D类压力容器设计知识填空题

D类压力容器设计知识填空题
一、设计总论
1、按无力矩理论求得的应力为薄膜应力，薄膜应力是沿壁厚均匀分布的。

2、容器计算中所用的弹性名义应力是指材料进入塑性后，假定应力与应变关系仍服从虎克定律。

3、内压筒体壁厚计算公式适用于单层、多层、热套筒体的计算。

4、在GB150中，是以 Do/δe≥20 为界线区分薄壁圆筒和厚壁圆筒的。

5、压力容器的常见破坏型式有：塑性破坏、脆性破坏、疲劳破坏、蠕变破坏、腐蚀破坏等。

6、压力容器的失效形式有三种：强度失效、刚度失效和稳定性失效。

7、压力容器的失效准则有三种：弹性失效、塑性失效和爆破失效。

8、GB150采用的是弹性失效准则，以壳体的基本薄膜应力不超过材料的许用应力值，而由于总体结构不连续的附加应力，则以应力增强系数引入壁厚计算。

9、GB150在总体上采用的是常规设计方法，但在某些局部处也体现了应力分析的设计方法。

10、内压圆筒计算方法虽有所不同，但大体都是以中径公式为基础导出的。

11、内压圆筒壁厚计算公式的理论依据是第一强度理论;公式的适用范围是计算压力P c≤0.4［σ］tφ，这也是GB150适用于厚壁圆筒的限制条件。

12、任何情况下，容器壳体的名义厚度不得小于最小厚度与腐蚀裕量之和。

13、容器筒体的最小壁厚是由强度、刚度、稳定性确定的。

壳体加工成形后的最小厚度是为满足制造、运输、安装过程中刚度要求而规定的。

14、计算压力是指在相应设计温度下，用以确定容器各个受压元件厚度的压力，它包括液柱静压力。

15、对于同时承受两个室压力作用的受压元件，其设计参数中的计算压力应考虑两室间可能出现的最大压力差。

16、压力容器的设计压力用来确定容器的试验压力和类别；设计温度是容器选材和确定材料许用应力的基本设计参数。

17、最大允许工作压力是根据容器壳体的有效厚度计算所得，且取各受压
元件的最小值。

18、压力容器的设计寿命是从腐蚀欲量中体现出来的。

19、内压锥壳的壁厚计算是将锥壳作为当量圆筒处理，其中圆筒内径D i以
D c COSα代替，D c为锥壳大端直径。

20、在内压作用下，周边简支的圆平板，最大应力发生于中心；周边固支
的圆平板，最大应力发生于边缘。

21、压力容器的主要受压元件是指主要承受总体一次薄膜应力的元件;容器的支座垫板属于非受压元件。

22、介质为易燃易爆时，容器上必须装设静电接地板，接地电阻≤10Ω，其材质一般采用不锈钢。

二、材料
1、对塑性较好的钢材，其拉伸线上往往存在上屈服点和下屈服点，而一
般则把下屈服点作为屈服极限。

2、采用GB713-2008规定的材料进行设计时，须考虑计入钢板厚度负偏差。

3、碳素钢和碳锰钢在温度高于425℃下长期使用时，应考虑钢中碳化物相的石墨化倾向。

避免这种倾向的有效方法是：①.适当提高容器壳体的厚度；②.选用适合于中温条件下使用的压力容器用Cr-Mo钢。

4、Q235-B的金相组织为铁素体。

适用于设计压力P≤1.6MPa；使用温度
为0～350 ℃；用于壳体时，板厚≤20 mm；不得用于毒性程度为极度
或高度危害介质的压力容器。

5、Q345R的使用压力为不限，使用温度为：-20～475 ℃；在热轧状态下
的金相组织为铁素体加珠光体。

当用于壳体的厚度＞30mm时，应采用正
火板；且容器需进行焊后退火热处理。

6、奥氏体不锈钢的使用压力为不限，使用温度为：-196～700 ℃；其金
相组织为奥氏体；且应在固熔状态下使用。

7、奥氏体不锈钢一般可用于：①介质腐蚀性较强；②防铁离子污染；③
设计温度＞500℃的耐热钢或设计温度＜-100℃的低温用钢。

8、奥氏体不锈钢在使用温度高于525℃时，钢中的含碳量应≥0.04% ；
即此时不能采用超低碳不锈钢（其含C量≤0.03%）。

9、当设计温度≥-196℃时，奥氏体不锈钢容器均为非低温压力容器。

10、钢材的使用温度≤-20℃时，应按规定作夏比低温冲击试验。

奥氏体不锈钢的使用温度≥-196℃时，可免做冲击试验。

11、奥氏体不锈钢板许用应力值有两项，一项高值，一项低值，高值适用
于允许产生微量永久变形的元件(如筒体等)，低值适用于不允许产生微
量永久变形的元件(如设备法兰等)。

12、奥氏体焊接钢管的许用应力为相应钢号许用应力的0.85倍。

13、压力容器在按 GB4237 选用厚度大于4mm高合金钢(奥氏体钢)时，图样
或相应的技术文件应注明为压力容器用钢板；对厚度不大于4mm时，设
计单位应注明钢板表面质量的组别。

14、引起奥氏体不锈钢产生晶间腐蚀的电解质主要是酸性介质；提高奥氏体不锈钢抗晶间腐蚀能力的措施有①降低含碳量（采用超低碳不锈钢）、
②固熔化处理(温度1100℃)、③添加稳定化元素（如Ti、Ni）等方法；一般采用超低碳不锈钢材料。

15、容器用钢在与温度为200℃以上的氢介质接触时，应考虑氢腐蚀问题，此时不能采用碳钢和低合金钢，而应采用奥氏体不锈钢。

16、GB150中可直接选用的中温钢板的钢号为15CrMoR和14Cr1MoR。

17、压力容器锻件级别的确定要考虑截面尺寸和介质毒性程度两个因素，
如介质为极度或高度危害时，使用的锻件级别不低于Ⅲ级；压力容器
上的锻件级别不低于Ⅱ级，非承压锻件可选用Ⅰ级。

18、 GB/T8163适用于P＜10MPa/T＜350℃,管壁厚≤10, 非高度危害介质。

三、焊接与热处理
1、判定压力容器是否需要焊后热处理的因素是：材质、板厚和介质毒性。

2、焊后热处理的主要目的是消除过大的焊接应力和避免应力腐蚀。

3、焊后热处理的厚度是指母材（筒体和封头）的名义厚度，母材厚度不等时指的是较薄的板厚。

4、奥氏体不锈钢制压力容器一般不需进行焊后消除应力的热处理。

5、固定管板换热器的焊后整体热处理是指壳体，不包括管箱和头盖（与
壳体连为一体的管箱和头盖除外），其方法主要采用分段热处理。

6、应力腐蚀是指金属在拉应力和腐蚀介质共同作用下（并有一定的温度
条件）所引起的脆性开裂；防止措施主要采用焊后消除应力热处理。

7、焊后热处理应在焊接工作全部结束并检测合格后，于耐压试验之前进行。

8、根据GB150－98的规定，对于堆焊焊缝表面，采用的无损检测方法是
磁粉或渗透检测。

9、人无法进入内部施焊的容器，其终环缝可采用氩弧焊打底电弧焊盖面
的全焊透结构或带垫板的单面焊结构。

10、焊接接头修磨后的厚度应不小于设计厚度。

四、开孔与补强
1、压力容器壳体上的开孔形状应为圆形、椭圆形或长圆形，且孔的长径
与短径之比应不大于 2 。

2、圆筒上的切向接管与圆筒的内壁相贯线是非圆形的，开孔补强计算时，开孔直径取短轴直径加两倍的壁厚附加量。

3、椭圆封头上的所有开孔，应选用不同的计算方法进行开孔补强计算。

4、GB150规定椭圆形或碟形封头在过渡区可以开孔。

5、GB150-1998中开孔补强采用的方法是等面积补强法。

6、容器壳体的开孔补强结构形式有两种：补强圈补强和整体补强。

7、JB/T4736《补强圈》适用于：设计压力＜6.4MPa、设计温度≤350℃，
一般不用于介质毒性程度为极度或高度危害的压力容器。

8、补强圈补强补的只是有效补强宽度范围内的金属面积。

9、整体补强的形式有：增加壳体的厚度、厚壁管、整体补强锻件。

10、当容器壳体的有效厚度≥两倍的计算厚度时，壳体则已被整体补强。

11、等面积开孔补强计算中，外压容器和平板的开孔补强面积均须减半。

12、压力容器壳体上的开孔超过GB150规定的最大开孔直径时，可考虑采
用HG20582中的压力面积法进行补强，或采用应力分析。

五、封头
1、椭圆封头在内压作用下，既有强度问题，又有稳定问题，封头厚度是根据强度进行计算的，对它的稳定是通过限制封头的最小有效厚度的方法加以控制。

2、椭圆封头上不同部位开孔后（分过渡区和球壳区），进行开孔补强计算时，其壳体计算厚度的取值不同，可分别取封头计算厚度和当量球壳计算厚度。

3、椭圆封头在外压下的稳定性是针对封头的球面部分考虑的，按当量球壳计算，对标准椭圆封头其当量球壳外半径等于0.9倍的封头外直径。

4、标准椭圆封头的有效厚度不小于3 mm，主要原因是保证标准椭圆封头的刚度要求。

5、在椭圆形或蝶形封头过渡区开孔时，其孔的中心线宜垂直于封头表面。

6、标准椭圆形封头的长短轴之比为2。

按封头规格大小不同,其制作方式有整板成形、先拼板后成形、分辨成形后组焊等三种。

7、锥形封头主要用于变速或方便卸料；依半顶角分为：30°（无折边）、45°（大端折边）、60°（大、小端折边）；若不带过渡段的折边结构，则应按应力分析的方法进行设计。

锥形封头的主要制造方法是卷焊。

8、若容器纵环缝要求20%无损检测,封头拼缝100%无损检测,则封头厚度计算公式中的焊接接头系数取为0.85。

六、法兰与紧固件
1、法兰的压力-温度表，是指法兰在不同工作温度下所能承受的最大无
冲击工作压力。

2、甲型平焊法兰一般采用钢板制作，由于其最大厚度有限，所以只适用于低压场合，为此只宜配用非金属软垫片。

3、乙型平焊法兰短节的材料应与法兰材料相同，如不相同，其强度级别应不低于法兰材料。

4、对于长颈压力容器法兰，当工作压力≥0.8 倍标准规定的最大允许工作压力时，法兰与对接筒体的焊接接头必须进行100%RT或UT。

5、板式平焊管法兰一般不使用在易燃易爆和高度、极度危害的场合。

6、当压力容器的设计温度≥400℃时，其管法兰应采用对焊法兰。

7、在法兰设计计算中，增大法兰锥颈尺寸，则轴向弯曲应力σH下降，径向弯曲应力σR增大，环向应力σT减小。

8、法兰计算中的最大径向应力σR发生在法兰环与锥颈连接面的内径处。

9、当法兰的径向应力σR超过许用值时，宜增大法兰的厚度进行调节，而增加锥颈厚度，相反会使σR增大。

10、压力容器法兰连接的螺栓，其安全系数比其它受压元件的安全系数大。

11、螺柱与螺母应有一定的硬度差，可通过选用不同强度的钢材来实现。

12、当螺栓中心圆直径D b受法兰径向结构要求控制时,为紧缩D b宜改选直
径较小的螺栓。

13、法兰设计压力较高时，如选用强度较低的螺栓，会因所需螺栓面积增大而增大，使螺栓中心圆直径增大，导致法兰力矩的力臂增大，造成法兰设计的不合理。

14、设备主螺栓采用35CrMoA材质时，应在调质状态下使用。

15、选用垫片的材料和类型时, 应考虑被密封介质的压力、温度和腐蚀性。

16、垫片起到有效密封作用的宽度位于垫片的外径侧。

17、法兰预紧装配后，垫片内径处压紧力减小，外径处压紧力增大。

18、两个不同垫片，它们的形状和尺寸均相同，且都能满足密封要求，则选用垫片系数m值较小的垫片为好；垫片越硬，m值越大。

19、法兰的设计压力较高时，一般应选用m和y较大的垫片；当垫片的预紧载荷远大于操作载荷时，宜改选m和y较小的垫片。

20、较软的垫片一般m值较小，y值较小。

七、压力试验
1、对于带有超压泄放装臵的容器，如提出气密性试验的要求，则还应给
出该容器的最高允许工作压力。

--（《固定式容规》）2、一般低、中、高压容器均选用弹簧式安全阀；容器内介质为有毒或易燃易爆时，应选用封闭弹簧式安全阀。

3、对于盛装液体的容器，应选用微启式安全阀。

4、容器内的压力若有可能小于大气压力，该容器又不能承受此负压条件时，容器上应装设防负压的泄放装臵。

5、确定容器试验压力时，式中P为容器的设计压力或最大允许工作压力。

6、对于有两个压力腔组成的压力容器,应在图样上分别注明两个压力腔
各自的试验压力,并校核相邻壳壁在试验压力下的稳定性。

7、立式容器（含塔器）卧臵进行液压试验时，试验压力应为立臵时试验压力加上设备的液柱静压力。

8、容器的试验温度是指压力试验时容器壳体的金属温度。

9、液压试验时，液体的温度须高于材料的脆性转变温度。

10、由于高温容器都是在常温下进行压力试验，因此其试验压力应乘以温度修正系数，以维持预期达到的应力水平。

八、外压容器
1、外压及真空容器的主要破坏形式是失稳；所以经常只对外压容器的稳定性进行校核计算，而不考虑其强度问题。

2、按外压容器的受力方向和失稳时的变形特征，有周向失稳和轴向失稳两种形式。

3、外压容器圆筒和球壳的设计主要是稳定性计算。

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。

--（周向失稳后容器断面由圆形变为波形）
②.轴向失稳计算：由圆筒或管子的半径，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≤许用轴向压缩应力。

许用轴向压缩应力取设计温度下材料的许用应力[σ]t和B值的较小值。

--（轴向失稳后容器轴线由直线变为波线）4、外压计算中，只有当加强圈有足够大的惯性矩时，其加强作用也大，此时才能改变圆筒的外压计算长度。

5、外压容器设臵加强圈的目的是减小计算长度，提高容器抗失稳的能力。

6、外压容器加强圈因起加强作用而必须围绕整个圆周，不得断开，
并采用连续焊或间断焊。

7、带夹套的容器在确定夹套的试验压力后，需校核内筒在夹套试验外压下的稳定性；若不能满足，则在夹套压力试验时内筒必须保压。

8、当反应容器内筒中为易燃易爆介质时，搅拌电机应采用防爆电机，轴封形式应采用机械密封，且设备还需静电接地。

九、卧式容器
1、卧式容器计算中，圆筒的许用轴向压应力应取设计温度下材料的许用
应力[σ]t和B 值的较小值。

2、在卧式容器的强度计算中，若考虑地震力和其它载荷的组合时，壳壁
的应力允许不超过许用应力的1.2倍。

3、卧式容器鞍座处筒体会发生扁塌现象，所以鞍座处筒体上方避免开大孔。

4、鞍座垫板中心开一通气孔的目的是有利于焊接或热处理时气体的排放。

5、卧臵容器圆筒轴向最大弯矩位于圆筒中间截面或鞍座截面，而最大剪
应力出现在鞍座截面处。

6、在进行卧式容器设计时，应进行壁厚计算及支座反力、筒体轴向应力、筒体切向剪应力和圆筒周向应力计算及校核。

7、卧式容器的强度计算中：σ1、σ2、σ3、σ4是筒体轴向应力；τh是
封头切向应力；σ5、σ6、σ7、σ8是筒体周向应力；σ9是鞍座腹板有
效断面内的水平方向平均拉应力。

8、卧式容器强度计算中，校核无加强圈圆筒的周向应力时，所需的圆筒
有效宽度与支座的轴向宽度、筒体平均半径、筒体名义厚度参数有关。

十、换热容器
1、由于换热管精度的影响，GB151将管束分为Ⅰ级管束和Ⅱ级管束；奥氏体不锈钢和铜换热管束则属于Ⅰ级管束。

2、U型管换热器是唯一适用于高温、高压和高温差的换热器。

3、对于U型管换热器，其换热面积一般不包括其弯管段的面积，当需要把弯管部分计入换热面积时，则应使U型端的壳体进（出）口安装在U型管末端以外。

4、GB151中碳素钢或低合金钢圆筒的最小厚度数据中包括了厚度附加量。

（其中腐蚀欲量按 1 mm考虑）
5、换热器圆筒公称直径DN≤400时，可用钢管制作。

GB151中管箱和外头
盖短节的长度，可不遵循GB150中300mm的最小拼接筒节长度的限制。

6、当地震力或风载与其它载荷组合时，立式换热器壳壁的应力允许不超过许用应力的1.2倍。

7、金属温度是指受压元件沿截面厚度的平均温度;可按附录F计算或估算。

8、管板厚度＞60mm时，宜采用锻件。

拼接管板的焊缝需100% X射线无损检测,Ⅱ级合格;且除奥氏体不锈钢外,均需进行焊后热处理。

9、管箱平盖的计算方法与一般圆平板的方法不同，它不仅按通常平板的
公式计算强度所需的厚度，而且还按刚度要求计算厚度，取其大值。

10、固定管板式换热器中管板的强度计算，适用于管板周边不布管区较窄（k≤1）的情况；当k＞1时，可采用增大管间距或增加管数的方法。

11、管板设计中，若管板应力超过许用应力，为使其满足强度要求，可以采用增加管板厚度或设臵膨胀节进行调整。

12、固定管板换热器在增设膨胀节后，若计算仍无法满足时，则应修改换
热器的结构型式，如改用U型管式或浮头式等型式的换热器。

13、固定管板换热器管板计算中，按有温差的各种工况计算出的壳体轴向
应力或换热管轴向应力或换热管与管板之间的拉脱力中任一项不能满足
强度条件时，就需设臵膨胀节。

膨胀节材料一般采用不锈钢。

14、在管壳程温差很小而无需考虑温差应力时，固定管板式换热器不需设臵膨胀节，可使用在很高的压力（P＞6.4MPa）场合，此时也可管板、管箱和壳体三者做成整体。

15、不带膨胀节的固定管板换热器，在壳程压力(正压)作用下，管子的轴
向应力为拉应力，壳体的轴向应力为压应力。

16、立式固定管板换热器的支座平面应高于设备的重心和膨胀节。

17、膨胀节设计的关键两点是：有足够的强度和必要的挠性。

18、不锈钢堆焊管板的复层中的过渡层应采用超低碳不锈钢焊条来堆焊。

19、采用堆焊制作的管板与平盖，覆层厚度可以计入管板厚度进行计算。

20、管壳式换热器双管板结构型式适用于管壳程介质严禁混合的场合。

21、当管壳程介质不同时，夹持管板两侧的垫片可以采用不同材料；为防
止预紧时较软垫片不被压坏，可采用带肩螺柱进行连接。

22、GB151-1999中换热管失稳校核计算，只有在换热管的轴向应力为负值时，才需进行。

23、换热管中心距一般≥1.25倍的换热管外径；当采用强度焊时应向下圆整；当采用强度胀时应向上圆整。

24、GB151中规定固定管板或U型管换热器最外层换热管表面至壳体内壁的
最短距离一般不小于8 mm。

25、GB151规定换热管拼接时，对接后的换热管应逐根作液压试验，试验压力为设计压力的两倍。

26、换热器设计中强度胀的开槽是为了增加管板与换热管之间的拉脱力；
而对管孔的粗糙度要求是为了保证密封性。

27、当设计压力高于4 MPa,设计温度高于300℃时，换热管与管板的连接不允许采用强度胀接的连接形式。

28、分程隔板槽深应≥4 mm，槽宽：碳钢为12 mm、不锈钢为11 mm。

29、一台换热器未设折流板和支持板，其管板间距为L，则换热管受压失稳
的当量长度Lcr为 L/2。

30、折流板的最小间距一般不小于圆筒内径的1/5 ,且不小于 50 mm；折
流板的最大间距可等于圆筒内径。

31、一般折流板的间距宜不小于圆筒内径的30% 。

32、采用DN≤426无缝管作圆筒时，折流板外直径为无缝管实际内径减2mm。

33、卧式换热器、冷凝器和重沸器的壳程介质为气、液相共存或液体中含有固体物料时，折流板缺口应垂直左右布臵，并在折流板最低处开通液口。

34、GB151推荐的三种防短路的结构有:挡管、中间挡板和旁路挡板。

35、导流筒有内导流筒和外导流筒两种。

36、GB151规定，当设计温度≥300℃时，接管法兰应采用对焊法兰。

37、校核耐压试验应力时，壳程压力低于管程的换热器可不扣除腐蚀裕量。

38、固定管板换热器压力试验的试验顺序是先壳程后管程。

39、当换热器管程设计压力高于壳程设计压力时，可采用提高壳程试验压力后与管程试验压力相等的方法进行水压试验。

若经校核后不能满足，则需提高壳程的厚度或采用氨渗透法进行检漏（管壳程压差较大时）。

40、重叠式换热器安装时，上部换热器支座底板到设备中心线的距离应比接管法兰密封面到设备中心线的距离至少小5 mm。

十一、塔式容器
1、H/D＞5中的D对于不等直径的塔式容器是指各塔段直径的加权平均值。

2、塔体产生轴向失稳时，塔体将出现轴向弯曲，其截面形状不变。

3、塔式容器确定筒体和裙座厚度时，除考虑压力、温度、风载荷、地震载荷外，尚应考虑制造、运输和安装的要求。

4、塔设备各段筒体采用设备法兰连接时需考虑其当量应力，法兰的计算压力要高于塔设备的设计压力；因此该法兰的公称压力要取得高一些。

5、JB4710中规定裙座壳体用钢应按受压元件用钢要求选取；裙座壳体的壁厚须≥ 6 mm。

6、锥形裙座的半锥顶角不得超过15°，原因是随着其半锥顶角的增大，锥形裙座在轴向力作用下临界许用应力降低很快。

7、如裙座与塔壳的搭接部位在圆筒体时，搭接焊缝与封头与筒体的环焊缝的距离应大于 1.7δn 。

8、塔式容器的裙座壳与塔体下封头的连接采用对接连接时，应采用全焊透的连续焊的结构形式。

9、塔器裙座与壳体的连接采用对接焊接结构时，必须要对此焊接接头的拉应力进行验算。

10、塔器设计温度＞250 ℃或＜-20 ℃时,裙座筒体上部应设一段与塔
器下封头材料相同的过渡段，过渡段长度取4倍保温层厚度，且不小于500mm。

11、对于奥氏体不锈钢塔器，其裙座壳体顶部应有高度≥300 mm与底封头
材质相同的过渡段。

当裙座高度＜ 2.5 m时可不设过渡段，但裙座材质
与底封头材质需相同或相近。

12、带有人孔的矮裙座或在封头拼接焊缝处的裙座顶部开有缺口的裙座可
不另设排气孔。

当裙座有保温层或防火层时，就必须设臵排气管。

13、塔器下封头设计温度≥400℃时，裙座上部靠近封头处应设臵隔气圈。

14、塔器无论是有筋板或无筋板的基础环板，其厚度均不得小于14 mm。

15、塔顶吊柱与人孔的夹角一般应为 30 度。

16、JB/T4710中规定，在计算自振周期时，如增加塔壳和裙座的厚度，则
塔的自振周期将变小。

17、塔式容器在地震设防烈度为8度或9度时，才需计算垂直地震力。

18、基本风压值按“建筑结构荷载规范”选取，但均不应小于300 N/m2。

19、GB150中要求立式容器地脚螺栓通孔应跨中布臵，这主要是考虑风
载荷的影响。

20、塔式容器需要考虑高震型的条件是H/D＞15或高度大于等于20m。

十二、其他类容器
1、低温容器是指设计温度≤-20℃的压力容器；主要破坏形式是脆性断裂。

2、低温容器用钢的冲击试验温度应≤壳体或其受压元件的最低设计温度。

3、低温容器的受压元件材料均必须进行低温夏比（V型缺口）冲击试验。

4、低温低应力工况系指壳体或其受压元件的设计温度虽然≤-20℃，但
其环向应力≤钢材标准常温屈服点的1/6，且≤50 MPa时的工况。

5、容器在“低温低应力工况”下，若其设计温度加50 ℃后高于－20 ℃，则可不按低温容器进行设计。

6、设计和制造球形储罐采用的标准为GB12337-1998《钢制球形储罐》。

7、球罐可视为一个单质点体系，对其进行基本自振周期计算。

8、球罐支柱底板中心应设臵通孔，地脚螺栓孔应为径向长圆孔。

9、球形储罐的球壳板不得拼接。

10、钛容器主要用于耐蚀容器，应用最多的腐蚀性介质为含氯介质。