gb150-1998《《鋼制壓力容器》

1、1,GB150-1998《鋼制壓力容器》,一．范圍、引用標準、總論１．標準的適用范圍（1.1～1.2節(jié)） 適用的壓力范圍 設計壓力P：0.1～35 MPa 真空度：≥0.02 MPa 適用的溫度范圍：鋼材允許的使用溫　度。,2,2.不適用范圍 （1.3節(jié)）3.對超出標準范圍的容器的處理辦法（1.4節(jié)） --包括有限元法在內的應力分析； --驗證性實驗分析（如實驗應力分析、 驗證性液壓試驗）；

2、 --用可比的已投入使用的結構進行對比經驗設計。引用標準；,3,5.總論：（1）容器管轄范圍：（3.3.1節(jié)～3.3.4節(jié)）（2）定義：（3.4節(jié)）1)壓 力 除注明者外，壓力均為表壓力。工作壓力Pw設計壓力Pd 計算壓力Pc最大允許工作壓力[Pw]安全閥的開啟壓力Pz 爆破片的標定爆破壓力Pb,4,2)溫 度金屬溫度 ；工作溫度 ；最高、最低工作溫度；設計溫度；試驗溫度 （3）載荷：經常性載荷；選擇性載

3、荷；（3.5.4節(jié)）（4）厚度：厚度的定義：計算厚度；設計厚度；名義厚度；有效厚度等； （3.4.8節(jié)）,,5,厚度負偏差C1腐蝕裕量C2 C2=NfхdC2； 　　 Nf—設計壽命。單位：年； dC2—腐蝕速率。單位：毫米/年 腐蝕裕量考慮的原則 ：１）與工作介質接觸的筒體、封頭、接管、人（手）孔及內部構件等，均應考慮腐蝕裕量。２）下列情況一般不考慮腐蝕裕量：,6,a、介質對不銹鋼無腐蝕作用時（不銹鋼、不銹復

4、合鋼板或有不銹鋼堆焊層的元件）；b、可經常更換的非受壓元件；c、有可靠的耐腐蝕襯里；d、法蘭的密封表面；e、管殼式換熱器的換熱管；f、管殼式換熱器的拉桿、定距管、折流板和支持板等非受壓元件； g、用涂漆可以有效防止環(huán)境腐蝕的容器外表面及其外部構件（如支座、支腿、底板及托架等，但不包括裙座）。,7,3）腐蝕裕量一般應根據鋼材在介質中的腐蝕速率和容器的設計壽命確定。對有使用經驗者，可以按經驗選取。4）容器的設計壽命除有特殊要求

5、外，塔、反應器等主要容器一般不應少于15年，一般容器、換熱器等不少于8年。腐蝕裕量的選?。?1)容器筒體、封頭的腐蝕裕量a、介質為壓縮空氣、水蒸汽或水的碳素鋼或低合金鋼制的容器，其腐蝕裕量不得小于1.0mm。b、除a以外的其他情況可按下表確定筒體、封頭的腐蝕裕量。,8,筒體、封頭的腐蝕裕量最大腐蝕裕量不應大于6mm，否則應采取防腐措施。,9,2)容器接管（包括人、手孔）的腐蝕裕量，一般情況下應取殼體的腐蝕裕量。3）筒體內側受

6、力焊縫應取與筒體相同的腐蝕裕量。4）容器各部分的介質腐蝕速率不同時，則可取不同腐蝕裕量。5）兩側同時與介質接觸的元件，應根據兩側不同的操作介質選取不同的腐蝕裕量，兩者疊加作為總的腐蝕裕量。6）容器地腳螺栓的腐蝕裕量可取3mm。,10,（5）最小厚度； （3.5.6節(jié)） 1）.對碳鋼和低合金鋼制容器,不小于3mm； 2）.對高合金鋼容器,不小于2mm； 3）.碳素鋼和低合金鋼制塔式容器的最小厚度為2/1000的塔器內直徑,且

7、不小于4mm;對不銹鋼制塔式容器的最小厚度不小于3mm； 4）.管殼式換熱器殼體的最小厚度應符合GB151《管殼式換熱器》的相應規(guī)定。,11,5)復合鋼板復層的最小厚度a.為保證工作介質干凈（不被鐵離子污染）而采用的復合鋼板，其復層厚度不應小于2mm；b.為了防止工作介質的腐蝕而采用的復合鋼板，其復層厚度不應小于3mm； 不銹鋼堆焊層在加工后的最小厚度為3mm。6)對有防腐蝕襯里的碳鋼或低合金鋼制容器，其鋼殼的最小厚度為5mm

8、。,12,（6）焊接接頭系數：（3.7節(jié)）焊接接頭系數φ=焊縫區(qū)材料強度/本體材料強度≤1焊接接頭系數大小與以下主要因素有關：a. 焊接接頭的結構形式 b. 焊接接頭無損檢測的長度比例 （7）壓力試驗：液壓試驗、氣壓試驗（3.8節(jié)）；壓力試驗a.液壓試驗,13,碳素鋼、16MnR和正火15MnVR鋼制容器液壓試驗時，液體溫度不得低于5℃；其他低合金鋼制容器，液壓試驗時液體溫度不得低于15℃。 試驗壓力PT 內壓容器

9、液壓試驗 PT =1.25P 外壓容器和真空容器按內壓容器進行試驗,液壓試驗壓力PT PT =1.25p b.氣壓試驗 碳素鋼和低合金鋼制壓力容器的試驗用氣體溫度不得低于15℃；其他材料制壓力容器，其試驗用氣體溫度應符合設計圖樣規(guī)定。,,,,,,,,,,14,氣壓試驗 PT =1.15P,,外壓容器及真空容器氣壓試驗壓力PT

10、 PT =1.15p,(3)夾套容器,對于帶夾套的容器，應在圖樣上分別注明內筒和夾套的試驗壓力。,對立式容器臥置進行液壓試驗時，試驗壓力應 為立置時的試驗壓力加液柱靜壓力。,15,液壓試驗時，圓筒的薄膜應力校核式σT= ≤ 0.9σsφ(σ0.2),,,,氣壓試驗時圓筒的薄膜應力校核式 σT=,≤0.8σsφ(σ0.2),（8）致密性試驗,致密性試驗有

11、氣密性試驗或煤油滲漏試驗。,16,氣密性試驗壓力一般取 PT=1.0P (空氣或氮氣)對于殼程壓力低于管程壓力的列管式換熱器，如果不能采用提高殼程試驗壓力等于管程試驗壓力的方法，來檢查管子與管板連接的嚴密性時，則殼程、管程按各自要求試驗壓力試壓。然后殼程再以1.05倍殼程設計壓力的含氨體積約1%的壓縮空氣或低壓純氨滲透試驗。,17,煤油滲漏試驗將焊縫能夠檢查的一面清理干凈，涂以白粉漿，晾干后在焊縫另一面涂以煤油，使表面得到足夠的

12、浸潤，經半小時后白粉上沒有油漬為合格.（9）現(xiàn)場組裝大型容器的耐壓試驗：（3.9節(jié)） 對不能按3.8的規(guī)定作出壓力試驗的容器,設計單位應提出確保容器安全運行的措施,經設計單位技術負責人批準,并在圖樣上注明.,18,二．內壓園筒和內壓球殼：☆失效準則容器從承載到載荷的不斷加大最后破壞經歷彈性變形、塑性變形、爆破；因此容器強度失效準則的三種觀點：彈性失效彈性失效準則認為殼體內壁產生屈服即達到材料屈服限時該殼體即失效，將應

13、力限制在彈性范圍，按照強度理論把筒體限制在彈性變形階段。認為圓筒內壁面出現(xiàn)屈服時即為承載的最大極限。,19,塑性失效 它將容器的應力限制在塑性范圍，認為圓筒內壁面出現(xiàn)屈服而外層金屬仍處于彈性狀態(tài)時，并不會導致容器發(fā)生破壞，只有當容器內外壁面全屈服時才為承載的最大極限。 爆破失效 它認為容器由韌性鋼材制成，有明顯的應變硬化現(xiàn)象，即便是容器整體屈服后仍有一定承載潛力，只有達到爆破時才是容器承載的最大極限,20,☆彈性實效準則下的四個

14、強度理論第一強度理論（最大主應力理論） 認為材料的三個主應力中只要最大的拉應力σ1達到了極限應力，材料就發(fā)生破壞。 強度條件：б1 ≤[б]t 第二強度理論（最大變形理論） 認為材料的最大的應變達到了極限狀態(tài)，材料就發(fā)生破壞。 強度條件： εmax≤[ε]第三強度理論（最大剪應力理論）,21,材料的最大剪應力τmax達到了極限應力，材料就發(fā)生破壞。 強度條件：τmax =（σ1-σ3） ≤ [σ] t

15、第四強度理論（剪切變形能理論） 材料變形時，即內部變形能量達到材料的極限值時，材料破壞。 強度條件： σe=√ [(σ1-σ2)2+(σ2-σ3)2+(σ3-σ1)2] ≤[σ] t （1）內壓園筒：（5.2節(jié)）,,22,薄壁圓筒容器在工程中采用無力矩理論來進行應力計算，在內壓P作用下，筒壁承受軸向應力和切向應力（薄膜應力）作用。由于殼體壁厚較薄，且不考慮殼體與其它連接處的局部應力，忽略了

16、彎曲應力， 這種應力稱為薄膜應力。,,23,軸向應力 σz= 切向應力 σt=,,,,按第一強度理論條件得,σ1=σt=,≤[σ] t,,≤[σ]tφ,24,≤[σ]tφ,,由上式 計算厚度:δ=,上式適用于設計壓力P≤0.4[σ]tφ的范圍。,(2)內壓球殼,球形容器在均勻內壓作用下，球形殼體軸向應力和切向應力相等。即 σt =σz =σt ==,,,25,上述公式中，如將D=Di

17、+δ代入并考慮了焊接接頭系數φ，如采用第一強度理論時，即得出,,≤[σ]tφ,所以可求出計算厚度,δ=,,mm;,（3）、設計參數的確定,設計壓力,P≤0.6[σ]tφ,26,容器設計時，必須考慮在工作情況下可能達到的工作壓力和對應的工作溫度兩者組合中的各種工況，并以最苛刻工況下的工作壓力來確定設計壓力。對內壓容器:無安全泄放裝置 時:Pd=(1.0~1.1)PW；裝有安全閥 時:不低于(等于或稍大于)安全閥開啟壓力(安全閥開啟壓

18、力取1.05~1.10倍工作壓力) 裝有爆破片 時:取爆破片設計爆破壓力加制造范圍上限；,27,對真空容器: 無夾套真空容器 :有安全泄放裝置設計外壓力取1.25倍最大內外壓力差或0.1MPa兩者中的小值；無安全泄放裝置設計外壓力取0.1Mpa； 夾套內為內壓:容器(真空)設計外壓力按無夾套真空容器規(guī)定選取;夾套(內壓)設計內壓力按內壓容器規(guī)定選?。? 外 壓 容 器 : 設計外壓力取不小于在正常工作情況下可能產生

19、的最大內外壓力差,28,盛裝液化石油氣或混合液化石油氣的容器 :介質50℃飽和蒸汽壓力低于異丁烷50℃的飽和蒸汽壓力時(如丁烷、丁烯、丁二烯) : 設計壓力取0.79MPa . 介質50℃飽和蒸汽壓力高于異丁烷50℃的飽和蒸汽壓力時(如液態(tài)丙烷)1.77Mpa. 介質50℃飽和蒸汽壓力高于丙烷50℃的飽和蒸汽壓力時(如液態(tài)丙烯)2.16MPa（4）邊緣應力：1）邊緣應力的產生,29,當圓筒形殼與圓球形殼或橢圓形殼相

20、連的零部件受壓后，各自產生的變形是不一致的，稱為變形不連續(xù) ,,相互產生約束這時,,除內壓產生的膨脹外，還會產生附加的彎曲變形。與彎曲相對應，殼壁內將產生彎矩和剪力，對薄壁殼體來說，由此產生的彎曲應力有時比薄膜應力大得多，兩連接件剛度相差越大，產生的應力也將越大,在實際結構中，成以圓筒與平蓋連接時的邊緣應力為最大。該應力由于只發(fā)生在兩連接件的邊界處，所以稱為邊緣效應力或稱為不連續(xù)應力。,30,2) 邊緣應力的特點： 由邊緣力和邊緣力矩

21、引起的邊緣力具有以下兩個特點：局限性自限性3）設計中對邊緣應力的考慮： 由于邊緣應力具有局限性，設計中可以在結構上只作局部處理，例如改變連接處的結構，保證邊緣焊接的質量，降低邊緣區(qū)的殘余應力，避免邊緣區(qū)附加的局部應力集中（如應避免在邊緣區(qū)開孔。）,31,只要是塑性材料，即使邊緣區(qū)應力超過材料的屈服極限，鄰近尚未屈服的彈性區(qū)能夠限制塑性變形的發(fā)展，使容器仍處于安定狀態(tài)（安定性理論）。故大多數塑性材料所制成的容器，如低碳鋼、奧氏體不

22、銹鋼。當受靜載荷時，除在結構上需作某些處理外，一般并不對邊緣應力作特殊考慮。在下列情況下應考慮邊緣應力: a)塑性較差的高強度鋼制壓力容器 b)低溫下操作的鐵素體制的重要壓力容器 c)受疲勞載荷作用的壓力容器 d)受核幅射作用的壓力容器,32,這些壓力容器，若不注意控制邊緣應力，在邊緣高應力區(qū)有可能導致脆性破壞或疲勞。因此必須正確計算邊緣應力并按JB4732-95《鋼制壓力容器分析設計》進行設計

23、 .（5）壓力容器的應力分析設計：1．常規(guī)設計 ：壓力容器設計基本上是采用傳統(tǒng)的設計方法—“常規(guī)設計”。常規(guī)設計是基于彈性失效準則，認為容器內某一最大應力點一旦達到屈服限，進入塑性，喪失了純彈性狀態(tài)即為失效,33,2．分析設計：“分析設計”從設計思想上來說，就是放棄了傳統(tǒng)的彈性失效準則，采用彈塑性或彈性失效準則，允許結構出現(xiàn)可控制的局部塑性區(qū)，采用這個準則，可以合理地放松對計算應力的過嚴限制，適當地提高了許用應力值，但又嚴格地保證了

24、結構的安全性。3．應力分類1）一次應力P 一次應力分為一次總體薄膜應力Pm 一次彎曲應力Pb一次局部薄膜應力PL2）二次應力Q3）峰值應力F,34,4．應力的限制條件 Pm≤[δ]t PL≤1.5[δ]t (極限載荷設計法)Pb+ PL≤1.5[δ]t ； Pm+ PL≤1.5[δ]t Pb+ PL+ Q≤3[δ]t ； Pm+ PL+ Q≤3[δ]t （安定性準則）P+Q+F≤Sa

25、（許用應力幅）極限載荷設計法是指：只有結構整體屈服了，才是最終達到失效的狀態(tài)，即塑性失效觀點。,35,安定性準則：安定性準則是指：結構在載荷、溫度等反復變化中，不會導致塑性的連續(xù)循環(huán)，即只有在笫一次加載過程中出現(xiàn)一定量的塑性變形，以后循環(huán)中（反復加載）不再出現(xiàn)塑性，仍處于彈性循環(huán)中，即稱“安定”。如果，仍出現(xiàn)塑性，并有塑性循環(huán)出現(xiàn)，稱為“不安定”。（假定材料為理想的彈-塑性體 ),36,三.外壓園筒及外壓球殼：1．概述：承受外壓的

26、圓筒，其失效方式有二種：一是因強度不足而導致破壞，另一是因為剛度不足而引起失穩(wěn) 所謂失穩(wěn)，是指容器所受的外壓達到某種極限時，（即：達到臨界壓力PCr時）容器突然失去原來的形狀，而出現(xiàn)有規(guī)則的波形，在卸去外壓后，仍不能恢復原來的形狀。外壓圓筒失穩(wěn)可分為：周向失穩(wěn)和軸向失穩(wěn)二種形式。,37,對軸向失穩(wěn)，主要表現(xiàn)在臥式容器與直立設備，失穩(wěn)時的臨界壓力與園筒長度無關。對周向失穩(wěn)，失穩(wěn)時，如出現(xiàn)三個以上的波形（n≥3）謂之“短園筒”，如出現(xiàn)

27、二個波形（n=2）謂之“長園筒”。 既然外壓圓筒有周向失穩(wěn)和強度破壞二種可能，究竟哪個在先？與圓筒的“厚”“薄”有關：a．當為薄壁圓筒時，（δe/DO≤0.1即DO/δe≥10；GB150-1998改為20）總是失穩(wěn)在先，所以，從設計角度，只需進行穩(wěn)定性設計，而不必進行強度設計。,38,b．當為厚壁圓筒時，（δe/DO≥0.1即DO/δe≤10；GB150-1998改為20）則周向失穩(wěn)和強度失效，哪個在先并無定論，所以，從設計角度，

28、則同時考慮穩(wěn)定性和強度二個方面。 c．外壓球殼也是如此，但通常球殼δe/DO≤0.1，所以，從設計角度，只需考慮其穩(wěn)定性。穩(wěn)定安全系數m為保證安全，必須使許用外壓力低于臨界外壓力，即[P]=Pcr/m,39,式中穩(wěn)定安全系數m=3（圓筒體）2．圓筒的臨界壓力及其計算容器失穩(wěn)時的壓力稱臨界壓力，以Pcr表示。 圓筒體臨界壓力的計算 長圓筒臨界壓力 Pcr=2.2E (,,,短圓筒臨界壓力,40,Pcr

29、=2.59E,,圓筒的臨界長度:,2.2E(,=2.59E,,得 ： Lcr=1.17D √D/δe,,臨界長度是長、短圓筒的分界線，也是計算臨界壓力選擇公式的的依據。當實際圓筒計算長度L＞Lcr屬長圓筒，若L＜Lcr則屬短圓筒。,41,L：計算長度（GB150-1998 P.28 圖6-1）薄壁外壓球殼的臨界壓力式：從薄壁殼體的穩(wěn)定性理論可以導得： Pcr=1.21E（δ/R）2 從設計角度，Ri→R δe→

30、δ 并取球殼的穩(wěn)定系數m=14.52所以,許用外壓力 [P]= Pcr/m=1.21(δe/ Ri)2/14.52=0.0833E(δe/ Ri)2,3.GB150-1998的設計方法：,42,1)外壓園筒外壓管子：（6.2.1節(jié)）a）D0/δe≥20的園筒和管子；是薄壁圓筒，周向失穩(wěn)在先，所以只校核周向失穩(wěn)。b）D0/δe≤20的園筒和管子；是厚壁圓筒，周向失穩(wěn)與強度失效都要算，在GB150-1998 P.29 （6

31、-4）式前一項是考慮周向失穩(wěn)時，其許用外壓力；后一項是考慮到壓縮強度失效其許用外壓力；二者取其小值。 2）外壓球殼的計算：半球形封頭；橢圓封頭（6.2.2節(jié)）,43,四.封頭：1.橢圓封頭的設計：（7.1.2節(jié)） 從承受內壓橢圓殼體的應力分析可知,橢圓封頭上各點的應力是不等的(因為各點的曲率半徑不一樣),它與各點的座標(X,Y)有關,并與封頭長短軸之比a/b有關. 對標準橢圓封頭a/b=2 , 在封頭頂

32、點: σt =σZ =Pa/δ 在封頭底邊: σt =-Pa/δ; σZ= Pa/2δ,44,可以這樣理解:橢圓封頭最大應力在封頭頂部σt = Pa/δ其值相當于直徑D=2a的球形封頭應力的二倍,但從設計角度講,要考慮到封頭和筒體連接處的邊緣應力,這個包括邊緣應力在內的總應力為封頭頂部薄膜應力的K倍.所以,橢圓封頭最大總應力即為球殼的2K倍 所以δ=,

33、,為了使這部分殼體不致于失穩(wěn)，對于K≤1的橢圓形封頭，其有效厚度應不小于封頭內直徑的0.15%。K>1的橢圓形封頭的有效厚度應不小于0.30%Di。,45,2.碟形封頭的設計：（7.1.3節(jié)） 碟形封頭是由三部分組成。第一部分是以半徑為Ri的球面部分，第二部分是以半徑為Di/2的圓形部分，第三部分是連接這兩部分的過渡區(qū)，其曲率半徑為r。Ri與r均以內表面為基準。,由于第一部分與第三部分是兩個不同的曲面，故在交點ｂ處曲率半徑有一個

34、突然的變化，在b點處不僅由內壓引起的拉應力，還有邊緣力矩引起的邊緣彎曲應力；在過渡區(qū)和圓筒部分交界點a處也有緣應力存在，其邊緣應力的大小與Di/r有關。當r/Di之比值愈小，即曲率變化愈厲害，則邊緣應力愈大。,46,標準規(guī)定碟形封頭球面部分的半徑應不大于封頭的內直徑。通常取Ri=（0.9或1）Di，這樣碟形封頭球面部分的應力與圓筒切向應力σt相近。即球面部分的厚度與圓筒厚度相近，便于制造 .同時還規(guī)定碟形封頭過渡區(qū)半徑r不小于封頭內直徑

35、的10%，這樣就控制r/Di的大小，也就控制了邊緣應力大小。為了計算方便以球頂部分應力為基礎，乘以折邊部分的形狀系數M，得出碟形封頭的強度計算公式。 σ=MPR/2δ考慮焊接接頭系數φ，并用R=Ri+δ代入上式，簡化后得:,47,δ=,,3.球冠形封頭的設計：（7.1 .4節(jié)）,由于無過渡區(qū)，在連接邊緣有較大邊緣應力，要求封頭與筒體聯(lián)接處采用全焊頭結構，計算公式以圓筒公式為基礎，計入球殼與筒體聯(lián)接處的局部應力。

36、,δ=,,系數Q根據Ri/Di Pc/[σ]tφ來查取,48,4.錐殼：（7.2節(jié)） 錐形封頭有軸對稱的無折邊錐封頭和折邊錐形封頭以及非軸對稱的無折邊斜形封頭。,,帶折邊的錐形封頭由三部分組成，即錐形部分、半徑為r或rs的圓弧過渡部分和圓筒部分過渡部分是為了降低邊緣應力,49,對于軸對稱的錐形封頭大端當錐殼半頂角α≤30℃時，可以采用無折邊結構；當α＞30℃時，應采用帶過渡段的折邊結構;當α＞60℃時，按平蓋計算.,軸

37、對稱內壓無折邊錐形封頭,根據第一強度理論得 σ1=σt=,≤[σ]t,,,將D=Di+δ代入上式，并考慮焊縫系數φ,得出錐形封頭的厚度計算公式,50,δ=,,上式無折邊封頭適用于α≤30℃時,當無折邊封頭α＞30℃時，邊緣彎曲應力較大，錐體與筒體連接處應考慮另行加強或采用有折邊錐形封頭。,2.軸對稱內壓折邊錐形封頭。,大端折邊錐形封頭厚度計算應包括兩部分(1)過渡段壁厚,51,δ =,,(2)與過渡段相接處的錐殼厚度,δ =,,

38、mm,mm,與過渡相接的錐殼和圓筒的加強段厚度應與過渡段厚度δγ相同。,錐殼加強段的長度應不小于,,圓筒加強段的長度應不小于,,52,受壓斜錐殼的強度計算見化工部頒發(fā)的HG20582-1998《鋼制化工容器強度計算規(guī)定》。,5．平蓋：（7.4.2節(jié)）,,σmax,,=0.309P(D/δ)2 最大應力在中心(簡支),σmax,,=0.188P(D/δ)2 最大應力在周邊(固支)；,53,σmax =KPD2/δ2≤ [σ]tφ,δp=,

39、,五．開孔補強： 1．開孔補強的理論基礎：,1.在容器上或封頭上開孔會引起如下三方面問題： a）由于開孔而引起殼體承載面積的削弱； b）由于開孔而在孔邊引起應力集中； c）由于開孔，殼體和接管分別引起不不連續(xù)應力。,54,2）等面積補強的基本出發(fā)點： a）對于內壓殼體，因開孔而引起殼體所削弱的承載面積，要求在“補強有效區(qū)”內，補充以同樣數量的補截面積； b）對于外壓殼體或平封頭，因開孔而

40、引起殼體或平封頭所削弱的承載抗彎斷面模量EJ，要求在“補強有效區(qū)”內，補充以同樣數量的抗彎斷面模量，但為了計計算方便與統(tǒng)一，均換算成截面積的形式進行。,2．等面積補強設 計：,55,1.開孔削弱面積A 內壓圓筒體與球殼 A=dδ+2δδet(1-fr) 式中d——考慮腐蝕后的開孔直徑d=di+2C,δet——接管名義厚度C——壁厚附加量fr——強度削弱系數，等于設計溫度下接管材料與殼體材料許用應力之比，

41、當該比值大于1.0時，取fr=1.0。,δ——殼體開孔處計算厚度,56,對于橢圓形封頭，開孔位于以封頭極點為中心的80%封頭內直徑范圍內δ=PK1Di/2[σ]tφ-0.5P，K1—折算系數，查表7-2錐殼δ計算是以殼體開孔處內直徑代替錐殼計算厚度中的Dc外壓圓筒體與球殼開孔削弱面積A是外壓圓筒體與球殼1/2平板蓋開孔補強:平蓋開孔直徑d≤1/2D A=0.5dδp,57,1.補強范圍,2.補強金屬面積,采用補強圈結構補強時，應遵

42、循以下規(guī)定：,鋼材的標準抗拉強度σb≤540MPa；,2.補強圈厚度應小于或等于1.5δn,3.殼體名義厚度δn≤38mm。,3.不另行補強的最大開孔直徑,5．大開孔的補強設計：,4.允許開孔的范圍,58,六．法蘭,（1）標準： JB4700-2000～JB4707-2000,a.JB4701-2000 僅適用于公稱壓力0.25～1.6Mpa；工作溫度-20℃～300℃的鋼制壓力容器甲型平焊法蘭。,b.JB4702-2000 僅適

43、用于公稱壓力0.25～4.0Mpa；工作溫度-20℃～350℃的鋼制壓力容器乙型平焊法蘭。（標準適用腐蝕裕量≤2mm，當腐蝕裕量=3mm時應加厚短節(jié)厚度2mm）。,59,c.JB4703-2000 僅適用于公稱壓力0.6～6.4Mpa； 工作溫度-70℃～450℃的鋼制壓力容器長頸對焊法蘭。（標準適用腐蝕裕量≤3mm；）,標準的適用范圍及選用標準時應注意的問題；材料和使用溫度。,（2）法蘭連接是一個組合件，所以各零件（法蘭、墊片、緊固

44、件）必須達到合理的匹配才能保證密封效果，JB4700-2000表2列出了它們的匹配關系。,60,法蘭設計包括下列內容：1)墊片壓緊力：,在預緊狀態(tài)下需要的最小墊片壓緊力：,FG=Fa=3.14DGby,b.在操作狀態(tài)下需要的最小墊片壓緊力：,FG= Fp=6.28DGbmPC N,N,其中:y—墊片的比壓力,比壓力y是保證初始密封所必須施加在墊片單位有效接觸面積上的最小壓緊力。,單位 Mpa；,61,它只與墊

45、片的結構、形狀和材料有關。因此，比壓力y是墊片的一種力學性能。,m—墊片系數，為無因次量；,在操作狀態(tài)下，為保證密封，而不發(fā)生泄漏，必須施加在墊片單位有效接觸面積上的最小壓緊力稱為：最小殘余壓緊力бg，墊片系數m就是最小殘余壓緊力與內壓的比值；m=бg/P；,對于不同的材料、不同形狀的墊片是不同的，但對同一材料、同一形狀的墊片卻是一個常數，因此它是墊片的另一個力學性能。,62,2）螺栓a）螺栓的布置b）螺栓載荷:,在預緊狀態(tài)下需要的

46、最小螺栓載荷： Wa=Fa=3.14 DGby N,在操作狀態(tài)下需要的最小螺栓載荷： Wp=F+Fp=0.785DG2PC+6.28DGbmPC N,c)螺栓面 積,在預緊狀態(tài)下需要的最小螺栓面積：Aa=Wa/[б]b mm,63,在操作狀態(tài)下需要的最小螺栓面積：Ap=Wp/[б]bt mm,需要的螺栓面積: Am= Aa與 Ap之大值.,實際螺栓面積: Ab≥

47、Am,d)螺栓設計載荷:,預緊狀態(tài)下螺栓設計載荷為: W=(Am+ Ab)/2 х[б]b N,操作狀態(tài)下螺栓設計載荷為: W=WP,N,3)法蘭 a)法蘭力矩的計算,64,法蘭預緊時,法蘭力矩: Ma=FG .LG = (Am+ Ab)/2 х[б]b . LG N.mm,法蘭操作力矩: MP=FDLD+ FTLT+ FGLG N.mm,b)法蘭設計力矩計算: MO= Ma