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1、（2）贮存液体的容器当容器盛装液体时，壳体内壁面法向将受到液体静压强的作用，它同样是一种轴对称载 荷，这一点与承受气压相同，所不同的是液体静压强大小随液体深度而变化，有时液面上方 还同对受到气体压力的作用。这些容器壳体中的薄膜应力一般也可用式（2 7）和式（2-12） 求解。中部支承半径为R的圆柱形贮液罐 如图2-9（a）所示，罐的底部自由，顶部密闭， 液面上方的气体内压力为0，充液密度为。a）圆筒ab段：其上任意一点仅受气压0作用其P = P0，RL，故可直接用式（2-16）求解，得其经向薄膜应力。中和周向薄膜应力气为b中b0p 0R25P 0R = 2b5 中(2-24)b）圆筒bc段：其
2、A-A断面上任一点处，受有压力载荷P = P + Pg的作用其中h为至液面距离，g为重力加速度，因圆筒R1=8,R2 = R，故气可由式（2-7）求解。另再考 察图2-9（c）所示A-A断面以上部分区域的平衡，在不计壳体自重时，作用于该区域的轴向 外载荷有液体重力G和A-A断面的压力P = P0 + Pgh，则其合力y为V = P- G =兀R2(P0 + pgh)兀R2pgh =兀R2P0=1代入式（2-12）可求得b9。由此得bc段上任意点的经向和周向薄膜PRb中b0应力分别为,，、羊(p0 + pg”)R(2-25)5c）圆筒cd段：其B-B断面上任一点处，作用于图2-9（d）所示B-B
3、断面以上部分区 域的轴向外载荷除有液体重力G和承受的压力P = P0 + Pgh外，尚有支座反力七=nR 2 pgH 反1，其总轴向外力变为V = P - G + F反 =n R 2( p0 + p gh)丸 R 2 p gh + 兀 R 2 p gH 1 =n R 2( p0 + p gH 1)同理将pz和V代入（2-7）、（2-12）相应式内，则cd段圆筒壁内任意点的经向和周向 薄膜应力分别为(P 0 + PgH 1)R25,卜(P0 + Pgh) R0（2-26）图2-9中部支承的圆柱形贮液罐由三段的应力计算式（2-24）、（2-25）、（2-26）及图2-9（b）所示圆筒壳应力分布图可
4、 以看出:a）对于bc及cd段，其应力实际是分别按仅受气压与仅受液压（P0 = 0或敞口）时的 应力相加之和，故此情况亦可按仅受气压与仅受液压分别计算，然后叠加；b）在仅受液压时，液柱引起的周向应力 0与其深度h成正比，而与圆筒壳的支座无关，但经向应力则与支座位置有关，支座以上b9 = ，支座以下L恒定于液柱总深H1。图2-10充液圆锥形壳体圆锥形壳体 如图2-10所示，敞口圆锥形容器中盛装密度为的液体，其上端自由 支承。锥壳上任意一点处液体静压力为P = P g (H - z)又因 R 1 =8 R2 = r/cg / *，则由式(2-7)得P g (H - z) ztga b =o。8 c
5、os以(2-27)若令% = 0，则气在z = H/2处有最大值 dzP gH2 tga b = o0max48 cos以求b9时，如取M点处以下的部分壳体为研究对象，则该区域外载荷为M点处上部液 体所产生的静压力与M点处下部液体的重力，二外力的轴向分量之和为V =兀 r2 p g (H - z + 3 z)=兀 z2 P g (h - z + 3 z)tg 2以将V值代入式(2-12)得- 2、 2、兀 r2P g (H - - z)p g (H - - z) ztgab =中2兀r8 cos以28 cos以do同理，一年=0dzz = 3 H4处有最大值o= 3 H 2p gtga中max
6、 16 0 cos 以球形贮液罐图2-11为一充满液体的球形贮罐，沿对应中0的平行圆A-A处支承。设液体的密度为P，则作用在角中处壳体上任一点液体静压力为Pz = PgR（1-*们因Ri=R， = R Sin中，故任意截面上部分壳体上合力的竖直分量为V =甲2兀rp R cos甲d甲=2兀p gR 3 卜(1-cos 甲)cos 甲 sin 甲 d 甲 0-11 八2、-=2兀p gR 3一 一一 cos2 甲(1- cos 甲)6 23(2-29)将式（2-29）带入式（2-12），再由式（2-7）可求得o甲2兀r0 sin甲p Rr-pP gR2 (1- 2cos2 甲 )6 ( 一 1
7、+ cos 甲)p gR2 活2cos2 平、三卜(5 - 6cos 甲 + )6o1 + cos 甲(2-30)b）当甲 甲0时任意截面上部分壳体在竖直方向所受的外力V除按式（2-29）的计算值外，还受到支承-4 F =兀 R 3p g环的反力F。在不计壳体自重时，F等于球壳内液体的全部重量，即 3 ，所以4c -112、V =兀 R 3 p g + 2兀p gR 3 - cos2 中(1- cos 中)3 6 23譬 +片），PgR2 2cos2 平气=（1-6*平一 1os?） |（2-31）图2-11球形贮液罐比较式（2-30）和式（2-31）可以看出，在支承环（中=中0）处。中及气
8、不连续，突变量分别为 2pgR235 Sin2%，其突变是由于支座反力引起的。突变导致支座A-A附近球壳局部弯曲变形， 产生局部弯曲应力，以保持应力与位移的连续性。因此不能用无力矩理论计算支承处应力， 必须用有力矩理论进行分析才与实际相符。（4）边缘应力计算举例当一般回转壳（如球形壳、椭球壳、锥形壳笠）与圆柱壳连接时，将产生边缘效应，在这 些壳体的边缘处同样存在边缘力和边缘力矩。求这些边缘力和边缘力矩引起的内力和变形需 要应用一般回转壳的有力矩理论，其精确分析远比圆柱壳复杂，超出了本书的范围。以下仅 就厚圆平板与圆柱壳的连接情况举例说明边缘应力的计算。(1)封头；图2-13厚圆平板与圆柱壳的连
9、接(2)带厚圆平板的圆筒如图2-13所示，内部作用均匀分布的压力。用一假想截面将圆筒 与圆板在连接部位切开，则它们之间有相互作用的边缘剪力0。和边缘弯矩。由于圆平 板很厚，它抵抗变形的能力远大于圆筒，可假设连接处没有位移和转角，即(2-44)COp = CO肱o = 01 1 10 P 二。肱0 =。0 = 01 1 1对于圆筒有CDp =一些(2一日)，22E81w(DAf M ,22。201,co 0 = Q , 6 20 = Q22&3D 022&2。o吁。MPD o1(2-45)(2-46)(2-47)将式(2-44)及(2-45)代入变形协调方程式(2-32)得_l(2-pi)iM
10、-Q =02 Ed2&2D o 2&3D oM - Q = 0PD o 22) o解得M 二% 咎(2-日)o EoQ =-2&3D 譬(2-四)oEo式中负号表示。的实际方向与图示方向相反。对于钢材，以=0.3，4 3(1-四 2)1.258P =:.RSxr8M = 0.257 pR8Q = -0.66 pR50(2-48)将式(2-48)代入式(2-42),求出x = 0时的内力N0和内力矩M x、Mo，再将所求的内力N0和内力矩M x、M0代入式(2-43)，即可算得钢制筒体连接处的应力分别是(&，L= 2.05竽(在阮=0处，内表面)&扁=0.62竽(在队=0处，内表面)可见，与厚平
11、板连接的圆柱壳边缘处的最大应力为壳体的经向应力，其值远大于远离结构不 连续处圆柱壳中的薄膜应力。2.2.2均布载荷下圆板中的应力用于容器的圆板通常受到均布横向载荷的作用，即P广P =常数，则式(2-61)的一般解为 = C r 2 ln r + C r 2 + C In r + C + 岩；(2-62)式中、C2、C3、和C4为积分常数，可由圆板中心和周边条件决定。将式(2-62)代入式(2-60),得(2-63)Q =-D5+岩)r r 2D对于实心圆板，在板中心r=0处，由于p为有限量，该处的挠度和剪力应是有限量，故必有Ci= c = 0此时式(2-62)简化为开有(2-64)(2-65)
12、M =-D 2 (1+P)Cr:,(3 +p) pr2216DMQ=-D，2(1+QC,+ (1 + 3日)pr 2216 D(2-66)Q =-P r2以上各式中C2 , q将由圆板周边的支承条件确定。下面讨论两种典型支承情况。（1）周边简支圆板（a）简支图2-17承受均布横向载荷的圆板（b）固支图2-17（a）周边简支表示周边不允许有挠度，但可以自由转动，因而周边不存在径向弯矩。此时边界条件为r = R时，=0Mr = 0，将此条件分别代入式（2-64）和式（2-66）并解此方程可得C _（3 +QpR22 =-（1+.）32 DC =（5 + 口 pR 44 （1 + _）64 D，将C
13、2、C4代入式（2-64），得圆板的挠度(2-67)=p (R2 一 r2)(5 + 口 R2 一 r2)64 D1+日且有竺=-4 = R 2 - r 2) dr16 D 1+日在圆板中心尸=0处有最大挠度_(5 +p)pR4 _ 3(1-日)(5 + 日)r(1+p)64D 16E83p 4在圆板周边r = R处，转角为, d 、pR 3平=(_)=芸dr r=R 8D(1 +)(2-69)将积分常数C 2代入式(2-66)就可得板中的弯矩和横向力M = P(3 +成2 r 2)M =已3 +p)R2G + 3诙2 0 16(2-70)将式(2-70)代入式(2-59)得。=IFG +)(
14、R2 - r2) r40 3r% = 4p*+Q R 2-ge2 (2-71)在板的上下表面Z = + y处，其弯曲应力值为=+ 3P(3 + p)C?2 一 r2)80 2=干立L +亦2 (1 + 3哉280 2(2-72)显然，在板中心气、气为最大，它们的数值为(br )max=(b0)= + 33+ PR 20 max80 2(2-73)式中正号表示拉应力，负号表示压应力。图2-18(a)是周边简支圆板下表面的br，b0分布曲线。在工程设计中重视的是最大挠度和最大正应力，挠度反映板的刚度，应力则反映其强度。由式(2-68)和式(2-73)可见，最大挠度和最大应力与圆板的材料、半径、厚度
15、有关。因此，若 构成圆板的材料和载荷已确定，则减小半径或增加厚度都可减小挠度和降低最大正应力，当圆板的几何尺寸和载荷一定，则选用E较大的材料，可减小最大挠度值。然而最大应力只与（3+ 口）成正比，与E无关，而目的数值变化范围小，故改变材料并不能获得所需要的应力状态。（2）周边固支圆板图2-17（b）周边固支的圆板表示其支承处不允许有转动和挠度，这样的边界条件为r = R，3= ， 哗=0。代入式（2-64）和式（2-65）中可得d中C2 = -pR 2C =些4 64D、（2-74）再将C2、C4值代入式（2-64）可得（R 2 - r 2） 64D显然，最大挠度仍发生在板中心处3max 64
16、 DPR4 - T PR 416 Ed 3 F（2-75）图2-18圆板的弯曲应力分布（板下表面）将积分常数C代入式（2-66）得M = P（1+日）R2 -（3 +日）r2 r 16M 0= %（E） R 2 - （1 + 3 日）r 2（2-76）在板中心尸=0处，弯矩为在板边缘r = R处，弯矩为窖（1+日）R2 -（3 +日）r2 48 3票（1+日）R2 -（1 + 3四）r2 48 3=M = ii pR 2916pR 2M r 8pR2M = p98因此，最大弯矩是径向弯矩，相应的最大应力在板边缘上下表面（，、3 八9r ）max=疝 PR（2-77）8z =2）上，即（2-78
17、）图2-18（b）是周边固支板下表面的应力分布曲线。圆平板受载后，除产生正应力外，还存在由内力r引起的剪应力。在均布载荷P作用 下，圆平板柱面上的最大剪力（r）max 2 （r 史，。近似采用矩形截面梁中最大剪应力 公式得到3（Q）3 pRT =max 2 1X84 8将其与最大正应力公式对比，最大正应力与（R /8 ）2同一量级；而最大剪应力则与（R /8 ）同一量级。因而对于R 8的薄板，板内的正应力远比剪应力大。比较式（2-68）与（2-75）及式（2-73）与（2-78），并取P = 0.3，得周边简支与固支 时的最大挠度及最大应力比值分别为Smaxf5 + 0.31 + 0.3=4.
18、08max3(3 + 0.3)=1.65b Smax =b fmax综上所述，受均布载荷圆形薄板有如下特点:a) 板内为两向应力br及be，而剪应力相对较小，可以忽略不计；b) br及be均为弯曲应力，沿板厚呈线性分布，最大值在上下表面，中面为零；c) br及be沿半径分布，与周边支承方式有关，实际结构常介于固支和简支之间；d) 周边简支圆板的最大应力在板中心，周边固支圆板的最大应力在板周边；而周边简 支及周边固支圆板的最大挠度均在板中心；同样条件下，简支时的最大挠度是固支时的4 倍，最大应力是固支时的1.65倍，因此，使圆板接近固支受载，可使其应力及变形显著减 小；b(即(R)e) 薄板的最
19、大应力b max与5 成正比，而薄壳中的薄膜应力与5成正比。故在同样条 件下，薄板厚度较薄壳大得多。设计举例：某厂需设计一卧式回流液罐，罐的最高工作压力 Pw = 2.4 MPa，最高工作温度为 45 C，基本无腐蚀，罐的内直径为1000 mm，罐体长3200 mm，试确定罐体的厚度及封 头的型式和厚度。解：(1)取设计压力P = 1.1 p = 1.1x 2.4 = 2.64 MPa，设计温度t可取为60 C(2) 选材，确定b、b t、ReL根据工作条件，材料选为Q345R，取C2 = 1mm，假设壳体厚度在616 mm范围内，查 GB150 中表 4-1 可得b = 170 MPa，b
20、t = 170 MPa，Rl =345 MPa(3) 筒体壁厚设计考虑采用双面对接焊，局部无损探伤，焊接接头系数取4= 0.85，计算压力p = p = 2.64 MPa筒体计算厚度8 = PD一 = 2.64 x 1000 =9.22 mm2b t 4-p2 x170 x 0.85 - 2.64则筒体设计厚度8 = 8 + C = 9.22 +1 = 10.22mm按 GB713，C = 0.3mm则筒体名义厚度8 8 + C = 10.22 + 0.3 = 10.52mm考虑钢板常用规格厚度，向上圆整可取筒体名义厚度8 =12mm。(4)封头壁厚设计选用标准椭圆形封头，其形状系数K = 1
21、,封头采用钢板整体冲压而成，焊接1x 2.64 X1000接头系数取4=1.0，故封头计算厚度8 =”= = 7.80mm2b t 4-0.5 p2 x 170 x 1 - 0.5 x 2.64c取 C = 1mm，则封头设计厚度5 = 8 + C = 7.80 +1 = 8.80mm同上取C = 0.3mm则封头名义厚度8 8 + C = 8.8 + 0.3 = 9.1mm考虑钢板常用规格厚度，向上圆整可取封头名义厚度8 = 10mm，有时为了备 n料和焊接上的方便，在计算值差别不大及耗材不多时，可取封头与筒体壁厚相同 8 = 12 mm。（5）试验压力的确定（6）采用液压试验，试验压力 P
22、t = 1.25 p f = 1.25 x 2.64 x 170 = 3.3 MPa试验应力校核p D +8 ) 3.3x 11000 + (12-0.3-1)b =一 =/= 155.86MPat282 x(12 - 0.3 -1)e而 0.94 R l = 0.9 x 0.85 x 345 = 263.9MPabT 0.94ReL，液压试验应力校核合格。需要说明的是，由于采用的试验压力符合TSGR0004容规中的规定，试验时容器的强度一定会满足要求，实际上可以不需要试验应力的校核。设计举例：内径D =1800mm的圆柱形容器，采用标准椭圆形封头，在封头中心设置0159X4.5 i的内平齐接
23、管。封头名义厚度8 n =18mm，设计压力p =2.5MPa，设计温度t = 150C, 接管外伸高度h 1 =200mm。封头和补强圈材料均为Q345R，其许用应力g ，=163MPa ,接 管材料为10号钢，其许用应力。=108MPa。封头和接管厚度附加量均取2mm，液体 静压力可以忽略。试作封头开孔补强设计。解(1)补强及补强方法判别 补强判别 根据表3-8，允许不另行补强的最大接管外径为4 89mm。此开孔外径等于 159mm，故需考虑其补强。 补强计算方法判别开孔直径 d = d + 2C = 159 - 2 x 4.5 + 2 x 2 = 154mm本凸形封头开孔直径d = 15
24、4mm v % = 1800 = 900mm，满足等面积法开孔补强计算的适用条件。因接管已定，故采用补强圈进行补强。(2)开孔削弱所需要的补强截面积A 封头计算厚度由于在椭圆形封头中心区域开孔，所以封头的计算厚度按式(3-47) 确定。因为液体静压力可以忽略，即Pc = P ；查表4-1可得，标准椭圆形封头K1 = 0.9 ； 又因开孔处焊接接头系数4=1.0，故封头计算厚度8 = %PD=0.9 x 2.5 x 1800= 125mm=2 -*.5 p 2 x163 x 1.0 - 0.5 x 2.5 = .c 开孔削弱所需要的补强截面积“” t 108先计算强度削弱系数fr =亓=忘=66
25、3，接管有效厚度为8 =8 C = 4.5-2 = 2.5mm，即开孔削弱所需要的补强截面积A = db + 285 G - f )= 154 x 12.5 + 2 x 12.5 x 2.5 x (1 - 0.663) = 1946mm2 etr(3) 补强范围有效宽度B = max2dd + 28 + 28nnt|2 x 154 = 308=max = 308mm1154 + 2 x 18 + 2 x 4.5 = 199 |：k =254x 4.5 = 26.3 外侧有效补强高度min妾管实际外伸长度=200=26.3mm|荷= A -气=1946 - 622.8 = 1323.2mm2(5
26、) 补强圈设计根据接管公称直径 dN150选补强圈，参照 JB / T4736补强圈取补强圈外径D2 = 300mm，内径D = 163mm，因B = 308mm D2，补强圈在有效补强范围内。补强圈计算厚度为 8=A4= 1323.2 = 9.66mmD -七300 -163考虑腐蚀裕量和钢板厚度负偏差并经圆整，取补强圈名义厚度为12mm即可。但为了便于 备料，也可取18 mm与封头等厚。设计举例：校核图3-34所示带颈法兰强度，其设计条件如下: 设计压力为l.0MPa，取计算压力pc = 1.0MPa ；设计温度为250C ；结构尺寸 D。= 1255 mm，D =1000 mm，D =1
27、145 mm，=30 mm，8 0 =10 mm，h = 77mm，8 f =62 mm，螺栓 M36 20 只；法兰材料 20 号钢，。,= 123 MPa，。/ =95 MPa ； 筒体材料 Q345R (16MnR)，。 t =156MPa ；螺栓材料 40MnB 钢，。，=212MPa， 。/ =176MPa ；采用石棉橡胶板垫片，D =1054mm，d =1010mm，8 =3mm。解：(1)垫片宽度计算垫片实际宽度 N = (D d)/2 = (1054-1010)/2 = 22 mm垫片密封基本宽度 b0 = N = 号 =11 mm 6.4mm垫片有效密封宽度b = 2.53、
28、.b0 = 2.53*直=8.4 mm(2)螺栓载荷计算查表3-14得石棉橡胶板(8 =3mm )的y = 11.0MPa，m = 2。 在操作状态下需要的最小螺栓载荷W =-D2p + 2兀D mbp =-(1037.2)2 x 1 + 2兀 x 1037.2x2x8.4x 1p 4 G cG c 4=844490.3 +109428.7=953919N式中 Dg = D - 2b = 1054 - 2 x 8.4 = 1037.2 mm 在预紧状态下需要的最小螺栓载荷W =k Dg by =kx 1037.2 x 8.4 x11 = 300929 N 螺栓强度校核：M36螺栓的根径d0=3
29、1/7mm，螺栓 实际总 截面积 A =-d 2 x n = -x (31.67)2 x 20 = 15747mm 2 ,b 4 04W 953919176=5420mm2, A =aW300929 八八 ua = 1419.5 mm 2,梧212，Aa故螺栓强度足够，取 A = max(A , A ) = 5420mm2。（3）法兰力矩计算预紧时按式（3-59）Am + Ab Q L2 b G操作时按式（3-60）M = FL + F L + F式中=-D2p =-(1000)2 x1 = 785000N 4F D 4 i * cF =-(D2 -D2)p =-(1037.22 -10002
30、)x1 = 59490NT 4 G i c 4Fg= F = 2 兀 Dbmp = 2 x兀 x 1037.2 x 8.4 x 2 x 1 = 109429 NL = Db-D a 2:-5 = 1145 -1000 -30 = 42.5 mm1所以L = L + 0.55=42.5 + 0.5 x 30 = 57.5 mmD - D b 2 G 2L,+5 +、= 42.5 + 30 + 53.9 = 632mm2G2. mm5420 + 15747M =-x 212 x 53.9 = 120935537.8N Umm1145一1037.2 = 53.9 mm=785000 x 57.5 +
31、 59490 x 63.2 +109429 x 53.9 = 54795491N Ummg it95法兰设计力矩M0 取M 与M %f = 120935537.8 x- = 93405496.7NUmm 中较大值， f故 M = 93405496.7 N mm。(4) 应力计算与校核因81 /8 =3, h/ jDp =0.77,由图 3-35 查得 f =1.44，由图 3-36 查得F1= 0.74 ；由图 3-37 查得七=0 . ； 1由K = D = 1 .2查 5 图53-38 得iT = 1.8、Z = 4.48、Y = 8.6、U = 9.5，并分别计算FFe = = 0.00
32、74mm-1hD 80i 0d = h 8 2 = ：D 8 8 2 = 950000mm31 y 0 0 v i 0 0X = 8 f +1 + 篁=1.06T d1按式（3-65）（3-67）计算各应力如下bfM0 = 1.44*93405496.7 = 141.0 1.5Qt = 1.5x95 = 142.5及2.5 bt =2.5x 156=390MPH 人8 2D1.06 x 302 X1000fn1i(1.338 e + 1)M(1.33x 62 x 0.0074 +1)x 93405496.70 = = 36.9 v b t = 95MPaf1.06 x 622 x 1000YM
33、0 - Zb 8 2 Dfi8.6x 93405496.7 - 4.48 x 36.9 = 43.6 v b t = 95MPa622x1000fb +bHR2141.0 + 36.9 (=89 207MPa，查图4-8知A值在300 C材料线左方，故B值按下式计算_ 22 .B = EA = x1.81x 105 x 0.00016 = 19.3MPa 33即许用外压力P = I：. = 0. 1M2PaD 1 8 9. 2o 5e而设计压力P = 0.1MPa，计算压力pc = 0.1MPa。因Pc 6333.42836.1一 1 = 1.23max故取加强圈个数N = 2,即加强圈间距:
34、, L 6333.4L = 2111mms N + 13加强圈规格及其截面参数设加强圈材料为Q235-A,选9号等边角钢，尺寸为90x90x8en ,查型钢规格有：以=25mm , A =1382mm2 1 = 1020000m*4组合截面的实际惯性矩匕b - 0.55 JD 8 0.55/2018x7.7 68.6mm而 A - 2bd = 2x68.6x7.7 = 1056.4mm28 3b 7.73 x68.6e =66=5219.7mm4(5)(7 7A r + Q 1382x 一+ 25a = = 16.35mmA +A 1056.4 + 1382(7 7、2= 1020000 +1
35、382 x 25 + -16.35I 2 J+ 5219.7 + 1056.4x16.3521523556.7m 所 4满足稳定要求所需加强圈及有效段筒体组合截面的最小惯性矩/八 p D0.1x2018B =ee =24.15MPaA r r 13826 +r 7.7 +e L 2111查图 4-8 得 A = 0. 0002D2L 5 + A/ 20182x2111x7.7+ 昭I = A =x0.0002 = 1317841.4mm410.910.9f即 s 且接近。故采用9mm钢板时，需设置2个加强圈，其等边角钢截 面尺寸为90x90x8mmo若考虑加强圈的腐蚀，可选90x90x10mm
36、的等边角钢。水压试验应力校核p = .25 p +T= 1.25x0.1 + 7.0x 103 x9.8x 10-6= 0.1936。(Jp(D +8 ) 0.1936x(2000 + 7.7) i c=282x7.7=25.2MPa0.94 R l = 0.9 x 0.85 x 245 = 187.4MPa故七0.94ReL水压试验应力校核合格经对上述两设计方案设备重量的计算知：在未采用加强圈时总重为4372kg ,而在采用 两个加强圈时总重减为3273kg，少用钢材25%。设计举例：一台卧式液氨储槽，两端为标准椭圆形封头，采用双鞍式钢制支座，其主要尺寸和设 计条件如下，试校核卧式液氨储槽的
37、应力。设计压力p = 2.16MPa，设计温度t = 50 C，物料密度P =650kg /m3，物料充装系 数4o= 0.9，试验介质密度P t =1000 kg / m3，试验压力pT=2.7MPa，设计地震烈度为7度 (0.1g)。筒体参数：内径Q =2000mm，筒体长度L1 = 7400mm，名义厚度8 =16mm，壁厚 附加量C =2.0mm, Ra = 1008mm，筒体材料为Q345R，其常温许用应力b=170MPa， 设计温度下许用应力bt=170MPa，钢材标准常温下屈服强度ReL=345MPa，焊接接头系 数4 = 1.0。封头参数：封头曲面高度h =500mm，直边高度h =25mm，名义厚度% =16mm， 壁厚附加量C =2.0mm，封头材料为Q345R，其设计温度下许用应力bt=170MPa ,鞍座参数：鞍座底板中心至封头切线的距离A =525 mm，两封头切线间距离L =7450 mm，鞍座轴向宽度b =220mm，腹板厚度b0 =14mm，鞍座高度H =250 mm，鞍座包 角9 = 120。,鞍座垫板宽度b4 =350 mm，鞍座垫板弧长2
