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1、压力容器 设计审批人培训,（三） 济南石油化工设计院 黄 泓 电话：0531-88576125 ，13626411112 电子邮箱： huanghong1961 二一二年十一月,内容简介,GB150.3-2011压力容器 第3部分：设计 一、主要变化 二、范围 三、内压圆筒 四、内压球壳 五、外压圆筒 六、 外压球壳,一、主要变化 对应于原GB1501998第5章：内压圆筒和内压球壳，本部分第3章增加了按外径进行壁厚设计计算的相应公式。,对应于原GB1501998第6章：外压圆筒与外压球壳，本部分第4章主要变化内容为： a） 修订了外压曲线图，增加了对应于高强度材料的外压曲线； b） 增加了相
2、对应的应力系数B 曲线图选用表； c） 加强圈的结构设计作了部分修改。,对应于原GB1501998第7章：封头，本部分第5章中主要变化内容为： a）增加了偏心锥壳、带筋平封头和拉撑结构的设计计算方法； b）调整了部分平盖的结构特征系数K； c）增加了适用于平封头与筒体全焊透连接结构的塑性分析设计方法； d）增加了/R 0.002时，球冠形封头与锥壳的设计方法。,对应于原GB1501998第8章：开孔和开孔补强，本部分第6章对开孔和开孔补强设计计算方法内容进行了扩充，引入了筒体径向接管的整体补强设计方法，开孔率适用范围可达0.9。,对应于原GB1501998第9章：法兰，本部分第7 章中主要内容
3、变化为： a）增加了整体法兰和按整体法兰计算的任意法兰的刚度校核计算要求； b）增加了波齿垫片设计选用参数。,将GB1501998附录C“低温压力容器”中与设计相关的内容调整为本部分的附录E。,将GB1501998附录D、附录G 和附录J 内容纳入本部分的附录A、附录C 和附录D。 主要调整或变化内容为： a）增加附录B“钢带错绕筒体设计”； b）附录C 扩大了双锥密封的适用范围； c）附录D 焊接结构根据实际情况进行了整理和补充。,GB150.3-2011标准组成部分 前言 1 范围 2 规范性引用文件 3 内压圆筒和内压球壳 4 外压圆筒和外压球壳 5 封头 6 开孔与开孔补强 7 法兰,
4、二、范围 GB 150.3 规定了压力容器基本受压元件的设计要求。 本部分适用于内压圆筒和内压球壳、外压圆筒和外压球壳、封头、开孔和开孔补强以及法兰的设计计算。 本部分给出了非圆形截面容器（规范性附录A）、钢带错绕筒体（规范性附录B）、常用密封结构（资料性附录C）和焊接接头结构（资料性附录D）的基本设计要求。 本部分还给出了关于低温压力容器的基本设计要求（规范性附录E）。,三、内压圆筒,1、 回转壳体的应力分析 薄膜理论简介 1.1 薄壁容器及其应力特点 压力容器的外壳，一般都属于薄壁回转壳体： S / Di 0.1 或 D0 / Di 1.2 在介质压力作用下壳体壁内存在环向应力和经（轴）向
5、应力。,回转壳体 由直线或平面曲线绕其同平面内的固定轴旋转360而成的壳体。,几个典型回转壳体,轴对称指壳体的几何形状、约束条件和所受外力都对称于回转轴。 与壳体内外表面等距离的曲面 中间面 母线： 即那条平面曲线,法线：,经线： 过轴线的平面与中间面的交线 纬线(平形圆)： 作圆锥面与壳体中间面正交，所得交线。,过经线任一点垂直中间面的直线,基本假设：,（1）小位移假设。壳体受压变形，各点位移都小于壁厚。简化计算。 （2）直法线假设。沿厚度各点法向位移均相同，即厚度不变。 （3）不挤压假设。沿壁厚各层纤维互不挤压，即法向应力为零。,1.2 薄膜理论与有力矩理论概念：,计算壳壁应力有如下理论：
6、 （1）无力矩理论，即薄膜理论。 假定壳壁如同薄膜一样，只承受拉应力和压应力，完全不能承受弯矩和弯曲应力。壳壁内的应力即为薄膜应力。,（2）有力矩理论。壳壁内存在除拉应力或压应力外，还存在弯曲应力。 在工程实际中，理想的薄壁壳体是不存在的，因为即使壳壁很薄，壳体中还会或多或少地存在一些弯曲应力，所以无力矩理论有其近似性和局限性。由于弯曲应力一般很小，如略去不计，其误差仍在工程计算的允许范围内，而计算方法大大简化，所以工程计算中常采用无力矩理论。,1.3 薄膜理论的应用范围,1.材料是均匀的，各向同性的。 厚度无突变，材料物理性能相同； 2.轴对称几何轴对称，材料轴对称，载荷轴对称，支撑轴对称；
7、 3.连续几何连续，载荷（支撑）分布连续，材料连续。 4.壳体边界力在壳体曲面的切平面内。 无横向剪力和弯距作用，自由支撑等；,2、圆筒 1）内压作用下圆筒内应力状况： 根据旋转薄壳无力矩理论（薄膜理论），在内压作用下，圆筒受两向应力作用，即环向应力，轴向应力，由这两个薄膜应力来平衡外力（内压）这两个应力的值可以通过静力平衡来求得：,（1）圆筒在内压P作用下的轴向应力 D圆筒的中间直径或称中径，mm； D=,= Di + D0圆筒的外直径，mm； Di圆筒的内直径，mm； 圆筒的计算厚度，mm；,3 、圆筒受压力pc的轴向作用： P在圆筒轴向产生的总轴向力： F1=D2P/4,此轴向力由圆筒横
8、截面的面积来承受， 圆筒横截面积： fi=D,由此产生的圆筒轴向应力： m=,当控制h,当控制mt 时， 焊接接头系数 则：,时，则：,此即按圆筒轴向应力计算的壁厚公式。,焊缝部位可能存在着夹渣、气孔、未焊透、未熔合、裂纹等缺陷，同时由于焊接加热过程中，对焊缝两侧的热影响产生许多不利因素，如焊接热影响区被淬硬，塑性下降、焊接内应力的产生等，都会使焊缝金属或母材的机械性能降低。因此在设计时应将设计温度下圆筒材料的许用应力 t 乘以一个焊接接头系数,（2）圆筒受压力P的径向作用（见图） P对圆筒径向作用，在半个圆筒投影面上产生的合力（沿图中垂直方向）： F2=PDL 承受此垂直合力的圆筒纵截面面积
9、： f2=2L,由此产生的圆筒环向应力： t=,当控制tt,时，,将Di=D-代入公式,以计算压力Pc代替设计压力P得出,此式称为内压圆筒的计算公式（中径公式）。 （GB150.3-2011 第94页式3-1 ）,（3）公式来由： 内压圆筒壁厚计算公式是从圆筒与内压的静力平衡条件得出的。旋转薄壳无力矩理论是其理论基础，第一强度理论是其制定的理论依据。,由上述公式可以得出以下结论： a、圆筒体上周向（环向）应力t是经向（轴向）应力m的两倍，而周向应力作用于纵向截面 ，环向应力所作用与环纵向截面。,圆柱壳壁内应力分布,b、由于周向应力t是经向应力m的两倍，由此可知，周向应力所作用的纵向截面是危险截
10、面。这里可以说明为什么在焊接接头分类里，圆筒体的纵焊缝为A类焊接接头，环焊缝为B类焊接接头；在筒体上开椭圆形人孔时使长轴垂直与筒体轴线。 c、应力与D/成正比。,适用范围,Pc0.4t （D0/Di1.5）,上述计算公式是以薄膜理论为基础导出的，认为应力是沿圆筒壁厚均匀分布的，这对薄壁容器是适合的。,但对于具较厚壁厚的圆筒，其环向应力并不是均匀分布的。薄壁内径公式与实际应力存在较大误差。对厚壁圆筒中的应力情况以由弹性力学为基础推导得出的拉美公式较好地反映了其分布。,厚壁和薄壁圆筒的概念：按照承压回转壳体的无力矩理论是指壁厚和直径的比值；若壁厚超过直径的1/10则被称为“厚壁筒”；反之，则为“薄
11、壁筒”。与这个指标相当的是“径比”K，K=DO/Di,当K大于1.2时为“厚壁筒”，小于或者等于1.2时为“薄壁筒”。,由拉美公式知： t=Pc(K2+1)/(K2-1) 厚壁筒中存在的三个方向的应力，其中只有轴向应力是沿厚度均匀分布的。环向应力和径向应力均是非均匀分布的，且内壁处为最大值。筒壁三向应力中，周向应力最大，内壁处达最大值，外壁处为最小值，内外壁处的应力差值随K= D0 / Di增大而增大。当K=1.5时，由薄壁公式按均匀分布假设计算的环向应力值比按拉美公式计算的圆筒内壁处的最大环向应力要偏低23%，存在较大的计算误差。,以外径为基准的圆筒计算公式：,设计温度下圆筒的最大允许工作压
12、力,四、内压球壳,球形容器在均匀内压作用下，球形壳体经向应力和周向应力相等。即 t =m=t = 式中P设计压力，MPa； D球壳的中间直径或称中径，mm； D= Di + Di球壳的内直径，mm； 球壳的计算厚度，mm；,受气体内压的球形壳体 用场：球形容器，半球形封头，无折边球形封头等,上述公式中，如将D=Di+代入并考虑了焊接接头系数，如采用第一强度理论时，即得出,t,以Pc代替P所以可求出计算厚度 =,上式即为GB150.3-2011第94页式3-8,适用范围： Pc0.6t 此时计算应力大于按弹性力学计算的厚壁球壳的最大应力，且误差在10%左右。,设计温度下球壳的最大允许工作压力,五
13、、外压圆筒,1外压圆筒的稳定性 承受外压的圆筒，强度计算方法与受内压时相同，其周向力应力值为轴向应力的两倍，圆筒壁中产生的是压缩应力，而绝对值大小一样。这种压应力如果达到材料的屈服极限或强度极限时，将和承受内压圆筒一样导致强度破坏。然而这种现象极为少见。通常外压圆筒壁内的压缩应力还远小于材料的屈服限时，筒体突然失去原来的形状被压瘪或发生褶绉而失效（如图），在圆筒横断面上呈现有规则的永久性波形，其波形数n可为2、3、4。,在外压作用下，筒体、球壳或封头突然发生失去原来形状的现象称之为失稳。外压容器稳定性是设计中主要考虑的问题。,外压圆筒失稳以前，筒壁中只是单纯的压应力状态。在失稳时，伴随着突然变
14、形，在筒内产生了以弯曲应力为的复杂的附加应力，这种变形与附加应力一直迅速发展到圆筒被压瘪。由此可见，外压容器的失稳，实质上是容器从一种平衡状态（形状及应力状态）向另一种新的平衡状态的突变。,稳定安全系数m,长、短圆筒的临界压力公式，是按理想状态（无初始不圆度）求得的。但实际上的圆筒有几何尺寸及形状误差，还有焊接结构形式等影响，这都会直接影响计算临界压力的准确性，此外，生产过程中操作压力的波动，使筒体实际外压力增高，并可能超过计算的临界压力值。,为保证安全，必须使许用外压力低于临界外压力，即,P=Pcr/m 式中稳定安全系数m=3（圆筒体）,2、圆筒的临界压力及其计算,（1）临界压力及影响因素,
15、受外压作用的容器， 当外压力低于某一特定的值时，壳体亦能发生变形，但当压力卸除后壳体可恢复原来的形状，这时壳体变形属于弹性变形范围。当外压力继续增加到某一特定值，产生了不能恢复的永久变形，即失去了原来的稳定性。容器失稳时的压力称临界压力，以Pcr表示。容器在Pcr作用下容器壁内应力称临界应力。,临界压力值受若干因素影响，如受容器筒体几何尺寸及几何形状的影响，除此之外，载荷的均匀和对称性、筒体材料及边界条件等也有一定影响。 a. 影响因素/D 两个圆筒形外压容器，当其他条件（材料、直径D、长度L）一定，而厚度不同时，当L/D相同，/D大者临界压力高，其原因是筒壁较厚抗弯曲的能力强；,b. 影响因
16、素L/D 当/D相同，而长度L不同，L/D小者临界压力高，其原因是筒身较短圆筒的封头对筒壁起着一定支撑作用。 筒体的几何形状（如不圆度）误差会降低筒壁临界压力，加速筒体的失稳。不圆度定义为e=Dmax-Dmin，式中Dmax、Dmin分别为筒体直径的最大值和最小值。,筒体材料的弹性模数E值大，抵抗变形能力强，临界压力就高。由于各种钢材E值相差较小，若选用高强度钢代替一般碳素钢制造外压容器，并不能明显地提高筒体的临界压力，却使容器成本提高，因而是不恰当的。要提高容器的临界压力，即增加稳定性，只有从几何尺寸上来考虑。,（2）长圆筒、短圆筒及刚性圆筒,承受外压的圆筒形壳体，按不同的几何尺寸失稳时的不同形式（波形数不同），将圆筒分为长圆筒、短圆筒及刚性圆
