压力容器设计

《过程设备设计》第四章14.1 概述安全性（可靠性）与经济性的统一，在充分保证安全的前提下，尽可能做到经济。4.1.1 设计要求4、压力容器设计图样、技术条件、强度计算书，必要时还包括设计说明书、安装使用说明书、应力分析报告等。4.1.2 设计文件强度计算书的内容：设计文件、所用规范和标准、材料与腐蚀裕量、计算厚度与名义厚度、计算应力2技术图样（纸）的内容：总图和零件图总图上应注明下列内容：压力容器名称、类别设计条件使用年限主要受力零件的材料及有关要求主要特性参数(容积、换热面积等)制造要求热处理要求防腐蚀要求无损检测要求耐压试验和气密性试验要求安全附件规格铭牌的安装位置包装和运输要求现场组焊和安装要求34.1.3 设计条件由设计任务书提供的原始数据和工艺要求，设计条件常用设计条件图表示。设计条件图主要包括：设备简图设计要求接管表设备简图示意性地画出：主要内件形状、部分结构尺寸、接管位置、支座形式4介质学名或分子式；主要成分；相对密度；危害性工作压力；工作温度；环境温度压力和温度工作介质操作方式与要求连续操作还是间歇操作；压力、温度是稳定还是波动；压力、温度的波动范围和波动频率；每年的开车、停车次数设计要求主要包括：容积、材料、腐蚀速率、设计寿命、是否带安全附件、是否保温其它第4章压力容器设计5换热器条件图还应注明换热管规格、长度、根数及排列方式、换热面积与程数等塔型（板式塔或填料塔）塔板数量及间距基本风压地震设计烈度场地的地质条件塔设备条件图还应注明搅拌器条件图还应注明搅拌浆叶形式转速及转向轴功率等64.2 设计准则4.2.1 压力容器失效压力容器在规定的使用环境和时间内（正常使用），因尺寸、形状或材料性能发生改变而产生泄漏、过度变形或断裂的现象（正常损坏），称为压力容器失效。压力容器失效形式a.强度失效韧性断裂——断裂应力接近材料强度极限，断口壁厚减薄，整体鼓胀脆性断裂——断裂应力远低于材料强度极限，断口平齐、无整体鼓胀疲劳断裂——应变应力远低于材料强度极限，一般先漏后断裂蠕变断裂——高温下的理论应力低于材料强度极限、壁厚减薄，整体鼓胀腐蚀断裂——腐蚀下的理论应力低于材料强度极限，壁厚减薄。第4章压力容器设计7b.刚度失效c.失稳失效d.泄漏失效——接头处的密封失效失效判据与设计准则a.失效判据——判别是否失效的依据。b.设计准则——根据给定的设计条件（工作状态），确定一定的安全（不失效）程度，限制压力容器的应力、应变等不能超过材料所能承受的应力、应变等的标准原则84.2.2 强度失效设计准则弹性失效设计准则只要达到材料的屈服强度，压力容器就失效。σeqi≤

[σ]t式中：σeqi——根据压力容器载荷的大小和性质，由力学分析算出的压力容器的正应力，称为计算应力[σ]t——在设计温度t下，压力容器材料的屈服强度，由试验获得，从材料手册中查出，称为许用应力弹性失效设计准则适用于沿壁厚方向各处应力相等的构件，如内压薄壁圆筒。9压力容器工作时的应力为复杂应力，而压力容器通常采用韧性材料制造。根据复杂应力强度理论，第一、二强度理论适于脆性材料，第三、四强度理论适于韧性材料，故第三、四强度理论适于压力容器设计。因此弹性失效设计准则可分别表达为σeqi=σ1－σ3≤

[σ]t式中：σ1>σ2>σ3σeqi=σ1≤

[σ]t第三强度理论，又称为最大切应力准则第四强度理论，又称为形状改变比能准则以前常用的简单算式，目前仍在广泛沿用。第一强度理论，又称为最大拉应力准则10塑性失效设计准则只有壁厚方向各处的应力都达到屈服强度（全屈服），压力容器才失效对于厚壁压力容器，当内壁处屈服时，外壁处仍为弹性状态甚至不受力，若按弹性设计准则设计，得到的壁厚值会很大，造成浪费。塑性失效设计则适于厚壁压力容器设计。塑性失效设计准则以容器承受的介质的压力表示：p——设计压力，由设计条件给定的工作压力乘以系数算出pso——全屈服压力，为压力容器材料在需要的壁厚上全部达到屈服强度时所对应力的介质的压力nso——全屈服安全系数式中：11爆破失效设计准则只要达到材料的断裂强度，压力容器在介质压力作用下就爆破失效压力容器常用韧性材料制造，其断裂强度一般大于屈服强度，再考虑应变硬化现象和较大的壁厚，断裂强度要大于全屈服强度。按爆破失效设计准则设计的厚壁压力容器的壁厚，比按塑性失效设计准则较薄，更经济。p——设计压力，意义同前pb——爆破压力，为压力容器材料达到断裂强度发生爆破时所对应的介质压力nb——爆破安全系数式中：12弹塑性失效设计准则疲劳失效设计准则蠕变失效设计准则脆性断裂失效设计准则刚度失效设计准则稳定失效（失稳）设计准则泄漏失效设计准则134.3 常规设计4.3.1 概述设计思想按弹性失效设计准则中的最大拉应力设计准则——内压容器按稳定失效设计准则——外压容器采用多种修正系数——产生边缘应力的局部弹性失效设计准则对于薄壁圆筒：经向（轴向）应力环向应力，σθ=2σφ，σθ为最大主应力σ1D——圆筒中面直径δ——计算壁厚，是设计计算要得到的参量，前面t（壁厚）是实际厚度式中：14由σeqi=σ1≤

[σ]t得由径比得：中径由得：壁厚15将D、δ代入 式得：取等号得径比k为：由得：左式称为计算应力或应力强度σeqi，取等号以上σeqi式、k式及δ式合称为中径公式，适于内压薄壁容器16表中：最大拉应力准则、最大切应力准则、形状改变比能准则三行中各式均为内压厚壁圆筒的公式，由表2-1（教材47页）算出17图中纵轴：令表4-1中的[σ]t=σs，相应的p=psi

(psi

为内壁初始屈服压力)psi

/σs

的意义是代表圆筒在弹性承载内的介质压力，相同的材料σs相同，psi

越大，说明弹性承载内的介质压力也越大，显然psi

/σs

就越大。k越大，在内径一定或外径一定的情况下，表示壁厚越大该图可简单理解为壁厚与介质压力的关系图中横轴：18图4－1说明：（1）与实测的方块曲线比较，形状改变比能准则最精确（2）在壁厚较小时，按各种设计准则算出的介质压力的差别也较小，但是在壁厚较大时，这种差别将很大。（3）在同一介质压力下，按最大切应力准则算出的壁厚最厚，按中径公式算出的壁厚最薄19单层圆筒的结构特点：（1）结构简单（2）对于厚壁焊接结构，焊缝处易出缺陷、强度较弱（3）对于厚壁锻造结构，各向异性明显，韧脆转变温度较高（4）加工困难，需专用设备4.3.2 圆筒设计4.3.2.1结构20多层圆筒的结构特点：层板包扎圆筒：先用12~25mm钢板卷焊成内筒节（只有纵焊缝）、焊缝经100%射线探伤或超声波探伤，磨平。再用4~12mm钢板卷成与内筒节等长的半圆筒（180°）或瓦片（<180°）。将两个半圆筒或多个瓦片（层板）包在内筒节上，用钢丝绳扎紧，在接缝处点焊固定在内筒节上，然后松开钢丝绳，焊接层板纵焊缝，磨平。仿照此法逐层包扎，使达到设计要求的总壁厚。内筒与各层板的纵焊缝应错开75°，各外筒上预先钻出安全孔，它能使层间气体受热后排出，也能在内筒泄漏时排出介质以报警。将多层筒节的两端车出环焊缝坡口，用以焊接封头、法兰或对接其它多层筒节。21层板包扎圆筒的主要优缺点：（1）制造工艺简单，不需要大型复杂的加工设备，因而目前应用广泛。（2）钢丝绳的扎紧力和纵焊缝冷时的收缩力使各层外筒对内筒产生预压应力，当内筒受内压时，其最大应力值较低。（3）层板间隙具有阻止缺陷和裂纹向厚度方向扩展的能力。（4）可根据介质的腐蚀特性选择内筒材料，外筒材料不受此限制。（5）制造工序多、周期长、效率低、钢板利用率约为60%，比单层圆筒低。（6）环焊缝坡口切削工作量大，环焊缝深、焊接缝深、焊接操作难、焊接残余应力大，焊缝质量较难保证。（7）深环焊缝不能采用简单的超声探测，只能采用复杂的射线探测。22热套圆筒用25~50mm钢板卷焊成直径不同的筒节，车削内、外表面，使它们有过盈量，然后逐个热套在一起，构成整体的厚壁筒节。冷却收缩后，各外筒对内筒产生预压应力。整体筒节的两端车削坡口，焊接封头或对焊另一筒节等与层板包扎圆筒一样。对于大直径圆筒，无法车削内、外表面，这时应严格控制卷焊精度，不留过盈量，以便于热套组装。为了提高各层筒节的接触面积，需采用整体热处理。热套圆筒的端面加工与层板包扎圆筒相同。热套圆筒的主要优缺点：1、采用厚钢板，一般不超过5层，故生产周期短、工时省。2、其它优缺点与层板包扎圆筒相同。23绕板圆筒与层板包扎圆筒相似，先卷焊成内筒，检测焊缝，将内、外表面及端面加工。然后用宽度与内筒等长的3~5mm薄钢板连续缠绕在圆筒上，一直缠到所需厚度为止，缠绕时保持一定的预紧力。绕板的起端和内筒相焊，末端和外层绕板相焊。为使起端和末端平滑，起端需磨成楔型端头，末端需对接楔型端头——先将末端和楔型端头点焊固定，再焊对接焊缝。最外层像层板包扎圆筒那样包裹半圆筒或瓦片，然后焊好纵焊缝。绕板圆筒的端面加工与层板包扎圆筒相同。绕板圆筒的主要优缺点：1、材料利用率高，可达90%以上。2、连续缠绕，生产周期短，绕板工作量约为层板包扎工作量的1/20。3、机械化程度高，适于大批量生产，适于直径大、长度短的圆筒。4、钢板卷制后往往中间厚、两边薄，缠绕多层后筒节两端层间有间 隙，降低端部强度。5、其它缺点同层板包扎圆筒。2425整体层板包扎式几个内筒的筒节对焊，两端再与法兰或封头对焊，然后整体用层板包扎、焊接。这与层板包扎式的主要区别是没有了深环焊缝，各层环焊缝相互错开，因此强度大大提高。26绕带圆筒绕带圆筒的内筒、封头及法兰等焊制成一个整体，这与整体层板包扎圆筒一样。a.型槽钢带式——国内已不再采用b.扁平钢带式——倾角错绕扁平钢带式用4~16mm厚、80~160mm宽的扁平钢带缠绕，多条扁平钢的起端与内筒端部焊牢，按多头螺纹呈螺旋状（倾角）缠绕，各条钢带的末端与内筒的另一端焊牢。相邻两层钢带的螺旋方向应相反（错绕）。钢带层数一般取偶数，以避免筒壁产生附加扭矩。27扁平钢带式绕带圆筒的主要优缺点：（1）带层与带间的间隙构成自然通气网，内筒泄漏时可渗出介质报警。（2）绕带的升角（螺旋角的余角）β=26°～31°，β对圆筒承受轴向、环向应力的分配非常敏感，需精确设计。2829强度设计——确定壁厚δ4.3.3.2内压圆筒的强度设计单层圆筒设计式：适于δ/D≤0.1即k≤1.2的薄壁容器该式由（4-12）式 而来式中：δ——计算壁厚，mmpc——计算压力，MPaDi——圆筒内径，称为公称直径，mm[σ]t——在设计温度t下材料的许用应力，MPa，查表φ——焊缝系数，φ≤1.0，查表，[σ]tφ的意义是考虑焊缝强度一般小于母材强度，故许用应力降低。30校核式：适于δ/D≤1.0，即k≤1.2的薄壁容器该式由设计式而来：，将式中δ换成δe，pc换成[pw]即成c1——钢板或钢管的壁厚负偏差，mm，取正值，实际中可能c1=0c2——腐蚀裕量，mm，取正值，实际中可能c2=0式中：式中：[pw]——最大允许工作内压，MPaδe——有效壁厚，mmδe=δn

－cc——壁厚附加量，mmc=c1+c231δn——名义壁厚，mm，δn=δd+c1+Δ，δn应标注在设计图样上式中：δd——设计壁厚，mm，δd=δ+c2，δ、c2意义如前Δ——钢板或钢管壁厚向上圆整到钢材标准规格的圆整值，一般Δ<1，有时Δ<2联立：δe=δn-c

δn=δd+c1+Δ

δd=δ+c2 c=c1+c2得：δe=δ+Δ，或δe=δn-c32附：最小壁厚δmin：用设计式算出的计算壁厚δ有时很小，过小的壁厚刚度很小，无法吊装，因此要限制壁厚不能过小，即要求大于最小壁厚。δmin=3mm——碳素钢或低合金钢（不包括腐蚀裕量c2)2mm——高合金钢（不包括腐蚀裕量）加工减薄量c3：小直径的圆筒在卷制加工时壁厚会减薄，因此有时要计入c3，c3由查表确定。33单层厚壁圆筒 径比k≤1.5，即pc≤0.4[σ]tφ时，以上设计式和校核式仍然适用。pc>0.4[σ]tφ时，应采用塑性失效设计准则或爆破失效设计准则：塑性失效设计准则：δ=Ri(k－1)=Ri(ea－1)式中：nso——全屈服安全系数，nso=2.0~2.2pc——计算压力（书上为设计压力p不对）爆破失效设计准则：δ=Ri(eb－1)式中：nb——爆破安全系数，nb=2.5~3.034多层厚壁圆筒如前所述，各层外筒对内筒产生预压应力，使圆筒在内压作用下沿壁厚方向的应力趋于均匀。但是由于预压应力的大小不好控制，故设计时往往偏于安全不预考虑，只有超高压时才考虑。设计式：校核式：适于k≤1.5，即pc≤0.4[σ]tφ的多层厚壁圆筒式中Σ——组合许用应力，MPa，式中：δi、δo——依次为内筒名义厚度、多层外筒总厚度，mm[δi]t、[σo]t——依次为设计温度下内筒和多层外筒的材料的许用应力，MPaφi、φo——依次为内筒和外筒的焊缝系数，φi、φo≤1δn——内、外筒合计名义厚度，δn=δ+c+Δ35热效应的影响：如前所述，在高温下工作的容器会产生热应力。但是高温容器通常采用保温措施和控制加热与冷却速度，因此热应力相对很小。故常规设计不考虑热应力。4.3.2.3设计参数的确定设计压力p容器工作时，由于操作参数（如温度、给、排料量等）的波动，其内部压力也相应波动，即使操作参数不变，由于介质的流态和形态不同，容器内不同部位的压力也不相同。与容器强度有关的是最高工作压力。由于压力表通常装在容器的顶部，因此规定在正常操作情况下，容器顶部可能出现的最高工作压力称为工作压力、以pw表示。第4章压力容器设计36用于计算、确定容器壁厚的压力，对于气体介质，pc=p，对于液体介质，pc=p+pH,pH为液体静压力设计压力p用于设计压力容器的压力，规定p≤pw。设计压力应标注在压力容器的铭牌上。装有安全阀的压力容器，安全阀的开启压力不得高于设计压力p装有爆破片的压力容器，爆破片的爆破压力不得高于设计压力p计算压力pc设计温度t在正常操作条件下，容器内物料的温度工作温度tw容器的金属元件在壁厚上的平均温度用于设计压力容器的温度，规定：

t≥tj——当tj>0℃

t≤tj——当tj<0℃设计温度应标注在压力容器的铭牌上。金属温度tj设计温度t37压力与温度存在对应关系，相互关联。当压力容器具有不同的操作工况时，应按最苛刻的工况确定设计压力和设计温度，而不能按各种工况分别确定最苛刻的设计压力和设计温度。厚度及厚度附加量38c2≥1mm——碳素钢或低合金钢均匀腐蚀c2=0——不锈钢或无（轻）腐蚀介质c2=无意义——对于非均匀腐蚀，应选择防腐蚀材料注：对于20R、16MnR、16MnDR等钢板，若板厚大于5mm，c1=0腐蚀裕量c2：39焊缝系数φ0.80局部0.85局部0.9100%单面焊对接接头(沿焊缝根部全长有紧贴基本金属的垫板)1.0100%双面焊对接接头和相当于双面焊的全熔透对接接头φ值无损检测比例焊接接头形式φ值无损检测比例焊接接头形式表4－3 钢制压力容器的焊接接头系数φ值40许用应力[σ]t——设计温度t下的许用应力注：①本表对螺栓材料不适用41在表4-4中：σb、σs、σ0.2——依次为常温下材料的抗拉强度、屈服强度和条件屈服强度——中、高碳钢受拉伸产生0.2%塑性变形量时的应力，MPaσst、σDt、σnt

——依次为设计温度t下材料的屈服强度、条件屈服强度、持久强度和蠕变强度，MPa各分母——分别为与分子相应的安全系数说明：以上各强度值是用一定直径的材料试棒经试验得到的，当容器壁厚大于试棒直径时，各强度值应适当减小，大的越多，减小的也应越多。安全系数的意义：保证受载元件的强度有足够的安全储备量，起保险作用。安全系数的影响因素：应力计算的精确性，材料性能的均匀性，载荷的确切程度，制造质量和精确性，质量检验水平，使用管理水平。42立式内压圆筒的内径Di=1000mm，高度H=3000mm，盛装液体介质，介质密度ρ=1000kg/m3，设计压力p=0.4MPa，设计温度t=70℃，材料为16MnR，焊缝系数φ=0.85，腐蚀裕量c2=2mm，许用应力[σ]t=170MPa（板厚为6~16mm时），或[σ]t=163MPa（板厚为16~36mm时）。试求该圆筒的壁厚。解：（1）确定计算压力：液体静压力：例4－1pc=p+pH=0.4+0.03=0.43MPa43(2)确定壁厚：假设δ=6~16mm，则许用应力[σ]t=170MPa 计算壁厚： 设计壁厚：δd=δ+c2=1.49+2=3.49mm16Mn钢板负偏差c1=0，则： 名义壁厚：δn=δd+c1+Δ=3.49+0+0.51=4mm低合金钢板不包括腐蚀裕量的最小壁厚δmin=3mm，则：

δn=δmin+c2=3+2=5mm标准规格中没有5mm厚的钢板，故确定：

δn=6mm(3)检查：δn=6mm时，[σ]t没有变化，说明前面假设成功，若不成功，例如确定的δn=18，则[σ]t=163MPa，应按此重新计算。444.3.2.4外压圆筒设计由壳体稳定性分析可知，为计算筒体的许用外压力，首先必须假设圆筒的名义厚度δn，计算有效厚度δe，求出临界长度Lcr，将圆筒的外压计算长度L与Lcr进行比较，判断圆筒属于长圆筒还是短圆筒；然后根据圆筒类型，选用相应公式计算临界压力pcr；再选取合适的稳定性安全系数m，计算许用外压 ，比较设计压力p和[p]的大小。若p小于等于[p]且较为接近，则假设的名义厚度δn符合要求；否则应重新假设δn，重复以上步骤，直到满足要求为止。上述过程即为用解析法求取外压容器许用压力的设计步骤，是一个反复试算的过程，因而比较繁琐。为避免解析法设计的不足，各国设计规范均推荐采用图算法。45464748495051525354工程设计方法工程设计中，根据Do／δe值大小．将外压圆筒划分为厚壁圆筒和薄壁圆筒。薄壁圆筒的外压计算仅考虑失稳问题，而厚壁圆筒则要同时考虑失稳和强度失效。关于厚壁圆筒和薄壁圆筒的界限，GB150按D0/δe=20作为界限进行划分，即D0/δe<20时为厚壁圆筒，D0/δe≥20时为薄壁圆筒；而ASMEⅧ-1和日本等国家的标准则以D0/δe=10为界限。下面按GB150的规定介绍外压圆筒的图算法设计步骤。55565758外压圆筒设计参数的规定a.设计压力p同时承受内、外压的容器：p=p外－p内=Δp>0装有真空泄放阀的真空容器：未装真空泄放阀的真空容器：p=0.1MPa带夹套的容器：p=(p外)max–(p内)minb.稳定性安全系数mm的意义——修正下列缺陷对容器稳定性的降低：几何形状和尺寸偏差，材料性能不均匀性等m的取值——m=3.0（圆筒）

m=14.52（球壳）59c.计算长度L60计算长度L——圆筒外部或内部在轴向的两相邻刚性构件之间的最大距离，mm刚性构件——足以对圆筒失稳产生制约作用的构件，如封头、法兰和加强圈等。图a、图f：椭圆封头或碟形封头的直边段和1/3曲边段应计入L图b：无折边锥形封头在焊缝处有足够的惯性矩，不易失稳，L至焊缝为止。若锥形封头带折边，直边段应计入L图c：两端的圆筒本身可能失稳，不能制约中间锥形节段失稳，L应为两个加强圈的距离。图d：带夹套的圆筒，L的一端计入椭圆封头的直边段和1/3曲边段，另一端的夹套端头。图e：带加强圈的圆筒，L应为两个加强圈的距离61加强圈的设计计算a.加强圈的间距加强圈的间距应使长圆筒转化成短圆筒，否则无实际作用。可见当E、D0、m、pc一定时，减小加强圈间距，可减小壁厚δeb.加强圈的截面尺寸加强圈的受力情况：1个加强圈及其两侧的一段圆筒称为组合段。62组合段长度称为有效长度，见图中Ls/2+Ls/2=Ls。外压载荷是由长度为Ls的组合段承担。为避免失稳，组合段的惯性矩不能小于所需要的某个值，称为稳定惯性矩I：63D0、δe——圆筒的外径与有效壁厚，mm，已知量；Ls——两个相邻加强圈的间距，mm，按Ls≤Lmax确定；As——单个加强圈的截面积，mm2，未知量；A——系数，其意义同前，未知量，A不能由图4-6直接查到，因为L/D0中的L此时不是圆筒的计算长度，而是组合段的计算长度——是未知量。为此引用系数B：式中：64pc——计算压力，MPa，已知量；D0、δe、Ls——意义同前，已知量；As——意义同前，未知量。为算出B值，须按型钢规格系列选择其中一种作为初选加强圈，算出或查出其As，则可算出B值。式中：据B值查图4-7~4-9得相应A值。将A、As和其它量代入前面I=……式即可算出组合段的稳定惯性矩I。再算出初选加强圈由材料力学中的有关公式算出再用材料力学中的有关公式算出含初选加强圈的组合段的惯性矩Is——称为实际惯性矩。Is的计算参照下图进行：65图中：x1－x1为加强圈截面的中性轴x2－x２为有效段圆筒截面的中性轴x－x为组合段截面的中性轴比较Ｉ与Ｉs的大小，若Ｉs≈≥Ｉ，说明初选加强圈合适，否则应重复上述计算，直到合适为止。66c.加强圈的结构设计常用扁钢、角钢、工字钢、Ｔ形钢等抗弯截面模量较大的型钢。常焊在圆筒外面，并采用碳素钢。为减少焊接变形，在保证焊接强度的前提下，常采用双面间断焊。67对于外加强圈，单侧焊缝总长应大于圆筒外周长的1/2；对于内加强圈，应大于圆筒内周长的1/3。加强圈应整周连续，若确需开孔或切口时，削弱的弧长应小于图4-14所给定的值。68694.3.3封头设计4.3.3.1凸形封头70半球形封头a.受内压的半球形封头受力特点：薄膜应力为同直径圆筒的一半，是理想的结构形式制造特点：直径小、深度大时冲击成型困难；大型半球形封头采用分瓣冲击再组焊工艺，焊接工作量大使用特点：常用于高压容器

pc≤0.6[σ]tφ，相当于k≤1.3371b.受外压的半球形封头（1）初设名义厚度δn,算出δe=δn-c（2）算出系数A，（3）选定材料，由壁厚计算图据A查得系数B（4）计算许用外压力[p]，

若A值位于曲线左边，查不到系数B，则：（5）比较[p]与计算压力pc（已知），若[p]≥pc，说明初设合理，否则应重复上述步骤，直到合适为止。设计方法：广泛采用图算法设计程序：72椭圆形封头a.受内压的椭圆形封头结构与受力特点：直边段可使封头与圆筒在焊缝附近的经向曲率变化平缓，能改善焊缝的受力状况。椭球部分经向曲率变化平缓，应力分布比较均匀。制造特点：在直径相同时，深度比半球形封头小，因而容易冲压成型。使用特点：广泛用于中、低压容器73式中：k——形状系数，与长、短轴之比 有关：其余符号意义同前计算壁厚：74最小壁厚：受内压的椭圆形封头的变形趋势为球形，因而在赤道处将产生环向压应力，有可能出现折皱（失稳），为此须限制壁厚不能小于最小壁厚。GB150规定：

δe≥Di×0.15%——标准封头

δe≥Di×0.30%——非标准封头校核计算：75b.受外压的椭圆封头设计、校核方法及程序与受外压的半球形封头相同，但是各算式中的球面外半径R0须用当量球面外半径k1D0代替。k1为系数，取决于长短轴比值D0/(2h0)，he=hi+δn,表4－5 系数K10.500.570.650.730.810.900.991.081.18K11.01.21.41.61.82.02.22.42.6Do/2ho76碟形封头a.受内压的碟形封头结构特点：由球面壳、过渡区和短圆筒三部分组成，存在两个曲率突变区。受力特点：在两个曲率突变区存在较大的边缘弯曲应力，其叠加应力远大于只受薄膜应力的其它部位。制造特点：封头较浅，便于冲击成型。使用特点：广泛用于中、低压容器77计算壁厚：式中：M——形状系数，其余符号意义同前校核计算：最小壁厚：意义及规定见椭圆形封头过渡区最小半径与球面壳最大半径：与限制最小壁厚的意义相似，GB150规定：

非标准封头：r≥0.1Di；且r≥3δn；且Ri≤Di（此处书上有误） 标准封头：r=0.17Di，Ri

=0.9Di78b.受外压的碟形封头设计、校核方法及程序与受外压的半球形封头相同，各算式中的球面外半径R0须用球面壳的外半径R0′代替。球冠形封头受力特点：封头与圆筒在连接处曲率变化较大，因而存在很大的边缘应力。制造特点：是最浅的凸形封头，便于冲压成型。应用特点：常用作容器中两独立受压室的中间封头，也可用作端部封头。设计计算：参见GB150－1998《钢制压力容器》794.3.3.2锥壳受力与应用：结构不连续，受力不理想。但轴剖面收缩，有利于固体颗粒、悬浮液或粘稠液的收集排放，普遍用于类似介质的中低压容器。80图a：半锥角（斜角）α≤30°图b：α≤45°，大端过渡区圆角半径r≥0.1Di，且r≥3δ图c：α>45°大端过渡区圆角半径r≥0.1Di，且r≥3δ小端过渡区圆角半径rs≥0.05Dis，且r≥3δr受内压无折边锥壳a.锥壳厚度按薄膜应力计算： 式中：Di——无折边锥壳的大端内径，mm；

α——半锥角（°）； 其余符号同前。81b.考虑边缘应力在锥壳的大、小端处常存在边缘应力，边缘应力的大小与pc/（[σ]tφ）及α有关，由此可查阅图4-19:若坐标点位于曲线上方，说明边缘应力很小，锥壳厚度可按前面算出的δ确定；若坐标点位于曲线下方，说明边缘应力较大，不能忽略，则应分别计算锥壳大、小端的壁厚——也是与大、小端焊接的圆筒的厚度。82c.大端壁厚式中：Q——边缘应力系数，由图4－20查得，其余符号同前。83d.大端及其焊接圆筒的加强段长度因δr>δ，故将大端及其焊接圆筒在连接处（壁厚为δr）的一段称为加强段，见图4－20中的结构图。大端加强段长度圆筒加强段长度e.小端壁厚与加强段长度——设计过程与大端相似，略锥壳的轴向高度一般较小，设加强段带来的节省材料费用尚不抵多一条环向焊缝带来的增加制造费用，因此常取加强段厚度作为整个锥壳的厚度。84受外压锥壳受外压锥壳的临界压力计算非常复杂，工程上采用简化方法：若半锥角α≤60°，按等效圆筒计算；若α>60°，按平盖计算。α≤60°受外压锥壳的设计计算（1）根据已经确定的锥壳的结构形式查有关图表（书上未给出）找到等效圆筒长度（称为当量长度Le）的计算公式，并根据已经确定的锥壳的结构尺寸（包括大端直径DL）计算Le。（2）初设锥壳的名义厚度δn，按δe′=（δn－c）cosα算出锥壳的有效厚度δe′。（3）按前述外压圆筒图算法校核——注意用Le/DL代替L/D0，用DL/δe′代替D0/δe。受内压折边锥壳——设计过程与受内压无折边锥壳相似，略854.3.3.3平盖平盖厚度计算从圆平板应力分析为基础，分为周边固支和周边简支。实际中平盖与圆筒既非固支也非简支，而是介于二者之间。工程上引入结构特征系数k，k越小越接近固支，越大越接近简支。868788表中：w——螺栓的设计载荷，N；

pc——计算压力，MPa; L——非圆形平盖螺栓中心连线的周长，mm；

a——非圆形平盖短轴长度（径向），mm，书上为α有误89圆形平盖厚度式中：δp——平盖计算厚度，mm，见表4－8；

k——结构特征系数，查表4－8计算，表4－8序号6、7中 取较大k值；

Dc——平盖计算直径，mm，见表4－8。非圆形平盖厚度非圆形有椭圆形、长圆形、矩形、正方形等。式中：Z——非圆形平盖的形状系数， 表4－8序号6、7，Z=0

表4－8序号3、4， ，且Z≤2.5 a、b——分别为非圆形平盖的短轴和长轴的长度，mm904.3.4密封装置设计密封分为静密封和动密封，静密封包括法兰密封、螺纹密封和承插密封等，这些密封装置兼有连接功能，因此又分别称为静连接、法兰连接、螺纹连接和承插连接。它们都属于可拆卸连接，其中法兰连接密封装置最为常用。法兰装置的结构组成见右图：914.3.4.1密封机理及分类法兰装置的主要失效形式是泄漏，密封的目的是防止泄漏。介质泄漏主要有两种形式：垫片渗透泄漏与界面钻隙泄漏。密封机理垫片渗漏机理：界面钻漏机理：垫片常用非金属、有色金属或软钢等软弹性材料制造，在高压或高温高压下介质能渗过垫片中的孔隙而泄漏。界面又称为密封面，是两个法兰与垫片接触的表面。密封面凸凹不平，有压介质能钻过间隙而泄漏。92使垫片表面与法兰密封面完全贴合、消除间隙而必须的最小压应力，以y(MPa)表示，表4－9中称为比压力。预紧比压：预紧螺栓组后，垫片被两法兰夹紧所得到的压应力操作比压：最小操作比压：操作时介质的压力使两法兰有松开的趋势，使垫片的预紧比压变小。垫片在螺栓预紧力和介质压力共同作用所得到的压应力称为操作比压。操作时不发生介质泄漏的垫片的最小压应力，以2mpc(MPa)表示，pc为介质压力，m称为垫片系数，无因次最小预紧比压：93密封分类按垫片获得比压的方法不同，分为强制式密封和自紧式密封。前者的密封机理如前所述，垫片达到密封操作比压，螺栓预紧力约为介质松开力的1.1~1.6倍；后者的密封机理是采用压胀式结构的垫片，如家用高压锅，螺栓预紧力约为介质松开力的0.2倍。按介质压力的不同，分为中低压密封和高压密封。前者属于强制式密封，后者包括结构较复杂的强制式密封（采用金属垫片和窄密封面）和自紧式密封。944.3.4.2影响密封性能的主要因素螺栓预紧力：垫片性能预紧力越大，密封性能越好，但须防止垫片屈服而丧失回弹力，挤出或压坏垫片。要求预紧力沿法兰周向均匀，即增加螺栓个数，同时减小螺栓直径。变形能力——受比压作用后能消除密封面间隙回弹能力——在密封操作比压作用下，能适应操作压力和温度的波动。孔隙度——有些垫片孔隙度较大，如石棉，孔隙度较小的垫片不易发生渗漏。耐腐蚀、耐老化能力——垫片与介质接触，对于腐蚀性、高温高压介质需有这一要求。9596续前表97密封质量法兰密封面的形状和粗糙度应与垫片相匹配，一般金属垫片对密封面质量要求较高，非金属垫片要求较低。低压密封面上常车出环槽，可防止非金属垫片径向滑移。中、高压密封面要求平整光洁，它们都不允许有径向划痕。法兰刚度法兰刚度不足（或屈服强度不足）是造成密封失效的主要原因之一，法兰的翻转力矩导致法兰和圆筒变形见图4－24：提高法兰刚度的措施：⑴增加法兰厚度⑵减小螺栓中心圆直径⑶增加法兰颈部壁厚工接管壁厚98操作条件在高温下介质的粘度变小，同时高压下易泄漏，强腐蚀介质会使垫片损坏、老化、变质等。4.3.4.3法兰装置设计密封设计法兰装置的密封设计包括法兰刚度设计、法兰密封面选择、垫片选择和螺栓设计。其中刚度设计是通过选用标准法兰中的合适规格来间接完成。99a.法兰密封面的选择a——全平面；b——突面；c——凹凸面；d——榫槽面；e——环形面按垫片周边是否受约束，a、b也称为无约束密封，垫片在介质压力作用下容易径向滑移，适于低压密封；c也称为半约束密封，适下内压密封；d、e也称为有约束密封，适于温度和压力有波动、要求密封性能较高的内、外压密封。100b.垫片的选择101102103104说明：垫片结构中的缠绕垫、金属包垫和柔性石墨复合垫是常用的组合式垫片。缠绕垫由金属薄带与石棉带（或聚四氟乙烯带，或柔性石墨带）相间缠绕而成，具有多道密封作用；金属包垫是在石棉（或其它非金属材料）外包上金属板皮而成；柔性石墨复合垫是由冲齿金属芯板与柔性石墨粒子复合而成。105c.螺栓设计⑴螺栓载荷垫片达到最小预紧比压时对应的螺栓载荷：wa=πDGby垫片达到最小操作比压时对应的螺栓载荷：式中：b——垫片的有效密封宽度，mm b≤6.4mm时，b=b0 b>6.4mm时，b=2.53 b0——垫片的基本密封宽度，见表4－11106107108109DG——垫片压应力作用中心圆直径，mm b0≤6.4mm时，DG=垫片环形接触面的平均直径；

b0>6.4mm时，DG=垫片环形接触面外径

－2by、m——垫片最小操作比压和垫片系数，见表4－9pc——计算压力，MPampc为垫片密封操作比压，MPa ——介质松开力，N2mpc——密封操作比压，MPa式中：110⑵螺栓直径与个数最小预紧比压时的螺栓截面积：最小操作比压时的螺栓截面积：密封需要的螺栓直径和个数：式中：[σ]b——常温下螺栓材料的许用应力，MPa——设计温度下螺栓材料的许用应力，MPaAmax——Aa与Ap中较大值，mm2d0——螺栓小径，mmn——螺栓个数111d0与n是关联未知数，先根据经验初设n，使n为偶数，最好是4的倍数，算出d0，然后根据螺栓标准圆整并确定公称直径。d0与n呈负相关，即个数越多，螺栓越细，过细的螺栓易拧断，一般公称直径不应小于M12。另外个数越多，相邻螺栓的间距越小，有利于均匀压紧垫片，但是过小的螺栓间距会妨碍扳手拧动。为均匀压紧垫片，限制相邻螺栓的弧距不得大于Lmax：dB——螺栓公称直径，mm；δf——法兰有效厚度，mm式中：为保证扳手拧动空间，限制相邻螺栓的弧距不得小于Lmin——见表4－12：112113⑶法兰装置设计新方法前面螺栓载荷wa、wp算式中分别含有最小预紧比压y与垫片系数m，它们是Rossheim和Markl于1943年提出的经验数据，沿用至今。y、m仅考虑了垫片的材料、结构和密封面的形式、结构，实践证明，y、m还与介质、压力、温度和密封面质量等有关。另外泄漏是不可避免的，很多情况下允许泄漏；y、m已不适于新材料、结构的垫片。美国压力容器委员会（PVRC）螺栓法兰连接委员会，提出了一种新方法，其要点为：①规定了允许密封度，给出了允许泄漏率；②垫片设计参数是基于试验数据和科学归纳；③根据泄漏率与设计压力确定密封度，再求出最小预紧比压和最小操作比压下的螺栓载荷，并校核法兰强度。114法兰结构类型及标准a.结构类型按密封面的宽窄分为宽面法兰（螺栓孔穿过密封面）和窄面法兰（螺栓孔在密封面内侧）按被连接件的名称分为容器法兰和管法兰按法兰承担翻转力矩的分量分为：松式法兰、整体法兰和任意式法兰。115a——活套法兰；b——螺纹法兰；a、b——又称为自由法兰，可以方便地将螺栓穿过一对法兰的两个螺栓孔，翻转力矩完全由法兰承担；c——搭接法兰，翻转力矩主要由法兰承担，少量由被连接件承担。法兰用廉价碳素钢制造，连接贵重金属容器或管道可以节约。松式法兰适用于翻转力矩较小的低压场合。①松式法兰（图a、b、c）：②整体法兰（图d、e、f）：又称为带颈法兰。

d——柱颈法兰；e——锥颈法兰；f——焊颈法兰（焊透），翻转力矩主要由法兰承担，少量波及到被连接件，但是由于多了颈部，故适用于翻转力矩较大的高压、高温场合。又称为平焊法兰。翻转力矩由法兰和被连接件共同承担。结构简单、加工方便，适用于翻转力矩中等的中、低压场合。③任意式法兰（g、h、i）：116b.法兰标准国内：GB、HG、SY、SH、JB等国标或行业标准国外：以DIN标准为代表的欧洲体系和以ASME为代表的美洲体系应用：应尽可能选用标准法兰，只有特大直径或特殊结构的法兰（标准中没有）才自行设计。 推荐容器法兰选用JB4700~4707－1992， 管法兰选用HG20592~20655－1997二者不可混用。 法兰的主要参数是DN与PN。①公称直径DN——容器法兰为筒体或封头的内径（用管子作筒体的容器除外）；管法兰为管子名义直径——与管子内径相近的某个尺寸。标准中规定了300~3000mm的18个基本等级。②公称压力PN——规定温度下介质的最大工作压力，标准中规定了0.25~6.40MPa的7个等级117容器法兰装置的选用选用又称为选型设计，是根据容器的筒体内径、设计压力、设计温度、介质特性等，查阅JB4700~4707－1992标准，确定法兰的类型、材料、公称直径、公称压力、密封面的形式；确定垫片的类型及材料；确定螺栓组的规格及材料等。①容器法兰容器法兰的结构类型有三种基本形式：甲型平焊法兰、乙型平焊法兰和长颈对焊法兰，见法兰分类表。三种法兰各有三种密封面，见密封面形式表。三种法兰各有单一材料（碳钢或低合金钢）和带不锈钢衬里两种，后者耐介质腐蚀。1181、表中带括号的公称直径应尽量不采用。2、甲型法兰使用温度高于－20~300℃，乙型法兰使用温度高于－20~350℃，长颈法兰使用温度高于－20~450℃。注：119法兰分类表中：带横线的区域表示没有相应规格的相应法兰；DN与PN是16MnR或16Mn锻件法兰，在200℃温度和规定垫片与螺栓组的情况下，通过多种方案的比较计算得到的，实际中的工作温度往往不是200℃，这时须查阅最大允许工作压力表——根据工作温度和公称压力确定法兰材料。表3－3

压力容器法兰密封面形式密封面形式类型平面型凹凸型榫槽型甲型平焊√√乙型平焊√√√长颈对焊√√√120121122123②容器法兰用垫片和螺栓组容器法兰用垫片有三种：金属软垫片、缠绕式垫片和金属包垫片。容器法兰用螺栓是螺柱，螺母的性能等级一般比螺柱低一级。124125126127128129③容器法兰装置的选用程序a.已知容器的筒体内径Di设计压力pc、设计温度tc、介质特性b.确定法兰类型：按DN=Di，PN≥pc的原则查法兰分类表，确