压力容器应力分析报告模板

目录

前言 (3)

1 设计参数 (4)

1.1 基本设计参数 (4)

1.2 设备简图 (5)

1.3 管口载荷参数 (6)

1.4 主要材料参数 (7)

2 分析步骤 (7)

2.1 主体受压元件 (8)

2.2 上封头组件 (9)

2.3 下锥壳组件 (16)

2.4 容器法兰 (21)

3 分析结果及应力评定 (23)

3.1 上封头组件 (23)

3.2 下锥壳组件 (28)

4 疲劳评定 (32)

4.1 交变载荷状态下应力分布云图 (32)

4.2 疲劳评定 (34)

5 结论 (36)

前言

本分析报告仅适用于xxxx，分析采用ANSYS软件，材料、应力分类及

评定按JB4732-1995《钢制压力容器—分析设计标准》（2005年确认）执行。

本分析报告中所有分析模型均取自“XXX”施工图（图号：XXXX）。

模型结构为连续结构，要求模型中所对应的焊接接头结构为全熔透结

构形式。

说明：

1、风载荷及地震载荷引起的应力强度变化很小，可不考虑；

2、S IV应由操作载荷计算得到，本分析报告按设计载荷计算求得，结果偏于保守（安全）；

3、S IV控制值3S m t中的S m t应取工作载荷中最高、最低温度下的平均值，本分析报告中S m t按设计温度下取值，结果偏于保守（安全）;

4、筒体和椭圆封头厚度在2.1节按JB4732第7章的公式计算，所以在

应力分析部分S I值不必再评定；

5、水压试验时容器任何点的液柱静压力未超过试验压力的6%，该容

器可不进行水压试验时的强度校核；水压试验次数（20次）远小于正常操

作时的设计循环次数（4.4×106），因此可省略水压试验的疲劳分析评定。

1 设计参数

1.1 基本设计参数

疲劳设计工况：

本设备操作过程存在压力循环波动，工作压力在0～2.14 MPa之间交变循环，设计使用年限为20年，年交变次数为2.2×105次，设计循环次数为4.4×106次；工作温度无交变循环。

1.2 设备简图

1.3 管口载荷参数

1.4 主要材料参数

2 分析步骤

●根据设备的基本结构及设计参数，按JB4732-1995《钢制压力容器-

分析设计标准》的相关内容进行计算，确定壳体的厚度。

●根据结构、材料、载荷的特点，合理简化结构，建立各分析部位的

几何模型。

●选用ANSYS中相应的计算单元，并对材料赋予相应的材料特性参数，

形成有限元模型。

●在有限元模型上按各设计工况分别施加载荷和约束边界条件，求解

得出分析结果。

●根据分析结果，分别在各分析结构的相应部位设置应力线性化的路

径。按JB4732-1995《钢制压力容器-分析设计标准》的相关规定进

行应力强度评定及疲劳评定。

2.1 主体受压元件

设备壳体（筒体、上封头）按JB4732-1995《钢制压力容器—分析设计标准》进行计算，确定壳体的厚度。对于上封头上的各管口、设备法兰、锥壳及锥壳上的管口均采用ANSYS 软件进行详细的应力分析及评定。

2.1.1 上封头

上封头为标准椭圆形封头，根据标准中7.6.3节，按图7-1中参数为 r

Di

=0.17，确定，根据

c

t m

P KS = 2.691.0×173 =0.016，可查得 δRi = 0.0097，标准椭圆封头的 Ri =0.9Di =0.9×1600 =1440 mm ，则封头的计算厚度：δ=0.0097×1440 ＝13.968mm ，综合考虑疲劳载荷工况、开孔补强及腐蚀裕量等因素，最终上封头名义厚度取为38 mm ，封头成形后最小厚度为33.44 mm 。

2.1.2 筒体

筒体的计算厚度按标准中式(7-1)计算如下： δ＝

2c t m c

P Di

KS P ＝ 2.69×16002×1.0×183-2.69 ＝11.85 mm 综合疲劳载荷工况及腐蚀裕量等因素，最终筒体名义厚度取为28 mm 。

2.1.3 锥壳

考虑疲劳载荷工况、开孔补强及腐蚀裕量等因素，取锥壳成形后最小厚度为36mm ，在后续的分析中，将对锥壳进行详细的校核。 以上各式中：

Pc ——计算压力，取等于设计压力为2.69 MPa ； Di —— 壳体内径，Di=1600 mm ； δ —— 壳体计算厚度， mm ；

K —— 载荷组合系数，对于设计工况取为1.0；

t

m

S —— 设计应力强度， MPa 。

2.2 上封头组件

2.2.1 计算模型

图1. 上封头A、V1、V2管口模型

图2. 上封头A、P管口模型

2.2.2 边界条件及加载（用于强度评定）

2.2.2.1 上封头A、V1、V2管口

a. 边界

筒体横截面施加轴向和环向约束。

b. 加载

i. 筒体、封头及管口受内压表面施加计算压力P c=2.69 MPa；

ii. 管口A、V1、V2的管口端面施加内压产生的等效面力及管口载荷，管口载荷数据见“1.2管口载荷参数”。

图3. 上封头A、V1、V2管口模型边界条件及加载

2.2.2.2 上封头A 、P 管口

a. 边界

子模型截取面施加面对称边界约束。 b. 预紧工况加载

i. 管口P 凸缘螺栓作用面施加载荷W=310000 N 注1，垫片有效作用面施加载荷

W=310000 N 。

c. 设计工况加载

i. 筒体、封头及管口受内压表面施加计算压力P c =2.69 MPa ；

ii. 管口A 端面施加内压产生的等效面力(因管口A 的管口载荷引起对管口P 部位的影响可忽略不计，此处不再对管口A 各管口载荷工况进行分析)。 iii. 管口P 凸缘螺栓作用面施加内压及垫片压力的平衡力W m1=330247N ，垫片有效作用面施加载荷W g =304159 N ；

注:1. 设定管口P 凸缘用单个螺栓的最大预紧载荷为38750 N ，参照“Pressure Vessel

Design Manual ”（3th

Edition ）中P61页内容，设计工况时产生的螺栓轴向均匀拉伸应力为：

22

2

/4

1/t 38750

182.0(d /2)(d /2)c g g b b b g

B B G P A E l A E n πσππ+=

+

=拉 MPa

该应力小于螺栓的许用应力（S m =199 MPa ），设定的单个螺栓的最大预紧载荷合理，因此按该预紧载荷进行凸缘预紧工况和设计工况的模型加载计算。上式中各符号参见“4.2.2”节；