耳座计算书
刚性环耳座的强度计算
mm
史老师按照87028，按照李工78300
建筑物内 JB/T4712.3 JB/T4712.3 JB/T4712.3 JB/T4712.3 JB/T4712.3
是否可以直接累加 是否可以直接累加
NB/T47003.1
NB/T47003.1 两筋板中间加一立筋，底板即可合格
3091068.67 mm4 96859.56 mm4 609751.03 mm4 3797679.26 mm4
I1+I2+I3=
五、计算支座处作用于刚性环上的力 设备操作时处作用于一个支座上的力 设备水压试验时处作用于一个支座上的力 作用于一个支座上的最大力 一个支座外作用于刚性环上的力 Fb1= Fb2= Fb= F= Q1= Q2= max(Fb1,Fb2)= Fb× b/h= 72832.47 739.66 72832.47 41532.57 N N N N
带刚性环耳式支座的强度计算
（根据HG20582-1998计算）按照张泾图核算 一、计算条件 1、设备设计条件 壳体内径 设备总高 支座底板距地面高度 重心距支座底板高度 基本风压 地震设防烈度： 设计压力 设计温度 壳体材料： 壳体名义厚度 壳体有效厚度 壳体材料许应力 设备操作时总质量 偏心载荷 偏心距 设备水压试验时总质量 2、耳式支座几何尺寸 垫板名义厚度 垫板有效厚度 刚性环(上环)的厚度 刚性环(上环)的宽度 圆筒壳体的外径 垫板圆筒的外径 耳式支座的数目 耳座不均匀系数 耳式支座的高度 δ 1= δ
16 14.25 8 100 2324 2356 8 0.83 484 2876 276 189 150
mm mm mm mm mm mm
T= B= D0= D01= n= k= h=
标准耳座校核计算
耳式支座设计计算：1基本数据：设备内径： Di=2000mm 设备总高度：H 0=8280mm 支座底板离地面高度为：H it =14000mm 水平力作用点至底板的高度：h=2200mm 基本风压：q 0=500N/mm 2地震烈度：麦卡里6度设计压力：P=0.1Mpa 设计温度：t=100℃设计材料：［σ］t =121Mpa 圆筒名义厚度：δn=14mm 钢板厚度负偏差：C 1=0.8mm 腐蚀裕量：C 2=0mm 设备总质量：m 0=15000Kg 偏心载荷：G e =0Kg 偏心距：S e =0mm 设备保温层厚度：δs=0mm 设备外径：Do=2028mm2计算支座承受的实际载荷：2.1地震载荷：16905N其中：地震系数：αc =0.232.2.风载荷：9092.781N其中：风压高度变化系数：f i = 1.14(按质心所处高度处取）水平力：P=(Pc=)9092.781N 2.3.安装尺寸：2796mm其中：底板尺寸：S 1=130mm 筋板尺寸：l 2=314mm b 2=300mm δ2=14mm 垫板尺寸：δ3=14mm==g *m *α*0.5P 0c C ==-6000i 10*H *D *q *f *0.95Pw =-+--++=)S 2(l )δ2(b )δ2δ2(Di D 1222223n2.4.支座承受的实际载荷：51.43kN 其中：支座数量：n=4个不均匀系数：k=0.83支座本体允许载荷：［Q ］=200kNQ<［Q］； 满足支座本体允许载荷的要求；3计算支座处圆筒所受的支座弯矩：19.75kN.m 筒体有效厚度：δe =13.2mm 根据δe 和P 查表B-1得：［M L ］=21.27kN.mML<［ML］； 满足支座处圆筒所受弯矩的要求；=úûùêëé+++=-3e e e 010*nD )S G 4(Ph kn G g m Q =-=312L 10)S (l Q*M所处高度处取）。
耳式支座校核
Pw 0.95 f i q0 D0 H 0 X 10 Pw- 水平风载荷，N； α ｅ- 地震系数，对7、8、9度地震分别取0.24 D0- 容器外径，mm，有保温层时取保温层外径；
Pe e m 0 g
23778.72 0
0.24 1424 1 6114 0
fiH0q0-
风压高度变化系数，按设备质心所处高度取； 容器总高度，mm； 10m高度处的基本风压值，N/m3；
Q
m0 g G e kn
4 ( Ph Ge S e ) nD
59685.54217 38137.3494
m' g Ge 4( Ph Ge S e ) kn nD
100 [Q]- 允许载荷,kN 结论: Q＜[Q] 合格 当容器高径比不大于5，且总高度H0不大于10m时，Pe和Pw可按下式计算，超出此范围的标准不推荐使用耳座。 Pe水平地震力，N；
全凝器 B5耳式支座的计算 符号说明 支座安装尺寸,mm Dg重力加速度,取g=9.8m/s2 Ge- 偏心载荷,N 水平力作用点至底板高度，mm h不均匀系数，安装3个支座时,取k=1;安装3个以上支座时,取k=0.83 km0m'nSePQQ'设备总质量(包括壳体及附件,内部介质及保温层的质量),kg 设备空重,kg 支座数量; 偏心距,mm 水平力,取Pw和(Pe+0.25Pw)的大值,N； 单个支座最大总压缩载荷,N； 空载时单个支座最大拉伸载荷,N； Q' 数值 1912 9.8 0 -400 0.83 20220 12920 4 0 0 Di 设备壁厚 垫板厚度 b2 δ 2 l2 s1 D 1400 12 10 180 12 330 90 1912
l2s1Ml-
耳座,支承式支座计算
8.4 128.9
mm KN 支座满足要求
支承式支座设计计算 计算所依据的标准 一 设计条件 设备内径 封头名义厚度 设备操作重量 设备总高 腐蚀裕度 容器设备 地震设防烈度 地震系数 基本风压 风压高度变化系数 偏心载荷 偏心距 水平力作用点至底板高度 支座类型 支座允许载荷 支座 支座数量 支座安装尺寸 不均匀系数 二 计算支座承受的实际载荷 [Q] n D k α qo fi Ge Se H 符号 Di δ
n
计算单位 JB/T4712.4-2007 数值 2800 10 26000 5100 1.6 7 0.12 550 1.00 0 0 0 B4 450 4 1820 0.83 KN 个 mm N mm mm N/㎡ mm kg mm mm 度 单位
机械股份有限公司
简图
mo Ho C=C1+C2
地震载荷： Pe＝α *m0*g 风载荷： 水平力： Pw=1.2*fi*q0*D0*H0*10 P=Pe+0.25Pw
-6
30576 9492 32949 74.4源自N N N KN 支座满足要求
m0 g Ge 4* P * H Ge Se -3 + 支座实际载荷 Q= 10 nD k n
Q 三 支座允许的垂直载荷
<
[Q]
封头有效厚度 δ e=δ n-C 由表B.5查得[F] Q < [F]
E102耳式支座计算书
E102耳式支座计算书
依据耳式支座标准（JB/T4725---92）
◆耳式支座实际承受载荷按下式近似计算：
()30104-⨯⎥⎦
⎤⎢⎣⎡∙+∙++=nD S G h P kn G g m Q e e e Q-----支座实际承受的载荷，kN;
D-----支座安装尺寸，mm; D=659m.
g------重力加速度，取28.9s m g =;
G e ----偏心载荷，N ；
h-----水平力作用点至底板高度，mm; mm h 571=
k----不均匀系数，安装3个支座时，取k=1;安装3个以上支座时，取k=0.83; m 0—设备总重量（包括壳体及其附件，内部介质及保温层的质量），kg;
n----支座数量；2=n P----水平力，取P w 和P e 的最大值，N 。
水平地震力：g m P e e 05.0α= N e α-----地震系数，对7、8、9度地震分别取0.23、0.45、0.90。
水平风载荷：60001095.0-⨯=H D q f P i w N 0D ----容器外径，mm,有保温层时取保温层外径； i f -----风压高度变化系数，按设备质心所处高度取； 0H ---容器总高度，mm; 0q ----10m 高度处的基本风压值，2m N ； e S ----偏心距，mm. ◆E102数据： D=659m。
预浓缩分离器带刚性环耳座的计算2016-4-Q
预浓缩分离器带刚性环耳座的计算该设备耳座的计算按照 HG/T 20582-2011中《带刚性环耳式支座的设计和计算》设计压力为2.6MPa；设计温度为180C 0；取操作时重：m 0≈75000kg ；空重：m`=35000kg；支耳螺栓圆直径：mm D 2870=；壳体外径D 0=2064mm ；容器总高：mm H 104000=；水平力作用的力臂：h=1008mm ; mm D 2164502206402=×+=（保温层厚度）；耳式支座数目:n=6;偏心载荷：G e =0N；偏心距S e =0mm；筒体垫板材料为S31603；支座和刚性环材料为Q345R，材料的许用应力[]σ=175.2MPa一 . 假设钢性环的尺寸（如图一），并计算组合截面的惯性矩1.圆筒壳体和垫板圆筒上的有效加强宽度mm D D L s 3.2727.2920641.11.155.020000=×==×=δδmm D D L s 2.1867.1320921.11.155.020********=×==×=δδ式中：① 壳体有效厚度δ0=32-2.3=29.7mm;② 圆筒上垫板外径D 01=2064+28=2092mm;③ 垫板有效宽度δ01=14-0.3=13.7 mm；④ 圆筒壳体上的有效加强宽度s L⑤ 垫板圆筒上的有效加强宽度1s L2.组合截面的惯性轴X—X 的位置()()s s s s L L T B B L B L B T B a ⋅+⋅+⋅++⋅++⋅+⋅⋅=δδδδδδδ1111115.05.05.0 ()()3.272322.1861428200325.0142003.27232145.02002.186142005.028200×+×+××++××+×+××+×××= =183.4 mm式中：① a--刚性环外缘至惯性轴的距离 mm ；② 刚性环宽度 ，B=200mm ；③ 刚性环厚度 ，T=28mm ；④ 垫板厚, δ1=14 mm ; 壳体厚δ=32 mm ;⑤ 惯性轴直径 ()()mm a B D D S 2.21254.1832001422064210=−+×+=−++=δ3.组合截面的惯性矩 I43216.787779298.196656651.14944617.57617802mm I I I I I i =++=++==∑式中: ① 42321317.576178024.832820028200121121mm BTa T B I =××+××=+= mm B a a 4.832005.04.1835.01=×−=−= ② 423221113121.14944616.232.186142.18614121121mm a L L I s s =××+××=+=δδ mm a B a 6.234.183145.02005.012=−×+=−+=δ ② 42323338.196656656.463.272323.27232121121mm a L L I S S =××+××=+=δδ mm a B a 6.464.183325.0142005.013=−×++=−++=δδ二 计算支座处作用于刚性环上的力1.水平力P 计算水平地震力e Pg m P e e 05.0α==0.5×0.23×75000×9.8=84525N设备安装在室外，取i f =1.00，20/400m N q = ，mm D 216402=，则水平风载荷w P600201095.0−×=H D q f P i w61010400216440000.195.0−×××××= N=8552Nw e P P 25.0+=855225.084525×+ N=86663N因 w e w P P P 25.0+<所以取最大值 86663=P N2.单个支座最大总压缩载荷 Q=)(nDS G ph kn G g m e e e +++40 =()2870601008866634683.008.975000×+××+×+×=167882.2N 式中:① 不均匀系数k=0.83;3.单个支座处的最大总拉伸载荷1Q 计算 )(nDS G ph kn G g m Q e e e +++−=4'1 =()2870601008866634683.008.935000×+××+×+×−=-48583.7N式中:① 不均匀系数k=0.83;4.支座处作用于刚性环上的力N h b F F b 3.1077336284032.1678821=×==式中:① 反力bF 至壳体的力臂b=403mm；② 耳式支座高度1h =628mm； ③ Q F b=三 计算刚性环组合断面上的内力和应力1. 306===ππθn ℃ 六个支座，6πθ=弧度2. 支座处和两支座中间处刚性环组合断面上的应力1>.支座处 ① 支座处内力矩⎟⎠⎞⎜⎝⎛−−=θθcot 15.0S r FR Mmm N ⋅−=⎟⎠⎞⎜⎝⎛−×××−=5.1018043630cot 66.10623.1077335.0o π 式中：惯性轴半径，R S =0.5D S =0.5×2125.2=1062.6 mm② 支座处周向力N F T r 9329730cot 3.1077335.0cot 5.0=××==o θ ③ 支座处应力MPa A T I aM r r 21.294.16920932976.787779294.1835.10180436=+×−=+=σ <[]σ=175.2MPa组合截面的面积2114.169203.272322.1861428200mm L L T B A s s =×+×+×=+⋅+⋅=δδ 2>.两支座中间处应力⎥⎦⎤⎢⎣⎡⋅+⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛−=θθθσsin 11sin 125.0A I a D F S ⎥⎦⎤⎢⎣⎡×+⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛−××××=o o 30sin 4.169201630sin 16.7877792924.1832.21253.1077335.0πMPa 4.18=≤[]σ=175.2MPa四 结论：该耳座刚性环的设计符合设计要求。
耳座安装尺寸计算及弯矩校核
A7 2800 12 300 14 300 12 130 3175.0
4 42500 6500 0 8 1.17 550 15000 2000 11221.5 93712.5 93712.5 1500 0.83 183.7 31.23 47 壳体直径 Di (mm) 壳体厚度 Tn (mm) 筋板距离 b2 (mm) 筋板厚度 δ 2 (mm) 筋板长度 L2 (mm) 垫板厚度 δ 3 (mm) 孔距离外侧 S1 (mm) 安装尺寸 D (mm) 二、耳座选用校核 支座数量 设备总重量 M0 (kg) 设备总高度 H0 (mm) 保温层厚度 (mm) 地震烈度 风压高度变化系数 fi 基本风压 (Pa) 偏心载荷 (N) 偏心距离 (mm) 水平风载荷Pw (N) 水平地震力Pe (N) 水平力P (N) 设备质心至底板高度 h 不均匀系数 支座实际承受载荷 Q(kN) 筒体所受支座弯矩 ML 筒体的许用弯矩 [ML]
耳座设计计算
(一）受力分析容器内径 Dimm 壳体名义厚度 tmm 保温层厚 t1mm 支座安装尺寸 Dmm 设备空重 m'kg 设备操作质量 m0(壳+附件＋介质＋保温)kg 支座数量 n容器总高度 H0mm 重心至耳座底板距离 hmm 地震系数 α风压高度变化系数 fi基本风压 q0N/m 2偏心载荷 GeN 偏心距 Semm不均匀系数 k水平地震力Pe=0.5αm0gN 容器的主要载荷水平风载荷Pw=0.95fiq0(Di+2t+2t1)H0/10^6N 水平力P=max{Pe+0.25Pw,Pw}N 单个耳座最大总压缩载荷 QN 单个耳座最大拉伸载荷 Q'N 耳座设计计算（不带盖板）计算方法按照:《化工容器》（2003年1月第一版）第8章第一节适用范围：容器高径比不大于5，且高度Ho不大于10m时。
（二）筋板厚度筋板材料筋板材料的许用应力 [σ]MPa 筋板材料的许用压缩应力 [σ]c MPa 假设筋板厚度 δ1mm 支座底板宽度 b mm 筋板参数 a'mm 垫板厚度δ3mm 每个支座的筋板数 m筋板参数 b'mm 筋板的柔度 λ筋板稳定性折减系数 k筋板计算厚度 δ2mm 筋板设计厚度 δmm (三）底板厚度底板材料底板材料的许用应力 [σ]MPa 支座底板尺寸 b1mm 两筋板间距 l mm 支座底板尺寸 b mm 计算力矩 M N.mm 底板计算厚度 δh mm(四）焊缝验算焊缝参数 h mm 焊缝总长度 L mm 焊缝参数 l mm 参数 C mm 焊缝中剪应力τMPa 连接焊缝的抗弯断面系数 ωmm3焊缝中所产生的最大拉应力 σMPa 焊缝中的合应力τmax MPa 焊缝金属的许用剪应力 [τ]L MPa 结论：(五）螺栓验算一个支座上螺栓的数量 n1螺栓材料螺栓公称直径mm 螺栓根径mm 螺栓材料的许用应力 [σ]b Mpa 螺栓计算根径 do'mm 螺栓所需根径 do mm 结论：。
非标耳座计算
N
-16665.8
JB/T4712.2-2007
（2）支腿稳定及强度计算
假定支腿与壳体的连接为固定，支腿端部为自由端。单根支腿内产生的最大应力，发生在受压侧的支腿内。 单根支腿的周向水平截面惯性矩 IX-X： 单根支腿的径向水平截面惯性矩 IY-Y： 取IX-X和IY-Y的较小值 Imin： 单根支腿的横截面面积 A： W min —单根支腿的最小抗弯模量 单根支腿截面的最小回转半径： mm4 mm4 mm4 mm2 mm3 912330.3 912330.3 912330.3 1517.4 24008.7 24.520 JB/T4712.2-2007 JB/T4712.2-2007 JB/T4712.2-2007
支腿装配焊缝的剪切应力：
1
FL2 A1
MPa
2 f
5.48
JB/T4712.2-2007
支腿装配焊缝的当量应力：
z
3 12
MPa
13.47
JB/T4712.2-2007
支腿装配焊缝的抗弯、抗剪许用应力： 1.5[σ]tφ
MPa
108.05
JB/T4712.2-2007
σf < [σf] 安全
F H =Pe+0.25Pw P —水平力（取 Pw 和 Pe+0.25Pw 的较大值） 垂直载荷 W1（W1=m0g）： 每个支腿的水平反力 R（R=FH/N）： 单根支腿垂直反力（弯矩拉伸侧)：
FL1
4FH H C W1 NDB N
N
单根支腿垂直反力（弯矩压缩侧)：
FL 2
4 FH H C W1 ND B N
——
1.59
耳座计算书
材料许用应力[σ ] 圆筒名义厚度δ 保温层厚度δ
h n t
设备室 JB/T 4721.3《耳式支座》 设计条件 1500 2078 343 8 0.45 0.33 160 304 96 5 40 2000 Mpa mm mm kg N mm 1 选择耳座型号 mm Mpa ℃ mm mm N/m2 度
33mpa设计温度t160圆筒材料材料许用应力t30496mpa圆筒名义厚度n5mm保温层厚度h40mm设备操作总重量m02000kg偏心载荷gen偏心距semm厚度附加量c1mm筋板厚度210mm160mm筋板长度l2290mm70mm垫板厚度38mm其支座本体允许载荷q60kn2328676b222219600l2s12204410133mm风压高度变化系数fi15901960mm1077n取ppe4410取4个支座即n4k
耳式支座计算书
工程名称 设备位号 设备名称 页 数 示意图 第 页 共 页
1
1
设备操作总重量m0
偏心载荷Ge 偏心距Se 厚度附加量C
耳座参数 筋板厚度δ 筋板长度L2 垫板厚度δ
3 2 2
10 mm 290 mm 8 mm
筋板宽度b2 底板S1 其支座本体允许载荷[Q]=
2
160 70 60 19600
1077 N
é m g + Ge 4( P · h + Ge · S e ) ù -3 Q=ê 0 + ú ´ 10 kn nD ë û
= 6.2 kN < [Q]=60 kN 满足支座本体允许载荷的要求 支座处圆筒所受的支座弯距ML 支座弯距ML= 筒体的有效厚度δ e= Q*（l2-S1）/1000 mm 24.45 kN.m 满足要求 = 1.4 kN.m 4 根据δ e和p查表B-1内插得：[ML]=
刚性环耳座计算范文
刚性环耳座计算范文为了正确设计和选择刚性环耳座，需要考虑以下几个重要因素：1.法兰的选型：根据具体应用场景和要求，选择适合的法兰类型。
常见的法兰类型有平焊法兰、对焊法兰、螺纹法兰等。
选择时需考虑连接的管道材质、压力等级以及温度等因素。
2.耳座的计算：耳座的设计应能够承受连接中的力和压力。
力的计算包括法兰之间的压力和力矩等。
根据应力分析原理，可以计算出耳座的材料尺寸和形状。
3.螺栓的选型：根据连接所需的紧固力和应力要求，选择合适的螺栓。
常见的螺栓类型有高强度螺栓和普通螺栓。
螺栓的直径和长度应计算得出。
4.垫圈的选择：根据法兰之间的间隙和密封要求，选择适当的垫圈。
常见的垫圈材料有橡胶垫圈、金属平垫圈等。
垫圈的厚度和直径应进行计算。
在进行刚性环耳座计算时，需要根据具体情况进行设计和选择。
下面以一个实际例子为例，进行刚性环耳座计算。
假设需要设计一个用于连接工作压力为10MPa的管道的刚性环耳座。
根据法兰的选型，选择一个对焊法兰。
根据管道直径和压力，选择了一个DN100的法兰。
根据压力和应力计算，耳座的厚度应为20mm。
选择了高强度螺栓，根据连接的力和紧固要求，选择了M16的螺栓。
根据螺栓的直径和长度计算得出，应选用M16×80的螺栓。
根据密封要求，选择了金属平垫圈。
根据法兰的直径和间隙计算得出，应选用DN100的金属平垫圈。
通过以上的设计和计算，我们得出了一个针对特定工况和要求的刚性环耳座。
这个设计可以提供稳定的连接，能够承受管道内部的压力和外部的力矩。
总结起来，刚性环耳座的计算涉及到法兰选型、耳座计算、螺栓选型和垫圈选择等方面。
通过科学的计算和合理的设计，可以得到适合特定要求的刚性环耳座。
在实际应用中，还需根据具体情况进行实际验证和调整，以确保安全可靠的连接。
4712.3-2007耳式支座计算
以下各部分计算内容系根据JB/T 4712.3-2007《容器支座 第3部分:耳式支座 附录A》进行设计计算。
一、数据输入
设计压力 设计温度 壳体内径 设备总高度 支座底板离地面高度 支座底板距设备质心 p t Di H0 h fi q0 N/m2 MPa ℃ mm mm mm mm 0.6 270 1000 7767 6000 1000 B 1 650 7 0.08 MPa mm mm mm kg N mm mm mm mm mm DO n k mm mm 118 10 0.3 9.7 9131 0 0 140 289.5 70 10
附表2 对应于设防烈度α
设防烈度 设计基本地震加速度 地震影响系数最大值α
max
7 0.1g 0.08 0.15g 0.12 0.2g 0.16
8 0.3g 0.24
9 0.4g 0.32
进行设计计算。
δ3
kN
判断依据:Q<[Q]且ML<[ML]，所选耳式支座合格
耳式支座最终校核结果
距地面高度Hit
附表1 风压高度变化系数fi 地面粗糙度类别
5 10 15 20 30 40 50 60 70 80 90 100 150
A 1.17 1.38 1.52 1.63 1.80 1.92 2.03 2.12 2.20 2.27 2.34 2.40 2.64
7.265968192
33.10236
3.计算支座处圆筒所受的支座弯矩
ML
Q l 2 s1 10 3
kN m
三、校核所选耳式支座
耳式支座本体允许载荷 支座处圆筒的许用弯矩 [Q] kN [ML] kN m
110 11.3 合格
耳座设计计算
1 Q23A 105 0.501266712 3.501266712 Mpa mm mm
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N/m2
（二）筋板厚度 mm mm mm mm kg kg 筋板材料 筋板材料的许用压应 力[δ ]c= 假设筋板厚度δ 1= 支座底板宽度b= a'= b'= 筋板的柔度λ = mm mm 同压杆稳定中的折减 系数k= 每个支座的筋板数m= 筋板计算厚度δ 2= 筋板厚度δ = 垫板厚度δ 3= Q235A 105 18 360 600 545.528 155.887 0.3 2 14.3817 18 16 mm mm mm Mpa mm mm mm mm
耳座计算（B1~5型）
计算方法按照:《化工容器》（2003年1月第一版）第8章第一节 适用范围：容器高径比不大于5，且高度Ho不大于10m时。 (一）受力分析 容器内径 Di= 壳体名义厚度t= 保温层厚 t1= 支座安装尺寸D= 设备空重m'= 设备操作质量(壳+ 附件＋介质＋保温) m0= 支座数量n= 容器总高度H0= 重心至耳座底板距 离h= 不均匀系数 k= 地震系数α = 风压高度变化系数 fi= 基本风压q0= 偏心载荷Ge= 偏心距Se= 水平地震力Pe=0.5 α m0g= 水平风载荷 Pw=0.95fiq0(Di+2* t+t1*2)H0/1000000 = 水平力 P=max{Pe,Pw}= 单个耳座最大总压 缩载荷 Q= 单个耳座最大拉伸 载荷 Q'= 耳座处壳体所受弯 矩 Ml= 3000 16 100 3775 10000 50500 4 9509 1000 0.83 0.45 1 500 0 0 111353
N mm N
14598
耳座安装尺寸计算及弯矩校核
A7 2800 12 300 14 300 12 130 3175.0
4 42500 6500 0 8 1.17 550 15000 2000 11221.5 93712.5 93712.5 1500 0.83 183.7 31.23 47.75 合格
校核结果Βιβλιοθήκη 一、耳座安装尺寸计算 支座号 壳体直径 Di (mm) 壳体厚度 Tn (mm) 筋板距离 b2 (mm) 筋板厚度 δ 2 (mm) 筋板长度 L2 (mm) 垫板厚度 δ 3 (mm) 孔距离外侧 S1 (mm) 安装尺寸 D (mm) 二、耳座选用校核 支座数量 设备总重量 M0 (kg) 设备总高度 H0 (mm) 保温层厚度 (mm) 地震烈度 风压高度变化系数 fi 基本风压 (Pa) 偏心载荷 (N) 偏心距离 (mm) 水平风载荷Pw (N) 水平地震力Pe (N) 水平力P (N) 设备质心至底板高度 h 不均匀系数 支座实际承受载荷 Q(kN) 筒体所受支座弯矩 ML 筒体的许用弯矩 [ML]
带刚性环耳座计算
Ls = 2 × 0.55 Doδ 0
= 233.74107 mm 2.组合截面的惯性轴的位置：
a= B •T • 1 1 B + δ • L S (B + δ ) 2 2 B • T + δ • LS
= 149.6206 mm 3.惯性轴直径
Ds = Do + 2( B − a )
σ=
=
12825795 mm^4
1 Ds × a 1 1 1 F[ ( − )+ ] 2 2 I sin θ θ A sin θ
= 144.495 Mpa
I = I1 + I 3
= 38326158 mm^4 6.支座处内力矩
1 1 1 M r = − FRs ( − ) 2 θ tan θ
= -59378001 N*mm 7.周向力： 1 1 Tr = F = 2 tan θ
143309.2 N
厚附加量后的厚度
1 a3 = B + δ − a 2
F=
Fb • b h
= 286618.4 N
=
I1 =
58.379403 mm
1 3 B T + ×a I
+
Tr A
=
I3 =
25500363 mm^4
1 3 2 δ Ls + δ • Ls • a 3 12
= 249.41 Mpa 两支座之间应力
= 3032.7588 mm 4.惯性轴的半径
Rs = 0.5Ds
= 1516.3794 mm 5.组合截面惯性矩 1 a1 = a − B 2 = 49.620597 mm
圆筒壳体的壁厚 δ= 16 mm 圆筒壳体的壁厚扣除壁厚附加量后的厚度 δ0 = 15.4 mm 刚性环的厚度 T= 22 mm 刚性环的宽度 B= 200 mm 圆筒壳体的外径 Do= 2932 mm 作用于一个支座上的力 Fb= 500000 N 反力至壳体的力臂 b= 317 mm 耳座高度 h= 553 mm 角度 θ= 0.7854 组合截面的面积 A= 8139.86 mm^2 支座处刚性环上的力
耳式支座计算+A7校核计算中出现的问题
工程名：
设备位号：
设备名称：
图 号：
设计单位：
设计： 日期：
校核： 日期：
审核： 日期：
审定: 日期：
耳式支座计算单位 安徽华东化工医药工程有限责任公司
计算条件 设备简图
设备类型一般设备
设计压力P0.6 Mpa
设计温度T50 ℃
设备内径Di2800 mm
焊接接头系数K0.85
筒体材料名称Q235-B
设计温度许用应力[σ1]t113 MPa
筒体名义厚度δn12 mm
设备总高度H06500 mm
设备总质量m035000 Kg
地震设防烈度8度+0.3g
地震影响系数α0.24
10m处基本风压q0550
风压高度变化系数f i 1
偏心载荷Ge10000 N
偏心距Se2000 mm
水平力作用点至地板高度h1500 mm
支座型号A7
适用容器公称直径DN1700-3400 mm
支座数量n 4 个
筋板和底板的材料名称Q235-B
筋板和底板材料的许用应力[σ2]t113 MPa
地脚螺栓的材料名称 Q235-B
地脚螺栓许用应力及屈服强度MPa
单个地脚螺栓座螺栓数n1 1 个
地脚螺栓规格M30
耳式支座简图及结构参数
H 480 l1 375 b1 280 δ1 22 s1 130 l2 300 b2 280 δ2 14 l3 600 b3 480 δ3 14 e 70 b4 50 δ4 14 d 36。
大型蒸发罐环形耳座强度计算书
大型蒸发罐环形耳座强度计算书
王炼
【期刊名称】《中国井矿盐》
【年(卷),期】2018(049)002
【摘要】计算书包含了设计计算中涉及的符号、意义、公式和计算方法等,以及设计条件、环形耳座几何条件、载荷计算、刚性环计算、底板圆环计算和肋板计算,内容较完整,可调整设计参数,适用于"A型环座"(Δ=0)和"B型环座"(Δ≠0)与"单肋环座"(c=0)和"双肋环座"(c≠0)的四种组合形式,通用性强,供设计使用参考.
【总页数】5页(P4-8)
【作者】王炼
【作者单位】自贡市轻工业设计研究院有限责任公司,四川自贡643000
【正文语种】中文
【中图分类】TS35
【相关文献】
1.大型蒸发罐环形耳座设计 [J], 王炼
2.内循环式3500m2蒸发罐设计和强度校核 [J], 胡学毅
3.罐座与梁间接触压力分析及连接螺栓强度计算 [J], 潘俊兴
4.搅拌罐耳座部位应力分析及强度评定 [J], 王永卫;尹侠
5.麻醉机蒸发罐的新面孔——电子蒸发罐 [J], 聂伟;刘麒麟;肖乾惠
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材料许用应力[σ ] 圆筒名义厚度δ 保温层厚度δ
h n t
设备室 JB/T 4721.3《耳式支座》 设计条件 1500 2078 343 8 0.45 0.33 160 304 96 5 40 2000 Mpa mm mm kg N mm 1 选择耳座型号 mm Mpa ℃ mm mm N/m2 度
mm mm kN
（Di+2δ n+2δ 3） = 地震载荷：Pe=0.5α c·m0g= 风载荷： 水平力作用点到底板高度h 设备外径D0＝Di+2δ h+2δn
2
2328676 （b2-2δ 2） = 计算支座承受的实际载荷Q 4410
-6
l2-S1= 220
N N 133 mm 1590 mm
2 1/2
1077 N
é m g + Ge 4( P · h + Ge · S e ) ù -3 Q=ê 0 + ú ´ 10 kn nD ë û
= 6.2 kN < [Q]=60 kN 满足支座本体允许载荷的要求 支座处圆筒所受的支座弯距ML 支座弯距ML= 筒体的有效厚度δ e= Q*（l2-S1）/1000 mm 24.45 kN.m 满足要求 = 1.4 kN.m 4 根据δ e和p查表B-1内插得：[ML]=
Pw=0.95fi· q0· D0· H0× 10
风压高度变化#43;2δ n+2δ 3） -（b2-2δ 2） ] +2*（L2-S1）= 风载荷:Pw=0.95fiq0D0H0× 10 = 取P= Pe= 取4个支座,即n= 4 4410 k= N 0.83
-6
1960
耳式支座计算书
工程名称 设备位号 设备名称 页 数 示意图 第 页 共 页
1
1
设备操作总重量m0
偏心载荷Ge 偏心距Se 厚度附加量C
耳座参数 筋板厚度δ 筋板长度L2 垫板厚度δ
3 2 2
10 mm 290 mm 8 mm
筋板宽度b2 底板S1 其支座本体允许载荷[Q]=
2
160 70 60 19600