GB及压力容器设计基础

压力容器设计基础压力容器的概念压力容器盛装压力介质的密闭容器尺寸容积形状，压力和温度条件，介质，制造材料涉及压力容器的基本法规和标准《特种设备安全监察条例》，国务院，2003.6.1《压力容器安全技术监察规程》，国家质监总局，2000.1.1《压力容器、压力管道设计单位资格许可与管理规则》，2003.1.1《锅炉压力容器制造监督管理办法》，2003.1.1GB150《钢制压力容器》JB4732《钢制压力容器——分析设计标准》JB/T4735《钢制焊接常压容器》GB151《管壳式换热器》压力容器的概念压力容器的划定范围受压元件：容器中直接承受压力载荷（包括内压和外压）的零部件，如容器壳体元件、开孔补强圈、外压加强圈等非受压元件：为满足使用要求而与受压元件直接焊接成为整体，不承受压力载荷（只承受重力载荷）的零部件，如支座、吊耳、垫板等GB150和《容规》明确规定了压力容器的范围，是指壳体及其连为整体的受压零部件（受压元件）压力容器的概念压力容器的分类根据生产过程作用原理：反应压力容器（R），换热压力容器（E），分离压力容器（S），储存压力容器（C，其中球罐B）根据设计压力p等级：低压（0.1MPa≤p<1.6MPa），中压（1.6MPa≤p<10MPa），高压（10MPa≤p<100MPa），超高压根据《容规》分为一、二、三类压力容器，其中三类压力容器为介质危害程度高或材料强度级别高或其它原因技术要求较高而不允许微量泄漏的容器根据压力容器压力管道设计许可证分类：A1、A2、A3、A4，C1、C2、C3，D1、D2，SAD根据压力容器制造许可证分类：A1、A2、A3、A4、A5，B1、B2、B3，C1、C2、C3，D1、D2压力容器的概念压力容器的设计各级设计人员：设计，校核，审核，批准（设计技术负责人），审定（技术总负责人，总工程师）设计任务书：标识，结构，介质，管口表，操作条件，设计条件，设计寿命，主材，载荷条件，其它设计文件：设计任务书计算书图样：总图，装配图，部件图，零件图，等说明书图面技术要求与内容制造要求，焊接要求，检测要求，检验要求技术特性表（设计数据表），管口表工作流程：工程图，施工图，竣工图压力容器的概念压力容器的设计管理设计管理制度设计人员条件设计人员业务考核设计人员岗位责任制设计工作程序设计条件的编制与审查设计文件的签署、标准化审查、质量评定设计文件的管理、更改、复用设计资格印章的使用与管理等等压力容器的概念正确使用法规、标准、规范法规与标准、规范的关系正确使用标准规范（摘自ASME前言）压力容器的建造包括选材、设计、制造、检验、试验等一系列工作内容标准规范包括了对压力容器建造工作的如下三方面的基本内容：强制性要求，特殊禁用规定，非强制性指南标准规范不可能涉及容器建造的所有方面、细节，对于那些没有提及的内容不应该认为是被禁用的标准规范不是手册，它不能替代培训、经验和工程评价工程评价是由知识渊博、熟悉标准应用的设计师作出的技术评价，必须同标准规范的原则相一致，绝不能以工程评价或经验为借口来否定标准规范的强制性要求或特殊禁用规定设计和分析所用工具和方法是随着技术进步而变化的，希望工程师们在应用这些工具时作出可靠的判断标准所制定的规则，不能理解为任何一种专有或特定的设计准则，不能限制设计人员自行选择符合规范规则的设计方法或结构形式。压力容器失效准则及设计理论基础失效准则强度失效准则弹性失效准则：GB150，不允许材料进入塑性变形塑性失效准则：JB4732，全截面屈服进入塑性状态方为失效爆破失效准则：超高压容器设计，材料应变强化、断裂方为失效刚性失效准则刚性不足，屈曲、跨塌（外压失稳）疲劳断裂失效准则承受交变载荷时，裂纹、断裂压力容器失效准则及设计理论基础压力容器的失效形式强度失效爆破，过度变形稳定性失效失稳刚性失效泄漏（法兰），变形疲劳失效疲劳裂纹、开裂腐蚀失效均匀腐蚀（以腐蚀裕量解决）晶间腐蚀（超低碳不锈钢）应力腐蚀（H2S、NH3等介质，拉应力和腐蚀介质共同作用）压力容器失效准则及设计理论基础强度理论最大主应力理论——第一强度理论当最大拉应力达到某一极限值时材料失效，理论上适用于脆性材料最大拉应变理论——第二强度理论当最大拉伸应变达到某一极限值时材料失效，不适用于金属材料最大剪应力理论——第三强度理论处于复杂应力状态下的材料，当其承受的最大剪应力达到某一极限状态时，材料进入塑性流动而失效工程上广泛应用歪曲应变能理论——第四强度理论考虑了三个主应力对材料强度的共同影响压力容器失效准则及设计理论基础GB150压力容器常规设计基于第一强度理论，弹性失效，不允许进入塑性变形结构部件的应力状态计算薄膜无力矩理论：将整体部件视为厚度方向应力相同的薄膜，只能承受拉、压应力，不能承受弯曲应力边缘区域总体上不考虑边缘应力的影响（锥壳除外）：封头与筒体分别计算，不考虑结构不协调而引起的应力确定材料许用应力的安全系数对于板材、锻件、管材和密封螺栓具有不同的确定许用应力的系数螺栓因工作条件不明确无法预测，因此安全系数较大直径越小的螺栓安全系数越大，是因为过力超载更容易拧断GB150钢制压力容器

Steelpressurevessels主要内容1、总论2、受压元件3、外压元件（园筒和球壳）4、开孔补强5、法兰6、低温压力容器（附录C）7、超压泄放装置（附录B）

主要内容1、总论

2、受压元件3、外压元件（园筒和球壳）4、开孔补强5、法兰6、低温压力容器（附录C）7、超压泄放装置（附录B）

1.1GB150适用范围压力：适用于设计压力不大于35MPa，不低于0.1MPa及真空度高于0.02MPa温度：钢材允许使用温度1、总论适用范围适用范围1、总论1.2GB150管辖范围容器壳体及与其连为整体的受压零部件1）容器与外部管道连接焊缝连接第一道环向焊缝端面法兰连接第一个法兰密封面螺纹连接第一个螺纹接头端面专用连接件第一个密封面2）接管、人孔、手孔等的封头、平盖及紧固件3）非受压元件与受压元件焊接接头（如支座、垫板、吊耳等）4）连接在容器上的超压泄放装置

1、总论1.3容器的失效准则与失效形式

压力容器在载荷作用下丧失正常工作能力称之为失效。压力容器设计说到底是壁厚的计算，壁厚确定主要是对材料失效模式的判别:弹性失效壳体应力限制在弹性范围内，按弹性强度理论，壳体承载在弹性状态。塑性失效壳体应力限制在塑性范围内，按塑性强度理论，壳体承载在塑性状态。爆破失效壳体爆破是承载能力最大极限，表示材料承载能力的极限。压力容器失效表现为强度（断裂、泄漏）、刚度（泄漏、变形）和稳定性（失稳）。1、总论1.4设计参数

1.4.1压力（6个压力）Pw

正常工况下，容器顶部可能达到的最高压力Pd

与相应设计温度相对应作为设计条件的容器顶部的最高压力Pd≥PWPc

在相应设计温度下，确定元件厚度压力（包括静液柱）Pt

压力试验时容器顶部压力Pwmax设计温度下，容器顶部所能承受最高压力，由受压元件有效厚度计算得到。Pz安全泄放装置动作压力

Pw＜Pz≤(1.05-1.1)PwPd≥Pz

1、总论1.4设计参数

1.4.2温度Tw

在正常工况下元件的金属温度，实际工程中，往往以介质的温度表示工作温度。Tt

压力试验时元件的金属温度，工程中也往往以试验介质温度来表示试验温度。Td

在正常工况下，元件的金属截面的平均温度，由于金属壁面温度计算很麻烦，一般取介质温度加或减10-20℃得到。1、总论1.4设计参数

1.4.3壁厚（6个厚度）δc

计算厚度，由计算公式得到保证容器强度，刚度和稳定的厚度δd

设计厚度，δd=δc+C2（腐蚀裕量）δn

名义厚度，δn=δd+C1（钢材负偏差）+△（圆整量）δe

有效厚度，δe=δn-C1-C2=δc+△δmin

设计要求的成形后最小厚度，δmin≥δn-C1

（GB1503.5.6壳体加工成形后最小厚度是为了满足安装、运输中刚度而定；而δmin是保证正常工况下强度、刚度、寿命要求而定。）δ坯坯料厚度δ坯=δd+C1+△+C3（其中：C3

制造减薄量，主要考虑材料（黑色，有色）、工艺（模压，旋压；冷压，热压），所以C3值一般由制造厂定。）1、总论各厚度之间的相互关系1、总论1.4设计参数

1.4.4许用应力许用应力是材料力学性能与相应安全系数之比值：

σb/nbσs/nsσD/nDσn/nn当设计温度低于20℃取20℃的许用应力。主要内容1、总论

2、受压元件

3、外压元件（园筒和球壳）

4、开孔补强

5、法兰6、低温压力容器（附录C）

7、超压泄放装置（附录B）

2、受压元件——园筒和球壳2.1园筒和球壳

园筒和球壳壁厚是根据弹性力学最大主应力理论中径公式导出：

中径（Di+δ）替代Di2、受压元件——园筒和球壳是以薄壁容器内径公式导出，认为应力是均匀分布。随壁厚增加K值增大，应力分布不均匀程度加大，当K=1.5时，由薄壁公式计算应力比拉美公式计算应力要低23%，误差较大；当采用（Di+δ）替代Di内径后，则其应力仅相差3.8%，这样扩大了公式应用范围（K≤1.5），误差在工程允许范围内。园筒受力图2、受压元件——园筒和球壳园筒环向应力是轴向应力2倍，最大主应力为环向应力，所以公式中焊接接头系数为纵向焊缝接头系数。而球壳环向应力和径向应力是相等。按中径公式可推导出，球壳壁厚适用范围Pc≤0.6[σ]tΦ，相当于K≤1.353公式中焊接接头系数为所有拼接焊缝接头系数。2、受压元件——封头2.2封头

2.2.1椭圆封头1）应力分布

标准椭圆封头（a/b=2）应力分布：2、受压元件——封头径向应力σr为拉伸应力，封头中心最大，沿径线向封头底边逐渐减小。周向应力σθ封头中心拉伸应力，并沿径线向封头底边逐渐减小，由拉伸应力变为压缩应力，至底边压应力最大。且a/b越大，底部压应力愈大。出于上述考虑，GB150规定a/b≯2.6。所以在内压作用下，封头短轴要伸长，长轴要缩短称之为趋园现象，在曲面与直边相连部分，封头底边径向收缩，园筒径向胀大，在边界力作用下产生附加弯距（弯曲应力），封头上最大应力为薄膜应力和弯曲应力之和。

2、受压元件——封头2、受压元件——封头2.2.1

计算公式

可近似理解为，椭圆封头壁厚是园筒壁厚的K倍。其中：表示为封头形状系数，a/b越大，越扁平，长轴收缩多，变形越大，应力也大。K与Di/2hi关系查表7.12、受压元件——封头3）稳定性在内压作用下，长轴缩短，产生压应力，存在周向失稳可能，标准控制最小厚度来保证。（GB150表7-1下部说明）在外压作用下，短轴缩短，产生压应力，球面部分存在失稳可能，用图表法进行校核计算。2、受压元件——封头2.2封头

2.2.2碟形封头1）应力分布碟形封头由球面、环壳和园筒组成，应力分布与椭圆封头相似。

径向应力

σr为拉伸应力，在球面部分均匀分布，至环壳应力逐渐减小，到底边应力降至一半。

周向应力

σθ在球面部分为均匀分布拉伸应力，环壳上为压缩应力，在连接点到底边逐渐减小，而在球面与环壳连接处最大。碟形壳的应力与变形2、受压元件——封头碟形封头与椭圆封头形状相似，不同点是应力与变形都是不连续的，而且有两个拐点（球面与环壳、环壳与园筒）在两个边界上产生附加力矩（弯曲应力）在内压作用下，球面外凸，环壳内缩，园筒外胀。当r/R越小，球面与环壳处产生应力最大；r/R→1趋于球壳，弯距→0；所以蝶形封头最大应力在球面与环壳过度区。

2、受压元件——封头2）碟形封头的计算公式

Ri/r越大，变形越大，应力也大，所以M随R/r增大而增大，

M与Ri/r查表7-3可近似理解为，蝶形封头壁厚是球壳壁厚的M倍。其中：形状系数，3）稳定性在内压作用下，长轴缩短，产生压应力，存在周向失稳可能，标准控制最小厚度来保证。（GB150表7-1下部说明）在外压作用下，短轴缩短，产生压应力，球面部分存在失稳可能，用图表法进行校核计算。同椭圆形封头2、受压元件——封头2.2封头

2.2.3锥形封头1）定义锥形封头半顶角α≤60°，以大端直径为当量园筒直径(Di/cosα)方法计算（即按当量园筒一次薄膜应力计算）。同一直径处周向应力等于轴向应力2倍；不同直径处，应力是不同的。半顶角α>60°，按园平板计算，此时应力以弯曲应力为主，与薄膜理论不适应的。大端α≤30°采用无折边结构；α>30°带折边小端α≤45°采用无折边结构；α>45°带折边

2、受压元件——封头2）应力分析大端轴向力T2分解成沿母线方向N2和垂直与轴线方向P2。N2

轴向拉伸应力P2

大端径向收缩，产生径向弯曲应力，并使周向应力与压力作用产生周向应力，方向相反而相对减小，所以大端以一次轴向拉伸应力+二次轴向弯曲应力为强度控制条件2、受压元件——封头2）应力分析小端轴向力T1分解成母线方向N1和垂直于轴线方向P1.N1

轴向拉伸应力P1

小端径向张大，产生周向应力。此周向应力与压力作用产生周向应力方向一致，相互叠加，所以小端以一次周向应力+由边界力引起周向应力为强度条件控制值2、受压元件——封头3）计算公式

锥壳厚度

由于受边界条件影响，是否需要在大、小端增设加强段，由GB150图7-11、7-13判断，交点在左边表示二次应力影响不大，不起控制作用，按上式计算即可；当交点在右边时，需增设加强段。大端厚度：小端厚度：Q应力增值系数，体现边界应力作用。通常情况下，锥壳为一个厚度。则应取上述三个厚度中最大值。

2、受压元件——封头2.2封头

2.2.4平盖平盖厚度是基于园平板在均布载荷作用下一次弯曲应力来计算：K为结构特征系数，分固支（焊接）和简支（螺栓）查表7-7。比较两种边界条件下得最大挠度与最大应力，可知：挠度反映板的刚度；应力则反映强度。所以周边固支平盖的最大挠度和最大弯曲应力比周边简支要小，从强度和刚度要求，周边固支比周边简支的为好。主要内容1、总论

2、受压元件

3、外压元件（园筒和球壳）

4、开孔补强

5、法兰6、低温压力容器（附录C）

7、超压泄放装置（附录B）

3.1失稳外压元件承受的压应力，其破坏形式主要是失稳，失稳可分为周向失稳和轴向失稳。周向失稳断面由园形变成波形

轴向失稳轴线由直线变成波形线3、外压元件（园筒和球壳）

周向压缩应力引起轴向压缩应力引起3、外压元件（园筒和球壳）

3.2外压容器的设计外压容器园筒和球壳的设计主要是稳定性计算。外压容器园筒壁厚的计算，主要是为了防止在外压作用下壳体的失稳。为了防止失稳，应使壳体防止失稳的许用压力[P]大于或等于计算压力Pc.园筒稳定安全系数取3.0，球壳稳定安全系数取14.52。1）周向失稳计算外压容器壳体壁厚计算一般采用图算法，根据壳体直径（或半径），计算长度，假设壁厚(δe)和所用材料牌号，利用图表查取系数，然后代入公式得到许用外压力[P]，使[P]≥Pc；否则重新计算直至合格为止。2）轴向失稳计算由园筒或管子的半径，壁厚δe和所用材料牌号，用图表查取系数，代入公式得B值，使计算压力Pc小于或等于许用轴向压缩应力。许用轴向压缩应力取设计温度下材料许用应力[σ]和B值的较小值。3、外压元件（园筒和球壳）

3.3防止外压园筒失稳措施防止外压园筒失稳措施主要有：1）增加园筒壁厚；2）缩短园筒的计算长度；3）设置加强圈。加强圈设置应整圈围绕在园筒上，并要求有足够截面积和组合惯性距。加强圈可设置在容器内部或外部。加强圈和园筒之间连接可采用连续焊或间断焊。间断焊外部不少于园筒周长的1/2，内部不少于1/3。主要内容1、总论

2、受压元件3、外压元件（园筒和球壳）

4、开孔补强5、法兰6、低温压力容器（附录C）

7、超压泄放装置（附录B）

4、开孔补强

4.1适用范围在筒体、封头上开圆孔，椭圆孔或长圆孔。非园孔的a/b≤2。筒体Di≤1500或凸形封头d≤1/2Di(且筒体d≤520mm)筒体Di>1500或锥形封头d≤1/3Di(且筒体d≤1000mm)开孔不仅削弱容器强度，也造成局部应力集中，是造成容器破坏重要因素，所以开孔补强是压力容器设计重要组成部分。

4、开孔补强

4.2开孔补强形式与作用1）型式

两种开孔补强型式——整体补强和局部补强（补强圈）

整体补强增加壳体厚度（经济性差）厚壁管（推荐）整体补强锻件与壳体焊接（嵌入式接管）

GB150P222图J5a），b）局部补强补强圈（推荐）2）作用内压容器——对开孔截面拉伸强度补偿。外压容器——对开孔截面压缩稳定性补偿，防止失稳。

4、开孔补强

4.3开孔补强的规定1）不另行补强的最大开孔直径应满足GB150P758.3规定2）采用补强圈补强要求

σb≤540MPa;δ≤1.5δn;δn≤38mm3）整体补强要求下列情况之一，应采用整体补强（增加壳体厚度或采用补强锻件与壳体相焊）。HG20583钢制化工容器结构规定。

σb>540MPa

δ>1.5δn

δn>38mmPd≥4.0MPaTd>350℃介质为极度，高度危害介质4、开孔补强

4.4开孔补强方法

1）等面积补强法（d≤1/2Di）

原则：有效补强面积大于或等于开孔失去面积式中δ为开孔处计算厚度，注意：对椭圆封头和碟形封头中心部位和边缘部位δ是不同的。4、开孔补强

4.4开孔补强方法

2）压力面积补强法（0.8Di≥d＞0.5Di）原则：有效承压面积上作用力≤许用应力

当壳体、接管、补强圈材料不同时，上述可表达为：[σ]0、[σ]1、[σ]2分别为壳体、接管、补强圈材料的许用应力，MpaAσ0、Aσ1、Aσ2分别为有效补强范围内壳体、接管和补强圈横截面积，mm2

P设计压力，Mpa；AP为补强有效范围内压力作用面积，mm2详见HG20581钢制化工容器强度计算规定主要内容1、总论2、受压元件3、外压元件（园筒和球壳）4、开孔补强

5、法兰6、低温压力容器（附录C）

7、超压泄放装置（附录B）

5、法兰

5.1法兰分类

1）按垫片窄面法兰垫片在螺栓孔内侧（一般采用窄面法兰）宽面法兰垫片在螺栓孔两侧2）按整体性程度松式法兰法兰与筒体未连成整体，如活套法兰、螺纹法兰整体法兰法兰环、锥颈与筒体连成整体，如长颈法兰任意式法兰如平焊法兰（JB4700中，甲、乙型平焊法兰）3）按密封面型式突面法兰由一对平面组成凹凸面法兰由一对相配合的凹面和凸面组成榫槽法兰由一对相配合的榫面和槽面组成环面法兰由一对相配合的环面组成5、法兰

按密封面形式法兰示意图

5、法兰

5.2垫片

1）垫片种类非金属垫片橡胶板、橡胶石棉板、聚四氟乙烯、膨胀石墨等金属垫片纯铝、紫铜、软钢、不锈钢等，用于压力、温度较高场合金属包垫片柔性石墨、石棉板为芯材，外包铜、铝、不锈钢、镀锌铁皮常用于中、低压和较高温度场合。缠绕垫片由金属薄带（0Cr13 、0Cr18Ni9、08F）和填充带（石墨、柔性石墨、聚四氟乙烯）相间缠绕而成，适用较高压力和温度范围。5、法兰

5.2垫片

2）垫片压紧力预紧状态下最小压紧力操作工况下最小压紧力式中，m垫片系数，垫片操作时，为保持密封需要施加于垫片单位有效密封面积上的最小压紧力与内压力比值，即2是系数，m是垫片材料的一个特性，

y垫片比压力，垫片在预紧时，为了消除法兰密封面与垫片接触面间的缝隙，需施加于垫片单位有效密封面积上的最小压紧力。垫片合理设计，应使垫片在预紧和操作状态下所需压紧力尽可能小。5、法兰

5.3法兰设计

1）法兰密封要求法兰是通过紧固螺栓（螺柱）压紧垫片来实现密封，所以法兰设计要防止泄漏，既要保证强度，也要有足够刚性，以保持良好密封性。影响法兰密封因素：a）操作条件，P、T、介质b）螺栓的预紧力c）垫片的性能，应考虑垫片材料对温度及其介质相容性。d）法兰密封面形式e）法兰刚度

5、法兰

5.3法兰设计

2）螺栓螺栓载荷预紧状态：操作状态：螺栓面积预紧时操作时取两者大值作为确定螺栓截面积依据。在螺栓面积A已定情况下，选用小直径螺栓，个数多；选用大直径螺栓，个数少，为保证扳手在周向和径向间距要求，应选取合适螺栓直径，使螺栓中心圆直径最小。螺栓中心圆直径增大，使螺栓预紧力增大，承受弯距增大，不利于密封。5、法兰

5.3法兰设计

3）法兰法兰强度设计的理论有多种，我国法兰设计规范的依据是弹性分析理论，即控制法兰中应力在弹性范围内，以保证法兰的密封要求。（Waters法）工程上法兰设计主要是对法兰轴向应力σH，径向应力σr和周向应力σθ和组合应力的校核。即，5、法兰

5.3法兰设计4）法兰设计的合理性a）选择垫片时，尽可能选择所需压紧力小的垫片，即m、y小的垫片。b）尽可能缩小螺栓中心圆直径，减小法兰力矩的力臂，有利密封；

c）合理设计法兰锥颈（δ1）和法兰环（δf），既保证强度，又有足够刚度，即调整δ1、δf使法兰的各计算应力尽可能接近相应许用应力，趋满应力状态。主要内容1、总论

2、受压元件3、外压元件（园筒和球壳）4、开孔补强

5、法兰6、低温压力容器（附录C）

7、超压泄放装置（附录B）

6、低温压力容器（附录C）

设计温度低于或等于-20℃的钢制压力容器（室外安装无保温的容器，最低设计温度应考虑地区环境温度影响）各国对低温压力容器划分温度界限：受环境温度影响，壳体的金属温度低于或等于-20℃时，也应遵循低温压力容器规定。美国日本、德国法国英国<-30℃<-10℃<-20℃<0℃6、低温压力容器（附录C）

6.1低温低应力工况

设计温度虽低于或等于-20℃,但其周向应力σθ小于1/6σs屈服限，且不大于50MPa时，称低温应力工况。

在低温应力工况下，设计温度加50℃后，高于-20℃则不必遵循低温压力容器规定，可大大降低生产成本，提高经济性。6、低温压力容器（附录C）

6.2低温压力容器对结构设计要求低温压力容器使用温度低，材料由延性状态向脆性状态转变，降低抗冲击性能，易发生脆断，所以对材料有较高冲击试验要求外，对结构也有要求。1）结构简单，减少约束；2）避免产生大的温度；3）减少局部应力集中和形状突变，接管端部要磨圆；4）支座不得直接焊在壳体上；5）开孔补强尽量采用整体补强和厚壁管补强；6）垫片应采用在低温下有良好弹性的材料。6、低温压力容器（附录C）

6.3低温压力容器对材料、焊接、无损探伤、焊后热处理的要求1）对材料要求

受压元件用钢采用镇静态

δ>20mm钢板逐张超探对不同使用温度，进行低温冲击2）对焊接和无损探伤要求

全焊透结构无损探伤比例为50％和100％100％RT或UT检测的容器，其对接接头、T形接头、角焊接缝需进行100％MT或PT检测。焊缝表面不得有咬边3）焊后热处理钢板厚度δ>16mm的碳素钢和低合金钢制容器或受压元件，应进行焊后热处理。主要内容1、总论

2、受压元件3、外压元件（园筒和球壳）4、开孔补强

5、法兰6、低温压力容器（附录C）

7、超压泄放装置（附录B）

7、超压泄放装置（附录B）

压力容器在运行中由于外界因素影响和工艺过程失控，造成超压或超温，容器有可能发生破裂或爆炸等安全事故，超压泄放装置就是在容器一旦超压时会自动泄放，避免事故发生。7.1对泄压装置要求1）动作压力能在设定压力及允许误差范围内2）泄放能力大于或等于容器安全泄放量3）有可靠密封，能保证容器正常工作4）在有效使用期限内能可靠工作超压泄放装置有安全阀、爆破片、及安全阀和爆破片组合。7、超压泄放装置（附录B）

7.2采用爆破片条件符合下列条件之一，必须采用爆破片1）压力快速增长2）对密封要求高3）介质粘稠、有腐蚀性或对阀门有磨损的介质4）其他安全阀不能适用的场合7.3安全阀、爆破片动作压力和容器设计压力关系安全阀动作压力爆破片爆破压力

7、超压泄放装置（附录B）

当采用安全阀与爆破片组合装置时，其中一个泄放装置的动作压力应不大于设计压力，另一个泄放装置的动作压力可提高，但不得超过设计压力的4%。（安全阀动作压力不大于设计压力；爆破片的动作压力不超过设计压力的4％）。安全阀最高开启压力7、超压泄放装置（附录B）

7.4泄放装置的设计

泄放装置设计主要是泄放能力（安全泄放量）计算和排放面积确定。7.5泄放装置的使用1）气体泄放装置应在容器顶部或气体管道上;液体泄放装置应在正常液位下方。安全阀应处在垂直位置；2）容器与泄放装置之间一般不能设置截止阀；3）泄放装置应有足够泄放能力和强度；4）安全阀应定期检验（一般每年检验一次）；爆破片应定期更换（一般2∽3年更换一次）。谢谢！第一节活塞式空压机的工作原理第二节活塞式空压机的结构和自动控制第三节活塞式空压机的管理复习思考题单击此处输入你的副标题，文字是您思想的提炼，为了最终演示发布的良好效果，请尽量言简意赅的阐述观点。第六章活塞式空气压缩机

piston-aircompressor压缩空气在船舶上的应用：

1.主机的启动、换向；

2.辅机的启动；

3.为气动装置提供气源；

4.为气动工具提供气源；

5.吹洗零部件和滤器。

排气量:单位时间内所排送的相当第一级吸气状态的空气体积。单位：m3/s、m3/min、m3/h第六章活塞式空气压缩机

piston-aircompressor空压机分类：按排气压力分：低压0.2～1.0MPa；中压1～10MPa；高压10～100MPa。按排气量分：微型<1m3/min；小型1～10m3/min；中型10～100m3/min；大型>100m3/min。第六章活塞式空气压缩机

piston-aircompressor第一节活塞式空压机的工作原理容积式压缩机按结构分为两大类：往复式与旋转式两级活塞式压缩机单级活塞压缩机活塞式压缩机膜片式压缩机旋转叶片式压缩机最长的使用寿命-

----低转速（1460RPM），动件少（轴承与滑片），润滑油在机件间形成保护膜，防止磨损及泄漏，使空压机能够安静有效运作；平时有按规定做例行保养的JAGUAR滑片式空压机，至今使用十万小时以上，依然完好如初，按十万小时相当于每日以十小时运作计算，可长达33年之久。因此，将滑片式空压机比喻为一部终身机器实不为过。滑(叶)片式空压机可以365天连续运转并保证60000小时以上安全运转的空气压缩机1.进气2.开始压缩3.压缩中4.排气1.转子及机壳间成为压缩空间，当转子开始转动时，空气由机体进气端进入。2.转子转动使被吸入的空气转至机壳与转子间气密范围，同时停止进气。3.转子不断转动，气密范围变小，空气被压缩。4.被压缩的空气压力升高达到额定的压力后由排气端排出进入油气分离器内。4.被压缩的空气压力升高达到额定的压力后由排气端排出进入油气分离器内。1.进气2.开始压缩3.压缩中4.排气1.凸凹转子及机壳间成为压缩空间，当转子开始转动时，空气由机体进气端进入。2.转子转动使被吸入的空气转至机壳与转子间气密范围，同时停止进气。3.转子不断转动，气密范围变小，空气被压缩。螺杆式气体压缩机是世界上最先进、紧凑型、坚实、运行平稳，噪音低，是值得信赖的气体压缩机。螺杆式压缩机气路系统：

A

进气过滤器

B

空气进气阀

C

压缩机主机

D

单向阀

E

空气/油分离器

F

最小压力阀

G

后冷却器

H

带自动疏水器的水分离器油路系统：

J

油箱

K

恒温旁通阀

L

油冷却器

M

油过滤器

N

回油阀

O

断油阀冷冻系统：

P

冷冻压缩机

Q

冷凝器

R

热交换器

S

旁通系统

T

空气出口过滤器螺杆式压缩机涡旋式压缩机

涡旋式压缩机是20世纪90年代末期开发并问世的高科技压缩机，由于结构简单、零件少、效率高、可靠性好，尤其是其低噪声、长寿命等诸方面大大优于其它型式的压缩机，已经得到压缩机行业的关注和公认。被誉为“环保型压缩机”。由于涡旋式压缩机的独特设计，使其成为当今世界最节能压缩机。涡旋式压缩机主要运动件涡卷付，只有磨合没有磨损，因而寿命更长，被誉为免维修压缩机。

由于涡旋式压缩机运行平稳、振动小、工作环境安静，又被誉为“超静压缩机”。

涡旋式压缩机零部件少，只有四个运动部件,压缩机工作腔由相运动涡卷付形成多个相互封闭的镰形工作腔，当动涡卷作平动运动时，使镰形工作腔由大变小而达到压缩和排出压缩空气的目的。活塞式空气压缩机的外形第一节活塞式空压机的工作原理一、理论工作循环（单级压缩）工作循环：4—1—2—34—1吸气过程

1—2压缩过程

2—3排气过程第一节活塞式空压机的工作原理一、理论工作循环（单级压缩）

压缩分类：绝热压缩：1—2耗功最大等温压缩：1—2''耗功最小多变压缩：1—2'耗功居中功＝P×V（PV图上的面积）加强对气缸的冷却，省功、对气缸润滑有益。二、实际工作循环（单级压缩）1.不存在假设条件2.与理论循环不同的原因：1）余隙容积Vc的影响Vc不利的影响—残存的气体在活塞回行时，发生膨胀，使实际吸气行程（容积）减小。Vc有利的好处—

（1）形成气垫，利于活塞回行；（2）避免“液击”（空气结露）；（3）避免活塞、连杆热膨胀，松动发生相撞。第一节活塞式空压机的工作原理表征Vc的参数—相对容积C、容积系数λv合适的C：低压0.07-0.12

中压0.09-0.14

高压0.11-0.16

λv＝0.65—0.901）余隙容积Vc的影响C越大或压力比越高，则λv越小。保证Vc正常的措施：余隙高度见表6-1压铅法—保证要求的气缸垫厚度2.与理论循环不同的原因：二、实际工作循环（单级压缩）第一节活塞式空压机的工作原理2）进排气阀及流道阻力的影响吸气过程压力损失使排气量减少程度，用压力系数λp表示：保证措施：合适的气阀升程及弹簧弹力、管路圆滑畅通、滤器干净。λp

（0.90-0.98）