g压力容器设计及材料基本知识

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≥PW Pc 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 安全泄放装臵动作压力
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/nb σs/ns σD/nD σn/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
锥壳厚度
1 c t 2 Pc cos
Байду номын сангаас
Pc Dc
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。
QP c Di 大端厚度： r t 2 Pc
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 （GB150 3.5.6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 制造减簿量，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。）
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、总论
1.1 GB150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
适用范围
适用范围
1、总论
1.2 GB150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
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：
H 4
Di2 Pc Di
Di Pc t 4
1
4
t
Pc Di
Pc Di l Pc Di t 2 · l 2
2、受压元件——封头
2、受压元件——封头
2.2.1 计算公式

2 0.5Pc
t
KPc Di
K 其中：
max (封头上最大总应力） 表示为封头形状系数， （园筒周向应力）
可近似理解为，椭圆封头壁厚是园筒壁厚的K倍。
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 7.1
园筒受力图
2、受压元件——园筒和球壳
园筒周向应力是轴向应力2倍，最大主应力为周向应力，所以公 式中焊接接头系数为纵向焊缝接头系数。 而球壳周向应力和径向应力是相等。按中径公式可推导出，球壳 壁厚
Pc Di t 4 Pc
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）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
3
2、受压元件——封头
2、受压元件——封头
2.2 封头
椭圆封头 2.2.1
1）应力分布 标准椭圆封头（a/b=2）应力分布：
r
pa

pa

pa 2
pa
r
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）碟形封头的计算公式 MPc Ri t 2 0.5Pc
其中： M
最大总应力 球壳最大应力
形状系数，
可近似理解为，蝶形封头壁厚是球壳壁厚的M倍。 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 同椭圆形封头
3）稳定性
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
1.1
2、受压元件——封头
3）计算公式
中径（Di+δ）替代Di
2
2
t
Pc Di
1
4 Pc
t
Pc Di
2
2 Pc
t
Pc Di
适用范围Pc 0.4 , 相当于K 1.5
2、受压元件——园筒和球壳
H , 是以 K D0 1.2 薄壁容器内径公式导出，认为应力是均匀分布。 Di 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。
Pw＜Pz ≤(1.05-1.1)Pw
Pd ≥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。
r

Ri 2r0
h r0 2
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。
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 2.2.3 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
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）设臵加强圈。 加强圈设臵应整圈围绕在园筒上，并要求有足够截面积和组合 惯性距。加强圈可设臵在容器内部或外部。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。
2、受压元件——封头
平时简化近似计算：
Dc / 2
t
Pc
休息时间……
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、材料
6、压力容器设计过程
3、外压元件（园筒和球壳）
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 周向压缩应力引起
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：
f
简支 max
f max
固支 ＝4.08

简支 r max