第三章压力容器总体设计问题.pptx

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1、第三章 压力容器总体设计问题潘家祯华东理工大学机械与动力工程学院1第一节 总体设计问题概述第二节 开孔及补强设计第三节 卧式容器支座设计第四节 局部应力计算第五节 容器设计中的结构设计问题第三章 压力容器总体设计问题2 一、总体结构分析及局部应力问题 二、容器设计中的结构设计问题第三章 压力容器总体设计问题第一节 总体设计问题概述3(a)典型卧式容器的总件结构(b)结构的基本部件分解第一节 总体设计问题概述一、总体结构分析及局部应力问题图3-1 卧式容器分解部件情况图化工容器可以分为许多基本部件，卧式容器分解部件的情况如图所示。除支座以外的各种部件都是承受压力载荷的部件，可称为基本受压部件，而

2、不受压力载荷的部件（如支座）则称为非受压部件。4 当将各个部件组合成容器整体时，会碰到一系列问题：1、如封头与筒体的连接，由于总体结构几何不连续的存在将会产生不连续应力。2、容器接管开孔及与容器圆筒体的连接破坏了容器筒体内薄膜应力分布的连续性，会产生不连续应力和应力集中。3、容器将受到各种各样的局部（机械）载荷作用，这些载荷不同于压力载荷，将在容器壳体上产生叠加在内压薄膜应力之上的局部应力。局部应力的求解方法比较复杂，至今也没有统一的方法。第一节 总体设计问题概述一、总体结构分析及局部应力问题51.局部应力： 常常是叠加在由压力引起的薄膜应力之上的应力，多数是局部弯曲应力（也有沿壁厚均匀分布的

3、薄膜应力），局部应力有时会达到很高的数值，而且一般不具备轴对称性，局部应力过高可能会导致结果出现局部的过度变形而使结构发生弹塑性失效。 由于局部应力的作用范围有限，一般应作局部强度校核来确定是否需要局部加强及如何加强。第一节 总体设计问题概述二、容器设计中的结构设计问题62.总体结构几何不连续而产生的不连续应力 不连续应力有局部性和自限性，只要在结构上有妥善考虑，一般对强度不会有严重威胁。因而相关壳体的强度设计只考虑薄膜应力而不考虑不连续应力。必要时，也应加以考虑，例如凸形封头设计中的形状系数，其中就包含了对不连续应力影响的考虑。一般来说，结构不连续应力虽然总是存在的，由于对容器的安全不会有很

4、大影响，在结构的部件强度计算和结构设计中给与足够的考虑即可。所以常规的容器设计方法中就可避免进行不连续应力的繁复计算。从而使常规设计方便而又保证安全。第一节 总体设计问题概述二、容器设计中的结构设计问题73. 应力集中 应力集中常常发生在容器上有过渡圆角的地方，分布范围很小，常规设计中不予计算，只是在疲劳设计时才予考虑，至于容器接管根部，既存在过渡圆角的应力集中，也存在开孔削弱等问题，比较复杂。 局部应力的求解方法比较复杂，也没有统一的方法。只能按具体对象分别求解，有时甚至无法求解，只能按实验测定或数值计算方法求出。第一节 总体设计问题概述二、容器设计中的结构设计问题8第一节 总体设计问题概述

5、二、容器设计中的结构设计问题本章要讨论的容器设计问题主要涉及两大类结构问题：1、如何从强度上合理进行结构设计的问题。2、如何进行焊接结构设计的问题。13m axtK0r91、如何从强度上合理进行结构设计的问题 从强度上考虑主要是设计时如何使结构的不连续应力、局部应力及应力集中尽可能的减小，或者如何进行合理的局部补强，还涉及到结构的工艺性问题。实际上在作部件设计时已经涉及到结构设计问题，例如封头设计和法兰设计本身都有许多结构设计问题。本章主要从部件组成容器整体时所需考虑的一些结构问题进行分析。第一节 总体设计问题概述二、容器设计中的结构设计问题102、如何进行焊接结构设计的问题 容器的各个部件进

6、行组装时都需要经过焊接，对焊接进行质量控制是整个容器质量保证体系中最重要的一环，作为容器设计环节必须对容器各个部分焊接接头的结构进行合理的设计，这就是焊接结构设计问题。 化工受压容器对焊接质量的要求是所有焊接设备中要求最高的一种。焊接接头的结构涉及到接头的形式及接头的坡口形式、几何尺寸等等。第一节 总体设计问题概述二、容器设计中的结构设计问题11一、开孔应力集中及应力集中系数二、开孔补强设计的要求三、等面积补强计算第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数12 容器开孔接管后在应力分布与强度方面会带来下列影响: (1) 开孔破坏了原有的应力分布并引起应力集中。 (2) 接管处容器壳体

7、与接管形成结构不连续应力。 (3) 壳体与接管连接的拐角处因不等截面过渡而引起应力集中。 上述三种因素均使开孔或开孔接管部位的引力比壳体中的膜应力大，统称为开孔或接管部位的应力集中。第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数13常用应力集中系数Kt来描述开孔接管处的力学特性。若未开孔时的名义应力为，开孔后按弹性方法计算出的最大应力为max，则弹性应力集中系数为压力容器设计中对于开孔问题研究的两大方向是：n研究开孔应力集中程度，估算Kt值；n在强度上如何使因开孔受到的削弱得到合理的补强。第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数141.平板开小孔的应力集中平板开孔的最大应力在

8、孔边 处孔边沿r=a处：nmtp DK443 3, 0m a x22max第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数eitR215(一)开孔的应力集中 1.平板开小孔的应力集中第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数应力集中系数：p101, (3-2)2iD21162.薄壁球壳开小圆孔的应力集中第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数02cos23, 0, 1rr0AA孔边处r=a，应力集中系数6222 球壳受双向均匀拉伸应力作用时，孔边附近任意点的两向应力为：17 3.薄壁圆柱开小圆孔的应力集中 孔边处r=a，第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中

9、系数l 最大应力在孔边，应力集中最严重最大应力在孔边，应力集中最严重。l 孔边应力集中有局部性，衰减较快。孔边应力集中有局部性，衰减较快。18第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数 上述内容仅涉及开孔，若开孔处有接管相连时，开孔处因壳体与接管之间在内压作用下发生变形协调而导致不连续应力出现。 球壳上A B接管上A C19(二)开孔并带有接管时的应力集中 这种情况下的应力为局部应力，并很快衰减。最大应力是球壳开孔边外侧的环向应力，应力集中系数在2以上。圆柱壳开孔后与接管之间的变形协调及附加弯曲应力也有同样的性质，但由于理论分析的复杂性，未必能得到满意的理论解，有时还的借助试验测定或

10、有限元等数值解的方法求的结果。第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数20(三) 应力集中系数的计算第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数应力指数法是美国压力容器研究委员会(PVRC)以大量实验分析为依据的一种简易的计算壳体(包括封头)和接管连接处最大应力的简易方法，现已列入ASME-、ASME-2和JISB 8250等规范中。中国压力容器的分析设计标准(JB 473295)附录C中也列入此法。 接管处的三向应力如图36所示，是所考虑截面上的经向应力t、径向应力r、法向应力n。应力指数I(也有用K)是指所考虑的各应力分量与容器在无开孔接管时的周向计算薄膜应力之比，其含

11、义实际上类同于前述的应力集中系数。 21(三) 应力集中系数的计算第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数对于球壳和成型封头： 该法仅适用于单个开孔接管，且DitnlOO，diDi0.5，此外接管根部的内外侧均需按规范给出足够的过渡圆角及加强高度尺寸。应力指数法也仅考虑受内压载荷时的应力集中。对于圆柱壳： 22(三) 应力集中系数的计算第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数应力指数与应力集中系数Kt的区别： l应力指数 I 是指所考虑点(可以是一个或数个点)的应力分量(、 t 、r)与容器无开孔接管时的周向计算薄膜应力之比。 l应力集中系数Kt主要指结构某一局部区域具

12、有最大应力分量的点(只有一个点)的最大应力分量与无应力集中时的计算应力(对容器来说也是无开孔接管时的周向计算薄膜应力)之比。l因此Kt更具有代表结构特性的含义，一个局部区域只有一个Kt值。Kt的大小可以衡量结构应力集中的优劣。l结构的应力指数 I 可以有多个(如拐角的内侧、外侧、不同方向)，而且不一定是最大的(第六章疲劳设计中还论述此问题)。23(三)应力集中系数的计算 第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数2.球壳开孔接管处应力集中系数曲线 为便于设计、对不同直径的和不同厚度的壳，带有不同直径与厚度的接管，按理论计算得到的应力集中系数综合绘制成一组组曲线。图3-7为球壳带平齐式

13、接管在内压作用下的应力集中系数图。24(三)应力集中系数的计算 第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数2.球壳开孔接管处应力集中系数曲线 图38为内伸式接管的图 图中采用了与应力集中系数相关的两个无因次的结构几何参数，也是通过理论分析得出的两个几何相似准数。其一是开孔系数 ： 25(三)应力集中系数的计算 第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数2.球壳开孔接管处应力集中系数曲线另一个无因次量为t /T2ii2261hDK 由图可知，当 越大，即开孔直径越大时应力集中系数越高。相反，减小孔径，增大壳壁厚度均可降低应力集中系数。 另外，内伸式接管的应力集中系数较低，尤其

14、是内伸接管壁厚较厚时能有效地降低应力集中。26(三)应力集中系数的计算 第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数2.球壳开孔接管处应力集中系数曲线上述应力集中系数曲线有一定的适用条件。当 过小或过大时上述曲线均会有较大的误差，因此第一个适用条件为： 其次，当壳壁过厚，即RmT 过小时，应力沿壁厚分布的不均匀性增大，应力集中系数将明显比图示值减小，但RmT 过大时，即极薄容器的情况，因不连续效应施加给壳体的附加弯曲效应更为明显，使Kt值明显过大，使实际的应力集中系数比曲线偏大：因此第二个限制条件为：27 2.球壳开孔接管处应力集中系数曲线第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集

15、中系数 上述图线也可推广到球壳局部补强的情况。如图3-9所示，此时将开孔系数 中的厚度T 改为T 即可。这是因为开孔接管处的应力集中有局部性，超过一定范围后T 变为T 时，对应力集中系数也没有什么影响了。严格地讲应将补强部分的厚度T 视为整体壁厚。 28 3.椭圆形封头开孔的应力集中系数 第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数 椭圆形封头中心区开孔接管处的应力集中系数也可以近似地采用上述球壳开孔接管的曲线，只要将椭圆中心处的曲率半径折算为球的半径即可： 29 4.圆筒开孔接管及其他情况的应力集中系数n圆筒上的开孔接管应力集中系数可采用上述球壳开孔接管的曲线近似的用于圆筒上，也有一

16、些经验曲线可使用。n当球壳或圆筒上的接管上作用有轴向力、剪力或弯矩，可先求出各自的最大应力，再进行代数叠加而得到。第二节 开孔及补强设计一、开孔应力集中及应力集中系数30开孔部分的应力集中将引起壳体局部的强度削弱，若开孔很小并有接管，且接管又能使强度的削弱得以补偿，则不需另行补强。若开孔较大，就要采取适当的补强措施。一般容器只要通过补强将应力集中系数降低到一定的范围即可。按“疲劳设计”的容器必须严格限制开孔接管部位的最大应力。经过补强后的接管区可以使应力集中系数降低，但不能消除应力集中。第二节 开孔及补强设计二、开孔补强设计的要求31 (一)允许不另行补强的最大开孔直径由于各种强度富余量的存在

17、，容器开孔并非都要补强。 a.不另行补强的最大孔径为 b.当两孔中心之间的间距大于两孔直径之和的两倍 时，则每一孔均可视为单个开孔。第二节 开孔及补强设计二、开孔补强设计的要求TDdmm14. 032 (二)最大开孔的限制 由于壳体上开孔越大开孔系数越大，应力集中系数也越大，因此规范设计中对开孔的最大值加以限制。各国规范的规定相差不大，中国容器标准中对最大开孔直径的限制如下：第二节 开孔及补强设计二、开孔补强设计的要求331.补强圈补强第二节 开孔及补强设计二、开孔补强设计的要求(三) 补强元件的类型 2.接管补强3.整锻件补强341.补强圈补强 优点：结构简单，制造方便，使用经验丰富。 缺点

18、：补强区域分散，与壳体搭焊连接，抗疲劳性能差。不能与壳体表面贴合，在中温以上使用时壳壁局部热应力较大， 常用场合：中低压容器，材料的屈服强度低于540MPa、补强圈的厚度小于1.5T、壳体壁厚T 不大于38mm。 第二节 开孔及补强设计二、开孔补强设计的要求(三) 补强元件的类型 图3 - 9 补强圈补强35第二节 开孔及补强设计二、开孔补强设计的要求(三) 补强元件的类型 2.接管补强 优点：补强区集中于开孔应力最大的地方，比补强圈更能有效地降低应力集中系数，而且结构简单，只需一段厚壁管即可，制造与检验都方便。 缺点：必须保证全焊透。 常用场合：低合金钢容器或某些高压容器。 t36第二节 开

19、孔及补强设计二、开孔补强设计的要求(三) 补强元件的类型 3.整锻件补强 优点：补强区域更集中在应力集中区，能最有效地降低应力集中系数，而且全部焊接接头容易成为对接焊，易探伤，质量易保证。这种补强件的抗疲劳性能最好，疲劳寿命仅降低10一15。 缺点：锻件供应困难，制造烦琐，成本较高。 常用场合：只用于重要的设备，如高压容器，核容器及材料屈服强度在500MPa以上的容器等。37 (四)补强圈和焊接的基本要求 大多数中低压化工容器采用补强圈补强，最常用的是外补强的平齐接管式，只有在仅靠单向补强不足以达到补强要求时才采用内外双面补强结构。 补强圈与接管及与壳体的焊接是填角焊及搭焊，视容器操作条件及设

20、计要求决定是否全焊透。第二节 开孔及补强设计二、开孔补强设计的要求38 (五) 开孔补强的设计准则第二节 开孔及补强设计二、开孔补强设计的要求1.等面积补强准则 在有效的补强范围内，壳体处本身承受内压所需截面积外的多余截面积A不应少于开孔所减少的有效截面积A0。即： 这种以通过开孔中心的纵截面上的投影面积来衡量的补强设计方法，具有使开孔后截面的平均应力不致升高的含义。在一般情况下可以满足开孔补强的需要，方法简便，我国的容器标准采用的主要是这种方法。 但是等面积法忽视了开孔处应力集中与开孔系数的影响，相同大小的孔，壳体直径很大时 较小，强度削弱就少，反之壳体直径很小时 很大，造成的削弱也大。因此

21、等面积法有时显得富裕，有时显得不足。 39 (五)开孔补强的设计准则第二节 开孔及补强设计二、开孔补强设计的要求2.极限分析补强设计准则 由于开孔只造成壳体的局部强度削弱，如果在某一压力载荷下容器开孔处的某一区域其整个截面进入塑性状态，以至发生塑性流动，此时的载荷便为极限载荷。利用塑性力学方法对带有整体补强的开孔补强结构求解出塑性失效的极限载荷。以极限载荷为依据来进行补强结构设计，即以大量的计算可以定出补强结构的尺寸要求，使其具有相同的应力集中系数。40第二节 开孔及补强设计三、等面积补强计算有效补强区内焊缝金属截面积开孔削弱的截面积A0壳体计算壁厚外多余的金属面积A1 有效补强区内另外增加的

22、补强元件的金属截面积接管计算厚度外的多余金属截面积wXYZtn41第二节 开孔及补强设计三、等面积补强计算开孔削弱的截面积A0壳体计算壁厚外多余的金属面积A1 有效补强区内焊缝金属截面积有效补强区内另外增加的补强元件的金属截面积接管计算厚度外的多余金属截面积开孔削弱的截面积：管壁削弱的面积接管的名义厚度wXYZwXYZtn42 (二)有效补强范围等面积补强法认为在右图中的WXYZ的矩形范围内补强是有效的。超过该范围的补强没有作用。第二节 开孔及补强设计三、等面积补强计算wXYZtn43 (三)补强区内补强金属面积A有效补强区WXYZ内可作为有效补强金属的面积有以下几种：第二节 开孔及补强设计三

23、、等面积补强计算wXYZA1A2A3A444 (三)补强区内补强金属面积A第二节 开孔及补强设计三、等面积补强计算wXYZA1A2A3A445 以上是壳体上单个开孔的等面积补强方法，工程上有时还会碰到并联开孔的情况，如果各相邻孔之间的孔心距小于两孔平均直径的两倍，则这些相邻孔就不可以再以单孔论处，而应作并联开孔进行联合补强。另外还有开排孔、平板盖开孔的情况，其补强设计方法可按照钢制压力容器标准中第六章的相应规定进行。对于成型封头开孔大小超过Di/ /2时，也超出了等面积补强的规定适用范围，此时可采用“变径段”结构作过渡。第二节 开孔及补强设计三、等面积补强计算46 一、鞍座结构及载荷分析一、鞍

24、座结构及载荷分析 二、筒体的应力计算与校核二、筒体的应力计算与校核 三、鞍座设计三、鞍座设计第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析472tK第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析48第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析 化工厂的贮槽、换热器等设备一般都是两端具有成型封头的卧式圆筒形容器。卧式容器由支座来承担它的重量及固定在某一位置上。常用卧式容器支座形式主要有鞍式支座、圈座和支腿三种，如图所示。 l支腿的优点是结构简单，但反力给壳体造成很大的局部应力，用于较轻的小型设备l鞍式支座，通常用于较重的大设备。对于卧式容器，除了考虑操作压力引起的薄膜应力外，还要考虑容器重量在

25、壳体上引起的弯曲，所以即使选用标准鞍座后，还要对容器进行强度和稳定性的校核， 49第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析n 置于鞍座上的圆筒形容器与梁相似，当尺寸和载荷一定时，多支点在梁内产生的应力较小，支座数目似乎应该多些好。n 但容器采用两个以上的鞍座时，支承面水平高度不等、壳体不直和不圆等微小差异以及容器不同部位在受力挠曲的相对变形不同，使支座反力难以为各支点平均分摊，导致壳体应力趋大，因此一般情况采用双支座。n 采用双支座时，支座位置的选择一方面要考虑到利用封头的加强效应，另一方面又要考虑到不使壳体中因荷重引起的弯曲应力过大，所以按下述原则确定支座的位置： 50第三节 卧式容器

26、支座设计一、鞍座结构及载荷分析l双鞍座卧式容器的受力状态可简化为受均布载荷的外伸简支梁，按材料力学计算方法可知，当外伸长度A0.207L时，跨度中央的弯矩与支座截面处的弯矩绝对值相等，所以一般近似取A0.2L，其中L取圆筒体长度(两封头切线间距离)，A为鞍座中心线至封头切线的距离。如A0.2L，则由于外伸作用而使支座截面处壳体的弯矩太大，A最大不得大于0.25L。l当鞍座邻近封头时，则封头对支座处简体有加强作用。为了充分利用这一加强效应，在满足A0.2L下应尽量使A0.5Ri(筒体内半径)。 l鞍座包角 的大小对鞍座筒体上的应力有直接关系，一般采用120o、135o、150o三种。 l双鞍座中

27、一个鞍座为固定支座，另一个鞍座应为活动支座。 51第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 载荷分析 置于对称分布的鞍座上卧式容器所受的外力包括载荷和支座反力。载荷除了操作内压或外压(真空)外，主要是容器的重量(包括自重、附件和保温层重等)，内部物料或水压试验充水的重量。容器受重力作用时，双鞍座卧式容器可以近似看成支承在两个铰支点上受均布载荷的外伸简支梁。当解除支座约束后，梁上受到如下外力的作用。 52第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 载荷分析l(1)均布载荷均布载荷q、支座反力、支座反力F 容器本身的重量和容器内物料的重量可假设为沿容器长度的均布载荷。因为容器

28、两端为凸形封头，所以确定载荷分布长度时，首先要把封头折算成和容器直径相同的当量圆筒。对于半球形、椭圆形和碟形等凸形封头可根据容积相等的原则，折算为直径等于容器直径，长度为2/3H (凸形封头深度)的圆筒，故重量载荷作用的长度为：53第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 载荷分析l(1)均布载荷均布载荷q、支座反力、支座反力F p如容器总重量为2F，则作用在外伸梁上(梁全长仍为L)单位长度的均布载荷为： p对于平封头，H0，则 p由静力平衡条件，对称配置的双鞍座中每个支座的反力就是F，或写成： 54第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 载荷分析l(2)(2)竖直剪

29、力竖直剪力V 和力偶和力偶M p封头本身和封头中物料的重量为(2/3H)q，此重力作用在封头(含物料)的重心上。对于半球形封头，可算出重心的位置e=3/8H，e为封头重心到封头切线的距离。p按照力线平移法则，此重力可用一个作用在梁端点的横向剪力V和一个附加力偶m1来代替，即：p对于平封头的V与m1皆为零。 55第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 载荷分析l(2)(2)竖直剪力竖直剪力V 和力偶和力偶M p当封头中充满液体时，液体静压力对封头作用一水平向外推力。因为液柱静压沿容器直径呈线性变化，所以水平推力偏离容器轴线，对梁的端部则形成一个力偶m2。 p对液体静压力进行积分运算

30、，可得到如下的结果： 56第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 载荷分析l(2)(2)竖直剪力竖直剪力V 和力偶和力偶M p对液体静压力进行积分运算，可得到如下的结果：p将式(320)的m1与式(321)的m2两个力偶合成一个力偶M：l显而易见，对于半球形封头，RiH，M0；l而平封头，H0，Mq/4R2。 57第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 内力分析l(1)(1)弯矩弯矩 p最大弯矩发生在梁跨度中央的截面和支座截面上，而最大剪力在支座截面附近。p支座跨中截面的弯矩： 21MM58第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 内力分析l(1)(1)

31、弯矩弯矩 59第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 内力分析l(1)(1)弯矩弯矩 筒体在支座截面处的弯矩为： 60第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 内力分析l(1)(1)弯矩弯矩 C2，C3可由图3-17、图3-18按 H/Ri和L/Ri的比值查得。M2一般为负值，表示筒体上半部受拉伸，下半部受压缩。 61第三节 卧式容器支座设计一、鞍座结构及载荷分析(一) 内力分析l(2)(2)剪力剪力 剪力最大值出现在支座处筒体上，以图的左支座为例，在支座左侧的简体截面上剪力为： 而支座右侧筒体截面上剪力为： 62 对于卧式容器除了考虑由操作压力引起的薄膜应力外，还要

32、考虑容器质量导致筒体横截面上的纵向弯矩和剪力。跨中截面和支座截面是容器可能发生失效的危险截面。为此必须进行强度或稳定性较核。第三节 卧式容器支座设计二、筒体的应力计算与校核63(一)筒体的轴向应力 1.鞍座跨中截面上筒体上的最大轴向应力 轴向最高点 轴向最低点 当P为正压或外压时，分别为拉应力或压应力第三节 卧式容器支座设计二、筒体的应力计算与校核跨中截面64(一)筒体的轴向应力 2.支座截面上筒体的最大轴向应力 如果筒体横截面上既无加强圈又不被封头加强(即A0.5Ri)，该截面在轴向弯矩作用下，筒体的上半部分截面发生变形，使该部分截面实际上成为不能承受纵向弯矩的“无效截面”，而剩下的下半部分

33、截面才是承受弯矩的“有效截面”，这种情况称为“扁塌效应”。第三节 卧式容器支座设计二、筒体的应力计算与校核支座截面65(一)筒体的轴向应力 2.支座截面上筒体的最大轴向应力 计算支座处筒体的轴向弯曲正应力时，分两种情况进行：n鞍座平面上筒体有加强圈或已被封头加强(A0.5Ri。n若封头有加强作用，A0.5Ri。最大周向弯矩都在鞍座边角处，数值上都低于支座截面有加强圈的情况，这两种情况中的最大周向弯矩仍按上式计算，但其中系数K按表3-3选取。 第三节 卧式容器支座设计二、筒体的应力计算与校核75(三)筒体的周向应力第三节 卧式容器支座设计二、筒体的应力计算与校核76(三)筒体的周向应力第三节 卧

34、式容器支座设计二、筒体的应力计算与校核77l周向压缩应力 的计算值，不得大于筒体材料设计温度下的许用应力 ，即； l合成周向压缩应力 应不大于设计温度下材料许用应力的1.25倍，即 l如上述条件不满足，则可加宽支座宽度 或在简体与支座之间加放加强板(见图，加强板可与筒体厚度相同，宽度 不小于 ，包角不小于 。l设置加强板以后，应以筒体计算厚度和加强板厚度之和作为厚度。由于加强板边缘处筒体并无加强板，所以还应检查该处的合成压缩应力，如应力仍超出允许值，则应增加鞍座宽度或包角，或两者同时增加，也可设置加强圈。 (三)筒体的周向应力第三节 卧式容器支座设计二、筒体的应力计算与校核78(四)鞍座设计第

35、三节 卧式容器支座设计二、筒体的应力计算与校核 增大鞍座包角可以使筒体中的应力降低，但使鞍座相应变得笨重，同时也增加了鞍座所承受的水平推力；过分地减小包角，又使容器容易从鞍座上倾倒，因此在一般情况下建议取 鞍座宽度 的大小，一方面决定于设备给予支座的载荷大小，另一方面要考虑支座处筒体内周向应力不超过允许值。 设备给予鞍座的载荷为沿包角 对应弧段的不均匀分布的径向力q，此载荷的水平分力将使鞍座向两侧分开，故鞍座的宽度 必须具有足够大小。 79(四)鞍座设计第三节 卧式容器支座设计二、筒体的应力计算与校核 半个鞍座的水平分力的总和可以用下式表示： 80(四)鞍座设计第三节 卧式容器支座设计二、筒体

36、的应力计算与校核 承受此水平分力的有效截面的高度为H，最大为筒体最低点以下 的范围内，此截面上的平均应力不应超过支座材料许用应力值的三分之二，即： 式中： 对钢制鞍座取腹板厚度；对混凝土鞍座则为鞍座宽度 ，mm； Hs计算高度，取鞍座实际高度与 中较小值 鞍座材料的许用应力，MPa。 在大多数情况下，鞍座宽度 取 。 81 一、引言一、引言 二、壳体局部应力的计算二、壳体局部应力的计算第四节 局部应力计算一、 引言82容器除了受内压或外压之外，在其制造、安装和使用过程中还受到许多其它载荷。这些附件包括支座，托架，吊耳和接管等，如右图，通过附件传过来的载荷对壳体的影响通常仅限于附件与壳体连接处附

37、近的局部地区，因此称为局部载荷。第四节 局部应力计算一、 引言83当容器同时受到压力载荷时，在这些局部地区还有另外一些局部应力，如局部薄膜应力和弯曲应力，以及在截面尺寸突变的转角处的应力集中。这些局部应力的存在将成为容器发生强度或稳定性失效的主要原因。因为容器总有接管和支撑附件，所以计算局部载荷作用下壳体或接管中的局部应力成为十分必要。由于载荷或几何形状和载荷的非对称性，对局部应力作完整分析过于复杂，往往不便于应用。第四节 局部应力计算一、 引言84第四节 局部应力计算二、 球壳和圆柱壳局部应力的计算（一）外载荷通过附件传到壳体上的外载荷包括下列几种：n径向载荷P；n外力矩M(球壳)或周向外力

38、矩和经向外力矩(圆柱壳)；n切向载荷V(球壳)或周向切向载荷Vc和经向切向载荷VL(圆柱壳)；n扭转力矩MT；n上述载荷的不同组合。85(二) 应力（1）一般的计算式由径向载荷和外力矩在薄壳中产生的正应力为式中：Ni为i方向单位长度的薄膜内力，N/mmMi为i方向单位长度的内弯矩，Nmm/mmT为壳体厚度，mmKn,Kb为薄膜应力和弯曲应力的应力集中系数对于受静载荷的钢制容器， Kn=Kb=1.0第四节 局部应力计算二、 球壳和圆柱壳局部应力的计算86第四节 局部应力计算二、 球壳和圆柱壳局部应力的计算87第四节 局部应力计算二、 球壳和圆柱壳局部应力的计算(二) 应力式中i方向对圆柱壳指周向

39、 和轴向x，对球壳指切向 和经向x，对圆柱壳为： 88式中： 扭转力矩MT在壳体与附件连接处壳壁中产生的切应力，l 圆柱形附件： 第四节 局部应力计算二、 球壳和圆柱壳局部应力的计算(二) 应力由切向载荷和转矩在壳体中产生的切应力则按下式计算； 圆柱壳为： 球壳： l 球壳-圆柱壳附件： l 球壳-方形附件： 89（二）应力（2）正应力位置和符号。 在一般情况下，由局部载荷引起的最大正应力发生在附件与壳体连接处的壳壁内外表面上，如下图所示：Au、Bu、Cu、Du和AL、BL、CL、DL八个点。这些点的应力状态为双向应力状态，即对球壳为经向应力x和切向应力。第四节 局部应力计算二、 球壳和圆柱壳

40、局部应力的计算90（二）应力（2）正应力位置和符号。 第四节 局部应力计算二、 球壳和圆柱壳局部应力的计算l 球壳-圆柱形：l 球壳-方形：91 化工容器设计中的结构设计问题涉及过程工艺、材料、制造与防腐蚀等因素，本节仅从应力与强度角度进行结构分析。从应力与强度上讲必须要考虑如何减小局部应力，若容器的容积愈大，压力愈高，在结构设计中对减小局部应力的考虑应愈仔细，否则局部应力过高将导致结构在局部区域发生过度变形失效，甚至使整个设备毁坏。 结构设计中减小局部应力的原则措施是：n 在结构不连续处尽可能圆滑过渡，并应避开焊缝。n 在有局部载荷作用的地方应适当予以加强，如垫以衬板以减小局部应力。 第五节

41、 容器设计中的结构设计问题一、 容器的结构设计问题分析92（一）凸形封头边缘直边段的分析 碟形、椭圆形或球形封头，在封头与圆筒交接的切线处(见图)总存在结构不连续应力，不连续应力最大的地方应避免设置焊缝，必须使封头具有一直边段。在直边段之外不连续应力已得到一定的衰减，这样焊缝中即使存在一些小的缺陷以及焊接残余应力，也不致对安全有太大的影响。 第五节 容器设计中的结构设计问题一、 容器的结构设计问题分析 球形封头，由于封头本身较深，制造时再要增加一直边段就更难冲压，一般不设直边段。球与圆筒的切线也同时成为焊缝(见图)。但不应忽视环焊缝也是球封头上的焊缝，因此即使球封头本身没有拼接焊缝，然而在计算

42、壁厚时也应考虑焊接接头系数的选取，此种情况不考虑焊接接头系数是不合理的。93（一）凸形封头边缘直边段的分析 球形封头与管板相连接的结构，由于焊缝所处的位置是球与平板结合的不连续处，存在较大的不连续应力。此处的焊缝又为单面角焊缝，无法内部探伤。这种结构在实际使用中已多次发生爆炸，不得不使数百台同类设备报废。从爆炸断口分析可知，此处存在许多未焊透缺陷。较为理想的做法是采用图(b)的结构，使管板周围突出，把角焊缝变成对接焊缝，既可保证焊接质量，又可有利于无损检测。且焊缝又不处于不连续应力最大的地方。但这也带来了新的问题，即管板毛坯太厚，加工较复杂。 第五节 容器设计中的结构设计问题一、 容器的结构设

43、计问题分析94（二）变径段结构分析 化工设备往往需要使直径不同的两段筒体连接在一起，连接部位必须考虑圆滑过渡的问题。图(a)结构使上下连接部位的结构不连续应力过大，仅能用于a 30o的情况。当半锥角30o 45o时小端也应采用如图(c)所示的带过渡区的折边锥壳，或者采用如图(d)所示的反向曲线形式的回转壳变径段。 变径段的结构设计与强度设计方法在我国压力容器标准中有具体规定。 所有带过渡段折边的焊缝均不布置在几何不连续的切点处，所有折边都有一直边段。 第五节 容器设计中的结构设计问题一、 容器的结构设计问题分析95（三）支座与容器的连接结构 对用于支承立式容器的悬挂式支座(亦称耳式支座)，其结

44、构见下图。这些支座的反力作用在容器被支承的部位，容器便承受了局部载荷，将产生局部应力。但对于较小较轻的容器，如果容器本身已有足够的厚度，则可不加垫板。如果设备很重，例如重达数百吨的大型固定床反应器，则应在支座与容器之间焊上垫板，以减小壳体中的局部应力。 第五节 容器设计中的结构设计问题一、 容器的结构设计问题分析 加垫板有时不完全是为减小局部应力，不锈钢容器，其支座不需要用不锈钢材料而用碳钢即可，但为了避免不锈钢壳体与碳钢支座直接焊接，可以在支座处衬上不锈钢的垫板。 96（三）支座与容器的连接结构 大型立式容器及塔设备一般不用悬挂式支座及支承式支座，而采用裙式支座。裙式支痤由一圆筒体和底部支承

45、圈组成，圆筒体部分的顶端则与立式容器的底封头焊接相连。圆筒体的直径可以与容器直径相同。裙式支座对立式容器的反力作用比较均匀，局部应力不很大，但裙座本身却要承受立式容器的重量(包括内部物料重量)和风载荷、地震载荷。其结构设计和强度与稳定性计算可参见化工设备设计。 第五节 容器设计中的结构设计问题一、 容器的结构设计问题分析97（三）支座与容器的连接结构 球形容器在工业上常用于大型的贮藏带有压力的气体或液化气体的贮存容器，它比同样压力同样容积的其他容器消耗的钢材少，占地面积也最小，有显著的经济性，在大型的化工、石油化工、城市煤气和冶金企业中被广泛应用。 第五节 容器设计中的结构设计问题一、 容器的

46、结构设计问题分析 小型的(如50m3)球形容器常采用小的裙式支座。大型400m3、1000m3及2000m3的球形容器常用立柱支承。立柱又布置在正切于球形容器的赤道线上，承受容器及物料的重量、由风载荷和地震载荷构成的倾倒力。支柱间用拉杆相连，增加稳定性。支柱在赤道处与球壳相切，对球壳的法向作用力极小，因此支承处壳体中的局部应力最小，而且一般可以不加垫板 。 98（四）化工容器的人孔、手孔与视孔 化工容器上除安置接管以外还常设置必要的人孔、手孔及视孔(窥镜)，它们有不同的用途。合理地设置这些开孔是容器整体结构设置的不可缺少的部分 。 第五节 容器设计中的结构设计问题一、 容器的结构设计问题分析l

47、人孔便于人员进入容器的内部设置的。除人员进出外还便于容器内构件的吊装。从容器的安全角度可进行内部检验。因此人孔的公称直径不得小于450mm，常用的500mm。由此内构件的宽度不得超过人孔的内径。人孔增加了容器的泄漏点，这是不利的方面，一台容器上不要设置过多的人孔。离地较高的人孔，不论是卧式容器还是立式容器，都要附设扶梯和或操作平台。 99（四）化工容器的人孔、手孔与视孔 第五节 容器设计中的结构设计问题一、 容器的结构设计问题分析l手孔直径较小的容器无需人员进出，但为对内壁进行观察与检查应设置手孔。许多容器既无人孔又无手孔，封头又不可拆，给投运后的在役定期检验带来了麻烦，无法观察，又不能到内壁

48、贴片作X射线检测，无法对容器的安全状况做出正确评价，无法执行质量监察部门对容器进行定期检查的规定。手孔的公称直径一般在200mm左右。 l视孔对容器内部情况进行观察所需要的。视孔要装玻璃的透明视镜并有可靠的法兰密封。从使用温度与压力选用合适的透明材料。为观察方便要在容器的同一水平高度上在直径方向的两端各开一视孔，便于采光。必要时，可在视孔结构上专门设置照明灯。 100（一）化工容器的人孔、手孔与视孔 第五节 容器设计中的结构设计问题二、 容器焊缝的分类 容器的组装采用焊接，焊缝是焊肉、熔合线和热影响区的总称，亦称焊接接头。焊缝的接头和坡口形式的设计直接影响到焊接的质量与容器的安全。焊缝结构的设

49、计应在化工容器的装配总图或部件图中以节点图表示出来。 容器上不同部位不同部件间的连接焊缝可按其在整体强度与安全中所处地位的不同将它们分为A、B、C、D四类，以合理地设计这些焊缝结构和进行合适的质量控制与检验。焊缝分类情况可参见上图。 101（一）化工容器的人孔、手孔与视孔 第五节 容器设计中的结构设计问题二、 容器焊缝的分类l容器壳体上纵向焊缝及凸形封头上的拼接焊缝都承受最大主应力，属于A类焊缝。l容器壳体上的环向焊缝所受的主应力仅为纵焊缝应力的一半，将其分类为B类焊缝。l球形封头与圆筒壳的连接环缝不属于B类而应属于A类焊缝，因为这条环缝相当于凸形封头上的拼接焊缝。A类及B类焊缝全部应为对接焊

50、缝。 102（一）化工容器的人孔、手孔与视孔 第五节 容器设计中的结构设计问题二、 容器焊缝的分类l法兰、平封头、管板等厚截面部件与壳体及管道的连接焊缝属C类焊缝，C类焊缝是填角焊缝。l接管、人孔或集液槽等与壳体或封头的连接焊缝属于D类焊缝，这基本上是不同尺寸的回转壳体相贯处的填角焊缝 。l这种焊缝分类方法源于ASME规范第卷，现已被吸收到中国容器标准中来，有利于焊缝质量的管理。103（二）化工受压容器焊接结构设计的基本原则 第五节 容器设计中的结构设计问题二、 容器焊缝的分类1 1回转壳体的拼接焊缝必须采用对接焊缝回转壳体的拼接焊缝必须采用对接焊缝 容器壳体上的纵向及环向焊缝、凸形封头上的拼