压力容器标准条款的背景介绍和有关问题的讨论.ppt

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1、压力容器标准条款的背景介绍和有关问题的讨论,秦叔经全国化工设备设计技术中心站上海延安西路376弄22号10楼Tel：021-32140342-820Fax：021-62489867Email：Web Site：,设计压力和计算压力,在GB150的节中说明：“由两室或两个以上压力室组成的容器，确定设计压力时，应考虑各室之间的最大压力差。”,确定试验压力的基准,最大允许工作压力(ASME VIII-1):在正常操作工况下,容器顶部允许达到的最大压力 该定义与GB150中对”设计压力”的定义基本相同,故各标准确定试验压力的基准是一致的.,压力试验的目的：1.检验压力壳的宏观强度;2.检验接头的可靠性

2、：-焊接接头的致密性-法兰接头的密封性,ASME VIII-1中真空容器进行压力试验的要求:最小试验压力应满足:,ASME VIII-1中对两个压力室以上组成的容器,进行压力试验的要求：1.当确定多腔容器共用壳壁壁厚的压力差大于相邻压力室的MAWP时,该共用壳壁的试验压力应不小于该压力差,并考虑温度修正.同时,每个压力室的最小试验压力应分别满足:例:内筒为0.1MPa,夹套内为-0.1MPa,内筒壁厚由内压0.2MPa确定.,2.当确定两个压力室共用壳壁壁厚的压力差小于两个压力室中较高压力时,该共用壳壁的试验压力应不小于1.3倍的压力差,并考虑温度修正;例:内筒为0.5MPa,夹套内为0.3M

3、Pa,内筒壁厚由外压0.3MPa确定.,按GB150对试验压力的取值,试验压力的下限：液压试验：气压试验：试验压力的上限为满足以下公式：,在标准GB1501998中对外压容器的试验压力有如下的 规定：液压试验：pT=1.25 p气压试验：pT=1.15 p 带夹套的容器，当夹套内压力为正时，其内筒即为外压容器,液压试验压力的确定(假定温度修正系数为1.0),注:a)也可按该试验压力在夹套中进行试压,而内筒的试验压力按单腔容器来 确定;b)内筒仍需按单腔容器来进行试压;c)也可按该试验压力在夹套中进行试压,而内筒不需进行试压;d)假定内筒的壁厚是由夹套压力单独作用工况下(-0.3MPa)确定的.

4、,工程设计方法与结构的安全性,GB150采用的强度条件是第一强度理论,强度条件 第一强度理论:结构中的最大主应力达到强度极限时,该结构即发生破坏;第二强度理论:结构中的最大主应变达到强度极限时,该结构即发生破坏;第三强度理论:结构中的最大、最小主应力之差达到强度极限时,该结构即发生破坏;第四强度理论:结构中的最大应变能对应的当量应力达到强度极限时,该结构即发生破坏;,第一、第二强度理论适用于脆性材料;第三、第四强度理论适用于韧性材料,工程规范中一些计算方法的说明 椭圆封头的设计计算公式：,该公式考虑了椭圆封头与筒体连接处产生的边缘应力与压力产生的薄膜应力叠加后的总应力，最大应力出现在封头与筒体

5、连接处。但该公式并没有采用应力分类的概念,ASME VIII-1采用的也是第一强度理论,总体薄膜应力强度：SI=177.87,碟形封头的设计计算公式：有力矩理论的分析结果表明：最大应力在折边区 规范采用的经验公式为：,薄壳理论的推导结果为两向应力，故采用第一强度理论或第三强度理论具有同样的结果(以圆筒体为例，周向应力为1，周向应力为2，径向应力为3=0),EN13445 采用第三强度理论，其筒体壁厚计算公式与GB150与ASME VIII-1有同样的形式,外压壳体计算 GB150中的材料，有一些在标准中没有提供相应的B值曲线，如09MnNiDR、07MnCrMoVR、13MnNiMoNbR，等

6、等,可采用选择替代材料的方法，以利用程序进行计算。选择替代材料的原则：1）相近的弹性模量；2）相近的屈服点,在壳体的外压校核计算或塔器的稳定性校核计算时，如已知实际材料的B值可使校核通过，则也可选择B值稍大于实际材料的任何一种替代材料进行校核计算，然后，在计算书中将B值和许用外压力改成实际材料的B值和许用外压力,关于受外压筒体和变径段的壁厚计算 锥壳与筒体连接处不作为支撑线时(见图b)，按 L 和各自的 直径、壁厚进行校核，且锥壳厚度应不小于与之连接的筒体 厚度；,(a),(b),锥壳与筒体连接处作为支撑 线时(见图a)，按GB150 中 节计算锥壳厚度，并校 核与大、小端筒体连接处的 刚度是

7、否足够；,锥壳与筒体连接处是否作为 支撑线由设计人员自行确定。,1.大、小端连接处都不作为支撑线：计算长度 L=900+1000+800=2700 mm 分别计算大端筒体、锥壳、小端筒体的厚度。锥壳的最终厚度 取三者中大值；,2.小端连接处作为支撑线：计算长度 L=900+1000=1900 mm 分别计算大端筒体、锥壳的厚度。锥壳 的最终厚度取两者中大值；,3.大、小端连接处都作为支撑线 以 1000mm 作为锥壳长度,对锥壳单独 计算其所需要的厚度,同一个结构可用不同的模型进行计算，从而得到不同的结果,标准容器法兰选用举例：法兰材料：锻件20钢；设计温度：250如选用压力等级为 0.25

8、MPa 的甲型平焊法兰，则该法兰的最大许用工作压力为 0.17 MPa,标准容器法兰的公称压力是以板材16MnR在常温下的 强度为依据而制定,关于法兰选用和设计计算 标准容器法兰的最大允许工作压力应按 JB/T 4700 的表6和表7确定,法兰设计的 Waters 法,Waters法是一个强度计算方法，而法兰的失效主要是刚度不够而引起的泄漏。故法兰计算的强度条件为：,在进行法兰计算时，SW6认为用户输入的尺寸是已扣除了腐蚀余量后的尺寸,法兰在设计压力下计算通过，并不能保证在压力试验时不发生泄漏；同样，法兰在设计压力下计算通过，实际上也不能保证在操作工况下，介质一定不泄漏,减薄高颈法兰颈部大端的

9、厚度 g1，可降低小端的轴向弯曲应力H。注：系数 f 相当于小端处轴向弯曲应力 与大端处轴向弯曲应力之比，即 f 1表示小端处轴向弯曲应力较大。,开孔补强的设计方法 开孔补强的目的：减小壳体与接管连接处的应力水平，避免由于该处的高应力水平而引起的开裂,考察设计方法是否合用的准则为，当按该方法设计后，应满足：,对筒体上法向接管的结构，WRC 335公报发表的实验结果 表明，满足等面积法补强要求后，,等面积法 是一种经验方法，无法从理论上证明能满足以上条件。一般而言，接管上补强的效果要好于壳体上补强的效果,在假定接管厚度与壳体厚度相等的条件下，要使得压力面积 法的有效补强范围大于等面积法的有效补强

10、范围的条件是：,压力面积法 也是一种经验方法，也无法从理论上证明能满 足以上条件,一般性结论：1）在小直径接管的情况下（），等面积法的有效 补强范围小于压力面积法的有效补强范围，使得补强计算结果较为保守；2）在接管直径较大时，一般总是压力面积法的结果更为保 守，除非压力很高的情况（当 时，压力 p 需大于0.09t 才会使等面积法 的结果更安全）,开孔处壳体焊缝系数的选取:1.开孔不在焊缝上，或壳体本身焊缝系数为1.0，则开孔处壳体焊缝系数取1.0；2.开孔在焊缝上，壳体本身焊缝系数为0.85，虽然，开孔处壳体焊缝需100%探伤，但如评片级别为3级，则焊缝系数仍应取0.85。,切向接管补强计算

11、的限制 对于长圆形开孔，GB150 规定长、短轴之比不得大于2.0。在HG20582 中有同样的规定,平盖的补强计算 1）平盖上开孔可用两种方法进行计算：整体补强法和等 面积法；2）标准法兰盖上开孔后，需进行法兰盖厚度校核和开孔 补强计算,关于不需另行补强的开孔 凡不符合GB150-1998 中8.3节条件的都需考虑补强及进行补强计算(特别需注意表8-1的条件),外压壳体上的大开孔补强尚没有标准所提供的常规计算 方法,关于壳体上安放的接管上受到机械外载时的 局部应力计算 管道通过筒体上接管将力或力矩施加到筒体上时，筒体与接管的连接部可能会产生很高的局部应力,管道由于温差而对壳体所作用的力一般应

12、作为机械载荷处理，这是由于存在弹性跟随(或应变集中)现象,GB150没有给出局部应力校核的计算方法和强度条件,工程中一般采用WRC107或WRC297公报发表的方法进行应力计算,然后采用应力分类的强度条件进行应力校核:局部薄膜应力(一次)1.5 局部薄膜应力(一次)+弯曲应力(应力范围)3.0(安定性理论),当不考虑容器壁的具有的柔度时，管道作用于容器壁的推力为：F=t E A（与管道长度无关）当容器壁发生塑性流动后，沿管道轴线方向所需吸收的变形为：=L t（与管道长度成正比）,在温度为t1 时进行装配。然后，将直杆a降温到t2，杆b的温度不变。,按杆a和杆b的变形协调计算杆a和杆b中的应力(

13、弹性状态),(二次应力),(二次应力),对于为满足变形协调而在两个构件中产生的应力，可以按二次应力进行强度评定的条件：,1=F2l1/(E1A1),2=-1,1）线弹性分析的结果：,2）两杆间的实际作用力和两杆的变形：,2,2,S2,F=A,HG20582和WRC297的计算方法是基于薄壳理论，没有考虑应力集中的影响,用HG20582和WRC297的计算方法算得的弯曲应力中既有一次弯曲应力,又有二次弯曲应力,但没有理论方法可将两种应力分离开来,在管道传递给壳体的力和力矩中,由管道自重产生的那部分力和力矩无循环作用的效应,因此,这部分力和力矩产生的应力不适用于安定性理论,综合以上两方面的影响,将

14、全部弯曲应力按安定性理论进行校核一般可得到安全的结果,浮头法兰厚度计算 或(1)取上两式中之大值。操作工况下：,结论：式(1)得到的厚度不是计算厚度，只能用于检验假定厚度f是否合格。,当操作工况起主要作用时：1.浮头法兰受内压作用时，封头薄膜力的水平分力对法兰环作用的扭矩一般不可能大于其它几个力对法兰环所作用的扭矩之和。因此，封头焊入深度应尽可能取较小的值，以使封头薄膜力的水平分力对法兰截面形心作用的力臂有较大值；2.浮头法兰受外压作用时，一般来说，封头薄膜力的水平分力对法兰环将起主要作用，封头焊入深度的值不宜取得太小,当预紧工况起主要作用时，封头焊入深度对法兰厚度没有影响；,在换热器上安装标

15、准膨胀节时，该标准膨胀节也需校核，除非能确保该膨胀节的实际膨胀量小于标准中所规定的 允许最大膨胀量,固定管板换热器的计算 采用膨胀节时,如要对膨胀节进行强度校核,需要输入膨胀节吸收的位移或其承受的轴向力,膨胀节吸收的位移并不等于换热管与筒体的膨胀差。用SW698计算时，建议先计算管板，再计算膨胀节，以利用程序所算出的膨胀节所受的轴向力,在计算膨胀节的许用平面失稳压力时，要用到的是膨胀节材 料加工成形后的实际屈服点，该值与许用平面失稳压力成正 比。,对于管板兼作法兰的结构，当配对的管箱法兰的法兰连接螺栓强度校核不合格时，将无法进行管板的应力计算，程序在管板应力计算时将提示“法兰力矩系数为0”注:

16、由于标准法兰按GB150校核有可能不合格.,固定管板换热器设计中，影响管板、管子和壳体应力的因素 1.管、壳程温差大于50需考虑安装膨胀节”的原则不一定正 确，应通过计算确定。在设置膨胀节以后，有可能使得管板 应力或管板法兰部分的应力反而增大(特别在管程压力单独 作用的情况下)。,在可能的条件下，应尽量通过 计算或实测获得壳体和换热管的金属温度，只有这两个温度值对换热管应力校核会有影响,对于k 1的情况，可按JB4732的解析法对管板进行计算；按JB4732的解析法可对以下结构进行计算：1)GB151中给出的b、e型结构管板；2)贴面焊薄管板；3)平齐焊薄管板,说明：1)对于k 1的情况，也可

17、按JB4732的解析法对b、e型结构管板进行计算；2)薄管板结构不适合用膨胀节,换热器设计标准没有提及的一些问题 标准与规范并不保证解决设计中的所有问题,对于带膨胀节的固定管板换热器，在壳程压力较高时（如ps 5MPa左右），压力对膨胀节的推力将可能使得壳体的轴向应力为负，为平衡这个推力，管子的应力将进一步增大。由于GB151没有计及膨胀节的这个推力，使得计算结果偏不安全。,固定管板换热器，在壳程压力较高或温差较大时，管板与壳体连接处的薄膜应力加边缘弯曲应力的值有可能过大而导致在该处开裂，特别在水压试验工况，但在现行规范中均没有给出该处应力的计算式和强度条件。,在SW6的k 1的计算模块中给出

18、了管板与壳体连接处的薄膜应力加边缘弯曲应力计算值，并进行了校核。如校核不通过时,应根据应力不合格的工况而采取不同的结构尺寸修正方案：有温差工况：减小筒体厚度或增加管板厚度；无温差工况：增加筒体厚度或减小管板厚度,GB151对管板作了满布管的假定，但实际上周边不布管区的存在将有助于降低换热管中的最大应力。GB151简化算法的后果是对换热管应力校核的结果在某些情况下会过于保守，特别是对浮头式换热器，有可能使保守程度大于100%以上。,GB151 的简化方法只计算布管区最外圈的管子应力，将有可能忽略掉管子应力的最大值。另外，该简化方法肯定忽略掉了正、负两个不同符号最大值中的一个。,标准没有要求对膨胀

19、节在压力试验工况下进行应力校核，当介质存在腐蚀的条件下，设计人员需考虑在正常大修以后在膨胀节被腐蚀条件下进行压力试验的工况。,塔式容器的设计计算 地震力的计算按 GB50011-2001“建筑抗震设计规范”中的反应谱法：地震影响系数与设防烈度、场地类别、设计地震分组、阻尼比和结构自振周期有关。,设防烈度和设计地震分组按GB50011-2001附录A查取,地震影响系数曲线中的指数与阻尼比有关(原标准中该指数取0.9,相当于阻尼比取0.05)，阻尼比可取0.010.03，SW6 默认取0.01(参照JB4710-2005 的编制说明),塔设备各段筒体用法兰连接时，该连接法兰的计算压力将由程序自动计

20、算得到，该计算压力可能远高于塔设备的设计压力，在选用标准法兰时必须注意这一点,考虑水压试验工况下，塔设备筒体应力校核时的试验压力取值：周向应力校核：计算压力值=卧试水压试验压力+液柱压力 轴向应力校核：计算压力值=卧试水压试验压力,液柱压力的计算：单腔塔：液柱压力=(筒体总高+上封头高度)(m)9.81/1000 多腔塔：液柱压力=每腔筒体高度(m)9.81/1000,各危险截面最大组合应力的计算,按裙座与塔体不同的连接方式而决定筒体和下封头上需校核的 危险截面为:1.裙座与塔体对接，校核筒体最低截面及下封头的直边部分 2.裙座与下封头搭接，同上 3.裙座与筒体搭接，只校核筒体与裙座搭接的那个

21、截面,卧式容器的设计计算 计算中考虑了地震载荷对容器的作用。但将卧式容器简化为质点考虑，即有：且取阻尼比为0.05，得到2=1，因此 设备所受的地震力为,JB4731-2005中，比原GB150-89增加的计算内容：无集中载荷作用的情况：1）校核鞍座在温差载荷作用下的强度,校核截面,无集中载荷作用的情况（续）：2）校核鞍座在地震载荷作用下的强度,无集中载荷作用的情况（续）：3）校核地脚螺栓在地震载荷作用下的强度,有集中载荷作用的情况：1）筒体上需进行轴向应力校核的危险截面：a）鞍座截面；b）集中载荷作用的截面；c）轴向弯矩导数为0的截面,有集中载荷作用的情况（续）：2）校核鞍座在温差载荷作用下

22、的强度：同无集中载荷作用工况，但鞍座反力取两个反力中的大值,3）校核地震载荷作用下的各个应力：a）鞍座截面上筒体的压应力5 8；b）鞍座腹板压应力9；c）鞍座筋板和腹板组合截面的弯曲应力sa；d）地脚螺栓的拉应力和剪应力 注：1）鞍座反力取两个反力中的大值;2）要计及附加设备在地震作用下产生的弯矩;3）考虑地震载荷作用，只计算操作工况下的应力;4）许用应力乘以系数Ko=1.2,当鞍座边角处的压应力6 不合格时，可采用以下结构中的一种：增设加强板，但需满足：-加强板的包角 鞍座包角+12；(当筒体厚度较厚时,标准鞍座可能不满足该要求)-加强板厚度不小于筒体的厚度；-加强板的宽度 圆筒的有效宽度,

23、增大鞍座包角,在鞍座截面或靠近鞍座处设加强圈，但一般这不是一个 有效的方法,应力分类法中各种应力的性质和特点 1.线弹性分析得到的是名义应力,而不是真实应力,4.自限性的定义：当结构中的应力是由于结构的变形协调而 产生时，对于理想弹塑性材料，结构中的最大应力将不超 过材料的屈服点 注：作用在结构上的外力是为了满足结构的变形协调而产生的，因此，当材料达到塑性流动状态后，外力和结构中的应力将不再会进一步 提高,2.一次应力是为平衡外部机械载荷而在结构中产生的应力(该力学模型的边界条件是力边界条件),3.二次应力是为满足部件间的变形协调条件而在结构中产生 的应力(该力学模型的边界条件是位移边界条件)

24、,6.除温差应力外的其他二次应力还有局部性,5.二次应力和峰值应力具有自限性,8.二次应力也可能在一次加载时使结构失效 注：压力容器设计中一般不可能遇到这种情况，但在压力管道设计中要 考虑这种情况。如在EN13480中规定，由于管道端点发生位移而在管 道中产生的应力，需限制其不超过3倍的许用应力,7.峰值应力也具有局限性，其衰减长度比二次应力的衰减长 度小得多。如无限大平板开小孔的结构，在离孔边一倍孔 径处，该处应力值已与平板上一般部位的应力值非常接近,限制各种应力的强度条件 1.对一次应力必须限制其使结构在一次加载的条件下不发生 失效。强度条件为：a)一次总体薄膜应力 1倍的许用应力 b)一

25、次局部薄膜应力 1.5倍的许用应力c)一次薄膜应力加上一次弯曲应力 1.5倍的许用应力,2.应限制二次应力满足安定性条件：即在若干次载荷循环后，结构中任意点将始终处于弹性状态。强度条件为：一次加二次应力范围 3倍的许用应力,注:1)线弹性安定性条件可理解为在载荷循环过程中,结构中任意点的 应变变化范围不超过2倍的材料屈服应变值,2)安定性条件防止的是塑性变形逐步累积而使结构在过量塑性变形 的情况下所发生的失效,3)设备总是要经历检修和开、停车工况,经历压力载荷循环是不可 避免的,4)对于有些重量载荷所产生的二次应力不适用于安定性条件,(指那些在整个结构使用寿命周期中不可能发生变化的重量载荷),3.载荷循环时,在结构局部存在峰值应力的高应力区可能形成 微裂纹,并随载荷循环不断扩展,最终导致结构断裂而失效。疲劳校核的强度条件为:实际载荷循环次数 许用循环次数 注:许用循环次数由包括峰值应力的总应力在疲劳曲线上查得,谢 谢,