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扁平绕带式缠绕压力容器的合理绕线角度研究ZHENGChuan-xiang(郑传祥)（浙江大学化工过程机械研究所，中国杭州）E-mail:2005年12月14日收到2005，10；修正

摘要：扁平绕带式压力容器（FSRWPVs）被用在许多重要的工业领域。有没有这种压力容器爆炸的操作，其合理的结构设计。扁平绕带式压力容器爆炸实验表明，其有限的载荷压力与钢薄带的缠绕角有关。合理的缠绕角FSRWPVs具有更好的安全性和低成本。合理的天使在本文的最后，方便工程设计。

关键词：扁平绕带式压力容器（筒），缠绕角、丝带

doi:10.1631/jzus.2006.A0445文档代码：A中图分类号：TQ051.3

介绍

轴向强度被认为是最重要的参数，在故障分析的压力容器。由于轴向损坏是破坏性的，应特别注意它。一个筒的轴向强度与缠绕角α如图1所示的密切关系（Zhu

et

al.，1995）。ASME规范（1996-1997）规定，15°~

30°缠绕角应使用，没有说如何确定的范围。事实上，15°~

30°缠绕角并不适合每fswpv（朱、吴，1993）。由于缠绕角度参与的标志，这些容器的制造（朱和黄，1994），本文的解释和反对的结论关于缠绕角度给出了基于试验研究和工程实践。

理论分析

一种薄壁比例压力容器，平均轴向应力σ是环向应力σ半（黄，1992）。一筒，内筒轴应力可以通过调节绕组来控制角-（黄，1993）和预应力在钢丝带（郑，1992）。钢制带绕组和他们之间的摩擦力（于，1999），改善了了筒轴向强度（郑，1995）。

忽略摩擦

如果摩擦是不容忽视的，φ的厚度比伤口层的内壳是恒定的，如果所有钢制带具有相同的预应力，然轴向强度只随时间变化而变化。一个力量可以通过调节控制α筒。当轴向应力等于最佳的环向应力条件，可以计算如下：σa=σh,(1)其中，σa是一个筒轴向应力、σh是一个筒环向应力。通常在fsrwps钢带预应力，所以当压力容器操作，在壁的环向应力在壁厚度几乎一致。应用公式（1）收益率公式（2）：δa=δH

/

2，（2）δa是轴向轴承厚度。图2表明，钢丝带的应力有如下关系σTδwhsinα=σ一δ瓦时/罪α，使σ=σtsin2α。这意味着，钢丝带的有效承载厚度δwsin2α，所以δa=δi+δwsin2α。出于同样的原因，δh

=δi+δwcos2α，哪里，δh环轴承厚度，δi是内壳的厚度，δW是扁平绕带层的厚度，σT钢丝带的轴向应力。

那就是：δi+δwsin2α=（δi+δwcos2α）/2作为φ=δi/（δ我δW），其中φ是厚度范围从1/6到1/4的比例（ASME规范，1996-1997），subttitutingφ上述方程产生sin2α除φ后：sin2α=(1−2φ)/[3(1−φ)],(3)和(4)

对于传统的压力容器钢，当φ=1/4，从式（4），α=28.13°，当φ=1/6，α=31.1°

图1结构fswpv

考虑摩擦事实上，摩擦力的作用是非常重要的。实验表明，所测量的轴向应力是只有约50%的理论值时，摩擦被忽略。摩擦力会影响轴向强度，所以必须考虑。根据ASME规范案例2229，轴向作用的增强作用的性力筒在EF是承受压力的有效厚度。那就是：δa=δi+δw(sin2α+fcos2α），（5）δa是一个轴向有效厚度（mm），α是钢丝带缠绕角，f是摩擦系数，低碳钢，f=0.4；对于不锈钢，f=0.3（朱和郑，1995）。对于同样的原因，箍有效厚度：

δh=δi+δw(fsin2α+cos2α).

(6)

假定轴向应力等于环向应力，与δa和δh由方程（5）和（6），将导致如下方程：δi+δw(sin2α+fcos2α)=(δi+δw(fsin2α+cos2α))/2.subttitutingφ为上述方程，有：当f=0.3，φ=1/4，α=10.26°；当f=0.3，φ=1/6，α=180°考虑到摩擦系数非常小（最坏的情况是0），和轴强度通常小于箍强度上部限制绕组角为30度适当。另外—、如果绕组角30度、环向强度将减少。当摩擦系数为0.3，φ=1/4，最低限是10.26°缠绕角。经过计算，我们发现，如果摩擦问题—对，和φ=1/4，α应该是一个较小的角度。但当φ=1/6，α应该是一个更大的角度。在那里仍有一些未知因素，为了安全操作时，应使用低角度15度。实验还表明，上述范围绕组角度合适。实验分析理论分析和实验证明fswpvs具有足够的强度，如果缠绕角α是15°～30°。轴向强度测量实验建立了测试筒强度在轴向方向。容器参数（φ=1/6）：内壳内直径：500毫米；内壳外直径：520毫米；钢制带规范（宽度/厚度）80毫米4毫米；长度筒：1600毫米；设计压力：32MPa；卷绕角为27度；缠绕预应力：100兆帕。内壳和钢材料丝带为16MnR（bs1501-223）。总共有12层钢具有相同预应力的薄带。后制造筒完成，收缩的轴向长度被记录在表1。表1轴向长度的收缩测量点的位置图3。每个点测量3次，平均收缩值被记录为最终结果。图3测点位置首先，容器内压力加载34兆帕，并举行了1小时后，压力为释放，有一个永久变形的0.14沿容器的轴向方向。然后船被加载的压力为30兆帕，并举行了1小时然后释放。无永久变形被发现。这证明了应力条件的船是稳定的。经过实验，我们发现内壳恢复其原始形状下的22兆帕的内压，这意味着内壳的轴向应力为零。当内心压力增加到32MPa（操作压力—内壳的轴向应力仅为18.38兆帕，示出的结构是稳定的（郑，1992）。我们设计了另一个实验，在其中容器是在改变预应力的情况下进行的丝带。血管参数：材料：16Mn；内壳内径：500毫米外径内壳：536毫米；钢制带规范（宽/宽/厚度：80毫米）×6毫米；长筒：1650设计压力：32兆帕；绕组角：26毫米；厚度：60毫米。表2中列出的prestressare。制造后的完成了筒的轴向收缩，长度为1.69毫米。当船在内压力为22兆帕，轴向收缩变形是0.33毫米。当内在压力增大到40兆帕，轴向收缩变形为0.06毫米。因此，该容器的内壳有负操作时应力（郑，1997）。表2各层预应力上述实验表明具有良好的轴向强度和箍FSRWPVs如果他们的钢薄带是在小于30角。不同绕组角强度测量三FSRWPVs进行了测试的影响对轴向强度的绕组角度。全部三FSRWPVs有相同的形状和参数除绕组角。FSRWPVs参数：内内壳直径：147.3毫米；外径内壳：152.3毫米；钢丝带规范（宽度/厚度）：15.9毫米×1毫米；长筒：1200毫米；层数：14；绕组角为26度；厚—带状层：14毫米。钢的材料丝带16MnR（bs1501-223）的屈服应力是378兆帕和极限抗拉强度为513.6兆帕。内壳材料q215-b（bs1499—34/20），其屈服应力为222.5兆帕和极限抗拉强度为330兆帕。无预应力—钢制带。绕组角为20角，15分别为和10。爆炸实验—结果如表3所示。从上面的实验中，我们可以得出结论当卷绕角度小于15度时，内壳是在危险条件下的圆破裂。所以较低的允许限制绕组角15岁（郑，1999）。结论理论和实验分析表明当一个筒的卷绕角α少超过15个，有危险的轴向断裂，当绕组角的是大于30度的轴承内部压力容器性能会减少。考虑到有足够的轴向强度或环箍强度不重—了太多，考虑的影响钢制带绕线角应在15°到30°的范围内。在FSRWPV设计，内壳比φ厚度对钢薄带厚度是一个即时通讯—的重要因素。当φ近1/4，一个小windingangle应使用。当φ近1/6，一个更大的绕组角应使用。表3爆炸试验结果容器伤口爆炸压力序号角（兆帕）爆炸特性筒两端有小约2°旋转角度。船身上有一个小曲线的120°60.3地方520毫米远离一端。在旋转和固化的地方，钢条带之间的位移从2毫米增加到6毫米。有一个10弯曲处的毫米。没有钢丝带断开。筒两端有明显的约10°旋转角度。容器体有一个曲线215°58.8在380毫米的距离一个结束。在旋转和固化的地方，钢条带之间的位移明显增加，从2毫米到11毫米。有一个半圆形裂缝。没有钢丝带断开。筒两端有明显的约12°旋转角度。容器体有一个明显310°51.0的曲线，在167毫米的距离结束。在旋转和固化处，钢条带之间的位移明显增加，从2毫米到12毫米。在固化的地方，整个内壳脱落。有6条钢丝带（最外层4层和2层）折断确认这里提出的工作进行了国辉朱教授的支持。感谢他的支持工具书类ASME规范，1996-1997。分层容器的设计扁平绕带圆柱壳。ASME锅炉及压力容器规范，第八节，1和2，代码案例2229，2269。黄，PS.1992。压力容器的应力分析绕平钢带。ASME杂志压力容器技，114:256-259。黄，PS，1993。扁平绕带式绕线的预应力分析船。ASME压力容器技术杂志，115:305-308。于，Z.H，1999。加强摩擦力的作用FSRWPV。现代机械，2:34-37。郑，J.Y,1992。扁平钢制带的优化设计创伤压力容器。博士论文，浙江大学—性，中国（中国人）。郑，C.X，1995。压力容器分散结构分析。浙江大学博士学位论文，中国（中国人）。郑，