压力容器设计审核人员培训_GB150.3-2019_压力容器_第3部分：设计

P(Di )
4
≤[σ]tφ
以Pc代替P所以可求出计算厚度δ
PcDi
δ= 4[ ]t Pc
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上式即为GB150.3-2019第94页式3-8 适用范围：
Pc≤0.6［σ］t φ 此时计算应力大于按弹性力学计算的厚
壁球壳的最大应力，且误差在10%左右。
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五、外压圆筒 1．外压圆筒的稳定性
厚壁筒中存在的三个方向的应力，其中只 有轴向应力是沿厚度均匀分布的。环向应力和 径向应力均是非均匀分布的，且内壁处为最大 值。筒壁三向应力中，周向应力最大，内壁处 达最大值，外壁处为最小值，内外壁处的应力 差值随K= D0 / Di增大而增大。当K=1.5时， 由薄壁公式按均匀分布假设计算的环向应力值 比按拉美公式计算的圆筒内壁处的最大环向应 力要偏低23%，存在较大的计算误差。
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（4）圆筒的临界长度
从前面已知，长短圆筒的区别是受端盖 支撑的影响。当δe /D相同时，短圆筒的临 界压力较称圆筒大，随着短圆筒长度的增 加，端盖对筒体支撑作用减弱，当短圆筒 的长度增大到某一值时，端盖对筒体的支 撑作用完全消失，这时短圆筒的临界压力 与长圆筒临界压力相等，该短圆筒的长度 称为临界长度，用Lcr表示。
长圆筒临界压力 Pcr=2.2E( e ) 3
Do
E——圆筒材料在设计温度下的弹性模数 由上式可见，长圆筒临界压力仅与筒体δe/Do及E有
关。式仅限于弹性范围内使用，即失稳时应力应低于屈服 强度。
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短圆筒临界压力
( e ) 2 .5
Pcr=2.59E
Do L
Do
刚性圆筒由临界压力引起的临界应力为 Qcr= PcrD/2δe
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外压短而厚的刚性圆筒，其破坏是由于 圆筒壁的压缩应力超过材料设计温度下的屈 服极限，不存在稳定性问题。强度校核公式 为
PD
σ= (n C ) ≤[σ]t
式中 φ——焊接接头系数，外压圆筒取 =1；
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长、短及刚性圆筒都是承受横向均匀 外压力的情况。因容器均有封头，所以除 受横向外压力外，同时还受有轴向压力， 但轴向压缩对筒体失稳影响很小，工程上 仅按承受横向均匀外压计算临界压力（室 外高塔设计除外）。
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由此产生的圆筒轴向应力：
σm= D2P4来自PDD 4
当控制σh≤[当σ] 控制σm≤[σ]t 时， 焊接接头系数
则：
时，则：
1

PD
4 t
此即按圆筒轴向应力计算的壁厚公式。
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焊缝部位可能存在着夹渣、气孔、未焊透、 未熔合、裂纹等缺陷，同时由于焊接加热过程 中，对焊缝两侧的热影响产生许多不利因素， 如焊接热影响区被淬硬，塑性下降、焊接内应 力的产生等，都会使焊缝金属或母材的机械性 能降低。因此在设计时应将设计温度下圆筒材 料的许用应力[σ] t 乘以一个焊接接头系数φ
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（2）长圆筒、短圆筒及刚性圆筒
承受外压的圆筒形壳体，按不同的几 何尺寸失稳时的不同形式（波形数不同）， 将圆筒分为长圆筒、短圆筒及刚性圆筒等 三种。
长圆筒是指筒体的L/D值较大，筒体 两端边界的支撑作用可以忽略，筒体失稳 时Pcr仅与δ/D有关，而与L/D无关。长圆 筒失稳时波形数n为2。
短圆筒是指筒体两端边界的支撑作用 不可忽略，筒体失稳时Pcr与L/D及δ/D均 有关。短圆筒失稳时波形数n＞2的整数。
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b. 影响因素L/D 当δ/D相同，而长 度L不同，L/D小者临界压力高，其原因是筒 身较短圆筒的封头对筒壁起着一定支撑作用。
筒体的几何形状（如不圆度）误差会 降低筒壁临界压力，加速筒体的失稳。不圆 度定义为e=Dmax-Dmin，式中Dmax、Dmin 分别为筒体直径的最大值和最小值。
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筒体材料的弹性模数E值大，抵抗变形能 力强，临界压力就高。由于各种钢材E值相差 较小，若选用高强度钢代替一般碳素钢制造 外压容器，并不能明显地提高筒体的临界压 力，却使容器成本提高，因而是不恰当的。 要提高容器的临界压力，即增加稳定性，只 有从几何尺寸上来考虑。
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临界压力值受若干因素影响，如受容 器筒体几何尺寸及几何形状的影响，除此之外， 载荷的均匀和对称性、筒体材料及边界条件等 也有一定影响。
a. 影响因素δ/D 两个圆筒形外压容器， 当其他条件（材料、直径D、长度L）一定，而 厚度不同时，当L/D相同，δ/D大者临界压力高， 其原因是筒壁较厚抗弯曲的能力强；
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厚壁和薄壁圆筒的概念：按照承压回转壳 体的无力矩理论是指壁厚和直径的比值；若壁 厚超过直径的1/10则被称为“厚壁筒”；反之， 则为“薄壁筒”。与这个指标相当的是“径 比”K，K=DO/Di,当K大于1.2时为“厚壁筒”， 小于或者等于1.2时为“薄壁筒”。
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由拉美公式知：
σt=Pc(K2+1)/(K2-1)
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——对应于原GB150—2019第9章：法兰， 本部分第7 章中主要内容变化为：
a）增加了整体法兰和按整体法兰计算的任 意法兰的刚度校核计算要求；
b）增加了波齿垫片设计选用参数。
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——将GB150—2019附录C“低温 压力容器”中与设计相关的内容调 整为本部分的附录E。
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——将GB150—2019附录D、附录G 和附录J 内容纳入本部分的附录A、附录C 和附录D。 主要调整或变化内容为：
c、应力与D/δ成正比。
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适用范围 Pc≤0.4［σ］t φ （D0/Di≤1.5）
上述计算公式是以薄膜理论为基础导出 的，认为应力是沿圆筒壁厚均匀分布的，这 对薄壁容器是适合的。
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但对于具较厚壁厚的圆筒，其环向应力并 不是均匀分布的。薄壁内径公式与实际应力存 在较大误差。对厚壁圆筒中的应力情况以由弹 性力学为基础推导得出的拉美公式较好地反映 了其分布。
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在外压作用下，筒体、球壳或封头突然 发生失去原来形状的现象称之为失稳。外 压容器稳定性是设计中主要考虑的问题。
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外压圆筒失稳以前，筒壁中只是单纯的压 应力状态。在失稳时，伴随着突然变形，在 筒内产生了以弯曲应力为的复杂的附加应力， 这种变形与附加应力一直迅速发展到圆筒被 压瘪。由此可见，外压容器的失稳，实质上 是容器从一种平衡状态（形状及应力状态） 向另一种新的平衡状态的突变。
二、范围 GB 150.3 规定了压力容器基本受压元件的设计要求。
本部分适用于内压圆筒和内压球壳、外压圆筒和 外压球壳、封头、开孔和开孔补强以及法兰的设计计 算。
本部分给出了非圆形截面容器（规范性附录A）、 钢带错绕筒体（规范性附录B）、常用密封结构（资 料性附录C）和焊接接头结构（资料性附录D）的基 本设计要求。
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四、内压球壳
球形容器在均匀内压作用下，球形壳体 经向应力和周向应力相等。即
PD
σt =σm=σt =
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式中P——设计压力，MPa； D——球壳的中间直径或称中径，mm；
D= Di +δ Di——球壳的内直径，mm； δ——球壳的计算厚度，mm；
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上述公式中，如将D=Di+δ代入并考虑了 焊接接头系数φ，如采用第一强度理论时，即 得出
压力容器 设计审批人培训
（三）
二〇一二年二月 1
内容简介
GB150.3-2019《压力容器 第3部分：设计》
一、主要变化 二、范围 三、内压圆筒 四、内压球壳 五、外压圆筒 六、 外压球壳
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一、主要变化 ——对应于原GB150—2019第5章：内压 圆筒和内压球壳，本部分第3章增加了按 外径进行壁厚设计计算的相应公式。
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——对应于原GB150—2019第6章：外压圆筒 与外压球壳，本部分第4章主要变化内容为：
a） 修订了外压曲线图，增加了对应于高强 度材料的外压曲线；
b） 增加了相对应的应力系数B 曲线图选用 表；
c） 加强圈的结构设计作了部分修改。
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——对应于原GB150—2019第7章：封头，本部分第5 章中主要变化内容为： a）增加了偏心锥壳、带筋平封头和拉撑结构的设计 计算方法；
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D——圆筒的中间直径或称中径，mm； D= Do Di
2
= Di +δ
D0——圆筒的外直径，mm； Di——圆筒的内直径，mm； δ——圆筒的计算厚度，mm；
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1. 圆筒受压力pc的轴向作用： P在圆筒轴向产生的总轴向力： F1=π×D2×P/4 此轴向力由圆筒横截面的面积来承受， 圆筒横截面积： fi=π×D×δ
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由上述公式可以得出以下结论： a、圆筒体上周向（环向）应力σt是经向 （轴向）应力σm的两倍，而周向应力作用于纵 向截面 ，环向应力所作用与环纵向截面。
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b、由于周向应力σt是经向应力σm的 两倍，由此可知，周向应力所作用的纵向 截面是危险截面。这里可以说明为什么在 焊接接头分类里，圆筒体的纵焊缝为A类焊 接接头，环焊缝为B类焊接接头；在筒体上 开椭圆形人孔时使长轴垂直与筒体轴线。
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稳定安全系数m
长、短圆筒的临界压力公式，是按理想 状态（无初始不圆度）求得的。但实际上 的圆筒有几何尺寸及形状误差，还有焊接 结构形式等影响，这都会直接影响计算临 界压力的准确性，此外，生产过程中操作 压力的波动，使筒体实际外压力增高，并 可能超过计算的临界压力值。
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为保证安全，必须使许用外压力低于临 界外压力，即
a）增加附录B“钢带错绕筒体设计”； b）附录C 扩大了双锥密封的适用范围； c）附录D 焊接结构根据实际情况进行了整理 和补充。
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GB150.3-2019标准组成部分 前言 1 范围· 2 规范性引用文件 3 内压圆筒和内压球壳 4 外压圆筒和外压球壳 5 封头 6 开孔与开孔补强 7 法兰