确 定因素对实际失效的影响，从而得到与失效判据相对应的设计准则。2压力容器设计准则失效准则（设计准则） 一个问题的两个方面，采用何种设计准则就是

9、采用何种失效准则的问题。 一种设计上的共识，且经过实践验证的。 防止某一（几）种失效模式发生，不意味着符合某种失效准则时容器就破 坏了。针对具体的失效模式，选择不同的设计准则，是设计者应该掌握的技能。2.1 弹性失效准则为防止容器总体部位发生屈服变形，将总体部位的最大应力限制在材料的屈 服点以下，保证容器的总体部位始终处于弹性状态而不会发生弹性失效。1）规定屈服极限是容器失效的应力，考虑安全系数后，容器实际应力处在 弹性围。2）主要着眼于限制容器中的最大薄膜应力或其他由机械载荷直接产生的弯 曲应力及剪应力等。3）应用：常规设计方法准则，如，GB150 ASME VII 1 1:压圆筒、凸形封头

10、等元件设计。2.2 塑性失效准则容器某处（如厚壁筒的壁）弹性失效后并不意味着容器失去承载能力。将容 器总体部位进入整体屈服时的状态或局部区域沿整个壁厚进入全屈服状态称为 塑性失效状态，若材料符合理想塑性假设，载荷不需继续增加，变形会无限制发 展下去，称此载荷为极限载荷。2马L示“小肥Treaca屈服条件或Mises屈服条件1）弹性阶段;, ，一 CL2）当上下表面F （Rl或尾0.2）时，对应的最大弯矩：61）外载荷（极限载荷：结构塑性变形是局部、可控的；2）将极限载荷作为设计准则的判据加以限制， 防止总 体塑性变形，又称极 限分析（设计）。如何求的极限载荷，是该准则的基础。3）准则应用： J

11、B 4732、ASME Vffl 2; GB 15。平板、整体法兰（含按整体法兰设计的任意式法兰）连接的圆筒径部等元件设计或应力计算公式。4）适用围：材料，载荷5）极限载荷设计原理的保守性 用矩形截面梁极限状态作为依据，梁只需要一个塑性较即到达极限状态， 而压力容器可近似看作多个矩形截面梁拼合而成，即需要多个塑性较才能塑性失效。是偏安全的。极限载荷设计原理将板、壳看作由若干受拉弯作用下的矩形截面梁， 材料为理想弹塑性；当拉 伸为0时考察纯弯梁应力随M的变化：MCT = = r bk23）当继续增加载荷从弹性层减少，塑性层增加，直到整个截面屈服，此时 不增加载荷截面梁变形也无限增大，即形成“塑性

12、钱”，此时：“塑性钱”：梁某截面全部进入塑性状态后，该处曲率可以任意增大，称该 点出现了一个塑性较。此时M即为极限载荷，对应的应力：2.3 弹塑性失效设计准则1）如果容器的某一局部区域，一部分材料发生了屈服，而其他大部分区域 仍为弹性状态，而弹性部分又能约束着塑性区的塑性流动变形， 结构处于这种弹 塑性状态可以认为并不一定意味着失效。2）只有当容器某一局部弹塑性区域的塑性区中应力超过了由“安定性原理” 确定的许用值（安定载荷）时才认为结构丧失了“安定性”而发生了弹塑性失效。3）安定性原理作为弹塑性失效的设计准则，亦称安定性准则。4）概念： 安定性一结构除在初始阶段少数几个载荷循环中产生一定的塑

13、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，或者说不出现塑性疲劳 或棘轮现象。此时结构处于安定状态。 棘轮现象：构件受机械载荷、热应力或二者同时作用的循环作用， 产生递 增的非弹性变形的现象。 安定载荷一安定与不安定的临界状态对应的载荷变化围。5）与极限载荷的区别：载荷达到安定载荷时，只是损伤累积的开始，到达 破坏还有缓慢的过程，因此对“安定”不加安全系数，只要施加的载荷小于安定 载荷。2.4 爆破失效设计准则1）非理想塑性材料屈服后还有增强的能力，对于厚壁容器在整体屈服后仍 有继续增强的承载能力，直到容器达到爆破时的载荷才为最大载荷。2）以容器爆破作为失效状态，以爆破压力作

14、为设计的判据加以限制，以防 止发生爆破，这就是容器的爆破失效设计准则。3）应用：超高压容器设计。2（%、百？与卜（产2.5疲劳失效设计准则1）定义：为防止容器发生疲劳失效，将容器应力集中部位的最大交变应力 的应力幅限制在由低周疲劳设计曲线确定的许用应力幅之时才能保证在规定的 循环周次不发生疲劳失效。2）压力容器的疲劳属于高应变（即在屈服点以上的）低周次（循 环次数小 于105次）的疲劳失效，亦称“低周疲劳”。3）根据大量实验研究和理论分析建立了安全应力幅（Sa）与许用循环周次 （ND的低周疲劳设计曲线，即Sa- N曲线。2.6失稳失效设计准则1）外压容器的失稳皱折需按照稳定性理论进行稳定性校核

15、，这就是失稳失 效的设计准则。2）大型直立设备（如塔设备）在风载与地震载荷下的纵向稳定性校核也属 此类。3）应用：GB 15R JB 4732外压容器设计。2.7其他失效设计准则脆性断裂失效设计准则1）即“防脆断失效设计准则”，按断裂力学概念，以造成容器低应力脆断 的应力或裂纹尺寸作为临界状态的一种计算准则。2）为防止缺陷导致低应力脆断，可按断裂力学限制缺陷的尺寸 或对材料提 出必须达到的韧性指标，这是防脆断设计。3）准则应用：安全评定；寿命评估；蠕变失效设计准则1）定义：将高温容器筒体的蠕变变形量（或按蠕变方程计算出的相应的应 力）限制在某一允许的围之，以保证高温容器在规定的使用期不发生蠕变

16、失效。2）应用：GB150JB 4732不适用。例：Q245R Q345R刚度失效设计准则1）为保证结构有足够的刚度，通过对结构的变形分析，将结构 中特定点的 线位移及角位移限制在允许的围。2）例：大型板式塔大直径塔盘法兰设计泄漏失效设计准则：通过法兰设计方法和特殊密封结构的设计方法，结构要求以及对密封垫片和螺柱、螺母的要求，防止接头泄漏的发生。2.8失效准则的选择1）我国压力容器标准涵盖的失效准则标准GB150 JB/T 4735JB4732设计准则弹性、失稳失效准则弹性、塑性、弹塑性、失稳、疲劳失效准则应力分析方法以材料力学、板壳理论为基础，引入应力增大系数和形状系数弹性力学、板壳理论公式

17、； 弹性有限元法；塑性分析； 实验应力分析2）其他失效准则的应用（设计者需要考虑）,选材； 结构优化； 制造要求； 使用控制；例如：低温容器，“防脆断失效设计准则”高温容器，“蠕变失效准则”不锈钢制压力容器，”腐蚀失效准则”压力容器的设计准则发展 以上设计准则都是近代化工容器中已被采用的，除弹性失效设计准则、塑性失效设计准则、爆破失效设计准则和失稳失效设计准则在 20世纪60年代以前 就逐步成熟运用于容器的工程设计之外，弹塑性失效设计准则、疲劳失效设计准 则、断裂失效设计准则以及蠕变失效设计准则均是这个年代及以后逐步出现并成 熟起来的，反映出设计理论的进展与突破。 腐蚀失效所对应的设计准则比较

18、复杂，它所涉及的不是一个独立的准则。 各种不同的腐蚀失效形态所对应的设计准则是多种多样的，有些还没有相应的设 计准则。3压力容器设计的基本概念3.1 压力容器设计的强度理论3.2 容器设计的基本参数3.3 GB1502011压力容器3.4 其他常用压力容器设计标准3.1压力容器设计的强度理论强度理论要解决的问题：用单向应力状态的试验结果来建立复杂应力状态下 材料的破坏条件。强度理论：应用于弹性失效准则。如何将某个三个主应力的组合（当量应力）用单向拉伸的应力值来衡量。1）第一强度理论（最大正应力理论）材料不论在什么复杂的应力状态下，只要三个主应力中有一个达到轴向拉伸（或压缩）中破坏应力的数值时，

19、材料就要发生破坏。当量应力（T当=（T 1或| （T 3|要求：（T10b拉或| 0*3|0b压、没有考虑其它两个主应力的影响，应用于塑性材料时，偏差很大由于历史的原因，压力容器常规设计中一直采用2）第二强度理论（最大线应变理论）（T 当=（71仙（CT2+（T3）及（T 当=| （T 3 11（CT1+（T2）|要求：（T当& （r拉 或0当& （r压 仅对脆性材料，理论预测和实验结果大致相符 压力容器设计中不采用3）第三强度理论（最大剪应力理论、Tresca屈服条件）T max= （ （T 1 （T 3） /2 wp= b拉/2（T 当=（T 1 一 （T 3要求：当祈拉与塑性材料的实验结

20、果符合较好 压力容器分析设计JB4732中采用此理论 这里的当量应力又称为应力强度 S 根据实验，可以得到材料的设计应力强度 Sm 分析设计中，将应力分成不同的状态，根据各状态对应的失效准则确定许 用极限入Ksm中的系数入4）第四强度理论（最大变形能理论、 Mises屈服条件）认为材料破坏取决于变形比能。对金属材料即是形状改变比能。/巧一巧丁十（巧巧十巧一巧要求：（T当& （T 拉 与塑性材料的实验结果符合较好 但我国压力容器分析设计中没有采用此理论3.2压力容器设计的基本参数1）压力（除注明者外，均为表压力）设计压力P:指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 计载荷条件，具值

21、不低于工作压力。计算压力Pc：指在相应设计温度下，用以确定元件厚度的压力，并且应当考 虑液柱静压力等附加载荷。（当元件所承受的液柱静压力小于 5烟计压力时， 可忽略不计）工作压力Pw：在正常工作情况下，容 器顶部可能达到的最高压力。试验压力Pt：进行耐压试验或泄漏试验时，容器顶部的压力。最大允许工作压力（MAWP:在指定的相应温度下，容器顶部所允许承受的 最大压力。该压力是根据容器各受压元件的有效厚度， 考虑了该元件承受的所有 载荷而计算得到的，且取最小值。动作压力：系指安全阀的开启压力或爆破片的爆破压力。安全阀的开启压力Pz: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

22、压力。爆破片的标定爆破压力 Pb：爆破片铭牌上标明的爆破压力。1）压力（关系）制wfsF看片动人后1+口垢|I壮面曲曲打包m.打-设计压力的确定i 0（厚*r |7二，联 itJM压容器无安全泄放装置1.01.10倍工作压力；装有安全阀）安全阀开启压力（取 1.051.10倍工作压力）；装有爆破片=爆破片设计爆破压力加制造围上限；容器位于泵进口侧，且无安全泄放装置时取无安全泄放装置时的设计压力，且以0.1Mpa外压进行校核；I整工作”力续表闩口无夹套有安全泄放装置Min1.25倍最大外压差，0.1Mpa无安全泄放装置设计外压力取0.1Mpa；具占各命夹套为压容器（真空）设计外压力按无夹套真空容

23、器规定选取夹套（压）设计压力按压容器规定选取；外压容器设计外压力）正常工作情况下可能产生的最大外压差2）温度设计温度：指压力容器在正常工作情况下， 设定的元件金属温度（沿元件金 属截面的温度平均值），与设计压力一起作为设计载荷条件；工作温度：容器在正常工作情况下，容器元件的金属温度。在实际工程设计 中，标注在图样上的工作温度一般指介质温度。试验温度：进行耐压试验或泄漏试验时，容器壳体的金属温度。最低设计金属温度：在压力容器设计中，预期该容器在运行过程中各种可能 条件下的金属温度的最低值。注1: “各种可能条件”不但包括正常工作情况，还应考虑可能出现的最低工作温度、工作中的不正常、自动制冷、大气

24、环境温度以及其他制冷因素。注2:是设计选材依据之一，材料的选用除应满足容器各设计工况条件下的 使用要求外，还应确保在最低设计金属温度下对材料及其焊接接头的冲击功要求。3）厚度计算厚度：按标准公式计算得到的厚度。需要时，尚应计入其他载荷所需厚 度。对于外压元件，指满足稳定性要求的最小厚度。设计厚度：计算厚度与腐蚀裕量之和。名义厚度：设计厚度加上钢材负偏差后向上圆整至钢材标准规格的厚度。（标 注在图样上的厚度）有效厚度：名义厚度减去腐蚀裕量和材料厚度负偏差。最小成形厚度：受压元件成形后保证设计要求的最小厚度。厚度（关系）关系图：设计密度G礴城量&有效片度4名义厚度 幻耳度附加策4）确定许用应力的系

25、数（国外现状）美国：常规3.5/1.5 （分析2.4/1.5 ）;大的安全系数，宽松的检验要求欧洲：2.4/1.5 ;小的安全系数，严格的检验要求。我国：美国的安全系数，欧洲的检验要求针对存在问题，研究调整方案：室温下的抗拉强度 R: nb2.7 （分析设计nb2.4）设计温度下的屈服强度 % 产值） nbs1-5 （允许采用1。）纳入新容 规安全系数（我国调整基于强度的安全系数研究及方案确定）压力答器失效原因分析、统计材料质里状况*设计一则I*无损一则水平I*压力一一制造技王I*国内好技术标准安全系数对比I *1 基于材料应变强化效应的安全票数定里分析b5)焊接接头系数对接焊接接头强度和母材

26、强度的比值。反映了由于焊接缺陷、残余应力、焊材等因素导致的强度的削弱 GB 150 规定：焊接接头形式100%6损检测局部无损检测焊接工艺特点双面焊相当于双面焊全熔透的对接接头1.00.85有金属垫板的单面焊对接焊缝0.90.8JB/T4730合格级别射线检测(技术等级不低于 AB级)卫级w级超声检测(技术等级不低于 AB级)I级卫级对接焊接接头系数的选择，值得强调的 3点：当纵向、环向焊接接头不一致时？如：纵向双面焊 100%RT环单面焊,且无法进行RT如何校核计算？取纵向封头拼缝接头系数如何选取？ ( GB15CK求100%RT UT取容器筒体纵向整板制造的封头，焊接接头系数如何取？取16

27、)载荷及其组合(1)压、外压或最大压差；(2)液体静压力，当液柱静压力小于设计压力的 5%寸，可忽略不计；(3)容器的自重，以及正常工作条件下或试验状态下装物料的重力载荷；(4)附加载荷，如其它附属设备、隔热材料、衬里、管道、扶梯、平台等 的重力载荷；(5)风载荷、雪载荷及地震载荷；(6)支座、底座圈、支耳及其它型式底座的反作用力；(7)包括压力急剧波动的冲击载荷；(8)由各种温度条件引起的不均匀应变载荷及由连接管道或其它部件的膨 胀或收缩所引起的作用力。(9)运输或吊装时的作用力。3.3 GB 150 -2011压力容器适用围一一设计压力：钢制容器不大于 35MPa其他金属材料制容器按相应

28、引用标准确定0,1 -0,02 00.135 Mpap适用围设计温度围：269c90CC钢材允许的使用温度围；上限标准许用应力表给出的最高温度 （对外压容器 为计算图表中给出的温度）另外给出了不适用围：移动式压力容器安全监察规程管辖的容器；核能装置中存在中子辐射损伤失效风险的容器：直接火焰加热的容器：旋转或往复运动机械设备中自成整体或作为部件的受压器室（如泵壳、压缩机外壳、涡轮机外壳、液压缸等）：直径（对非圆形截面，指截面边界的最大几何尺寸，如：矩形为对角线，椭 圆为长轴）小于150mm勺容器；搪玻璃容器和制冷空调行业中另有国家标准或行业标准的容器。（一）失效准则压力容器规则设计标准（GB15

29、0主要采用弹性失效准则。部分复杂结构中引入塑性失效准则，使结构更加合理。（二）强度理论第一强度理论，即最大主应力理论。对锥壳过渡段、开孔补强以及平封头等复杂结构需要进行修证。3.4其他压力容器设计标准1） JB 4732 1995钢制压力容器分析设计标准适用围设计压力：0.1 Mpa&p 100 Mpa从标准的基本准则、理论基础而论，可以不限设计压力。但若用于更高的压 力围，则在材料品种及检验要求、结构形式、制造检验、螺纹精度、密封形式， 以及计算方法（如自增强理论的应用）等方面，都要加以补充。本标准限定适用在100Mp以下，除考虑上述诸因素外，还结合了当前国实 际情况和国外同类标准的规定。适

30、用围一一设计温度：蠕变温度以低于钢材蠕变极限（经10万小时蠕变率为1%勺蠕变极限）控制其应力强 度许用极限的相应温度。如：碳素钢375C；碳钻钢375C；锐铝钥钢400C ;铭铝钢475C ;奥氏体不锈钢425C超出此温度，其分析所依据的基础理论已不能适应。考虑的失效准则：弹性失效准则：失稳失效准则：弹塑性失效准则：塑性失效准则：疲劳失效准则2） GB/T 1512014热交换器1 .适用材料增加锲、皓及其合金；2 .扩大了管壳式热交换器的适用参数围，公称直径不大于4000mm设计压力（Mpa与公称直径（mm的乘积不大于27000;3 .补充了固定管板式热交换器管板计算方法，增加了管壳式热交换

31、器的受压元件型式，包括双管板结构、拉撑管板结构、挠性管板等结构；4 .增加了采用高效换热管的容。标准适用围一设计压力1 .管壳式热交换器的设计压力不大于 35MPa2 .其他结构型式热交换器的设计压力按相应引用标准确定。标准适用围-设计温度1 .钢材不得超过GB150.2列入材料的允许使用温度围；2 .其他金属材料按相应引用标准中列入材料的允许使用温度确定。浮头式;填函式:NINTTAm% Hfh 5-莉口： #-修题工1 T*期X修朝让3） GB12337- 2014钢制球形储罐适用围一一设计压力：p 50n3;考虑的失效准则：弹性失效准则、失稳失效准则4）其他常用标准- JB/T 4731

32、卧式容器；- JB/T 4710塔式容器；- JB/T 4734铝制焊接容器；- JB/T 4745钛制焊接容器；- JB/T 4755铜制焊接容器；- JB/T 4756锲及锲合金焊接容器；- NB/T 47011结制压力容器。4常见结构的设计计算方法4.1 圆筒4.2 球壳4.3 封头4.4 开孔与开孔补强4.5 法兰4.6 检验中的强度校核4.1.1 压圆筒,即弹性失效设1） GB150中关于压壳体的强度计算考虑的失效模式是结 构在一次加载下的塑性破坏计准则。2）壁厚设计采用材料力学解（中径公式）计算应力，利用第一强度理论作为控制。轴向应力：打 2Th 嘀一 口 1 B4尸pD心二彳-环

33、向应力：（取单位轴向长度的半个圆环）8= Rp校核:bi=be, b2=bz, bi=0相豫二级心L JTT对应的极限压力:2）弹性力学解（拉美公式）讨论：1）主应力方向？应力分布规律？径向、环向应力非线形分布（壁应力绝对值最大），轴向应力均布;2） K对应力分布的影响？越大分布越不均匀，说明材料的利用不充分；例如，k= 1.1时，R= 1.1外壁应力相差 10%K= 1.3时，R= 1.35外壁应力相差 35%;4常见结构的设计计算方法962）弹性力学解（拉美公式）主应力：（T 1= （T 0 , （T 2 = （T z, 3 3= （T r屈服条件：a i = a 1= a e21.3JC

34、十。用a n = a 1 g (62+63)十 (3） GB150定圆筒计算公式（中径公式）的使用围为：p/ a 小0.4 （即 1.5）4.1.2 外压圆筒1） GB150中关于外压壳体的计算所考虑的失效模式：弹性失 效准则和失稳失效准则（结构在横向外 压作用下的横向端面失去原来的圆形，或轴向载荷下的轴向截面规则变化）圆筒形光体失去施定后的形状2）失稳临界压力的计算长圆筒的失稳临界压力（按Bresse公式）：久.长圆筒的失稳临界压力（按简化的Misse 公式）：2.5E/一RD01% J失稳临界压力可按以下通用公式表示:也上圆筒失稳时的环向应力和应变:# %F=J定义于是口口 取稳定系数m=

35、 3,有外压应力系数应变系数A的物理意义-系数A是受外压筒体刚失稳时的环向应变，该系数仅与筒体的几何参数L、D。、Se有关，与材料性能无关需1*S5髯雷应力系数B的物理意义：与系数 A之间反映了材料的应力和应变关系（应力），可将材料的S 曲线沿b轴乘以2/3而得到B A曲线。各种材料将对应有各自的B- A曲线 4w-nM =s *一二0 拒勺名i=,SEis-I I一郎,用.，! 二能匚3）圆筒失稳设计稳定系数（m= 3）的确定因素计算公式的可靠性制造中能够达到的形状的精确度一圆度控制电=一，匕% %=4-C.m% 闻久,先）C、C2由试验确定，如考虑失稳压力20%谷量，可取:C = 0.01

36、8、02=0.015外质究体四膛破大生锌位差CQB16O）4.2 球壳4.2.1 压球壳1） GB150中关于压壳体的强度计算考虑的失效模式是结构在一次加载下的塑性破坏，即弹性失效设计 准则。壁厚设计采用材料力学解（中径公式）计算应力，利用第一强度理论作为控制。iTjffD, 5 p4p一林口卢的,|够 M仃什/适用围：p/ b 0.6即K 1.35 （相对误差为一0.7%）4.2.2 外压球壳由弹性失稳理论分析，受均匀外压的球壳临界压力计算：0.3 ,得到)消除计算方法误差，取20%得至I:GB150取稳定安全系数 m= 3,得至I:注意：GB150球壳总的稳定安全系数为 154.3 封头

37、几何上，轴对称回转体结构（不计接管），沿母线（或任一经线）第一曲率半径为恒定值或连续变 化； 载荷轴对称（外压作用），根据作用于回转壳微元体的力的平衡关系，得到基于薄壳理论的微体平 衡方程、区域平衡方程。 封头一般与筒体连接，由于连接处一般存在壁厚差、曲率半径突变等几何不连续，因此连接处应力可分为一次局部薄膜应力和二次应力4.3.1凸形封头1）椭圆封头特点：1）经向应力衡为正值（拉应力），短轴顶点为最大值点，长轴端点为最小值点；2）周向应力可能出现负值，在短轴顶点为最大拉应力，长轴端点为最小拉应力或最大压应力Q和弯矩M在 边缘应力的影响考虑封头筒体连接处的几何不连续：压下在封头边界上产生横剪力

38、封头与圆筒连接附近的封头上产生局部薄膜应力和弯曲应力。压和边缘应力叠加，形成封头的总应力封杀变形前形领党筒自由睡形状“m&xC椭圆封头） K-噎3圆筒）三个阶段：1 a/b 1.21.2 a/b 2.52.5 60锥壳大端允许无折边应有折边（r10%DiL且361）按平盖（或应力分析）锥壳小端允许无折边应有折边（心5%口且36 r）3）压锥形封头的设计计算按薄壳理论解，锥体部分的经向应力、周向应力:% =工小g =。正- C0 门ScJ - COS fi按第一强度理论，得到壁厚计算公式有折边锥壳壁厚计算公式:有折边锥壳壁厚计算公式:2r1-(1- COSCt J口.2 ccsa/=式中：(f

39、D = Dc/2 )无折边锥壳大端无折边锥壳结构的适用条件：30小端无折边锥壳结构的适用条件：45应考虑锥壳与圆筒连接处的边缘应力,在一定条件下，连接 处的壁厚需进行加强，如锥壳大端与筒体连接处的加强厚度：2注：a）当 60。，应按平盖进行设计）-大端国度段厚度:其中K= f . M例* _P . %L多一 0. 5/?注：相当于将过渡段与锥壳的连接看成是蝶形封头过渡段与球冠部分的连接-小端过渡段厚度：4.3封头4.3.3 平盖JIL3X1）按板壳理论，圆平板在均布载荷下的最大应力:其中，K为结构特征系数，反映了板边缘对板最大应力的影响。周边简支周边固支5叩:0309P（。角只可即二Q 18躯

40、。小户0309/13 02060,188/1 5 = 01252）平盖厚度计算平盖与筒体焊接，或与法兰焊接通过螺栓与圆筒连接，即结构介于简支和固支之间，因此结构特征系 数：0.188 0 K 0.309。对圆平盖的最大应力b max以1倍的许用应力进行限制，并考虑平板可能拼接而计及焊接接头系数, 则得到标准中的平盖厚度计算公式：4.4开孔与开孔补强4.4.1开孔1）开孔补强原因（目的）：弥补因开孔造成的壳体强度削弱；由于开孔引起的结构不连续，降低局部应力水平。2） GB150中关于开孔补强计算所考虑的失效模式是开孔接管结构在压力载荷作用下的高应力水平而引起的开裂（没有考虑循环载荷引起的疲劳破坏

41、）。3） GB15嗨用的开孔形状：圆形、长短径比小于 2的椭圆形和长圆形；4） GB150g用的开孔围： 当圆筒径 D0 1500mm寸，开孔最大直径 dpD/2,且dp 1500mm寸，开孔 最大直径 dop D/3 ,且 dop 1000mm 凸形封头或球壳开孔的最大允许直径dopD/2 ; 锥形封头开孔的最大直径 dop D/3 （D为开孔中心处锥壳直径）注：开孔最大直径dop对椭圆形或长圆形开孔指长轴尺寸。4.4.2 开孔补强的结构型式及适用条件1）开孔补强结构型式1-补强圈补强应遵循的条件 低合金钢的标准抗拉强度下限值Rm 540Mpa 补强圈厚度小于或等于 1.5 6 n 壳体名义

42、厚度S n保障开孔局部截面的静力强度或防止失稳 弯曲应力 安定性原理出发，防止结构垮塌口峰值应力 : 防止疲劳破坏3）等面积法的补强准则补强开孔局部截面的拉伸强度 只涉及静力强度，不考虑峰值应力问题（不适用疲劳容器）对二次应力的安定性问题，通过限制开孔围进行控制4.4.4 等面积法开孔补强1）本质上是一种经验方法，无法在理论上证明其必然能保证开孔处结构满足强度要求。2）压壳体开孔所需补强面积：，% +殛*（1 -式中dop为开孔直径，其值为接管直径d加2倍接管壁厚附加量，d的取值：圆筒开孔，径向a取d 斜向b取d1；切向c取d。锥壳开孔同圆筒；凸形封头开孔，一律取长径。3）外压壳体开孔所需补强

43、面积为压的0.5倍。4）有效补强围及补强面积一按图中矩形WXY凋确定Al r An4T卜强面积二Ar-Ai + A；千d.为一壳体有效厚度减去计算理度之外的务余面积，&e XX&.&，小4加房.44M瞄,冷海XT11察。必咽iMS 4e Mu小心M川用近的回行奔耳Ao “势岫C丹朴.喃墙S谣对安放式接管叫H T 管有效厚度潴去计 算厚度之外的务余面里 均T缱金触面板 若才声*则开孔不需另 加钟强西则需*M.4.4.5 圆筒径向接管开孔补强设计的分析法a）适用围1）适用于压作用下具有单个径向接管的圆筒，当圆筒具有两个或两个以上开孔时，相邻两开孔边缘的间距不得小于2春;2）圆筒、接管或补强件的材料

44、，其标准室温屈服强度与标准抗拉强度下限值之比ReL/Rm/产门,对于接管lt 同 ,或整体加厚圆筒体；补强围的A B类端僮接头不得有任陷， 必要时应对此提出无损检测要求；5）圆筒与接管之间角焊缝的焊脚尺寸应分别不小于Sn/2和S nt/2 ,接管壁与圆筒壁交线处圆角半径在S n/8和S n/2之间；5 0 9但必5/ M 26）本设计方法适用下列参数围：“自4.5 法兰4.5.1 法兰的分类及标准法兰的选用1）法兰设计应考虑的主要失效模式是整个法兰接头的泄漏，还需顾及螺栓、垫片和法兰的强度2）法兰的分类3）标准法兰的选用 法兰标准主要是按工程使用经验进行编制，当选用标准法兰时，不必按 Wate

45、rs法进行强度校核; 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； 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。4.5.2 基于 Waters法的法兰设计方法1）法兰密封的影响因素：螺栓预紧力、垫片性能、法兰密封面的特征、法兰刚度、螺栓刚度、操作工况。2）螺栓法兰的设计容 确定垫片材料、型式、尺寸； 确定螺栓材料、规格、数量； 确定法兰材料、密封面型式、结构尺寸； 进行应力校核；针对防止密封失效所提出的限定各种泄漏率的密封设计方法是非常有特色的。以致在世界压力容器技 术标准方面形成了美国 ASM序口欧盟13445两大体系的新格局。这些都非常值得

46、重视和深入研究。4.6 检验中的强度校核1）例：压圆筒体按壁厚校核% = J +=-77+ % ，2rJ ”及按压力校核测-3尸卜测-砒-1 .原设计已明确所用强度设计标准的，可按该标准进行强度校核；2 .原设计没有注明所依据的强度设计标准或无强度计算的，原则上可根据用途（如石油、化工、冶金、 轻工、制冷等）或类型（如球罐、废热锅炉、搪玻璃设备、换热器、高压容器等），按当时的有关标准进 行校核；3 .进口的或按国外规设计的，原则上仍按原设计规进行强度校核。如设计规不明，可参照我国相应的 规；4 .材料牌号不明并且无特殊要求的压力容器，按照同类材料的最低强度值进行强度校核；5 .焊接接头系数应根

47、据焊接接头的实际结构型式和检验结果，参照原设计规定选取；6 .剩余壁厚按实测最小值减去至下次检验期的腐蚀量，作为强度校核的壁厚；7 .校核用压力应当不小于压力容器允许（监控）使用压力；8 .强度校核时的壁温取设计温度或者操作温度，低温压力容器取常温；9 .壳体直径按实测最大值选取；10、塔、球罐等设备进行强度校核时，还应当考虑风载荷、地震载荷等附加载荷。对不能以常规方法进行强度校核的，可以采用应力分析或者实验应力测试等方法校核。5分析设计一一应力分类法5.1 基本思想5.2 基本概念5.3 应力分类的依据5.4 应力分类5.5 应力强度计算5.6 应力强度许用极限5.7 分析设计的直接法5.1

48、 基本思想1）规则设计方法以上所述的容器设计方法都基于弹性失效设计准则，将容器中最大应力限制在弹性围可保证安全。这 种“规则设计”方法对设计的容器基本上是安全的，主要着眼于限制容器中的最大薄膜应力或其他由机械 载荷直接产生的弯曲应力及剪应力等。这种方法仍是现今设计规的主流。特点：应用广泛，设计的绝大多数容器都是安全可靠的；设计、计算过程简单，容易掌握；2）规则设计方法的局限性但应当看到，这种设计方法对容器中的某些应力，例如结构不连续应力，开孔接管部位的集中应力等 并不逐一进行强度校核，特别是当载荷（压力或温度）有交变可能引起结构的疲劳失效时也未对这些应力 进行安全性校核。 结构的不确定性： 弹

49、性失效准则的保守性和不确定性； 所考虑载荷的不完整性：周期性载荷、热载荷、局部载荷 经济性：竞争性、安全性3）分析设计方法随着技术的发展，核容器和大型化的高参数化工容器的广泛使用，工程师们逐步认识到各种不同的应 力对容器的失效有不同的影响。应从产生应力的原因、作用的部位及对失效的影响几方面将容器中的应力进行合理的分类，形成了 “应力分类”的概念和相应的工程设计方法。按不同类别的应力可能引起的失效模式建立起弹性失效、塑性失效、弹塑性失效及疲劳失效的设计与 校核方法，并给出不同的应力限制条件。这就是应力分析设计的总体思想。这套方法的基础首先要对容器中关键部位逐一进行应力分析，然后才能进行应力分类。

50、1968年ASM觊第皿卷“压力容器”正式分为两册，第一册（ ASME1）为传统的规则设计（Design by Rules ）规，第二册（ASMEH - 2）即为分析设计”规（ Design by Analysis ）。英国从1976年开始在BS 5500规中列入了压力容器分析设计的容。日本的JIS 8250规（即“压力容器构造另一标准”）在 1983年生效。1993年调整为JIS 8281即“压 力容器的应力分析和疲劳分析”。中国的容器分析设计规于 1995年以行业标准的形式正式公布，称为“ JB 4732钢制压力容器一一分析 设计标准”。分析设计定义：对容器的危险点进行详细的应力分析，根据原因和性质对应力进行分类，按各类应力对容器失效的危 害性的差异采用不同的准则加以限制。即“以应力分析为基础的设计”，简称“分析设计” （Design byAnalysis ）。.瓦破总发生在近葛封头的圆筒体中部从中多向不同的应力引起容器 失效的形式不同七仔f兴与周体连接. 处存在较大的不 连辑应力】但爆 久强不M这里开始 压产生的应力使容器在总体围发生弹性失效或塑性失效，即膜应力可使筒体屈服变形，以致爆破。外压引起总体刚性失