圆形平盖厚度计算
内压容器及开孔补强计算
p
K M
GB150 钢制压力容器
受内压标准椭圆形封头厚度 受内压非标准椭圆形封头厚度 δ δ 6.69 6.69 ㎜ ㎜ MPa ㎜ MPa ㎜
椭圆形封头的最大允许工作压力[Pw] 11.91 受内压碟形封头厚度 δ 53.40 1.52 12.27
蝶形封头的最大允许工作压力 [Pw] 受内压球冠形封头厚度 δ
温度下的计算厚度δp 受内压)(焊接)
70 105 1 172 0.3 ㎜ MPa MPa
厚度计算
76.92 ㎜
凸形封头设计温度下的计算厚度δ (仅受内压)
计算压力 Pc 10 137 1 180 45 1080 1200 1.8 204 8 1 1.33 ㎜ ㎜ ㎜ ㎜ ㎜ ㎜ MPa MPa
设计温度下封头材料的许用应力 [σ ]t
目录
圆形平盖设计温度下的计算厚度 (仅受内压)(焊接)
平盖计算压力 Pc
设计温度下封头材料的许用应力 [σ ]t
焊接接头系数 封头内直径 封头曲面深度 蝶形封头半径 球冠形封头球面部分内半径 球冠形封头计算系数 蝶形封头过渡段转角内半径 封头有效厚度Βιβλιοθήκη 椭圆形封头形状系数 蝶形封头形状系数
Φ Di hi Ri Ri Q r δ
e
焊接接头系数 平盖计算直径 圆形平盖结构特征系数
Φ Dc K
GB150 圆形平盖厚度计算
隔爆外壳的计算
隔爆外壳的计算隔爆外壳的壁厚大多是依据现有产品的数据进行选择，但是也可以进行- 些简单的理论计算，作为理论根据。
隔爆外壳大多为长方形或圆筒形。
外壳的计算就是确定外壳的壁厚，法兰的厚度以及选择紧固螺钉的大小和数量。
一长方体外壳壳壁厚度的计算在计算长方体外壳壁厚时可以采用下面的公式:(1)式中5壁厚的计算厚度cm;b矩形薄板短边长度cm;k安全系数；C应力系数；见表1;p设计压力，MPa;(T T薄板材料的屈服极限，MPa表1应力系数Ca/b 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6OO C0.13740.16020.18120.19680.21000.22080.22080.2208 a为矩形薄板长边的长度cm分析式(1)和表1,可以得到薄板的边长比a/b与薄板的厚度5的关系，如表2所示。
表2薄板厚度5和边长比a/b的关系a/b 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6OO50.0273a0.0268 a0.0261 a0.0251a0.0241a0.0231a0.0216a0.0216 a按照表2数据，可以画出长方形薄板的边长比与厚度的关系曲线，如图1所示图1长方形薄板的边长比与厚度的关系曲线从图1中可以看出，长方形薄板的厚度5随边长比a/b的增加而呈非线性地减小。
当边长比a/b=1.0,也就是说，在正方形时，薄板的厚度最大，5 =0.0237a; 当边长比a/b=1.5时，薄板的厚度5 =0.0231a,此时的厚度为正方形的85%。
在长方形隔爆外壳的设计中，通常认为，长方形外壳的大侧面的长边a与短边b之比约为3/2,是一种比较合理的结构比例，而外壳的厚度（小侧面，第三边）应该根据内部安装元器件的尺寸来确定。
在计算外壳壁厚时，只要计算得大侧面的厚度，就可以基本上确定其他壳壁的厚度了，当然，也可以将所有的壳壁的厚度计算后得到一个合适的厚度。
举例说明：试计算外形尺寸为1000mm x 750mm x 350mm钢制结构（Q235-A ）外壳壁厚1计算底板（1000x 750大侧面）壳壁的厚度：查表1求C: a/b=1000/750=1.33, C=0.1990;另外，令p=1MPa、° T=240MPa, k=1.3，然后，将这些数值代入式（1），计算得到5 1=2.46cm。
钢制焊接压力容器设计知识问答题
钢制焊接压力容器设计知识问答题3—1 什么叫设计压力？什么叫计算压力？如何确定？设计压力是指设定的容器顶部的最高压力，与相应的设计温度一起作为载荷条件，其值不低于工作压力。
确定设计压力时应考虑：1．容器上装有超压泄放装置时，应按附录B的规定确定设计压力。
2．对于盛装液化石油气体的容器，在规定的充装系数范围内，设计压力应根据工作条件下可能达到的金属温度确定。
且不应低于《容规》中的相关规定。
3．确定外压容器时，应考虑在正常工作情况下可能出现的最大设计差。
4．确定真空容器的壳体厚度时，设计压力按承受外压考虑。
（1）当装有安全控制装置时设计压力取1.25倍最大内外压力差或0.1Mpa两者中的低值；当无安全控制装置时取0.1Mpa。
5．由两室或两室以上压力室组成的压力容器，如夹套容器，确定设计压力时，应根据各自的工作压力确定各压力室自己的设计压力。
计算压力是指在相应设计温度下，用以确定元件厚度的压力，其中包括液柱静压力（当液柱静压力小于5%设计压力时，可忽略不计）。
由两个或两室以上压力室组成的压力容器，如夹套容器，确定计算压力时，应考虑各室之间的最大压力差。
3—2固定式液化气体容器设计中，如何确定设计压力？盛装临界温度大于等于50℃的液化气体的压力容器，如设计有可靠的保冷设施，其设计压力应为盛装液化气体在可能达到的最高工作温度下的饱和蒸汽压力；如无保冷设施，其设计压力不得低于该液化气体在50℃时的饱和蒸汽压力。
盛装临界温度小于50℃的液化气体的压力容器，如设计有可靠的保冷设施，并能确保低温储存的，其设计压力不得低于试验实测最高温度下的饱和蒸汽压力；没有实测数据或没有保冷设施的压力容器，其设计压力不得低于所装液化气体在规定最大充装量时，温度为50℃时的气体压力。
3—3 GB150-98标准对压力容器设计应考虑的载荷有哪些？1．内压、外压或最大压差。
2．液体静压力。
必要时还应考虑以下载荷：1．容器的自重（包括内件和填料）以及正常操作条件下或试验状态下内装物料的重量；2．附属设备及隔热材料、衬里、管道、扶梯、平台等的重力载荷。
板厚计算公式(一)
板厚计算公式(一)
板厚计算公式
1. 矩形板厚计算公式
•公式：板厚 = 长度 x 宽度 x 密度
•例子：假设矩形板的长为10cm，宽为5cm，密度为2g/cm³，则板厚= 10cm x 5cm x 2g/cm³ = 100g
2. 圆形板厚计算公式
•公式：板厚 = 半径 x 半径x π x 密度
•例子：假设圆形板的半径为3cm，密度为/cm³，则板厚 = 3cm x 3cm x x /cm³ =
3. 不规则形状板厚计算公式
•公式：将不规则形状板分解为多个矩形、三角形等标准形状，分别计算它们的体积，然后将各个体积相加得到总板厚。
•例子：假设不规则形状板可以分解为两个矩形，其中一个矩形的长度为6cm，宽度为4cm，另一个矩形的长度为8cm，宽度为3cm，密度为/cm³，则板厚= (6cm x 4cm x /cm³) + (8cm x 3cm x
/cm³) = 110g
以上是常见的板厚计算公式及示例，根据不同的形状和要求，还可以进一步衍生和应用更复杂的计算公式。
对于工程领域的创作者来说，熟练掌握板厚计算公式是非常重要的，可以帮助他们准确评估材料的用量和成本，确保设计和制造的可行性和经济性。
圆形提升盖板的设计计算.
圆形提升盖板的设计计算1前言平板是化工设备中最常见的部件。
例如，各种容器的顶盖或顶板，设备的人孔盖板、法兰盖，施工中的管道试压盲板都属于此种类。
其中圆形平板最为常见，本文提及的设备吊装用的圆形提升盖板就属于这一类。
石油化工装置中的一些特殊设备，如反应器、反应釜，由于其体积大、重量大、壁厚大，常用耐热合金钢制造，且经过整体热处理，所以在设计中往往不在壳体上布置吊耳，而是利用其顶部管口来进行吊装，提升盖板式吊耳设计正是为了满足这一要求而产生的。
本文就有关的结构及强度计算进行论述。
2圆形提升盖的结构形式2.1结构如图1提升盖的主要结构由法兰盖板和吊耳板组成，吊耳板可为单个也可使用二个。
吊耳板与盖板间采用焊接形式。
当板厚特别大时也可采用铸钢件，盖板与设备接口的连接采用法兰螺栓连接形式，可使用设备带来的螺栓。
为增加耳板的侧向刚度和耳板与盖板连接强度可在二者间设置肋板。
通常吊耳板用卡环及钢丝绳与吊装机械连接，故耳板尺寸与所用卡环应匹配。
重型吊装盖板也可通过专用连接件与吊装机械连接。
吊装盖板通常应随设备提供。
2.2提升盖的结构种类按照提升盖板与设备管口的接触部位分类：a、不承受螺栓弯矩的盖板此盖板与设备接口的接触部位仅为法兰螺栓圆部位见图2-1a、b。
b、承受螺栓弯矩的盖板此盖板与设备接口的密封面部位相接触，因此螺栓预紧时产生的弯矩会叠加到盖板上（见图3）。
这二类盖板在设计结构形式上有所差别，其力学模型不同，在设计计算中所用公式也不一样。
由于设备接口密封面往往高于法兰螺栓接圆面，设计盖板时应予以充分注意。
3圆形盖板计算的理论3.1薄板理论基础从设计观点看，板可分为厚、薄两种，厚板和薄板的理论基础和计算方法是不一样的，薄板的计算方法是厚板算法的一个特例，故掌握厚板理论完全可以解决问题。
但厚板理论比较复杂，对于一般化工设备而言，大部属于薄板范围。
薄板理论又称为薄膜理论，其特点是只受拉力，不存在弯曲应力，该理论还有几点假设：1）板的厚度较其它尺寸小得多。
平盖计算
计算单位
荆门宏图特种飞行器制造有限公司
结构类型
二个平行角钢加强的圆平盖结构
计算条件
设计压力P
MPa
0.1
设计温度t
℃
140
钢板负偏差C1
mm
0.3
腐蚀裕量C2
mm
1
二角钢间距a
mm
1000
筒体内直径Di
mm
4700
角钢与平板盖组合的惯性矩J
mm4
3.25067e+06
角钢计算长度l=2*sqrt[(Di/2)2-钢规格
L100x10
角钢截面积
mm2
1926.1
角钢截面惯性矩
mm4
1.7951e+06
角钢截面形心至角钢边距离
mm
71.6
平板盖强度校核
平板盖计算应力σ=6M/100/(δ-C)2
MPa
67.4432
设计温度下平板盖材料的许用应力[σ]t
MPa
137
校核条件
σ≤[σ]t
结论
合格
角钢强度校核
mm
4592.38
单位宽度每毫米所承受的力矩M=100βqa2
N*mm/mm
24830.3
均布载荷q
MPa
0.002
单位宽度每毫米所承受的载荷q1=q*a
MPa*mm
2
中立面距角钢边距离Z
mm
95.3696
系数β
0.124152
平板盖厚度δ
mm
6
平板盖有效厚度δp
mm
0
平板盖材料名称
S32168
角钢材料名称
角钢计算应力σn=q1l2Z/(8J)
井字梁加强筋圆形平盖设计计算
［１４］ 杨利民．两 相 流 新 型 分 离 器———Ｔ 形 三 通 管 的 研 究 进
工 程 分 会 ，１９９５．
展 ［Ｊ］．化 工 进 展 ，２００８，２７（１）：４５４９．
ＸＩＥ ＸＹ，ＺＨＡＮＧＺＸ，ＹＩＮ Ｙ，ｅｔａｌ．Ｐｒｉｎｃｉｐｌｅａｎｄｄｅ
ＹＡＮＧＬ Ｍ．Ｒｅｓｅａｒｃｈａｄｖａｎｃｅｓｉｎａｎｅｗｐｈａｓｅｓｅｐａ
ｎｅｅｒｉｎｇＳｏｃｉｅｔｙ．Ｐａｐｅｒｓｆｒｏｍｔｈｅ４ｔｈ ＡｎｎｕａｌＣｏｎｆｅｒ ［１５］ 梅洛洛，何利民，许仁辞．复合 Ｔ 形管稠油水相 分 离 特
ｅｎｃｅｏｆ Ｐａｃｋａｇｉｎｇ ａｎｄ Ｆｏｏｄ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ Ｂｒａｎｃｈ ｏｆ
性 模 拟 ［Ｊ］．油 气 田 地 面 工 程 ，２０１５，３４（１０）：４０４２．
ＬＵＯ Ｘ Ｍ，ＤＵ ＸＬ，ＸＵＥＺＸ，ｅｔａｌ．Ｉｍｐａｃｔｏｆｓｔｒｕｃ
ｎａ），２０１５．
ｔｕｒａｌｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｎｔｈｅｓｅｐａｒａｔｉｏｎ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ
［１１］ 谢秀英，张仲欣，殷勇，等．旋风分离器的分 离 原 理 及 设
ｇａｓｌｉｑｕｉｄｔｗｏｐｈａｓｅ ｍｉｘｔｕｒｅｉｎｃｏｍｂｉｎｅｄ Ｔｊｕｎｃｔｉｏｎｓ
ｓｉｇｎ ｍｅｔｈｏｄｏｆｃｙｃｌｏｎｅｓｅｐａｒａｔｏｒ［Ｃ］／／Ｐａｃｋａｇｉｎｇａｎｄ
ｒａｔｏｒｏｆｔｗｏｐｈａｓｅｆｌｏｗｓ———Ｔｊｕｎｃｔｉｏｎ［Ｊ］．Ｃｈｅｍｉｃａｌ
Ｆｏｏｄ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ Ｂｒａｎｃｈ ｏｆＣｈｉｎａ ＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉ
ｉｎｄｕｓｔｒｙａｎｄｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇｐｒｏｃｅｓｓ，２００８，２７（１）：４５４９．
计方法［Ｃ］／／ 中 国 机 械 工 程 学 会 包 装 与 食 品 工 程 分
平盖
计算单位
计算所依据的标准
GB 150.3-2011
计算条件
筒体简图
计算压力Pc
2.45
MPa
设计温度t
150.00
C
内径Di
600.00
mm
材料
Q345R(板材)
试验温度许用应力
189.00
MPa
设计温度许用应力t
189.00
MPa
试验温度下屈服点s
345.00
MPa
钢板负偏差C1
垫
外径D外
665.0
mm
内径D内
625.0
mm
m
3.00
y
69.0
MPa
片
压紧面形状
1a,1b
材料类型
软垫片
压力试验时应力校核
压力试验类型
液压试验
试验压力值
PT=3.06
MPa
压力试验允许通过的应力t
T=274.50
MPa
试验压力下封头的应力
T= =0.00
MPa
校核条件
TT
校核结果
合格
厚度设计
系数K(取大值)
T0.90s=310.50
MPa
试验压力下
圆筒的应力
T= =94.18
MPa
校核条件
TT
校核结果
合格
压力及应力计算
最大允许工作压力
[Pw]= =6.14551
MPa
设计温度下计算应力
t= =64.05
MPa
t
160.65
MPa
校核条件
t≥t
结论
合格
前端管箱封头计算结果
GB150-89圆形平盖和半锥角大于60°的锥形封头厚度计算表
沂(
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7 表 1
G
0 B I 汕名 9 圆形平盖和半锥 角大于 6
。
的锥形封头厚度计算表
TC ED
S
一
50
化 工 部设 备设 计技 术 中心 站 技 术文 件 设 计
条
化工 部第三 设 计院编制
件 ( 自绘 )
设计温 度 计 算直径
t
℃
功口
, c
D c
一
(平 盖 见 表 5 6 锥体 D 二 D ` )
材料 许用 应 。
~
查 表 5 一6 d,
二 D
,
压力容器常见结构的设计计算方法
第三章 压力容器常见结构的设计计算方法常见结构的设计计算方法4.1 圆筒4.2 球壳 4.3 封头4.4 开孔与开孔补强 4.5 法兰4.6 检验中的强度校核4.1.1 内压圆筒 1）GB150中关于内压壳体的强度计算考虑的失效模式是结 构在一次加载下的塑性破坏，即弹性失效设计准则。
2）壁厚设计釆用材料力学解（中径公式）计算应力，利用第一强度理论作为控制。
轴向应力：环向应力：（取单位轴向长度的半个圆环）校核：σ1＝σθ，σ2＝σz ，σ1＝0 σθ≤[σ]t ·φ对应的极限压力：2）弹性力学解（拉美公式）讨论：1）主应力方向？应力分布规律？径向、环向应力非线形分布（内壁应力绝对值最大），轴向应力均布； 2）K 对应力分布的影响？越大分布越不均匀，说明材料的利用不充分； 例如，k ＝1.1时，R ＝1.1内外壁应力相差10%； K ＝1.3时，R ＝1.35内外壁应力相差35%； 4 常见结构的设计计算方法 962）弹性力学解（拉美公式）主应力：σ1＝σθ，σ2＝σz ，σ3＝σr 屈服条件：σⅠ＝σ1＝σθ＝σⅡ＝σ1－μ（σ2＋σ3）＝σⅢ＝σ1－σ3＝σⅣ＝3）GB150规定圆筒计算公式（中径公式）的使用范围为：p/[σ]·φ≤0.4（即≤1.5）4.1.2 外压圆筒1）GB150中关于外压壳体的计算所考虑的失效模式：弹性失效准则和失稳失效准则（结构在横向外压作用下的横向端面失去原来的圆形，或轴向载荷下的轴向截面规则变化）2）失稳临界压力的计算长圆筒的失稳临界压力（按Bresse公式）：长圆筒的失稳临界压力（按简化的Misse公式）：失稳临界压力可按以下通用公式表示：圆筒失稳时的环向应力和应变：定义——外压应变系数于是取稳定系数m＝3，有·应变系数A的物理意义－系数A是受外压筒体刚失稳时的环向应变，该系数仅与筒体的几何参数L、D。
、δe 有关，与材料性能无关·应力系数B的物理意义：与系数A之间反映了材料的应力和应变关系（应力），可将材料的δ－ε曲线沿σ轴乘以2/3而得到B－A曲线。
圆环厚度计算公式
圆环厚度计算公式
摘要：
1.圆环厚度的定义
2.圆环厚度计算公式
3.计算公式的推导过程
4.圆环厚度的实际应用
正文：
圆环厚度是指圆环两个圆周之间的距离，通常用字母“t”表示。
在实际应用中，圆环的厚度对于产品的性能和使用寿命具有重要影响。
因此，准确地计算圆环厚度是非常重要的。
圆环厚度的计算公式为：
t = (π * (D - d)) / (4 * π * d)
其中，D表示外圆直径，d表示内圆直径。
为了更好地理解这个公式，我们可以通过推导过程来解释。
假设有一个内圆半径为r1的圆环，外圆半径为r2，我们可以得到如下关系：
r2 = r1 + t
将r1和r2用D和d表示，我们有：
D/2 = d/2 + t
将等式两边平方，得到：
D = d + 2 * d * t + t
将等式右边的2 * d * t + t移项，得到：
D - d = 2 * d * t + t
将等式两边同时除以4 * d * π，得到：
(π * (D - d)) / (4 * π * d) = t + (t / (2 * d))
将等式右边的t + (t / (2 * d))合并，得到：
t = (π * (D - d)) / (4 * π * d)
这就是圆环厚度的计算公式。
在实际应用中，圆环厚度的计算公式广泛应用于机械制造、航空航天、汽车工程等领域。
准确地计算圆环厚度可以帮助工程师优化产品设计，提高产品性能和使用寿命。
螺栓连接圆形平盖开孔补强计算
1. 一重集团大连工程技术有限公司工程师，辽宁 大连 116600
62
CFHI
2018 年 第 3 期（总 183 期）
yz.js@
CFHI TECHNOLOGY
1.1 文献 [1] 的补强计算方法
文献 [1] 中给出了平盖厚度的计算公式：
姨 啄P=Dc
KPC 蓘 滓 蓡 t覫
（1）
开孔直径之和的最大值是针对开多孔的选项 （见图
1），单个开孔计算时不在此框内输入孔径。单个开
孔的补强一定要严格按照标准，通过增加补强元件
面积的方法补强。
1.2 文献 [2] 的补强计算方法
文献 [2] 中，对螺栓把合的圆形平盖，虽然 计算平盖厚度公式的写法与文献 [1] 不同，但经 过推导可以发现在文献 [2] 中，对于平盖的开孔 补强，当开孔直径不超过平盖直径的一半时，以保 证补强后平盖抗弯截面系数不变的方法，通过加厚 相应元件来补强。补强面积按照文献 [2] 中 10.2.4 计算。需要注意的是，文献 [2] 中并未给出区别 多孔和单孔补强的计算方法；而且文献 [2] 与文 献 [1] 对开孔补强宽度的规定也不同，但是平盖 的补强宽度的规定是一样的，即两者对平盖补强的 计算方法相同。
臆0.5
时，如
K1 v
跃K， 则 以
K1 v
代替式
（1） 中的 K，否则直接取 K 值计算平盖厚度。当
K1 v
跃0.5 时，应采用其他设计方法。
综上所述，文献 [1] 对平盖上单个开孔和多
个开孔的计算方法做了明确的划分，在使用过程中
一定要注意区分。因为在利用 SW6 软件进行计算
时，其中对开孔的输入，软件输入中同一横截面上
A =0.5dop啄P
径向筋板加强圆形平板厚度计算
d=
Di sin(180° / n) = 1 + sin(180° / n)
719.60
a =
360 ° = n
P +C =
45 mm
2.平盖厚度 δ ：
d = 0.5d
[s ]
t
9.87 mm
3.筋板厚度估算 δ 1：（当筋板高度与厚度之比为1/5时） i3 P n [s ]
n = pD1 é ù 2 êd 1 h + (d - C ) ú n ë û
d 1h 2 -
pD1
(d - C ) 2
27.27 mm
组合截面之抗弯截面系数W：
pD 1 3 1 ì ü d1h +d1h(0.5h- y)2 + 1 (d -C)í[y+0.5(d -C)]2 + (d -C)2ý 12 n 12 î þ= W= h- y
径向筋板加强的圆形平板盖结构及厚度计算
筋板数量 n= 计算压力 P= [ σ ] t= 腐蚀裕量 C= 平盖板内径Di= 筋板高度 h= 试验压力Pt= 8块 0.05 MPa
137 MPa 3 2600 mm 150 mm 0.0625 MPa 加强环直径D1= 2000 mm 1.筋板分割区当量圆直径 d： mm
t
=
52118.61 mm3
d1 = 0.623 W0 =
23.16 mm
实取δ 1= 16
4.平盖板有效宽度b与筋板组合截面之抗弯截面系数W： 平盖板与筋板组合时，平盖板能承受载荷的有效宽度 b：
b =
pD1
n
=
785.40 mm
平盖板有效宽度b和筋板所组成的总几何形心至板盖板面之距离 y：
法兰盖厚度计算书
Approved by
日期
螺栓连接圆形平盖
计算单位
设计条件
简图
计算压力pc
3.500
MPa
设计温度t
120.0
C
设备壳体内径Di
92.0
mm
螺栓连接平盖型式No
13
计算直径Dc
139.0
mm
径向截面上各开孔直径之和D
93.0
mm
材料名称
Q345R
许用应力[σ]t
173.6
MPa
中心圆直径Db
190.0
W=83679.0
0.70
开孔削弱系数
=0.33计算厚度ຫໍສະໝຸດ δp=Dc =37.20mm
计算结果
名义厚度
43.7
mm
校核合格
mm
螺
公称直径dB
20.0
mm
栓
数量n
8
个
材料名称
35CrMoA
垫
外径D外
149.0
mm
内径D内
129.0
mm
m
2.00
y
11.0
MPa
片
压紧面形状
1a,1b
材料类型
软垫片
厚度设计
系数K(取大值)
预紧时
Am=445.1Ab=1879.2
W= 0.5( Am+ Ab)[]b=244050.5
1.18
操作时
软件批准号：CSBTS/TC40/SC5-D01-1999
DATA SHEET OF PROCESS EQUIPMENT DESIGN
工程名：
PROJECT
设备位号：
ITEM
圆形平盖厚度计算
716.5
垫片接触内径 d(mm)
610
垫片系数 m
2
垫片比压力 y
11
法兰盖螺栓圆直径 Db(mm) 螺栓(柱)材料
749.3 35CrMoA
室温下螺栓(柱)材料许用应力 [σ]b(MPa)
228
设计温度下螺栓(柱)材料许用应力[σ]bt(MPa)
189
螺栓个数
36
螺栓规格
M33
螺栓根径 (mm)
预紧状态下需要的最小垫片压紧力fan31146039操作状态下需要的最小垫片压紧力fpn18112145内压引起的总轴向力fn59865897操作状态下需要的最小螺栓载荷wpn77978042预紧状态下需要的最小螺栓面积aamm2136605操作状态下需要的最小螺栓面积apmm2412582预紧状态下需要的螺栓设计载荷wn322070716操作状态下需要的螺栓设计载荷wn77978042预紧状态下的结构特征系数k032操作状态下的结构特征系数k038室温下螺栓柱材料许用应力bmpa228螺栓个数螺栓规格设计温度tc300计算结果
29.211
计算结果
实际螺栓面积 Ab(mm2) 垫片基本密封宽度 b0(mm)
24125.99 26.63
垫片有效密封宽度 作用中心圆直径 DG(mm) 螺栓中心至垫片压紧力作用中心线 的径向距离 LG(mm) 平盖计算直径 Dc(mm)
690.39 29.45 690.39
预紧状态 预紧状态下需要的 最小垫片压紧力 Fa(N)
311460.39
预紧状态下需要的 最小螺栓载荷 Wa(N)
311460.39
预紧状态下需要的
最小螺栓面积
1366.05
Aa(mm2)
压力容器强度计算公式及说明
压力容器壁厚计算及说明一、压力容器的概念同时满足以下三个条件的为压力容器，否则为常压容器。
1、最高工作压力P ：9.8×104Pa ≤P ≤9.8×106Pa ，不包括液体静压力；2、容积V ≥25L ，且P ×V ≥1960×104L Pa;3、介质：气体，液化气体或最高工作温度高于标准沸点的液体。
二、强度计算公式1、受内压的薄壁圆筒当K=1.1～1.2，压力容器筒体可按薄壁圆筒进行强度计算，认为筒体为二向应力状态，且各受力面应力均匀分布，径向应力σr =0，环向应力σt =PD/4s ，σz = PD/2s ，最大主应力σ1＝PD/2s ，根据第一强度理论，筒体壁厚理论计算公式，δ理＝PPD －σ][2 考虑实际因素，δ＝P PD φ－σ][2+C 式中，δ—圆筒的壁厚（包括壁厚附加量），㎜；D — 圆筒内径，㎜；P — 设计压力，㎜；[σ] — 材料的许用拉应力，值为σs /n ，MPa ；φ— 焊缝系数，0.6～1.0；C — 壁厚附加量,㎜。
2、受内压P 的厚壁圆筒①K ＞1.2，压力容器筒体按厚壁容器进行强度计算，筒体处于三向应力状态，且各受力面应力非均匀分布（轴向应力除外）。
径向应力σr ＝--1(222a b Pa 22r b ） 环向应力σθ＝+-1(222ab Pa 22r b ） 轴向应力σz =222a b Pa - 式中，a —筒体内半径，㎜；b —筒体外半径，㎜；②承受内压的厚壁圆筒应力最大的危险点在内壁，内壁处三个主应力分别为：σ1＝σθ＝P K K 1122-+ σ2=σz =P K 112-σ3=σr =-P第一强度理论推导处如下设计公式σ1＝P K K 1122-+≤[σ] 由第三强度理论推导出如下设计公式σ1－σ3＝P K K 1122-+≤[σ] 由第四强度理论推导出如下设计公式：P K K 132-≤[σ] 式中，K ＝a/b3、受外压P 的厚壁圆筒径向应力σr ＝－--1(222a b Pb 22r a ） 环向应力σθ＝－+-1(222ab Pb 22r a ） 4、一般形状回转壳体的应力计算经向应力 σz =sP 22ρ 环向应力 sP t z =+21ρσρσ 式中，P —内压力，MPa ；ρ1—所求应力点回转体曲面的第一主曲率半径，㎜；（纬）ρ2—所求应力点回转体曲面的第一主曲率半径，㎜；（经）s —壳体壁厚，㎜。
圆形封头重量计算公式
圆形封头重量计算公式圆形封头是一种常用的容器封头形式，广泛应用于石油、化工、制药等行业。
在设计和制造圆形封头时，计算封头的重量是一个重要的步骤。
本文将介绍圆形封头重量的计算公式，并对公式进行详细解析。
圆形封头重量的计算公式如下：重量（W）= 密度（ρ）× π × 半径（R）× 半径（R）× 厚度（t）其中，密度是指封头材料的密度，单位为千克/立方米；π是一个数学常数，约等于 3.14159；半径是指封头的半径，单位为米；厚度是指封头的厚度，单位为米。
我们需要确定封头的材料密度。
不同材料的密度不同，常见的材料有碳钢、不锈钢、铝等。
例如，碳钢的密度约为7850千克/立方米，不锈钢的密度约为8000千克/立方米，铝的密度约为2700千克/立方米。
接下来，我们需要测量封头的半径和厚度。
半径是指封头中心到边缘的距离，厚度是指封头的厚度。
然后，我们将以上数据代入公式进行计算。
以碳钢材料为例，假设半径为1米，厚度为0.01米，代入公式得到：重量（W）= 7850千克/立方米× 3.14159 × 1米× 1米× 0.01米计算结果为：W ≈ 246.13千克通过以上计算，我们可以得到碳钢材料制造的半径为1米、厚度为0.01米的圆形封头的重量约为246.13千克。
需要注意的是，以上计算公式是针对圆形封头的理论估算，实际制造过程中还需要考虑一些其他因素，如焊缝强度、表面处理等。
此外，不同的封头形状（如椭圆形封头）和材料也会影响重量的计算方法。
在实际应用中，圆形封头的重量计算对于材料的选取、加工和运输都有重要的指导意义。
合理估算封头的重量可以帮助我们选择合适的材料、确定加工工艺，以及合理规划运输方案，从而提高生产效率和降低成本。
圆形封头重量的计算公式是一种重要的工程计算方法。
通过该公式，我们可以快速准确地估算圆形封头的重量，为封头的设计和制造提供参考依据。
平盖计算直径公式
平盖计算直径公式
平盖通常由一块金属板或其他材料制成，用于封闭容器的顶部。
以下是计算平盖直径的公式：
平盖直径= 内径+ 2 × 厚度
其中，内径指的是容器内部的直径，厚度指的是平盖的厚度。
这个公式可以用来计算平盖的直径，以便满足容器的设计要求和使用需要。
另外，需要注意的是，这个公式只适用于一些简单的平盖计算，对于一些特殊的平盖形状和结构，可能需要采用其他的方法和公式进行计算。
同时，在选择合适的平盖材料和厚度时，也需要考虑到容器的使用环境和压力要求等因素。
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操作状态下需要的
最 操小 作螺 状栓 态载 下荷 需 要W的p(N)
最小螺栓面积
Ap(mm2)
4125.82
181121.45 598658.97 779780.42
4125.82
操作状态下需要的 螺栓设计载荷 W(N)
779780.42
预紧状态下的 结构特征系数 K
0.32
操作状态下的 结构特征系数 K
螺栓连接圆形平盖厚度计算 (参考GB 150.3-2011第5.9条，7.5条)
设计压力 替] 设计温度
平盖材料
输入参数 Pc（MPa）[可用水压试验压力代
Tc（℃）
1.6 300 Q345R
常温下平盖材料的许用应力 [σ](MPa)
181
设计温度下平盖材料的许用应力 [σ]t(MPa)
133
垫片接触外径 D(mm)
716.5
垫片接触内径 d(mm)
610
垫片系数 m
2
垫片比压力 y
11
法兰盖螺栓圆直径 Db(mm) 螺栓(柱)材料
749.3 35CrMoA
室温下螺栓(柱)材料许用应力 [σ]b(MPa)
228
设计温度下螺栓(柱)材料许用应力[σ]bt(MPa)
189
螺栓个数
36
螺栓规格
M33
螺栓根径 (mm)
预紧状态 预紧状态下需要的 最小垫片压紧力 Fa(N)
311460.39
预紧状态下需要的 最小螺栓载荷 Wa(N)
311460.39
预紧状态下需要的
最小螺栓面积
1366.05
Aa(mm2)
需要螺栓面积 Am(mm2)
预紧状态下需要的 螺栓设计载荷 W(N)
3220707.16
操作状态 操作状态下需要的 最小垫片压紧力 F内p(压N)引起的总轴向力
29.211
计算结果
实际螺栓面积 Ab(mm2) 垫片基本密封宽度 b0(mm)
24125.99 26.63
垫片有效密封宽度 b(mm)
13.05
垫片压紧力作用中心圆直径 DG(mm) 螺栓中心至垫片压紧力作用中心线 的径向距离 LG(mm) 平盖计算直径 Dc(mm)
690.ห้องสมุดไป่ตู้9 29.45 690.39
计算结果：平盖厚度 δp(mm)
46.53
注：1.螺栓个数、规格及垫片尺寸参考相应法兰标准，不可无限增加或减少．
0.38
2.法兰盖不同的厚度对应不同的许用应力，故需设计者先估算法兰盖厚度再输入许用应力．