第一章       法规与标准

1--1压力容器设计必须哪些主要法规和规程？

答：1.《特种设备安全监察条例》国务院 2003.6.1

2.《压力容器安全技术监察规程》质检局 2000.1.1

3.《压力容器、压力管道设计单位资格许可与管理规则》质检局 2003.1.1

4.《锅炉压力容器制造监督管理办法》质检局 2003.1.1

5.GB150《钢制压力容器》

6.JB4732《钢制压力容器-分析设计标准》

7.JB/T4735《钢制焊接常压容器》

8.GB151《管壳式换热器》。

1—2 压力容器设计单位的职责是什么？

答：1.应对设计文件的准确性和完整性负责。

2.容器的设计文件至少应包括设计计算书和设计图样。

3.容器设计总图应盖有压力容器设计单位批准书标志。

1—3 GB150-1998《钢制压力容器》的适用和不适用范围是什么？

答：

适用范围：

1.       设计压力不大于35Mpa的钢制压力容器。

2.       设计温度范围根据钢材允需的使用温度确定。

不适用范围：

1.       直接火焰加热的容器。

2.       核能装置中的容器。

3.       经常搬运的容器。

4.       诸如泵、压缩机、涡轮机或液压缸等旋转式或往复式机械设备中自成整体或作为组成部件的受压容器。

5.       设计压力低于0.1Mpa的容器。

6.       真空度低于0.02Mpa的容器。

7.       内直径小于150mm的容器。

8.       要求做疲劳分析的容器。

9.       已有其它行业标准管辖的压力容器，如制冷、制糖、造纸、饮料等行业中的某些专用压力容器和搪玻璃容器。

1—4 《压力容器安全技术监察规程》的适用与不适用范围是什么？

答：使用范围：（同时具备以下条件）

1.       最高工件压力（P_W）大于等于0.1Mpa（不含液体压力）的容器。

2.       内直径（非圆形截面指断面最大尺寸）大于0.15m,且容积V大于等于0.25m³的容器；

3.       盛装介质为气体、液化气体、或最高工作温度高于等于标准沸点的液体的容器。

不适用范围：

1.       超高压容器。

2.       各类气瓶。

3.       非金属材料制造的压力容器。

4.       核压力容器、船舶和铁路机车上的附属压力容器、国防或军事装备用的压力容器、锅炉安全技术监察适用范围内的直接受火焰加热的设备（如烟道式余热锅炉等）。

5.       正常运行最高工件压力小于0.1Mpa的压力容器（包括在进料或出料过程中需瞬时承受压力大于等于0.1Mpa的压力容器，不包括消毒、冷却等工艺过程中需要短时承受压力大于等于0.1 Mpa的压力容器）。

6.       机器上非独立的承压部件（如压缩机、发电机、泵、柴油机的承压壳或气缸，但不含造纸、纺织机械的烘缸、压缩机的辅助压力容器）。

7.       无壳体的套管换热器、波纹管换热器、空冷换热器、冷却排管。

1--5《容规》和GB150-98对压力容器的范围如何划定？

答：

1.       压力容器与外部管道、装置连接的：容器接管与外管道连接的第一道环向接头坡口端面；法兰连接的第一个法兰密封面；螺纹连接的第一个螺纹螺纹接头端面；专用连接或管件的第一个密封面。

2.       压力容器开孔部分的承压封头、平盖及其坚固件。

3.       非受压元件与受压元件的焊接接头。

1—6何谓易燃介质？

答:易燃介质指与空气混合的爆炸下限小于10%，或爆炸上限和下限之差值大于等于20%的气体。如甲胺、乙烷、甲烷等。

1—7介质的毒性程度如何划分？

答：参照HG《压力容器中化学介质毒性危害和爆炸危险程度分类》：

1.       极度危害：<0.1mg/m³;

2.       高度危害：0.1-<1.0 mg/m³;

3.       中度危害：1.0-<10mg/m³;

4.       轻度危害：≥10mg/m³;

1—8如何确定混合介质的性质？

答：应以介质的组成并按毒性程度或易燃介质的划分原则，由设计单位的工艺设计或使用单位的生产技术部门，决定介质毒性程度或是否属于易燃介质。

1—9如何划分压力容器的压力等级？

答：按压力容器的设计压力（P）分为低压、中压、高压、超高压四个等级：

1.       低压：0.1Mpa≤P＜1.6 Mpa

2.       中压：1.60Mpa≤P＜10 Mpa

3.       高压：10.0Mpa≤P＜100 Mpa

4.       超高压：P≥100 Mpa

1—10压力容器的品种主要划分为哪几种？

答：按容器在生产工艺过程中的作用原理，分反应压力容器、换热压力容器、分离压力容器、储存压力容器。

1.       反应压力容器：主要用于完成介质的物理、化学反应的压力容器。如反应器、反应釜、分解锅、分解塔、聚合釜、合成塔、变换炉、煤气发生炉。

2.       换热压力容器：主要用于完成介质的热量交换的压力容器，管壳式余热锅炉、热交换器、冷却器、冷凝器等。

3.       分离压力容器：主要用于完成介质的流体压力平衡和气体净化分离的压力容器，如分离器、过滤器、集油器、缓冲器、洗涤器、吸收塔、铜洗器、干燥塔、分汽缸、除氧器等。

4.       储存压力容器;主要是用于盛装生产用的原料气体、液体、液化气体的压力容器，如各种型式的储罐。

1—11压力容器分为三类，其划分的原则是什么？分类的目的是什么？

答：为有利于安全技术监督和管理，将《容规》适用范围内的压力容器分为三类：

1.       低压容器为一类压力容器。

2.       下列情况之一的为二类压力容器：

（1）       中压容器；

（2）       易燃介质或毒性程度为中度危害的低压反应容器的储存容器；

（3）       毒性程度为极度和高度介质的低压容器。

（4）       低压管壳式余热锅炉。

（5）       低压搪玻璃压力容器。

3.       下列之一的为第三类压力容器：

（1）       高压容器。

（2）       中压容器（仅限毒性程度为极度和高度危害介质）。

（3）       中压储存容器（仅限易燃介质或毒性程度为中度的介质，且PV乘积大于等于10Mpa.m³）。

（4）       中压反应容器（仅限易燃介质或毒性程度为中度的介质，且PV乘积大于等于0.5Mpa.m³）。

（5）       低压容器：（仅限毒性程度为极度和高度危害介质，且PV乘积大于等于0.2Mpa.m³）。

（6）       高压、中压管壳式余热锅炉。

（7）       中压搪玻璃压力容器。

（8）       使用强度级别较高（指相应标准中抗拉强度值下限大于等于540Mpa的材料）制造的压力容器。

（9）       移动式压力容器，包括铁路罐车（介质为液化气体、低温液体）罐式汽车（液化气体运输半挂车、低温液体运输半挂车、永久气体运输半挂车和罐式集装箱（介质为液化气体、低温液体）。

（10）   球形储罐（容积大于等于50 m^3）。

（11）   低温液体储存压力容器（容积大于等于5 m³）。

1—12《容规》与《条例》及标准有何关系？

国务院发布的《特种设备安全监察条例》属行政法规，是我国压力容器安全监察工作的基本法规，是压力容器安全监察工作的依据和准则。依据《条例》制订的《容规》也属行政法规，是从安全角度，对压力容器安全监督提出的最基本的要求。

国家标准、行业标准属民事诉讼范围，是设计、制造压力容器产品的依据。《容规》是压力容器安全监督和管理的依据。由于安全技术监督的内容同标准的任务、性质、工作进度和角度不同，有些与标准一致，有些可能不一致，这是正常的，并不矛盾。二者无大小之分，作为产品的设计和制造单位，遵守《容规》和执行标准是一致的，二者不协条时宜按高的要求执行。但作为压力容器安全监察部门，只要产品符合《容规》要求即可。

 

第二章材料

2—2碳素钢镇静钢Q235B级、C级的区别是什么？适用范围是什么？

主要区别是冲击试验温度不同：Q235B级做常温20℃V型冲击试验；Q235C级做0℃V型冲击试验。

适用范围：

1.       Q235B级：容器设计压力P≤1.6Mpa,钢板使用温度0~350℃。用于容器壳体时，钢板厚度不大于20mm,不得用于毒性为高度、极度危害介质的压力容器。

2.       Q235C级：容器设计压力P≤2.5Mpa,钢板使用温度0~400℃。用于容器壳体时，钢板厚度不大于30mm。

2—3碳素钢和碳锰钢在高于425℃温度下长期使用时，应注意什么问题？

答：GB150-98规定，碳素钢和碳锰钢在高于425℃温度下长期使用时，应考虑钢中碳化物的石墨化倾向。因为碳素钢和锰碳钢在上述情况下，钢中的渗碳体会产生分解，Fe3C___3Fe+C(石墨)，而这一分解及石墨化最终会使钢中的珠光体部分或全部消失，使材料的强度及塑性下降，而冲击值下降尤甚，钢材明显变脆。

2—4奥氏体的使用温度高于525℃，时应注意什么问题？

答：GB150-98规定，奥氏体的使用温度高于525℃，钢中含碳量应不小于0.04%，这是因为奥氏体钢在使用温度500~550℃时，若含碳量太低，强度及抗氧化性会显著下降。因些一般规定超低碳（C≤0.03%）奥氏体不锈钢的使用温度范围,18-9型材料用到400℃左右,18-12-2型材料用到450℃左右,使用温度超过650℃时,国外对于304、316型材料一般要求用H级，即含碳量要稍高一些，主要也是考虑耐腐蚀，而且耐热及有热强性。

2—5不锈钢复合钢板的的使用温度范围是什么?

答: 不锈钢复合钢板的的使用温度范围是应同时符合基材和复材使用温度范围的规定。

2—6压力容器用碳素钢和低合金钢，当达到何种厚度时应在正火状态下使用？为什么？

壳体厚度大于30mm的20R和16MnR;其它受压元件（法兰、管板、平盖等）厚度大于50mm的20R和16MnR，以及大于16mm的15MnVR，应在正火状态下使用。这主要是考虑国内轧制设备条件限制，较厚板轧制比小，钢板内部致密度及中心组织质量差；另外对钢板正火处理可细化晶粒及改善组织，使钢板有较好的韧性、塑性及有较好的综合机械性能。

2—7调质状态和用于多层包扎容器内筒的碳素钢和低合金钢钢板为何应逐张进行拉力试验和夏比（V型）常温或低温冲击试验？

答：低合金钢经调质处理后，屈服点大大提高了，但冲击韧性不够稳定，为了正确判断综合力学性能，所以要逐张进行拉力和冲击试验来验证。

多层包扎容器内筒是一种承受较高工作压力的设备内筒，其设计压力为10~100Mpa；同时高压容器还往往承受较高的温度和各种介质的腐蚀，操作条件苛刻，故高压容器的材料验收、制造、与检验要求都比较高，这样才能保证高压容器的使用安全。

2—8设计温度小于0℃时，名义厚度δn大于25mm的20R和δn大于38mm的16MnR、15MnVR、15MnVNR或任何厚度的18MnMoNbR和13MnNiMoNbR为何要进行夏比（V型）低温冲击试验？试样为何取横向？低温冲击功的指标是什么？

因为国产钢材：16MnR、15MnVR、15MnVNR当厚度达到一定限度时，或18MnMoNbR和13MnNiMoNbR强度级别较高的任何厚度钢板，无延性转变温度可能就在-19.9~0℃之间，非常危险，但又未按低温材料对待，为避免这个问题，就要在上述温度区间做母材和试板V型冲击以验证能否满足设计要求。

由于浇铸钢锭时形成化学成分不匀或含有杂质,则在热轧形后不均匀部分和杂质就顺着金属伸长方向延伸,形成所谓“流线”或纤维状组织，这时金属力学性能就表现出各项异性，即平行于流线方向的力性能要高于垂直于流线方向的力学性能，尤其塑性和韧性更为突出，所以制造压力容器钢板标准中取力学性能低的横向作为冲击值标准，以提高材料安全使用可靠性。

   低温冲击功的指标为：20R的Akv≥18J；16MnR、15MnVR的Akv≥20J，18MnMoNbR和13MnNiMoNbR的Akv≥27J。

2—9用于容器壳体的碳素钢和低合金钢板，什么情况下要逐张做超声波检验？

答：凡符合下列条件之一的，应逐张做超声波检验：

1．  盛装介质毒性程度为极度、高度危害的压力容器。

2．  盛装介质为液化石油气且硫化氢含量大于100mg/L的压力容器。

3．  最高工作压力大于等于10Mpa的压力容器。

4．  GB150第2章和附录C、GB151《管壳式换热器》、GB12337《钢制球形储罐》及其它国家标准和行业标准中规定应逐张进行超声波检测的钢板。

2—10低合金钢钢板使用温度等于或低于-20℃时，其使用状态及最低冲击试验温度应符合什么要求？

答：其使用状态及最低冲击试验温度应符合下列要求：

16MnR 热轧状态  厚度6~25mm,最低冲击试验温度为-20℃

     正火状态  厚度6~120mm,最低冲击试验温度为-20℃

16MnDR 正火状态  厚度6~36mm,最低冲击试验温度为-40℃

     正火状态  厚度36~100mm,最低冲击试验温度为-30℃

0．9Mn2VDR 正火，正火加回火状态  厚度6~36mm,最低冲击试验温度为-50℃

  0．9MnNiDR 正火，正火加回火状态  厚度6~60mm,最低冲击试验温度为-70℃

  15MnNiDR 正火，正火加回火状态  厚度6~60mm,最低冲击试验温度为-45℃

2—11什么是奥氏体不锈钢的敏化范围？

答：奥氏体不锈钢在400~850℃范围内缓慢冷却时，在晶界上有高铬的碳化物Cr₂₃C₆析出，造成邻近部分贫铬，引起晶间腐蚀倾向，这一温度范围称敏化范围。

2—12何谓固溶热处理？它对奥氏体不锈钢性能有何作用？

答：将合金加热至高温单项区恒温保持，使过剩项充分溶解到回溶体中去后快速冷却，以得到饱和回溶体的工艺称回溶处理。通过固溶处理铬镍不锈钢将高温组织在室温下固定下来，获得被碳过饱和的奥氏体，以改善铬镍不锈钢的耐腐蚀性。此外还能提高铬镍不锈钢的塑性和韧性。

2—13目前防止晶间腐蚀的措施大致有几种？

1．  固溶化处理。

2．  降低钢中的含碳量。

3．  添加稳定碳的元素。

2—14 什么是应力腐蚀破裂？奥氏体不锈钢在哪些介质中易产生应力体腐蚀？

答：应力腐蚀是金属在应力（拉应力）和腐蚀的共同作用下（并有一定的温度条件）所引起的破裂。应力腐蚀现象较为复杂，当应力不存在时，腐蚀甚微；当有应力后，金属在腐蚀并不严重的情况下发生破裂，由于破裂是脆性的，没有明显预兆，容易造成灾难性事故。可产生应力腐蚀的金属材料与环境组合主要有以下几种：

1．  碳钢及低合金钢：介质为碱性、硝酸盐溶液、无水液氨、湿硫化氢、醋酸等。

2．  奥氏体不锈钢：氯离子、氯化物+蒸汽、湿硫化氢、碱液等。

3．  含钼奥氏体不锈钢：碱液、氯化物水溶液、硫酸+硫酸铜水溶液等。

4．  黄铜：氨气及溶液、氯化铁、湿二氧化硫等。

5．  钛：含盐酸的甲醇或乙醇、熔融氯化钠等。

6．  铝：湿硫化氢、含氢硫化氢、海水等。

2—15奥氏体不锈钢焊缝能否采用超声波检测，为什么？

由于奥氏体不锈钢中存在双晶晶界等显著影响超声波的衰减及传播，因此目前超声波检测未能在这种不锈钢中得到广泛采用。

2—16选用新研制的钢材设计压力容器时，应满足什么要求？

选用新研制的钢材设计压力容器，必须具有完整的技术评定文件，该文件应经全国压力容器标准化技术委员会审定合格。

2—17用GB713-86《锅炉用碳素钢和低合金钢板》中的20g钢板可否代用什么容器用钢板？

GB713-86《锅炉用碳素钢和低合金钢板》中的20g钢板可代用Q235-C钢板。

2—18用GB712-88《船体用结构钢》中的B级钢板代用Q235-C钢板时，应符合什么要求？

代用Q235-C板时，钢厂必须按按标准进行冲击试验。对经船检部门同意钢厂未进行冲击试验的B级钢板只能代用Q235-B钢板。

2—19碳素钢和低合金钢钢管，当使用温度≤-20℃时，其使用状态及最低冲击试验温度按下表的规定：

钢号  使用状态    壁厚，mm  最低冲击试验温度，℃

10     正火       ≤16        -30

20G     正火       ≤16        -20

16Mn   正火       ≤20        -40

09MnD  正火       ≤16        -50

因尺寸限制无法制备5X10X55小尺寸冲击试样的钢管，免做冲击试验，各钢号钢管的最低使用温度按附录C的规定。

2—20锻件的级别如何确定？对于公称厚度大于300 mm的碳素钢和低合金钢锻件应选用什么级别？

锻件级别按JB4726《压力容器锻件技术条件》的规定选用。对于公称厚度大于300mm碳素钢和低合金钢锻件应选用Ⅲ级或Ⅳ级。

2—21 16MnD钢锻件，当使用温度等于或低于-20℃时其热处理状态及最低冲击试验温度是什么？

答：应符合下列规定：

钢号         热处理状态        公称厚度，mm  最低冲击试验温度，℃

16MnD    正火加回火，调质       ≤200            -40

                                ＞200~300         -30

2—22低合金钢螺栓，当使用温度等于或低于-20℃时，其使用状态及最低冲击试验温度是什么？

答：应符合下列规定：

钢号         规格mm    最低冲击试验温度℃    Akv(J)    使用状态

30CrMoA       ≤M56            -100          ≥27

35CrMoA       ≤M56            -100          ≥27

35CrMoA       ≤M60~M80       -70           ≥27

2—23 压力容器受压元件采用国外钢材应符全些什么要求？

选用国外材料时，应是国外相应压力容器最新标准所允许使用的钢材，其使用范围一般不超过该标准的规定，且不超出GB150-98第4章材料部分和技术要求的钢材的规定。并符合《容规》第22条的规定。

2—24 铝和铝合金用于压力容器受压元件应符合什么要求？

1．  设计压力不应大于8Mpa,设计温度为-269~200℃。

2．  设计温度大于65℃时，一般不选含镁量大于等于3%的铝合金。

2—25钛和钛合金用于压力容器受压元件应符合什么要求？

1．  设计温度：工业纯钛不应高于250℃，钛合金不应高于300℃，复合板不应高于350℃。

2．  用于制造压力容器壳体的钛材应在退火状态下使用。

2—26铜及铜金用于压力容器受压元件应为什么状态？

一般应为退火状态。

 

第二章       钢制焊接压力容器

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。

3．  风载荷和地震载荷。

4．  支座的作用反力。

5．  连接管道和其它部件所引起的作用力。

6．  温度梯度、热膨胀量不同而引起的作用力。

7．  包括压力急剧波动的冲击载荷。

8．  冲击反力，如由流体冲击引起的反力等。

9．  容器在运输或吊装时承受的作用力。

3—4 GB150-98标准除了规定的常规设计方法以外还允许采用什么方法进行设计？

允许用以下方法进行设计，但需经全国压力容器标准化委员会评定认可。

1．  以应力分析为基础的设计（包括有限元法分析）。

2．  验证性试验分析（如应力测定、验证性水压试验）。

3．  用可比的已投入使用的结构进行对比的经验设计。

3—5 什么叫计算厚度、设计厚度、名义厚度、有效厚度？

计算厚度系指用公式计算得到的厚度，需要时，尚应计入其它载荷所需厚度，不包括厚度附加量。

设计厚度系指计算厚度与腐蚀余量之和。

       名义厚度是将设计厚度加上钢材厚度负偏差后向上圆整至钢材标准规格的厚度，即图样标注的厚度。对于容器壳体在任何情况下其名义厚度不得小于最小厚度与腐蚀裕量之和；

有效厚度是指名义厚度减去厚度附加量。

3—6 什么叫最小厚度？如何确定？

为满足制造工艺要求，根据工程实践经验对壳体元件规定了不包括腐蚀裕量的最小厚度。圆筒的最小厚度δmin 按下列规定：

1．  对碳素钢和低合金钢容器：δmin≥3mm。

2．  对高合金钢容器：δmin≥2mm。

3—7 厚度附加量C由哪两部分组成？

 厚度附加量C按下式计算：

C=C1+C2 mm

 式中C1为钢板或钢管的厚度负偏差，按相应钢板或钢管标准选取，C2为腐蚀裕量。

3—8 对于钢材各种强度性能如何选取其安全系数？螺栓的安全系数选用较高，为什么？

	常温下最低抗拉强度σb	常温或设计温度下的屈服点σs 或σst	设计温度下经10万小时断裂的持久强度  σD’	设计温度下经10万小时蠕变率为1%的蠕变极限 σn
	Nb	ns	nD	nn
碳素钢、低合金钢、铁素体高合金钢	≥3.0	≥1.6	≥1.5	≥1.0
奥氏体高合金钢	≥3.0	≥1.5  1)	≥1.5	≥1.0

1)      当部件的设计温度不到蠕变温度范围，且允许有微量永久变形时，可适当提高许用应力，但不超过0.9σst.此规定不适用于法兰或其它有微量变形就产生泄漏或故障的场合。

螺栓的安全系数在选项取时应考虑：

1．  使在旋紧螺栓的初始应力大于设计值，以保证其密封。

2．  压力试验时因试验压力高于工作压力，因而螺栓可能伸长，垫片松驰，必须再次拧紧螺栓。

3．  法兰与螺栓的温度差，以及两者材料的线膨胀系数不同所引起的应力。因而螺栓的安全系数较高。

材料	螺栓直径	热处理状态	设计温度下的屈服点σs ns	设计温度下经10万小时断裂的持久强度  σD’平均值的nD
碳素钢	≤M22 M24~M48	热轧、正火	3．  7 2．5
低合金钢、 马氏体 高合金钢	≤M22 M24~M48 ≥52	调质	3.       5 4.       3.0 5.       2.7	1.5
奥氏体高合金钢	≤M22 M24~M48	固溶	1．  6 1．5

 

3—9 不锈钢复合钢板在设计中如需计入复层材料的强度时，设计温度下的许用应力[σ]如何计算？

对于复层与基层结合率达到JB4733-96的B2级以上的复合钢板，在设计计算中需计入复层材料的强度时，设计温度下的许用应力[σ]按下式计算：

       [σ]₁δ₁+[σ]₂δ₂

[σ]=  —————

         δ₁+δ₂

δ1—基层钢板的名义厚度

δ2—为复层材料的厚度，不计入腐蚀裕量。

[σ]1—设计温度下基层的许用应力

[σ]2—设计温度下复层材料的许用应力

3—10 对容器直径不超过800mm,不能检测的单面焊，如何处理？

对容器直径不超过800mm的圆筒与封头的最后一道环向封闭焊缝，当采用不带垫板的单面焊对接接头，且无法进行射线或超声波检测时，允许不进行检测，但需采用气体保护焊底。

3—11 钢制焊接压力容器液压试验的压力如何确定？

1．  内压容器液压试验压力P_T按下式确定：

P_T=1.25 p  [σ] / [σ]t

P—设计压力

 [σ] –试验温度下材料的许用应力

[σ]t设计温度下材料的许用应力

2．  外压容器和真空容器按内压容器进行液压试验，试验压力P_T 按下式确定：

P_T=1.25 p 

P—设计压力

3．  夹套容器应在图样上分别注明内筒和夹套的试验压力。

a.       内筒：内筒的试验压力按上述1，2款确定。

b.       夹套：夹套内的试验压力按上述1款确定，但必须校核内筒在试验外压力作用下的稳定性。如不能满足稳定性要求，则应规定在作夹套的液压试验时，必须同时在内筒内保持一定压力，以使整个试验过程（包括升压、保压、和卸压）中的任一时间内，夹套的内筒的压力差不超过设计压差。

3—12 液压试验中，对试验液体有什么要求？

试验液体一般采用水，需要时也可采用不会导致发生危险的其它液体。试验时液体的温度应低于其闪点或沸点。奥氏体不锈钢制容器用水进行液压试验后应将水渍去除干净。当无法达到这一要求时，应控制水的氯离子含量不超过25mmg/L.

试验温度：

1．  碳素钢、16MnR和正火15MnVR钢制压力容器液压试验时，液体温度不得低于5℃，其它低合金钢制容器液压试验时液体温度不得低于15℃。如果由于板厚等原因造成材料延性转变温度升高，则需相应提高试验液体温度。

2．  其它钢种制容器液压试验温度按图样规定。

3—13 何种情况下方可进行气压试验？如何进行？

1．  容器容积过大，无法承受水的重量。

2．  结构复杂，水压试验不足以充分检验各个部位的试压要求。

3．  由于设计结构的原因，用水不适合的（如不允许容器内残留试验液体）。

4．  其它难以克服的困难诸如大型容器供水困难者。

气压试验应有安全措施。该安全措施需经试验单位技术总负责人批准，并经本单位安全部门检查监督。试验所用气体应为干燥、洁净的空气、氮气或其它惰性气体。碳素钢和低合金钢容器，气压试验时介质温度不得低于15℃；其它容器气压试验温度按图样规定。

试验时压力应缓慢上升，至规定试验压力的10%，保压5~10分钟，然后对所有焊缝和连接部位进行初次泄漏检查，如有泄漏，修补后重新试验。初次泄漏检查合格后，再继续缓慢升压至规定试验压力的50%，如无异常现象，其后按每级规定的试验压力的10%的级差增至规定的试验压力。保压30分钟后将压力降至规定试验压力的87%，并保持足够长的时间后现进行泄漏检查。如有泄漏，修补后再按上述规定重新试验。检查无漏气、无可见异常变形为合格。不得采用连续加压来维持试验压力不变。气压试验过程中严禁带压坚固螺栓。

3—14 何种情况下要做气密性试验？如何进行？

1．  介质毒性程度为极度、高度危害或设计上不允许有微量泄漏的压力容器，必须进行气密性试验。

2．  气密性试验应在液压试验合格后进行。对设计图样要求作气压试验的压力容器，是否再做气密性试验，应在设计图样上规定。

3．  碳素钢和低合金钢制压力容器，其试验用气的温度应不低于5℃，其它材料制压力容器按设计图样规定。

4．  压力容器进行气密性试验时，安全附件应安装齐全。

5．  气密性试验所用的气体应为干燥，洁净的空气、氮气或其它惰性气体。

6．  气密性试验压力应在图样上注明。试验压力应缓慢上升，达到归定的试验压力后保压30分钟，然后降至设计压力，对所有焊缝和连按部位进行泄漏检查，小型容器也可浸入水中检查。如有泄漏，修补后重新进行液压试验和气密性试验。经检查无泄漏即为合格。

3—15 试述第一、三、四强度理论？

第一强度理论即最大主应力理论，其当量应力强度S=σ₁。它认为引起材料断裂破坏的因素是最大主应力。亦即不论材料处于何种应力状态，只要最大主应力达到材料单项拉伸时的最大应力值，材料即发生断裂破坏。

第三强度理论即最大剪应力理论，其当量应力强度S=σ₁-σ₃，它认为引起材料发生屈服破坏的主要因素是最大剪应力。亦即不论材料处于何种应力状态，只要最大剪应力达到材料屈服时的最大剪应力值，材料即发生屈服破坏。

第四强度理论亦称最大变形能理论，其当量应力强度

S=

（它认为引起材料发生屈服破坏的主要因素是材料的最大变形能。亦即不论材料处于何种应力状态，只要其内部积累的变形能达到材料单向拉伸屈服时的变形能，材料即发生屈服破坏。

我国GB150-98标准中计算式主要是以第一强度理论为基础的。

我国JB4732《钢制压力容器—分析设计标准》中应力强度计算均采用第三强度理论。

3—16 GB150—98《钢制压力容器》标准中的圆筒公式采用了哪种强度理论？涵义是什么？

圆筒计算公式用lame公式，该公式用四种强度理论又派生出四个应力计算公式。GB150—98《钢制压力容器》标准中的圆筒公式是由壳体薄膜理论环向应力表达式演变而来，即平均直径处的薄膜应力公式（中径公式）；这个公式当外径与内径比值K≤1.5时推演可证明它与lame公式的第一强度理论表达式近似相等。因此，在工程上就将中径公式视为第一强度理论公式，亦可用于厚壁容器（K≤1.5）时的计算。

3—17 GB150—98《钢制压力容器》标准中，内压圆筒强度计算的基本公式和使用范围是什么？

基本公式：

              PcDi

         δ=-----------------

             2[σ]tφ-Pc

适用范围为：Do/Di≤1.5 或P≤0.4[σ]tφ

3—18 GB150—98《钢制压力容器》标准中，内压球壳强度计算的基本公式和使用范围是什么？

基本公式：

              PcRi

         δ=-----------------

             2[σ]tφ-0.5Pc

适用范围为： 或P≤0.6[σ]tφ

3—19 内压圆筒与球壳厚度计算公式中的焊缝系数指的是何焊缝系数？

圆筒中的焊缝系数为纵焊缝系数(即A类焊缝系数)。球壳公式中的焊缝系数为球壳上各焊缝的最小焊缝系数，其中包括球壳与圆筒相连接的环焊缝系数(即A类焊缝系数)。

3—20 外压容器破坏形式有哪两种？外压容器的设计压力应包括哪两个方面的内容？

外压容器破坏的主要形式有强度破坏和失稳破坏两种。设计应包括强度计算和稳定校核。因失稳往往在强度破坏前发生，所以稳定性计算是外压容器计算中主要考虑的问题。

3—21 GB150—98《钢制压力容器》标准中，外压圆筒（D₀/δe≥20）的有效厚度如何计算？

1．  假设δn令δe=δn-C,定出L/D₀和D₀/δn.

2．  在图中利用L/D₀和D₀/δ查出相应系数A。

3．  由A和材料的弹性模量E查图得B值，用下式计算出许用外压应力[P]。

                B

         [P]= -------------

D0/δe

                2AE

  或       [P]= -------------

3(D0/δe)

4.[P]应大于或等于Pc,否则须再假设名义厚度  δn,重复上述计算步骤,直至[P]大于且接近Pc为止。

3—22 常见的容器封头有哪几种？各有何优缺点？

常见的容器封头有半球形、碟形、椭圆形、无折边球形、锥形、平盖生等。

从受力情况看，依次为：半球形、椭圆形、碟形、锥形、平盖最差。从制造上看，平盖最容易，其次为锥形、碟形、椭圆形、球形。

锥形封头受力不佳，但有利于流体均匀分布和排料，使用也较多。

3—23 碟形封头的球面部分的内半径和封头转角内半径有何要求？

碟形封头的球面部分的内半径应不大于封头的内直径，通常取0.9倍的封头内直径，封头转角内半径应不小于封头内直径的10%，且不得小于3倍名义厚度δn。

3—24 受内压的碟形封头和椭圆形封头的形状系数是什么？

碟形封头形状系数M按下式计算：

式中：Ri为球面部分的内半径，r为转角内半径。

椭圆形封头的形状系数K按下式计算：

式中Di为封头内直径，hi为封头不包括直边部分的高度。

标准椭圆形封头K=1。

3—25 受内压碟形封头厚度的计算公式是什么？

计算厚度

式中M为封头形状系数:

3—36 GB150-98对碟形封头的有效厚度有何限制?

对于Ri=0.9Di,r=0.17Di的碟形封头,其有效厚度应不小于封头内直径的0.15%,其它碟形封头的有限厚度应不小于封头内直径的0.3%.但当确定封头厚度时已考虑了内压下的弹性失稳问题,或是按分析法进行设计者可不受此限制.

3—27 受内压椭圆形形封头的厚度计算公式是什么?

计算厚度公式是:

式中K为封头形状系数:

3—28 GB150—98对椭圆形封头的有效厚度有何限制?

标准椭圆形封头(K=1)的有效厚度应不小于封头内直径的15%,其它椭圆形封头的有效厚度应不小于0.30%.但当确定封头厚度时已考虑了内压下的弹性失稳问题，或是按分析法进行设计者，可不受此限。

3—29 受内压（凹面受压）无折边球形封头的计算厚度公式是什么？

答：封头的计算厚度按下式确定：

式中Q----系数，可查图表取得。

3—30受外压（凸面受压）无折边球形封头的计算厚度公式是什么？

下列两种方法取较大值:

1．  外压球壳所需的有效厚度计按下以下步骤确定：

a.       假设δe=δn-C,定出Ri/δe

b.       按下式计算系数A

A=0.125/

c.       根据所有材料从有关图中找到系数B，并按下式计算许用外压力[P]：

[P]=

或    [P]=

d.       [P]应大于或等于Pc,否则再假设名义厚度δn重复上术计算，直到[P]应大于且接近Pc为止。

2.按下式计算计算封的计算厚度：

δ=

式中：Q—系数，由图查取。

3—31 两侧受压的无折边球面中间封头的厚度如何计算？

当不能保证在任何情况下封头两侧的压力都同时作用时，应分别按下列两种情况计算，取较大值：

a.       只考虑封头凹面受压计算厚度按：

计算，式中Q值按GB150-98的图7-6查取。

b.       只考虑封头凸面受压，计算公式同上，但其中Q值按GB150-98的图7-7查取。此外，还应不小于按GB150-98第6.2.2条确定的有效厚度。

当能够保证任何任何情况下封头两侧的压力同时作用时，可以按封头两侧的压差进行设计，当封头一侧是正压，另一侧为负压，则必须按两铡差值进行设计。

a.                 当压力差的作用使封头凹面受压时，计算厚度的公式同上，式中Q值按GB150-98的图7-6查取；

b.                当压力差的作用使封头凸面受压时，算公式仍按上式确定，但其中Q值按GB150-98的图7-7查取。此外，还应不小于按GB150-98第6.2.2条确定的有效厚度。

3—32 GB150-98对锥形封头的设计范围有何限制？对其几何形状有何要求？

  对锥形封头只规定适用轴对称的无折边或折边锥形封头，且其锥壳半顶角a≤60°。

1．  锥壳大端：当锥壳半顶角a≤30度时可采用无折边结构；当a>30度时应采用有折边结构，否则应按应力分析方法进行设计。

2．  大端折边锥形封头的过渡段转角半径 r应不小于封头大端内径Di的10%,且不小于该过渡段厚度的3倍。

3．  锥壳小端：当锥壳半顶角a≤45度时可采用无折边结构；当a>45度时应采用折边结构，否则应按应力分析方法进行设计。

4．  小端折边锥形封头的过渡段转角半径 r_s应不小于封头小端内径Dis的5%,且不小于该过渡段厚度的3倍。

5．  锥壳与圆筒的连接应采用全焊透结构。

3—33 当锥形封头的锥壳半顶角a>60时，应如何计算？

当锥壳半顶角a>60时，锥形封头的厚度可按平盖进行计算。也可以用应力分析（包括有限元）法确定。

3—34 锥形封头的锥壳，其厚度如何计算？Dc的含义为何？

锥壳厚度的计算公式为:

式中Dc的含意是：GB150-98允许锥壳同一个半顶角的几个不同厚度的锥壳段组成，锥壳的直径是逐段变化的，因此，锥壳段的厚度也是逐段变化的。各锥壳段的厚度均按此式计算，式中Dc分别为各锥壳段大端内直径。

3—35 受内压无折边锥形封头大小端如需补强时，对加强段有何要求？加强段厚度如何计算？有何限制？

若需要增加厚度予以加强时，锥壳加强段与圆筒加强段应有相同的厚度。

受内压无折边锥形封头大端加强段的厚度按下式计算：

式中Q值由GB150-98的图7-12查取。

受内压无折边锥形封头小端加强段的厚度按下式计算：

式中Q值由GB150-98的图7-14查取。

加强段的限制：在任何情况下，加强段厚度不得小于边接处锥壳的计算厚度。锥壳加强段的长度，对于大端，应不小于；对于小端，应不小于。圆筒加强段的长度，对于大端，应不小于；对于小端，应不小于。

3—36 受内压折边锥形封头大端厚度，在GB150-98中是如何确定的？

受内压折边锥形封头大端厚度的确定，在GB150-98中，是以过渡段与锥壳相连接处的过渡段厚度与锥壳厚度相比较，取其大者。将过渡段视作碟形封头的过渡区，因而按碟形封头计算其厚度。与之相连的锥壳，由于此处的直径已小于过渡区前的圆筒直径，此处直径可根据其过渡区半径和锥壳半项角值计算得出，而后用锥壳厚度计算式计算。

GB150-98中的折边锥形封头大端的过注段厚度计算式：

   δ=

和过渡区相接处的锥壳厚度计算式：

δ=

均系按此机理推导得出。其中的系数K值的f值分别由GB150-98中的表7—4和表7—5查取。

3—37 圆形平盖厚度计算公式化是什么？如何推导而来？

圆形平盖厚度计算公式是基于假定薄的圆形平板受均布载荷，周边简支或钢性固支连接情况下推导而得的。其计算公式为：

3—38 紧缩口封头作用于纵向截面弯曲应力按什么公式校核？

  作用于纵向截面的弯曲应力是

此弯曲应力不得大于紧缩口封头所用钢材的施用应力的0.8倍，即

      σm≤0.8[σ]^t

这就是GB150-98对紧缩口封头纵向截面上作用的弯曲应力校核公式。

3—39 GB150-98规定在什么情况下压力容器壁上开孔可不另行补强？

允许不另行补强需满足下述条件：

1．  相邻两开孔中心的间距（对曲面间距以弧长计算）应不小于两孔直径之和的两倍。

2．  接管公称外径小于或等于89mm。

3．  不补强接管的外径和最小壁厚的规格采用：φ25×3.5、φ32×3.5、φ38×3.5、φ45×4、φ57×5、φ65×5、φ76×6φ89×6mm。（接管的腐蚀裕量为1mm）

以上规定适用于设计压力P≤2.5Mpa的容器。

3—40 压力容器开孔补强有几种？采用补强圈结构补强应遵循什么规定？

压力容器的开孔补强，从设计方法区分大致下述几种：

1．  等面积补强法。

2．  极限补强法。

3．  安定性分析。

4．  其它方法，如试验应力分析法、采用增量塑性理论方法研究容器开孔及补强等等。

从补强结构区分，其基本结构大致分为两大类：

1．  补强圈搭焊结构。

2．  整体补强结构。

当采用补强圈结构补强时，应遵循下列规定：

1．  所采用钢材的标准常温抗拉强度：σ_b≤540Mpa.

2．  壳体名义厚度δn≤38mm。

3．  补强圈厚度应小于或等于1.5δn。

3—41在应用等面积补强时，为什么要限制d/D之比和长圆形孔的长短轴之比？

开孔不仅削弱容器壁的强度，而且在开孔附近的局部区域形成很高的应力集中。较大的局部应力，加上接管有各种载荷所产生的应力、温度应力，以及容器材质和制造缺陷等等因素的综合作用，往往会造成容器的破坏源。因此，对于开孔的补强首先应研究开孔的受力分析。其基本方法是从弹性力学的大平板上开小孔分析。

一、  大平板上开小圆孔：

1．  单向拉伸 应力集中系数：K=3

2．  双向拉力 应力集中系数：K=2.5

二、  大平板上开孔问题，椭圆孔边缘应力集中系数可比圆孔大。特别是长轴垂直于主应力方向时，a/b越大，应力集中系数就越大。

三、  圆柱上开小圆孔，当将圆柱展平，小孔的变形不会很大，仍近似圆孔；若是开大孔，展开后将近似于椭圆孔，应力集中系数可能增大。尤其是当d/D之比较大时，由于壳体曲率影响，开孔边缘将引起附加弯矩，更加大了其应力水平，危及安全。

四、  d/D之比较大时，已超出了“大平板上开小孔”的假设。运用的计算就不可能正确。因此对d/D必须给予限制。

3—42 压力容器壳体上开孔的最大直径有何限制？

限制如下：

1．  对于筒体：当其内径Di≤1500mm时，开孔的最大直径d≤，且d≤520mm;

当其内径Di>1500mm时，开孔的最大直径d≤，且d≤1000mm;

2．  凸形封头或球壳的开孔最大直径d≤

3．  锥形封头的开孔最大直径d≤，Di为开孔中心处的锥壳内直径。

3—43 内压容器开孔补强所需补强面积按什么公式计算？

   A=dδ+2δ(δm-C)(1-fr)

对于内压容器中平盖开孔所需补强面积：

A=0.5dδp

3—44 外压容器开孔所需补强面积按什么公式计算？

A=0.5[dδ+2δ(δm-C)(1-fr)]

3—45 等面积补强法与压力面积法有什么异同？

压力面积法是西德受压容器规范和西德蒸汽锅炉技术规程中的采用的开孔补强方法，并说明可用于开孔率达0.8的大开孔结构情况下。该计算方法的通式为：

      

式中Ap---为补强范围内的压力作用面积；

Aσ---为补强范围内的壳体、接管、补强金属的面积；

P---设计压力

[σ]材料许用应力。

该式是以受压面积和承载面积的平衡为基础的。

等面积法的含义是：补强壳体的平均强度，用开孔等面积的外加金属来补偿削弱的壳壁强度。

它们的基本出发点是一致的。

由于有效范围考虑不同，所以引起了整外补强计算的结果。

d/2    或 D-壳体中径

3—46 压力容器开孔的有效补强范围及有效补强面积是什么？

有效补强范围是指：

1．  有效宽度：B=2d

2．  B=d+2δn+2δnt

取两者中较大值。

有效高度h1=  h1=接近实际外伸伸高度   取两者较小值

         h2=  h2=接近实际内伸伸高度   取两者较小值

有效补强面积是指：在有效补强范围内可作为补强的金属面积：

A1—壳体受内压或外压所需设计厚度之外的多余金属面积：

A1=(B-d)(δe-δ)-2(δnt-C)( δe-δ)(1-fr)

A2—接管承受内压或外压所需设计厚度之外的多余金属面积：

A2=2h1(δnt-δt-C)fr+2h2(δnt-C-C2)fr

A3—补强区内的焊缝面积；

A4—补强区内另加的补强面积。

3—47 螺栓法兰联接设计包括哪些内容？

1．  确定垫片材料、型式及尺寸。

2．  确定螺栓材料、规格及数量。

3．  确定法兰材料、密封面型式及结构尺寸。

4．  进行应力校核（计算中所有尺寸均不包括腐蚀裕量）。

3—48 用钢板制造整体带颈法兰时，须符合什么要求？

必须符合下列要求：

1．  钢板应超声波探伤，无分层缺陷。

2．  应沿钢板轧制方向切割出板条。经弯制，对焊成为圆环，并使钢板的表面形成环的柱面。

3．  圆环的对接焊缝应采用全熔透焊缝。

4．  圆环对接焊缝应进行焊后热处理，并经100%射线或超声波探伤检验，其合格标准按相应法兰标准的规定。

3—49 法兰在什么情况下应进行正火或完全退火处理？

答：在下列任一情况下应进行正火或完全退火热处理：

1．  法兰断面大于76mm的碳素钢或低合金钢制法兰

2．  焊制整体法兰。

3．  锻制法兰。

3—50 什么叫窄面法兰？什么叫宽面法兰？

垫片的接触面位于法兰螺栓孔包围的圆周范围内，称作窄面法兰。

垫片的接触面分布在法兰螺栓孔中心圆内外两侧的，称作宽面法兰。

3—51 GB150-98中法兰按其整体性程度分为几种型式？各型式的特点是什么？

分为三种型式：

1．  松式法兰 法兰未能有效地与之容器或接管连成一体，计算中认为容器或接管不与法兰共同承受法兰力矩的作用。

2．  整体法兰  法兰、法兰颈部及容器或三者能有效地连接成一整体结构，共同承受法兰力矩的作用。

3．  任意式法兰  是一些焊接法兰（见GB150-98中图（9-1）、（h）、（I）、(J)、（k）,其计算按整体法兰。但为简便起见，当满足下列条件时也可按活套法兰计算：

δ≤15mm,  P≤2Mpa

操作温度小于等于370℃。

3—52 密封的基本条件是什么？什么叫密封比压？什么是垫片系数？何以要校核垫片宽度？

垫片强制密封有两个条件：即预密封条件和操作密封条件。

预密封条件的意义是：法兰的密封面不管经过多么精密的加工，从微观来讲，其表面部是凹凸不平的，存在沟槽。这些沟槽可成为密封面泄漏通道。因此必须利用较软的垫片在预紧螺栓力的作用下，使垫片表面嵌入到法兰密封面的凹凸不平处，将沟槽填没，消除上述泄漏通道。在此单位垫片有效密封面积上应有足够的压紧力。此单位面积上的压紧力，称为垫片的密封比压力（单位：Mpa）,用y表示。不同的垫片有不同的比压力。垫片材料越硬，y越高。

  操作密封条件的意义是：经预紧达到密封条件的密封面，在内压作用下，由于压力的轴向作用，密封面会产生分离，使垫片与密封面压紧力减小，出现微缝隙，内压介质有可能通过缝隙产生泄漏。为保证其密封性，必须使垫片与密封面间保持足够大的液体阻力，只有当其阻力大于由介质的内外差引起的推动力时，垫片方能密封而不产生泄漏。由于垫片与密封面间的流体阻力与垫片压紧力成正比。为此在垫片与密封面间必须足够大的压紧力，以确保其缝隙足够小，则液体阻力足够的大。使垫片与法兰密封面间保持足够大的阻力使密封面不发生泄漏时，施加于垫片单位有效面积上的压力与其内压力的比值，称为垫片系数，以m表示。不同的垫片由不同的m值，且m随垫片的硬度增大而增大。

垫片在螺栓预紧时承受最大的压紧力，有可能被压成塑性变形而失去回弹能力。则当法兰在介质压力作用下，因密封面分离时不能产生回弹去“帖紧”密封面，使其间不能保持足够接触力（即垫片压紧力）而引起泄漏。为此垫片在预紧时即要压紧,使单位有效密封面上的压紧力不能小于y值.但为防止被压成塑性变形、则其压紧力也不能过大。对平面密封情况，为防止垫片被压成塑性变形应控制的垫片压紧力约为4y。垫片在预紧时，单位有效密封面积上的压紧力小于y,会使“泄漏通道”不能消除而达不到密封要求。相反当垫片预紧力过大（>4y）,由于垫片失去弹性，同样会使垫片在内压作用下产生泄漏。垫片计算中的垫片最小宽度校核就是出于这一目的。但此校核允许以经验代替，即垫片的最小宽度可以按经验确定。

3—53 何谓垫片的有效密封宽度？

法兰在预紧前垫片能与法兰密封面接触上的宽度，称为垫片接触宽度，以N表示。

当法兰螺栓预紧后，由于法兰环产生偏转，法兰密封面在靠近内径处会产生分离，使其与该部位的垫片脱离接触，故垫片只有在靠近外径处才能被压紧。此能被压紧的部分宽度称为压紧宽度，以bo表示。

然而垫片被压紧并不等于起密封作用。只有被压得相应紧的垫片宽度才能起有效密封作用。为此垫片实际能起有效密封作用的宽度只有压紧宽度的一部分。即更靠近垫片外径的部分。此真正起密封作用的垫片宽度，称为垫片有效密封宽度，以b表示，其值按以下确定：

当bo≤6.4mm时密封宽度b=bo

当bo>6.4mm时b=2.53

3—54 垫片压紧力有几种？如何计算？

1．  预紧状态下需要的最小垫片压紧力：

F_G=3.14D_Gby

2．  操作状态下需要的最小垫片压紧力：

Fp=2πD_GbmPc

3—55 反向法兰的结构特点是什么？

反向法兰是指与圆筒相接的平盖开有d>1/2Di的大孔。对于开有d≤1/2Di孔的平盖可以用开孔补强或加厚平盖厚度来进行设计。对于开有d>1/2Di大孔，这些设计方法已不能适用，宜将开有大孔的平盖和与之相连接的圆筒体视为反向法兰，用法兰的设计原则进行设计。

3—56 平面法兰、凹凸面法兰与榫槽面法兰密封面各有什么优缺点？

平面法兰密封面具有结构简单、加工方便、且便于进行防腐衬里的优点，由于这种密封面和垫片接触面积较大，如预紧不当，垫片易被挤出密封面。也不易压紧，密封性能较差，适用于压力不高的场合，一般使用在PN≤2.5Mpa的压力下。

   凹凸面法兰密封面相配的两个法兰接合面一个是凹面一个是凸面。安装时易于对中，能有效地防止垫片被挤出密封面，密封性能比平面密封为好。

榫槽面法兰密封面由一个榫面一个槽面相配而成，因此，密封面更窄。由于受槽面的阻挡，垫片不会被挤出压紧面，且少受介质的冲刷和腐蚀。安装时易于对中，垫片受力均匀，密封可靠，适用于易燃、易爆和有毒介质的运用。只是由于垫片很窄，更换时较为困难。

3—57 法兰强度校核时需要哪些强度条件？

1．轴向应力：

对整体法兰：（除图9-1（c）、（g）、外：σ_H≤1.5[σ]^t_f与2.5[σ]_n^t之较小值。

对按整体法兰设计的任意法兰及图9-1（g）所示的整体法兰：

σH≤1.5[σ]^t_f与1.5[σ]n^t之较小值。

对图9-1（c）所示的整体法兰：

σH≤1.5[σ]^t_f

2.环向应力：

σT≤[σ]^t_f

3．  径向应力: σr≤[σ]^t_f

4．  组合应力

及≤[σ]t_f

5．  剪应力   在预紧和操两种状态下的剪应力应分别小于或等于法兰（或圆筒体）材料在常温和设计温度下许用应力的0.8倍。

3—58 卧式容器的双支座与多支座各有什么优缺点？

卧式容器的力学模型和梁相似。多支点梁由于支点间距小、各支点摊的重量小，梁中的弯矩小，应力也小。但要求各支点在同一水平上。这对于大型容器较难做到。由于地基的不均匀沉降，使多支点的支反力不能做到均匀分配。

   双支座不存在支反力不能均匀分配的问题。但跨间的弯矩大，支座截面上的弯矩也大，容器壁内的应力就大。

3—59 双支座卧式容器设计中对支座的位置及固定型式按什么原则确定？

根据均布载荷的外伸梁的力学分析可知，当外伸梁的长度A为梁的全长L的0.207倍时，跨间的最大弯矩与支座截面处的弯矩（绝对值）相等，若外伸加长，支座处的应力会加大。因而卧式容器通常要求A≤0.2L。

  此外，由于封头的刚性大于筒体的钢性，封头对于圆筒有加强作用，若支座邻近封头，则可充分利用封头的加强效应。因此在满足A≤0.2L时，尚应满足A≤0.5Rm(圆筒平均半径)。

   和立式容器一样，卧式容器的支座也应固定在基础上，但是由于卧式容器因各种热膨胀的原因使筒体伸长，若因支座固定而不允许筒体伸长，圆筒内将会产生附加应力。因此卧式容器只允许固定一个支座，另一个支座的地脚螺栓孔开成长圆孔，允许滑动。

3—60 塔设备承受哪些载荷的作用？其强度及稳定性校核包括哪几个方面？

 承受的载荷有：

1．  设计压力。

2．  液柱静压力；

3．  塔器自重（包括内件和填料）以及正常操作条件或试验状态下内装物料的重力截荷。

4．  附属设备和隔热材料、衬里、管道、扶梯、平台的重量载荷；

5．  风载荷和地震载荷。

必要时，尚应考虑以下载荷的影响：

1．  连接管道和其它部件引起的作用力。

2．  由于热膨胀量不同引起的作用力。

3．  压力和温度变化的影响。

4．  在运输或吊装时承受的作用力。

由以上载荷产生下列作用力：

1．  由内压或外压引起的轴向应力：

         

2．  操作或非操作时重力引起的轴向力。

          

 

3．  弯矩引起的轴向力

          

强度或稳定性校核：

1．  圆筒最大组合拉应力的校核

对内压容器：σ₁-σ₂+σ₃≤K[σ]^tφ

对外压容器：-σ₂+σ₃≤K[σ]^tφ

2．  圆筒最大组合应力的校核

 对内压容器σ₂+σ₃≤K[σ]_er

对内压容器σ₁+σ₂+σ₃≤K[σ]_er

式中：[σ]_er为圆筒许用轴向压应力，按下述确定：

[σ]_er =min(B,[σ]^t)

3—61 等直径、等厚度直立容器的基本自振周期按什么公式计算？

3—62 某一地区的基本风压是如何确定的？

根据GBJ9-87《建筑结构荷载规范》规定：以该地区基本风速战速决v₀按下式确定：

                         =

 式中:ρ为空气密度,随当地海拔高度和温度而异,但制定基本风压采用统一的ρ=1.25kg/m³(相当于1个大气压下,10℃时的干燥空气密度) ，v₀是对当地平均风速资料作出的风速极值，这个极值与平均时距、重现期的规定等有密切关系。平均风速随高度而增大，我国规定风速的基准是10m高度处的风速，还规定采用10分钟的平均风速，重现期为30年。

3—63 为什么要对塔设备进行挠度控制？

塔设备高度与塔径之比较大，而设备筒体壁厚较薄，在风载荷作用下，会造成塔体顶部挠度过大，出现：

1．  对板式塔而言，塔盘倾斜严重，气液传质不均匀，导致塔板效率下降，影响产品质量；

2．  与塔体连接的接管因塔的摆动过大，连接处受到拉、压、弯、扭的综合作用，易出现泄漏，对易燃、易爆及有毒介质是十分危险的；

3．  塔顶挠度过大，即意味着塔设备在摆动过程中最大位移处离中轴线绝对距离较大，由此会产生较大的偏心弯矩，影响设备的使用寿命。为确保塔设备的正常操作和安全运行必须对塔的顶部挠度进行适当控制。

3—64 压力容器在操作过程中有可能出现超压力时应采取什么措施？

应配装超压泄放装置。

3—65 GB150-98附录B超压泄放装置有几种？这些超压泄放装置对什么样的压力容器不适用？

答：有三种：1。

1．  安全阀。

2．  爆破片装置。

3．  安全阀与爆破片装置的组合。

对于介质在操作过程中可能出现压力剧增，反应速度达到爆轰时的压力容器不适用这些超压泄放装置。

3—66 试比较安全阀与爆破片各自的优缺点？

1．  安全阀是一种由进口静压开启的自动泄压阀门，它依靠介质自身的压力排出一定数量的流体，以防止容器或系统内的压力超过预定的安全值。当容器内的压力恢复正常后，阀门自动关闭，阻止介质继续流出。爆破片装置是一种非重闭式泄压装置。由进口静压使爆破片受压爆破而泄放介质，以防容器或系统内的压力超过预定的安全值。压力恢复正常后必须重新装上新的爆破片。

2．  容器的设计压力是按不同的超压泄放装置分别确定的。当采用安全阀量时，容器的设计压力是操作压力的1 .1倍左右；对爆破片装置，容器的设计压力是操作压力的1.1~1.7倍。同样的操作压力。采用安全阀的压力容器的设计压力较低，壁厚较薄。

3—67 在什么情况下必须采用爆破片装置？

凡符合下例条件之一者，必须同采用爆破片装置。

1．  容器内的介质会导致安全阀失灵者。

2．  不允许有物料泄漏的容器。

3．  容器内的压力增长过快，以致安全阀不能适应者。

4．  安全阀不能适应的其它情况。

3—68 低温压力容器的结构设计应考虑什么问题？

鉴于钢材随着使用温度的降低，会由延性状态向脆性状态转变，降低了抗冲击性能；当有难以避免的缺陷时，在低于脆性转变温度以下受力，会导致脆断。所以，低温容器除了对所用钢材提出较严格的抗冲击性能外，对容器的结构作出防止脆断的措施，需要考虑如下问题：

1．  结构应尽量简单，减少约束。

2．  避免产生过大的温度梯度。

3．  应尽量避免结构形状突然变化，以减小局部高应力；接管端部应打磨成圆角，使圆滑过渡。

4．  不应使用不连续的点焊连接焊件。

5．  容器的支座或支腿需放置垫板，不得直接焊在壳体上。

3—69 低温压力容器焊缝检测有什么特殊要求？

凡按规定做100%检查的容器，其T形接头对接焊缝，角焊缝，均需做100%磁粉或渗透检验。与受压元件相焊的非受压件亦按本条规定要求检查。

3—70 低温压力容器焊接有什么要求？

1．  低温压力容器施焊前应按JB4708进行焊接工艺评定试验，包括焊缝和热影响区的低温夏比（V形缺口）冲击试验。冲击试验的取样方法和合格指标，按C2.1中统一母材的要求确定。

2．  当焊缝两侧母材具有不同试验要求时，焊缝金属的冲击试验温度应低于或等于两侧母材中的较高者。低温冲击功按两侧母材抗拉强度的较低值符合表C3的要求。热影响区按相应母材要求确定。接头的拉伸和弯曲性能按两侧母材中的较低要求。

3．  按JB7408进行焊接工艺评定，由不同组别的母材组成焊接接头时，其焊接接头的低温冲击试验需重新评定。

4．  应严格控制焊接线能量。在焊接工艺评定确认的范围内，选用较小的焊接线能量，以多道施焊为宜。

5．  焊接区域内包括对接接头和角接接头的表面，不得有裂纹、气孔、和咬边等缺陷。不应有急剧的形状变化，呈圆形过渡。

3—71 什么叫“低温低应力工况”？低温低应力工况的容器是否应按低温压力容器考虑？

“低温低应力工况”系指容器或受压元件的设计温度虽然低于或等于-20℃，但其拉伸薄膜应力小于或等于钢材标准常温屈服点的六分之一，且不大于50Mpa的工况。

  当容器或其受压元件在“低温低应力工况”下。若其设计温度加50℃高于-20℃,不必遵循低温压力容器的规定。

3—72  波形膨胀节的选材原则是什么？

1．  碳钢和低合金制波形膨胀节只适用于t≤375℃;奥氏体不锈钢制波形膨胀节适用于t≤500℃。

2．  用碳钢或低合金钢制波形膨胀节，其腐蚀裕度不得超过1mm，否则宜采用奥氏体不锈钢材料。

3．  对有氯化物、硫化物、酸、碱等易产生腐蚀的介质或工作温度较高（超过550℃）时，应选项用耐蚀合金或高温合金来制造膨胀节，如国产材料FN-2、NS111及B-315或Incoloy800、825等。

3—73 波形膨胀节的强度计算有哪些内容？

答：有如下应力计算：

1．  由内压引起的膨胀节直边段的周向应力：

     σz=

2．  由内压引起的直边段加强圈周向薄膜应力：

      σc=

3．  内压引起的波纹管周向薄膜应力：

       σ1=

4．  内压引起的波纹管经向薄膜应力：

σ2=

5．  内压引起的波纹管经向弯曲应力：

           σ3=

6．  轴向位移引起的波纹管经向薄膜应力

    σ4=

7．  轴向位移引起的波纹管经向弯曲应力

σ5=

8．  组合应力

                  σp=σ2+σ3

                  σd=σ4+σ5

                  σR=0.7σp+σd

9．  应力校核

a.)     σc、σ2、σ1、σz应分别小于[σ]^t;

b.)    σp≤1.5σst

^c.)        对于碳素钢、低合金钢材料波纹管：σ_R≤2σs^t

3—74 奥氏体不锈钢不锈钢制造的膨胀节，当σR>2σst时需进行何种较核？

需进行疲劳寿命的校核：

1．  疲劳破坏时的循环次数计算：

               N=

2．  许用循环次数的确定：

[N]=     nf≥15

3—75 从设计的角度来看，压力容器的失效准则有哪几种？它们各自的观点浊什么？

  这里所说的失效是一种设计观点，一种共认的准则。主要是：

1．  弹性失效：这种失效观点认为：容器内壁金属达到材料的实际屈服应力就丧失的纯弹性状态进入塑性，容器则已失效。该观点认为材料出现塑性变形会使金属品质发生变化，引起腐蚀，故限制容器在弹性状态下工作而不允许塑性变形。

2．  塑性失效：该观点认为：容器内表面材料出现塑性变形后，由于外边弹性层的约束，变形被限制在很小的范围内，容器并未达到危险状态。仅汉塑性由内扩展到外壁时，容器体积有较大膨胀，出现不稳定现象，此时才达到承载极限，该观点将器壁整体屈服作为容器失效准则。

3．  弹塑性失效：该准则适用于反复加载的情况，认为：容器不同部位的应力对导致容器破坏所起的作用不同，如在容器应力远低于材料屈服点的情况下，筒体和封头与接管相连处的局部区域可能已达到屈服点而出现塑性变形，但相邻地区仍处于弹性，在反复载荷的作用下，局部塑性变形并不一定导致容器破坏，只当超过“安定”界线后才会出现损伤的积累过程，但非立即破坏。

4．  爆破失效：对理想的塑性材料，当容器整体屈服，即使压力不再升高，塑性变形仍会不断扩大，壁厚不断减薄，最终导致容器破坏。爆破失效观点认为：材料并非是理想塑性的，由于存在应变硬化，若压力不继续升高，容器并不会破坏，只当压力升高到某一水平后，容器才发生爆破而失效；设计中以工作压力对爆破压力取安全系数。这个准则一般在超高压容器的设计中采用。

除以上四种失效准则外，尚有蠕变失效、断裂失效等。

3—76否什么是爆炸极限？

可燃气体、可燃液体的蒸汽或可燃粉尘和空气混合达到一定浓度时遇到火源就会发生爆炸。达到爆炸的空气混合物的浓度范围，称之为爆炸极限，爆炸极限以可燃气体、可燃液体的蒸汽或可燃粉尘在空气中的体积百分数来表示。其最低浓度称为“爆炸下限”，最高浓度称“爆炸上限”。

3-77什么是燃点和闪点?

    答：燃点是指可燃物质加温受热，并点燃后，所放出的燃烧热，能使该物质挥发出足够量的可燃蒸气来维持燃烧的继续。此时加温该物质所需的最低温度，即为该物质的“燃点”。也称为着火点。物质的燃点越低，越容易燃烧。

    闪点是指可燃液体挥发出来的蒸汽与空气形成混合物，遇火源能够发生闪燃的最低温度。闪点与燃点不同，闪点略低于燃点。

3-78  易燃与可燃液体是如何分类的?

  答：一般分为四级二类：

  第一级    闪点<28℃

  第二级    闪点≥28℃至≤45℃

  第三级    闪点>45℃至≤120℃

  第四级    闪点>120℃。

  第一、二级的液体称为易燃液体类

第三、四级的液体称为可燃液体类。

3-79什么叫化学危险物质?

    答：凡是具有各种不同程度的燃烧、爆炸、毒害、腐蚀、放射性等危险特性的物质，受到摩擦、撞击、震动、接触火源、日光曝晒、遇水受潮、温度变化或遇到性能有抵触的其它物质等外界因素的影响，因而引起燃烧、爆炸、中毒、灼伤等等人身伤亡或使财产损坏的物质，都属化学危险物质。

3-80焊接试板焊接接头的力学性能检验有那几种?

  答：1．拉力试验

    　2．弯曲试验

   　 3．冲击试验

3-81  弯曲试样按规定要求冷弯到规定角度后，其受拉面上允许有什么样的裂纹或缺陷?

    答：受拉面上不得有沿任何方向单条长度大于3mm的裂纹或缺陷。试样的棱角开裂不计，但确因夹渣或其焊接缺陷引起试样棱角开裂的长度应计人评定。

3-82(产品焊接试板)冲击试验的合格指标是什么???

答：合格指标：

常温冲击功规定值按图样或有关技术文件的规定，但不得小于27J(三个标准试样冲击功)。

    低温冲击功规定值按附录C(标准的附录)的有关规定。

    试验温度下三个试样冲击功平均值不得低于上述规定值，

其中一个试样的冲击功可小于规定值，但不得小于规定值的70％。

3-83  压力容器焊接试板的拉伸、弯曲和冲击试验如不合格，如何进行复验?

答：1．焊接试板的拉伸、弯曲试验如不合格，允许复验。对不合格的项目取双倍试样进行复验，合格指标应分别符合GBl50---98中第E3.4条和E4.4的要求。  

    2．冲击试验结果如不能满足GBl50--98中E5．4条的规定时，可再取一组(3个)试样进行试验。合格指标为：前后两组6个试样的冲击功平均值不得低于规定值，允许有两个试样小于规定值，但其中小于规定值70%的只允许有1个。    ‘

3-84  压力容器及其受压元件在什么情况下应进行热处理?

    答：容器及其受压元件符合下列条件之一者，应进行焊后热处理。

    1．钢材厚度占δs符合以下条件者：

    a)碳素钢、07MnCrMoVR厚度大于32mm(如焊前预热100℃以上时厚度大于38mm)；

b)16MnR及16Mn厚度大于30mm(如焊前预热100℃以上时，厚度大于34mm)；

c)15MnVR及15MnV厚度大于28mm(如焊前预热100℃以上时，厚度大于32mm)；

d)       任意厚度的  15MnVNR、  18MnMoNbR、  13MnNiMoNbR、  15CrMoR、14CrlMoR、12Cr2MolR、20MnMo、20MnMoNb、15CrMo、12CrlMoV、12Cr2Mol和1Cr5Mo钢；   

e)        对于钢材厚度δs不同的焊接接头，上述厚度按薄者考虑；对于异种钢材相焊的焊接接头，按热处理严者确定；

    2．冷成形和中温成型圆筒厚度δn。符合以下条件者：

    碳素钢、16MnR的δn不小于设计内直径Di的3％；

    其他低合金钢的名义厚度占δn不小于设计内直径Di的2．5％。

    3．冷成形封头应进行热处理。当制造单位确保冷成形后的材料性能符合设计、使用要求时，不受此限。

    除图样喟规定外,冷成型的奥氏体裁不锈钢封头及奥氏体不锈钢的焊接接头可不进行热处理。

    4．图样注明有应力腐蚀的容器。

    5．图样注明盛装毒性为极度危害或高度危害介质的容器。

3-85压力之余器焊后热处理如因设备过长，需在炉内分段进行，应满足什么条件？

分段处理时，其重复热处理长就应不小于1500mm,炉外部分应采取保温措施，使温度梯度不致影响材料的组织和性能。

3—86  焊缝采取局部热处理时，应具备什么条件与采取什么措施?

B、C、D类焊接接头，球形封头与圆筒相连的A类焊接接头以及缺陷补焊部位，   允许采用局部热处理。

局部热处理时，焊缝每侧加热宽度不小于钢材厚度的2倍；接管与壳体相焊时加热宽度不得小于钢材厚度的6倍靠近加热区的部位采取保温措施，使温度梯度不致影响材料的组织和性能。

3--87压力容器及其零部件在什么情况下应进行酸洗和钝化处理?

有防腐要求的奥氏体不锈钢及复合钢板制容器表面，应进行酸洗钝化处理。

有防腐要求的奥氏体不锈钢及复合钢制零部件按图样要求进行热处理，需作酸洗钝化处理

3—88 GB150—98标准规定在什么情况下压力容器的A类和B类焊缝应进行百争之百的射线或超声波检测?        答：a)钢材厚度δs>30mm的碳素钢、16MnR；   

    b)钢材厚度δs>25mm的15MnVR、15MnV、20MnMo和奥氏体不锈钢；

c)标准抗拉强度下限值σb>540MPa的钢材；  

d)钢材厚度δs>16mm的12CrMo、15CrMoR、15CrMo，其他任意厚度的Cr-Mo低台金钢；

    e)进行气压试验的容器；

    f)图样注明盛装毒性为极度危害或高度危害介质的容器；，

    g)图样规定须100％检测的容器；，    ，

h)多层包扎压力容器内筒的A类焊接接头；

i)热套压力容器各单层圆筒的A类焊接接头；

J)焊缝交叉部位及以下部位全部检测：

(a)先拼板后成形凸形封头上的所有拼接接头；

(b)凡被补强圈、支座、垫板、内件等所覆盖的焊接接头；

(c)以开孔中心为圆心，1．5倍开孔直径为半径的圆中所包容的焊接接头；

(d)嵌入式接管与圆筒或封头对接连接的焊接接头：

(e)公称直径不小于250mm的接管与长颈法兰、接管与接管对接连接的焊接接头。

3—89《容规》规定符合什么情况之一的压力容器对接接头的对接焊缝必须进行全部射线或超声波检测?   

   答：符合下列情况之一者，必须进行全部射线或超声波检测：

    1．GBl50及GBl5l规定进行全部射线或超声波检测的，

    2．第三类压力容器；    ’

    3．设计压力大于等于5MPa的；

    4．第二类压力容器中有易燃介质的反应压力容器和储存压力容器；

    5．设计压力大于等于0．6MPa的管壳式余热锅炉；

    6．疲劳分析设计的压力容器：

    7．设计选用焊缝系数为1．0的(无缝管制筒体除外)；

    8。使用后无法进行内外部检验或耐压试验的压力容器；

    9．选用电渣焊的压力容器；

    10．符合下列条件之一的铝、铜，镍、钛及其合金制压力容器：

（1）       介质为易燃或系统性程度为极度、高度、中度危害的。

（2）       采用气压试验的。

(3)设计压力大于等于1．6MPa的。

3-90  什么情况下焊缝表面应进行磁粉或渗透检测?

    答：凡符合下列条件之一的焊接接头，需按图样规定的方法，对其表面进行磁粉或渗透检测。

    a)凡属10．8．2．1中c)d)条容器上的C类和D类焊接接头；

对其表面进

    b)层板材料标准抗拉强度下限值σ>540MPa的多层包扎压力容器的层板C类焊接接头：

    c)堆焊表面：

    d)复合钢板的复合层焊接接头；

    e)标准抗拉强度下限值σ>540MPa的材料及Cr-Mo低合金钢材经火焰切割的坡口表面，以及该容器的缺陷修磨或补焊处的表面，卡具和拉助等拆除处的焊缝表面。

  f)凡属10．8．2。1容器上公称直径小于250mm的接管与长颈法兰、接管与接管对接连接的焊接接头。

3—91 《容规》对压力容器焊接接头检测方法的选择要求作何规定？

答：1，压力容器壁厚小于等于38mm时应采用射线检测；由于结构等原因，确实不能采用射线检测时，可选用可记录的超声波检测。对标准抗拉强度大于等于540MPa的材料，且壳体厚度大于20mm的钢制压力容器，每条对接焊缝除射线检测外，应增加局部超声波检测：

  2。压力容器壁厚大于等于38mm的对接接头，如选用射线检测；则每条焊缝还应进行局部超声波检测，附加局部检测应包括所有的焊缝交叉部位，检测比例为《容规》第84条规定的，原无损探伤比例的20%。

  3．对要求探伤的角接接头、T型接头、不能进行射线或超声波检测时，应做100%表检测。

 4．有色金属制压力容器的对接接头，应尽量选用射线检测。

 5．铁磁性材料压力容器的表面检测应优先选用磁粉检测。

3-92  压力容器焊缝的射线或超声波检测的合格标准是什么?

答：焊缝射射线检测按JB4730-94进行，其检查结果对百分之百检测的A类、B类焊缝，Ⅱ级为合格；对局部检测的A类和B类焊缝，Ⅲ级为合格。

焊缝的超声波检测按JB4730-94进行，其检查结果，对百分之百检测的A类、B类焊缝，  I级为合格；对局部检测的A类和B类焊缝，Ⅱ级为合格。

3-93  经射线或超声波检测发现有不允许的缺陷，应如何处理?

答：经射线或超声波检测的焊缝，如有不允许的缺陷，应在缺陷清除干净后进行补焊，并对该部分采用原检测方法重新检查，直至合格。   

进行局部检测的焊缝，发现有不允许的缺陷时，应在该缺陷两端的延伸部位增加检查长度，增加的长度为该焊缝长度的10％，且不小于250mm。若仍有不允许的缺陷时，则对该焊缝做百分之百检测。

3-94  压力容器开设检查孔时，有什么要求?

答：1．当压力容器内径大于等于1000mm，应至少设一个人孔；压力容器内径大于等于500mm~小于1000mm的，应开设一个人孔或两个手孔；压力容器内径大于等于300mm~小于500mm的，至少应开设两个手孔。

2．圆形人孔直径应不小于400mm，椭圆形人孔尺寸应不小于400X300mm；圆形手孔直径应不小于l00mm；椭圆形手孔尺寸应不小于75X50mm。

3．压力容器上设有可拆的封头(盖板之类)，或其他能够开关的盖子，凡能起到人孔或手孔的作用，可不必再设置人孔或手孔。但其尺寸，应不小于所代替的人孔或手孔规定尺寸。

4．如压力容器上设置螺纹管塞检查孔，则可不再设置手孔；螺纹管塞的公称管径应不小于50mm。

5．检查孔的位置应合理、恰当，便于清理内部。手孔或螺纹管塞检查孔应分别开设在两端的封头上或封头附近圆筒上。

6．球形压力容器的人孔应设在极带上。

3-95  压力容器如不设可拆封头或盖板以代替人孔或手孔，也不设置检查孔；应满足什么要求?    ·

答：必须同时满足以下要求：

1．压力容器的操作介质无腐蚀或轻微腐蚀，无需作内部检查和清理的设计者应在设计总图和技术文件上注明；

2．应对焊缝进行全部无损探伤检查；

3．设计者应在设计图样上注明计算厚度；—以便使用过程中进行测厚检查。

3-96  耐油橡胶石棉板用作烃类化合物或有机溶剂等介质的容器垫片时，限制在什么压力条件下?为什么?   

答：不大于2．5MPa，适应平焊法兰，其压紧力还不是很大，不致于压坏。此外，作为有机溶剂的苯，对耐油橡胶石棉垫片中的丁腈橡胶有溶解作用，这也是限制在不大于2．5MPa的原因之一。

3-97  一次应力、二次应力和峰值应力的概念是什么? 

答：一次应力  为平衡压力与其它机械载荷所必须的法向应力或剪应力。

   一次应力分为以下三类：

1．一次总体薄膜应力  是影响范围遍及整个结构的一次薄膜应力。在塑性流动过程之中一次总体薄膜应力不会重新分布，它将直接导致结构破坏。

2．一次局部薄膜应力  应力水平大于一次总体薄膜应力，但影响范围仅限于结构局部区域的一次薄膜应力。 

当结构局部发生塑性流动时，这类应力将重新分布。若不加以限制，则当载荷从结构的某一高应力区传递到另一低应力区时，会产生过量塑性变形而导致破坏。

3．一次弯曲应力  平衡压力或其他机械载所需的沿截面厚度线性分布的弯曲应力。

二次应力  为满足外部约束条件或结构自身变形连续要求所须的法向应力或剪应力。二次应力的基本特征是具有自限性，即局部屈服和小量变形就可以使约束条件或变形连续要求得到满足，从而变形不再继续增大。只要不反复加载，二次应力不会导致结构破坏。

峰值应力  由局部结构不连续或局部热应力影响而引起的附加在一次加二次应力上的应力增量。

3-98  峰值应力的基本特征是什么?在什么情况下必须限制峰值应力?

答：其特征是同时具有自限性和局部性，它不会引起明显的变形；其危害性在于可能导致疲劳裂纹或脆性断裂。

在频繁的交变载荷或温度改变，容易引起疲劳，这种情况下应控制峰值应力。

3-99  与射线检测方法相比，超声波检测有那些优点和缺点?

答：1．与射线检测相比，超声波检测有以下优点：

a．对危害性的缺陷如裂纹、未熔合等检测，灵敏度高；

    b．可检测厚度达数米的材料，而X-射线目前一般仅能探测40~60mm，只有采用9MoV直线加速器才能探测400mm；

c．可以从材料任一侧进行检测，可以对在用容器进行检测和监控；

d．探伤速度快，能测定缺陷的深度位置；

e．设备简单，检测费用低；

f．对人体无伤害。

2．相比之下，超声波检测有如下缺点：

a．判伤不直观，定性比较困难；

b．检测结果无原始记录；

c．检测结果受人为因素影响较大。

3-100  电渣焊缝超声波检测为什么要求在正火后进行?

答：由于电渣焊的焊缝形成粗大的柱状结晶，使超声波衰减增大，同时还会产生晶界反射，从而使缺陷难以分辨。正火后晶粒细化，使检测能分辨缺陷。所以电渣焊缝超声波检测要在正火后进行。

3-101  为什么重要的钢板应当正反两面检测?

答：由于在直探头多次反射检测中，接近钢板底面的缺陷产生的缺陷回披,容易和底波重合，造成漏检，所以正反面都得检测。

3-102  射线检测和超声波检测是否可以互为代替使用？

    答：由于《压力容器安全技术监察规程》第86条已对容器壁厚的不同分别出择用检测方法的规定，因而不可以互为代替使用。

3-103  球壳的结构型式主要有哪几种?

    答：主要有三种分瓣型式：

    <1)桔瓣式：

    (2)足球瓣式；

    (3)混合瓣式。

    目前应用广泛的是桔瓣式和混合瓣式。

    主要分带型式为三、四、五带。

    GBl2337—98第15页图3为二种分瓣型式即：桔瓣式和混合瓣式。分带型式均为三、四、五带。

    球罐结构参照GB／T17261确定。

3-104  球壳用钢板在什么条件下应逐张进行超声波检测?

    答：(1)厚度大子30mm的20钢板和16MnR钢板；

  (2)厚度大于25rmn的15MnVR和15MnVNR钢板；

(3)厚度大于20mm的16MnDR和0．9Mn2VDR钢板；

  (4)调质状态供货的钢板；

  (5)上下极板和与支柱连接的赤道板。

    热轧、正火状态供货的钢板质量等级应不低于Ⅲ级调质状态的钢板质量等级不低于Ⅱ级。

3-105  球壳的对接焊缝以及直接与球壳焊接的焊缝，应选用什么型的焊条?并应进行什么复验? 

    答：焊条必须具有质量证明书。质量证明书应包括熔敷金属的化学成分、机械性能，扩散氢含量等。应符合GB／T5117、佃／T5118、GB／T984等标准的规定。

    焊条必须选用低氢焊条。按批号进行扩散氢复验。复验方法和合格指标见GB／T3965规定。

对于低温球形储罐，如为碳素钢或碳锰钢制球罐，应选用与母材成分和性能相同或相似的高韧性焊材，也可选用低镍合金焊材；焊条应按批进行药皮含水量或熔敷金属扩散氢含量的检验。其检验方法按相应的焊条标准或技术要求。

    根据图纸或设计文件要求进行复验。

    JB／I4709--92的2．3条中规定：……进广时按有关质保体系规定验收和复验。

3-106  钢制球形储罐的支柱结构型式主要有几种?我国运用最广泛的是哪一种?

答：(1)赤道正切柱式；

    (2)V形柱式；

    (3)三柱会一形柱。

    我国常用赤道正切柱式。

3-107  钢制球形储罐的拉杆结构可分为哪两种?

    答：可分为可调式和固定式两种。

3-108 钢制球形储罐的设计计算主要包括哪些内容?

答：主要包括以下计算内容：

(1)球壳计算；

(2)支柱计算；

(3)拉杆计算；

(4)地脚螺栓计算；

(5)支柱底板计算；

(6)支柱与球壳连接最低点a的应力校核；

(7)支柱与球壳连接焊缝的强度校核；

(8)主要载荷计算：球罐质量、地震载荷、风载荷。

3-109  怎样理解对钢制球形储罐“不得采用机械方法强力组装”?

答：机械方法强力组装易造成尽部表面冷作硬化?局部较大变形等，使局部或较大区域内产生内应力，形成局部的高应力区，由于有高应力易产生应力裂纹，应力腐蚀，焊接裂纹等。这些裂纹易造成球形储罐破坏，造成重大事故。

3-110  什么情况下，球一视同仁在焊后需进行消氢处理？

    厚度大于32mm,且材料标准抗拉强度σb>540MPa

厚度大于38mm的低合金钢；

    嵌入式接管与球壳的对接焊缝；

焊接试验确定需消氢处理的焊缝；

符合上述条件之一的焊缝，焊后须立即消氢处理。

3-111  在哪些条件下，球罐的对接焊缝进行百分之百的检测检查?

    答：符合下列条件之一者，应按图样规定的检测方法进行100％的射线检查或超声波检查：

   a．钢材厚度δs大于30mm的碳素钢和16MnR钢制球罐；

    b．钢材厚度δs大于25mm的15MnVR和任意厚度的15MnVNR钢制球罐；

    c．材料标准抗拉强度下限值σb>540MPa的钢制球罐;

    d．进行气压试验的球罐； 

    e．图样注明盛装易燃和毒性为极度或高度危害介质的球罐；

    f．图样规定须100％检测的球罐。    ，

3-112  对有延迟裂纹倾向的钢材，在检测上有何规定? 

答：应在焊接结束至少经36小时后，方可进行焊缝的无损检测。

3-113怎样进行球罐的液压试验?

答：根据GBl2337—98的下列条款规定：

8．10．1  球罐安装完工后，应按图样规定进行压力试验和气密性试验。

8．10．2  压力试验时必须在球罐的顶部和底部各设置一个量程相同并经过校正的压力表。选用压力表的量程为试验压力的2倍左右为宜，但不应低于1．5倍或高于4倍的试验压力。压力表的直径不小于150mm为宜。试验压力以球罐顶部压力表读数为难。

8．10．3  球罐的开孔补强圈应在压力试验前通入0．4~0．5MPa的压缩空气检查焊缝质量。

8．10．4  液压试验

8．10．4．1  液压试验一般采用水，需要时也可采用不会导致发生危险的其他液体。

8．10．4．2  试液压力按该标准3．8．1的规定。

试验温度 

a．试验时液体的温度应低于其闪点或沸点

b．碳素钢、16MnR和正火15MnVB钢制球罐液压试验时，液体温度不得低于5℃；其他低合金钢制球罐(不包括低温球罐)，液压试验时液体温度不得低于15℃。如果由于钢材及板厚等因素造成材料无延性转变温度升高，则须相应提高试验液体温度。

8．10．4．4试验要求

a．试验时球罐顶部应设排气口。充液时应将球罐内的空气排尽。试验过程中，应保持球罐外表面干燥；

b．试验时，压力应缓慢上升，升至试验压力的50％时，保持15min，然后对球罐的所有焊缝和连接部位进行渗漏检查，确认无渗漏后继续升压；

c．压力升至试验压力的90％时，保持15rain，再次进行渗漏检查，确认无渗漏后再长压；

d．压力升至试验压力时，保持30min，然后将压力降至设计压力，进行检查，以无渗漏为合格；

e．液压试验完毕后，应将液体排尽，用压缩空气将罐内吹干。排液时，严禁就地排放。

8．10-4．5基础沉降要求    ．

a．球罐在充、放液过程中，应在下列过程对基础的沉降进行观察；

充液前；

充液高度到1/3球壳壳直径时；

充液高度到2/3球壳壳直径时；

充液24h后。

放液后。

b.每个支柱基础都应测定沉降，各支柱基础应均匀沉降。放液后，基础沉降不得大于Db/1000(Db为基础中心圆直径)相邻支柱基础沉降差不大于2mm。超过时，应采取措施处理。

3-114  《容规》规定承受什么范围内压力的容器为高压容器?

《容规》规定压力容器的设计压力(p)在下列范围的为高压容器：

10Mpa≤  P  ＜ MPa

3-115 GBl50--98规定的多层高压容器受内压圆筒壁厚计算公式是什么?该公式适合的最高设计压力有何限制? 

答：多层高压容器受内压圆筒壁厚设计公式如下：

δ=

式中：

Pc——设计压力，MPa；

Di——圆筒内直径，mm；

φ—焊缝系数；

[σ]^t—设计温度下圆筒材料的许用应力，Mpa

对于多层容器其[σ]^tφ值按下式确定：

[σ]^tφ=[σ]^t_iφi+ [σ]^t₀φ0

式中：δi——多层容器内筒厚度，mm；

  δ0—层板的总厚度，

   δn——圆筒的名义厚度

[σ]^t₀——设计温度下多层容器内筒材料的许用应力

[σ]^t_i—设汁温度下层板材料的许用应力，MPa；

  φi——多层容器内筒的焊缝系数。

φ0—层板层的焊缝系数。

以上圆筒壁厚的计算公式适用于设计压力Pc≤0．4[σ]^tφ的范围，D₀／Di≤1．5(Do——筒体外径，·Di——筒体内径。)

3-116单层高压容器筒体有哪几种形式?

答：单层高压容器筒体有下列几种形式：

整体锻造式、单层卷焊式、电渣重熔式。

3—117 单层卷焊式高压容器的缺点是什么？

单层卷焊式高压容器有如下缺点：

a．单层高压容器的筒体由厚板卷焊而成，厚板的性能远没有薄板好，厚度方向性能差异大，在压延方向和垂直方向上的延性和韧性都存在着相当大的差值，板厚方向的性能更差。

b．由于板厚，金属元素易产生偏析，夹杂物的含量、分布及其形状均不均再加上热处理时由于板太厚内部和表面淬火效果不同，由此造成内外材质不均一，在进行焊接时容易产生裂纹。

c.厚板的转变温度较高，脆性破坏的可能性加大。

3--118  多层高压容器尤其是多层包扎式容器对接深槽焊环缝常易出现的缺陷是什么？如何克服？

答：多层环焊缝较容易出现的焊接缺陷是在多层交界处易产生咬边或夹渣。为了克服此缺陷，可采用预先堆焊端面的方法。

3-119  多层高压容器在筒节上一般设有排气孔，为什么?

答：开排气孔的目的和作用如下：

a．环缝焊接时，层间气体能自由逸出，有利于提高焊接质量；

b．操作及升降温时，夹层中气体能自由膨胀，可减少间隙带来的不良影响；

c．能起报警作用，一旦内筒发生泄漏，泄漏物能较快排出设备外被人察觉并及时进行处理；

d.在有氢介质的高压容器中，如果氢扩散在全筒体内，就可通过排气孔排放，防止氢的积聚。

3-120压力容器失效形式有哪几种?

答：压力容器因机械载荷或温度载荷过高而丧失正常工作能力称为失效。其形式有三种：

1．强度失效：容器在载荷作用下发生过量塑性变形或破裂。

2．刚度失效：容器发生过量弹性变形，导致运输、安装困难或丧失正常工作能力。 

3．稳定失效：容器在载荷作用下形状突然发生改变导致丧失工作能力。

压力容器的设计必须计及上述三种失效可能，予以全面考虑，以确保设备的正常使用。

3-121  压力容器的常规设计法与分析设计法有何主要区别?  

答：目前压力容器的主要设计方法有常规设计法与分析设计法两种。

常规设计法，是以弹性失效为准则，以薄膜应力为基础，来计算元件的厚度。限定最大应力不超过一定的许用值(通常为1倍许用应力)。对容器中存在的较大的边缘应力等局部应力以应力增强系数等形式加以体现，并对计算局部应力后的最大应力取与薄膜应力相同的强度许用值。

GBl50中的内压圆筒、球壳的厚度即是针对元件中的薄膜应力(一次总体薄膜应力)，并控制在1倍许用应力水平进行计算的。而对椭圆，封头、碟形封头的厚度则是计及封头与圆筒边缘效应的局部应力，并将其与薄膜应力叠加后的最大应力控制在1倍许用应力进行计算的。常规设计法方法简明，但不臻合理，且偏保守。

分析设计法以塑性失效及弹塑性失效准则为基础，计及容器中的各种应力，如总体薄膜应力、边缘应力、峰值应力，进行准确计算，并对应力加以分类，按照不同应力引起的不同破坏形式，分别予以不同的强度限制条件，以此对元件的厚度进行计算。按该法设计的容器更趋科学合理、安全可靠且可体现一定的经济效益。

JB4732标准中对各种元件的厚度计算即是建立在应力分析基础上并采用第三强度理论。其中内压圆筒、球壳的计算公式形式上虽与GBl50的相应公式相同，但其计算意义是完全不同的。 分析设计由于区别了各种性质的应力和作用，充分发挥材料的承载潜力，因此对材料和制造、检验提出较高的技术要求。

3-122        薄壁容器和厚壁容器如何划分?其强度设计的理论基础是什么?有何区别？

答：容器的外径(D。)与其内径(Di)之比K=Do／Di≤1．2时，称为薄壁容器。当K>1.2时，为厚壁容器。

薄壁容器强度设计的理论基础是旋转薄壳的无力矩理论，采用了直法线假定；由此计算的应力都是沿壁厚均匀分布的薄膜应力，且忽略了垂直于容器壁面的径向应力，是一种近似计算方法，但可控制在工程允许的误差范围内。

厚壁容器强度设计的理论基础是由弹性力学应力分析导出的拉美公式。由此计算的应力为三向应力。其中周向应力和径向应力沿壁厚为非线性分布，承受内压时，内壁应力的绝对值最大，外壁最小。但它们的轴向应力还是沿壁厚均匀分布的。拉美公式展示的厚壁筒中的应力较好地与实际情况相符合，反映了应力的客观分布规律。它既适用于厚壁容器，也适用薄壁容器。

内压作用下的容器，由薄膜理论计算的周向薄膜应力较由拉美公式算出的内壁最大周向应力为低，其误差随K值增大而增加。当K=1．5时，以内径为基础按薄膜理论计算的周向应力较拉美公式计算的内壁周向应力低23％。当以中径为基础时，按薄膜理论计算的周向应力则只比按拉美公式计算的内壁周向应力低3．8％。对于一般压力容器此误差是在允许的范围内。为此GBl50中将内压圆筒的计算公式采用了以中径为基础的薄膜理论公式。其适用条件即为K≤1．5，此条件等同于Pc≤0．4[σ]^tφ。

3-123  受内压作用的圆筒与球壳，其薄膜应力有何异同?

答：相同点：

两者均产生两向薄膜应力，且各处一致。    ·

不同点：

圆筒中的环向薄膜应力为轴向应力的两倍。球壳中的两向薄膜应力相等其值等于等径圆筒中的轴向应力。为此在直径和压力相同的情况下，球壳所需壁厚仅为圆筒的一半。

3-124  受内压作用的圆筒与锥壳，其薄膜应力有何异同?锥壳的半顶角为什么不宜大于60°?

答：相同点：

它们的环向应力均等于经向(轴向)应力的两倍，且沿壁厚均布。

不同点：

圆筒中各应力沿轴向(经向)是均匀分布的，而锥壳中各应力沿经向是线性分布的。大端应力最大，小端应力最小。

锥壳大端的应力是与锥壳大端等径的圆筒的相应应力的1／cosa倍。其中a为半顶角，小于60°。为此l／cosa>1，因此锥壳大端的应力大于等径圆筒的应力，且随a增大而增大。

锥壳半顶角小于60°时，壳中的应力以薄膜应力为主，锥壳以壳的形式承载，故可应用薄膜理论进行计算。当a>60°时，壳中的应力变为以弯曲应力为主的状态，使壳体薄膜理论不能相适应，故a不宜大于60°，否则应按圆平板进行计算。   

3-125  受内压作用的球壳、碟形壳、椭球壳中的薄膜应力各有何特点?

答：球壳中的薄膜应力无论是经向或是纬向(环向)其值相等，且为恒值，处处相同，均为拉应力。

碟形壳：因由中心较大半径的球面部分和周边较小半径的环壳组成。其中心球面部分的应力情况与球壳相同。即有相同的双向薄膜拉应力，且沿球面部分为恒值。但在较小半径的环壳(过渡区)内，其经向应力为拉应力，而周向应力为压缩应力。   

椭球壳：仅在壳的顶点，其两向薄膜应力相等，且均为拉伸应力。离开顶点，无论是经向拉应力或周向(纬向)拉应力均趋减小，但经向应力始终为拉伸应力，至赤道部位，经向应力与等径的圆筒中的轴向薄膜应力相等。

椭球壳中的周向(纬向)应力，在接近壳中心的部位上为拉伸应力，但随着远离中心，应力降低，且可能由拉伸应力变为压缩应力，其变化情况随椭球壳的长短轴之比a／b而异：

当a／b<√2时，椭球壳上的周向薄膜应力始终为拉伸应力，最小值发生于赤道部位。当a／b=√2时，赤道处的周向应力正好等于零。

当a/b>√2时，椭球壳周向产生压缩薄膜应力，且压缩应力随a／b增大而加大，最大周向压缩应力发生在赤道部位。

a/b=2的标准椭圆封头，发生于封头顶点的最大拉伸薄膜应力正好与发生在封头底边(赤道)的最大周向压缩薄膜应力数值相等。其值恰好与等径圆筒中的环向薄膜应力的绝对值相等。

3-126  边缘应力有何特点?

答：(1)自限性：

边缘应力是由于为满足相邻元件的变形协调而产生，当其应力达到材料的屈服点时，由于材料产生塑性流动，使变形协调得到满足。一旦变形得到满足，则材料的塑性流动也就自动中止。为此其应力和变形能自动得到限制。

(2)局部性：  

一般边缘应力中以经向弯曲应力为主，但其作用范围不大，随着离开边缘迅速下降。对圆筒来说，在距边缘2．5处(其中：R——圆筒半径，8——圆筒厚度)，边缘变曲应力即已降至最大应力值的5％。

3-127  椭圆形封头、碟形封头为何均带直边段?

答：是为避免封头与圆筒的连接环焊缝与边缘应力作用区相重合。环焊缝中不仅可能存在焊接缺陷，而且不可避免在存在焊接残余应力，如再与边缘应力相重合，则对受力十分不利，为此封头均设直边段，以改善其受力状况。

3-128  何谓薄圆板?薄板应力分析的理论基础是什么?

答：薄圆平板是指板的厚度δ与圆板直径D的比值在下列范围的圆平板：0．01<δ／D<0．2。薄平板在载荷作用下产生的挠度远小板厚δ，一般采用薄板弯曲的小挠度理论。

3-129  受侧向压力作用的圆平板的应力有什么特点?何以圆平板较等径的凸形封头要厚?

答：圆平板应力分布特点：

a．板内环向应力和径向应力均为弯曲应力，沿板厚呈线性分布。

b．应力分布与周边支承情况有关：

当板边缘为简支时，最大应力在中心，且该处的环向应力与径向应力相等。

当板边缘为固支时，最大应力在边缘，应力方向为径向，其值小于简支时的最大应力。

圆板中以弯曲应力为主，凸形封头以薄膜应力为主，二者应力状况不同；

圆板的最大应力与圆板半径和厚度之比的平方(R／δ)²成正比。而凸形封头作为薄壳，其薄膜应力与(R／δ)成正比，故就相同载荷和直径条件下，薄板中产生的弯曲应力要比壳中的薄膜应力大得多，则板厚也就较大。

3--130  对厚平盖何以要校核危险环截面的组合应力?

答：平盖的厚度计算公式是基于板中的最大弯曲应力导出的。但对诸如双锥密封的平盖，除了承受螺栓法兰力矩及压力造成的弯曲应力外，在平盖的双锥环位置的环槽截面上尚存在较大的剪切应力。为此在按最大弯曲应力算得平盖厚度后，还应对最大剪应力部位的剪应力和弯曲应力的当量应力加以校验。

3-131  何谓容器的稳定性和临界压力?内压容器是否存在稳定问题?

答：容器在压应力作用下，形状突然发生改变而产生瘪塌的失效形式称为失去稳定。其器壁受力由原先的薄膜应力状态突变为弯曲应力状态。容器被压瘪时的最小外压力称为临界压力。薄壁容器只要壁中存在压缩应力，就有失稳的可能。外压容器存在稳定问题，内压容器也可能存在稳定问题。承受内压的长短轴之比为2的标准椭圆封头，因其过渡区存在周向薄膜压缩应力，故也有稳定的问题，对封头的最小有效厚度加以限制就是出于这一考虑。

3-132容器失稳有哪些类型?其特点如何?

答：容器失稳分为周向失稳和经(轴)向失稳两种：

周向失稳是因容器周向压缩薄膜应力所引起。经向失稳是由容器轴向压缩薄膜应力所造成。容器周向失稳时，其横截面由圆形变成波形。容器经向失稳时，其横截面仍为圆形，但其经线由原直线变为波形线。

容器按照失稳范围大小，可分为整体失稳和局部失稳。通常外压容器的压瘪属于整体失稳，而内压作用下的椭圆封头的过渡区失稳属于局部失稳。两者之不同，是因压应力存在范围不同所致。  

3-133  何谓弹性失稳和非弹性失稳?用高强度钢代替低强度钢可否提高容器的弹性稳定性?

答：失稳时，器壁中的薄膜压缩应力小于材料的比例极限，应力与应变符合虎克定律时，称为弹性失稳。由于此时失稳临界压力与材料的屈服限无关。仅与弹性模数E及泊松比μ有关。因各种钢材的E及μ差别不大，故以高强度钢代替低强度钢对提高容器的弹性稳定性几乎无效。

若失稳时器壁中的压缩应力大于材料的比例极限，应力与应变呈非线性关系数，则称非弹性失稳。非弹性失稳时的临界压力与材料屈服限有关。此时用高强度钢代替低强度钢则可提高容器的稳定性。

3-134  外压长圆筒与短圆筒有何区别?在外压圆筒设计中何以广泛采用加强圈?

答：计算长度大于临界长度的圆筒为长圆筒。长圆筒的两端边界或封头对其中间部分起不到加强支撑作用，其临界压力与筒体长度无关，圆筒失稳时，横截面由圆形变成波形，波数等于2。计算长度小于临界长度的圆筒为短圆筒。短圆筒两端边界或封头对其中间部分可起加强支撑作用，其临界压力与筒体长度成反比。失稳时，圆筒横截面呈波形，波形数大于3。相同直径和壁厚的长圆筒与短圆筒，后者的临界压力高于前者。即将长圆筒变成短圆筒可提高其临界压力。外压圆筒上设置加强圈，即是为了变长圆筒为短圆筒或缩短圆筒的计算长度，目的均为提高圆筒的稳定性。该法较直接增加圆筒厚度节省材料，约可减轻重量1／3。对不锈钢圆筒，通过在外部设置碳钢加强圈则更为经济。此外，加强圈尚可减少大直径薄壁容器的形状缺陷的影响，提高结构的可靠性。

3-135  何以外压凸形封头均按外压球壳进行稳定设计?

答：椭圆封头等在内压作用下有“趋圆现象”，在外压作用下有“趋扁现象”，使封头过渡区产生周向拉伸薄膜应力，而不存在失稳问题，但在其“球面部分”则存在压缩薄膜应力，如同外压球壳，故须以球壳进行稳定计算。对椭圆封头则须计算其“球面部分”的当量球壳半径。

3-136  法兰联接的合理设计中，对垫片载荷有什么要求?

答：为使法兰承受尽可能小的法兰力矩，在垫片设计中应尽可能控制较小的垫片载荷。为此要求：

由垫片在预紧时的压紧载荷Fa所确定的螺栓载荷Wa与由垫片在操作时的压紧载荷Fp所确定的螺栓载荷Wp相接近。即：Wa=Wp。

3-137  法兰联接的合理设计中，对螺栓中心圆直径的确定有什么要求?

答：为使法兰承受尽可能小的法兰力矩，在螺栓设计中应尽可能控制较小的螺栓中心圆直径，为此要求由法兰径向结构要求所确定的螺栓中心圆直径与由法兰环向结构要求所确定的螺栓中心圆直径相接近。即：D_b径≈D_b环。

3-138  法兰设计时，为获得尽可能紧凑的法兰设计结果，对法兰的应力有什么要求?   

答：应使法兰的三个应力尽量与相应的许用应力相接近。

即：σ_H→1．5[σ]^t_f

σ_R→2[σ]^t_f-σ_H

σT→2[σ]^t_f-σ_H

目的使法兰应力趋满应力状态，则可最充分的发挥材料的强度性能。

3-139  增加法兰环的厚度对法兰的应力是何影响?

法兰是由组成法兰的三部分：法兰环、锥颈和圆筒共同承载的。三者的承载比例与它们的旋转刚度成正比，即刚度大者、承载比例大。增加法兰厚度，使法兰环的旋转刚度得到提高，为此其承载比例加大，则法兰锥颈和圆筒部分的承载减小。具体地说，就是锥颈作用于法兰环的边界力矩和边界力将减小。由此使法兰环的径向应力大大下降。锥颈上的轴向弯曲应力下降。法兰环的环向应力一般可下降，但当法兰环的刚度与锥颈刚度相当时，也可能出现环向应力有所升高。(详见第六章6-5-5)

3-140  增加法兰锥颈厚度对法兰的应力是何影响?

答：增大法兰锥颈尺寸，使锥颈的旋转刚度增加，则锥颈的承载比例加大，为此锥颈作用于法兰环的边界力和边界力矩增大。故法兰环的径向应力会增大，法兰环向应力减小，锥颈的轴向弯曲应力由于锥颈厚度增加，其抗弯矩成两次方增大而减小。(详见第六章6-5-5)

3-141  内外压圆筒的制造圆度何以不同?

答：内压圆筒在压力作用下，其横截面形状将由非正圆趋于正圆。圆筒初始的不圆度对其承载影响较小。   

外压圆筒在压力作用下，初始不圆度直接影响其稳定性。外压圆筒设计中和稳定安全系数与圆筒的初始不圆度有关?故外压圆筒的不圆度要求高于内压圆筒。   

3-142  GBI50中规定相邻筒节的A类焊缝中心线间距应不小子3倍壳体厚度且不小于100mm的出发点是什么?

是为了避免相邻筒体焊缝的热影响区互相重叠对材料带来的不良影响。

3-143  GBl50规定相邻壳体的厚度差超过一定数值后应以1：3的斜度削薄较厚板的边缘是出于什么考虑?

答：是为了使结构过渡平缓，·以减小压力作用下由边界效应引起的局部应力。

3-144  长颈对焊法兰的直边段与对接圆筒的厚度相差较大时，是否应按GBl50规定削薄直边段?

答：不可简单按GBl50要求削薄直边段。法兰直边段的受力不同于一般圆筒。它既受内压的作用，又受法兰力矩的作用，且由法兰力矩引起的轴向弯曲应力大大超过由内压引进的轴向应力(薄膜应力)。对法兰直边段的削薄应遵循削薄后确保薄端(即与较薄圆筒连接的一端)的轴向弯曲应力不超过许用值(1.5[σ]_f)的要求进行。具体作法是将削薄的直边段视作锥颈，并将其f控制在等于1，计算确定直边段的最小长度后方能进行削薄。

3-145  为何必须加强对长颈法兰与圆筒的连接环缝的检测?

答：长颈法兰直边段与对接圆筒的环焊缝不仅承受着圆筒中由内压引起的轴向薄膜应力，而且还承受由法兰力矩引起的轴向弯曲应力。

长颈法兰的最大应力通常发生于锥颈小端，即直边段与法兰锥颈的连接部位。其轴向弯曲应力已达到1.5[σ]_f^t此轴向弯曲应力虽沿直边段可有所衰减，然而由于法兰直边段极短，故在直边段端部的轴向弯曲应力仍接近于1.5[σ]_f^t 加上由压力引起的轴向薄膜应力一0.5[σ]_f^t ，则该截面处的轴向总应力可接近2[σ]_f^t达到对接圆筒中的轴向薄膜应力的4倍。为此必须加强对该连接环缝的认识，将长颈法兰与圆筒的连接环焊缝与通常圆筒的环焊缝相区别。

由于法兰设计中，对轴向弯曲应力是按许用值1.5[σ]_f^t进行控制的，其中不计焊缝系数，即认为焊缝系数等于1。为此必须对上述环焊缝系数等于1的要求进行100％的检测。

3-146  GB3531与GB6654对16MnDR和16MnR在化学成分，低温冲击试验和超声检测方面的要求有何差别?

答：差别如下：

a．16MnDR对S、P含量和残余元素含量要求比16MnR严格。

b.16MnDR的最低冲击试验温度为—40℃，而16MnR为--20℃。

c．16MnDR的夏比(V型缺口)低温冲击功值不小于24J，而16MnR的低温试验要求根据协议冲击功不小于24J。此外，16MnDR可根据需方要求，保证低温冲击功不小于27J。   

d. 16MnDR钢板厚度大于20mm时，规定作超声检测。厚度不大于20mm时，超声检测为协议项目,16MnR钢板的超声检测不论厚度，均为协议项目。

3-147  压力容器用大型锻件的质量可能存在哪些主要问题?

答：大型锻件生产工艺复杂，须经过冶炼，铸锭、锻造、锻后热处理以及机加工和最终热处理等工序。因锻件大，易产生较大程度的偏析，存在纵向与横向、表面与心部的性能差别，并且有高的白点敏感性和回火脆性等问题。

3-148  不同强度级别的低碳钢、低合金高强度钢之间的异种钢焊接，以及珠光体耐热钢与低碳钢、碳锰钢(如16Mn)之间的异种钢焊接，选择焊条的原则是什么?

    答：一般有以下原则：

    a．不同强度级别的低碳钢、低合金高强钢之间的异种钢焊接，要求焊接接头的强度不应低于强度较低一侧母材标准规定的抗拉强度下限值，而接头的塑性、韧性应不低于强度较高而塑性、韧性较差一侧的母材；

    b．珠光体耐热钢与低碳钢、碳锰钢(如16Mn)之间的异种钢焊接，一般采用中间合金成分的低氢碱性焊条，并根据其中焊接性能较差的一侧材料确定预热温度。

3-149  奥氏体钢之间的焊接材料选择的原则是什么?   

  答：原则如下：

  应保持熔敷金属的Cr、Ni、Mo或Cu等主要合金元素的含量不低于母材标准规定的下限值；；

    对于防止晶间腐蚀要求的焊接接头，应采用熔敷金属中含有稳定化元素Nb、(氩弧焊时，可含T1)，或保证熔敷金属含C≤0．04％的焊接材料。

3-150  碳对钢的焊接性能有何影响?其他合金元素又有何影响?

    答：钢材焊接时，焊缝热影响区被加热到Ac3以上，快速冷却后会被淬硬。钢材含碳量愈高，热影响区的硬化与脆化倾向愈大，在焊接应力作用下容易产生裂纹。钢的化学成分对钢淬硬性的影响通常折算成碳当量。一般认为钢可焊性好坏的临界碳当量为0．45％。

    焊接时，焊缝区域由于高温作用会引起晶粒长大，从而增加焊后开裂的倾向；钢中加入细化晶粒和阻碍晶粒长大的元素，如Mo、Tl、V、且以A1脱氧时，有利于改善焊接性能，而C、Ni、Mn则会增加开裂的危险。

3-151  GBl50规定的碳素钢和低合金钢低温压力容器的温度界限是多少？依据是什么?

    答：GBl50规定：碳素钢和低合金钢制的压力容器当设计温度低于或等于—20℃时为低温压力容器。把低温压力容器的温度界定在—20℃，主要是根据我国多年的使用经验。实践表明：设计温度大于—20℃的压力容器按一般常温容器进行选材、设计、制造是具有足够安全性的，是成熟可靠的。

3-152  受环境低温影响的压力容器的设计温度如何确定?

    答：所谓受环境低温影响的压力容器是指在寒冷地区露天安放或放置于无采暖厂房内的压力容器。此时计及环境温度对容器壁温的影响应考虑容器的正常运行状态；而不依据事故状态(事故停车特设的容器除外)的意外降温或停车后的自然降温来确定设计温度。当容器设计温度受环境温度控制时，其设计温度按以下原则确定：

    a．盛装压缩气体且无保温措施的储存容器，设计温度取最低环境温度减3℃。最低环境温度是指容器使用地区历年来各月中“月平均最低气温”的最低值。“月平均最低气温”系按当月各天的最低气温相加后除以当月的天数。 

    b．盛装液体且其体积占容器容积1／4以上的无保温储存容器，设计温度取最低环境温度。

    c．有保温或物料经常处于流动状态的容器，设计温度应根据物料的温度流量、容器体积及散热情况等综合考虑其壁温，通过分析计算或参考实例确定。

3-153低温压力容器焊接材料的选择原则是什么?

    答：低温压力容器用焊接材料，应选用与母材化学成分和机械性能相同或接近的材料。受压元件或非受压元件与受压元件间的焊接材料当采用手工电弧焊时，焊条宜选用低氢碱性焊条。当采用埋弧焊时应选用碱性或中性焊剂。

    铁素体钢的焊接，一般应选用铁素体型焊接材料(9％Ni钢除外)。焊接接头的低温冲击试验温度，以及焊缝金属，熔合线、热影响区的低温冲击功的要求，均应与母材相同。 

    铁素体钢之间的异种钢焊接，焊接材料一般应按韧性要求较高侧的母材选用，而且焊接接头抗拉强度不低于两侧母材中最低抗拉强度的较小值。

    铁素体钢与奥氏体钢之间的焊接，应使焊接接头的抗拉强度不低于两侧母材的最低抗拉强度的较小值，且铁素体钢侧熔合线和热影响区的冲击功应与铁素体钢母材相同。

3-154  何谓未焊透和咬边?各有何危害?

    答：母材之间、母材与焊缝金属及多层焊层间未被熔化，留有可见的空间或夹渣称为未焊透。此种缺陷按产生的部位及形成的原因，可分为根部未焊透、坡口部未熔合和层间末熔合三种。其产生的原因：焊接电流太小；焊接速度太快；焊条施焊角度不当或电弧发生偏吹；坡口角度或间隙太小；焊接散热太快；氧化物和熔渣阻碍了金属间充分的熔合。

    咬边是减少基本金属截面积的—种缺陷，使承载截面减少。

    压力容器受压元件不允许存有未焊透的结构。未焊透和咬边破坏了焊接的连续性，降低了焊接接头的力学性能，引起应力集中。当缺陷超标时，影响承载截面积，危及安全。

    对标准抗拉强度大于540MPa的钢材及Cr-Mo低合金钢制的压力容器、奥氏体不锈钢制压力容器、低温压力容器、球形压力容器及焊缝系数为1的压力容器，其焊缝表面不得有咬边。其他容器焊缝表面的咬边深度不得大于0．5mm，咬边边连续长度不得大于lOOmm。焊缝两侧咬边的总长不得超过该焊缝长度的10％。

3-155  何谓延迟裂纹?如何防止?

延迟裂纹是冷裂纹的一种常见缺陷，它不在焊后立即产生，而是在焊后延迟几小时、几天或更长时间才出现，故称延迟裂纹。有延迟裂纹倾向的σb>540Mpa和Cr-Mo钢制容器，应在焊后最少24小时后才能进行检查。防止延迟裂纹可采用焊后加热的办法。

3-156  何谓热裂纹?产生的主要原因是什么?

    答：焊接过程中奉300℃以上高温下产生的裂纹称为热裂纹。热裂纹是一般在稍低于凝固温度下产生的凝固裂纹，也有少数是在凝固温度区发生。

    热裂纹的产生原因是焊接拉应力作用到晶界上的低熔共晶体所造成的，焊接应力是产生裂纹的外因，低熔共晶体是产生裂纹的内部条件。焊缝中偏高的S 、P是其与Fe形成低熔点共晶体的主要因素。

    在压力容器焊接中，降低线能量或采用多层焊是防止热裂纹的一重有有效的方法。

3-157什么是焊后消氢处理?

    答：焊接过程中，来自焊条、焊剂和空气湿气中的氢气，在高温下被分解成原子状态溶于液态金属中，焊缝冷却时，氢在钢中的溶解度急剧下降，由于焊缝冷却很快，氢来不及逸出，留在焊缝金属中，过一段时间后，会在焊缝或熔合线聚集。聚集到一定程度，在焊接应力的作用下，导致焊缝或热影响区产生冷裂纹，即延迟裂纹。因此要求焊条先预热，焊后对焊缝后热至200℃、，后热时间正常为16小时，这样可降低焊缝冷却速度使氢充分逸出，称为焊后消氢处理，这也是焊条要选用低氢型的原因。

3-158  焊缝预热的目的及预热的宽度是多少?

    答：焊缝预热的目的是为降低焊后冷却速度。它可延长奥氏体转变温度范围内的冷却时间，降低淬硬倾向。有利于减小焊接应力，防止冷裂纹的发生。预热温度应根据碳当量来确定，还要考虑焊件的化学成分、焊件拘束程度、材料高温力学性能及工件厚度等。

    预热的宽度为整个焊缝的横截面，并延伸至焊缝每侧150mm：

3-159  什么焊接接头应进行焊接工艺评定?  

    答：压力容器上受压元件的所有焊接接头均应进行焊接工艺评定。压力容器产品施焊前，制造单位应对受压元件间的对接接头和要求全焊透的T形接头或角接接头?受压元件与承载的非受压元件之间的T形或角接接头以及受压元件的耐腐蚀堆焊层均进行焊接工艺评定。

3-160  压力容器焊后热处理的目的是什么?

    答：焊后热处理是将焊件整体或局部加热到?A_C1线以下某一温度进行保温，然后炉冷或空冷的一种热处理。其主要目的是消除和降低焊接过程中产生的应力；避免焊接结构产生裂纹，恢复冷作而损失的力学性能；改善接头及热影响区的塑性和韧性，提高抗应力腐蚀的能力。

3-161  焊后热处理所指的厚度是什么?

    答；焊后热处理所指的厚度为焊接母材的名义厚度。母材厚度不同时按下列规定：

    a．两厚度不同的筒体对接时，指较薄的板厚。

    b．壳体与管板，平封头及与之相类似的部位焊接时，指壳体厚度。

c．接管与壳体或封头焊接时，指壳体或封头厚度。

d．接管与法兰焊接时，指接管厚度。

e．非受压元件与受压元件焊接时，指角焊缝厚度。

f．复合钢板的厚度指基层厚度与复合层厚度之和。

3-162  压力容器制造中的热处理分哪两类?

    答：分为改善材料力学性能的热处理和焊后热处理两类。

3-163  何谓无损检测?常用方法有哪些?

答：无损检测是在不对受检工件进行分离和造成损伤的情况下，对容器的材料，结构和焊缝等的内部和表面质量进行检查。

3-164  冲击功与冲击韧性有何差别?

    答：钢材在进行缺口冲击试验时，摆锤冲击消耗在试样上的能量，称为冲击功，用Ak表示，当为V形缺口时，即为且A_KV。

    冲击试验时摆锤消耗在试样单位截面上的冲击功称为冲击韧性(也称为冲

击值)，用a_k表示。

    由于冲击功仅为试样缺口附近参加变形的体积所吸收，而此体积又无法测定，且在同一断面上每一部分的变形也不一致，因此用单位截面积上的冲击功来判断韧性的方法国内外已逐渐被淘汰。

3-165  钢材冲击试验的试样为什么要取横向?

    答：钢锭在浇铸时形成的偏析或杂质，在轧制钢板的过程中会顺着钢板轧制方向(金属延伸方向)形成纤维状带状组织，从而使钢板平行于纤维组织(纵向)的机械性能高于垂直方向(横向)，尤其韧性和塑性指标更为突出。为提高材料的安全使用及压力容器的可靠性，GBl50规定低温冲击试验要取横向作为最低冲击功规定值。

 

第四章钢制管壳式换热器

4—1范区 GB151适用的换热器型式及参数范围是什么?

答：GDl51—89：1。适用于固定管板式、浮头式、U形管式和填料函式

2．本标准适用的换热器参数为：

    公称直径DN≤2000mm

    公称压力PN≤35MPa

    公称直径(mm)和公称压力(MPa)的乘积不大于10⁴。

    GBl51—1999适用范围变化为：公称直径DN≤2600mm。公称直径(mm)

和公称压力(MPa)的乘积不大于1.75X10⁴。

4-2  GB151-89管壳式换热器分为几级?各采用什么换热管?各适用于什么场合?GBl51-1999作何修改?  

    答：GBl5l-89换热器分I级、II级。

    I级换热器采用较高级精度冷拔管，适用于无相变传热和易产生振动的场合。

Ⅱ级换热器采用普通级精度冷拔管，适用冷凝、重沸传热和无振动的一般场合。

    GB151—1999中对换热器分级改成换热器管束分级；即Ⅰ、Ⅱ级管束，具体要求相同。标准中取消了关于适用场合的建议。

4-3  管壳式换热器主要组合部件名称及分类代号是什么?

  答：前端管箱：

Ａ—平盖管箱

Ｂ－封头管箱

Ｃ－用于可拆管束与管板制成一体的管箱

Ｎ－与管板制成一体的固定管板管箱

Ｄ－特殊高压管箱

壳体型式：

Ｅ－单程壳体

F－具有纵向隔板的双程壳体 

Ｇ－分流   

Ｈ－双分流

Ｉ－U形管式换热器

Ｊ－无隔板分流(或冷凝器壳体)

Ｋ－釜式重沸器

后端结构：

Ｌ－与A相似的固定管板结构

Ｍ－与B相似的固定管板结构

Ｎ－与C相似的固定管板结构

Ｐ－填料函式浮头

Ｓ－钩圈式浮头

Ｔ－可抽式浮头

Ｕ－U形管束

Ｗ－带套环填料函式浮头

4-4　设计Ｕ形管式或浮头式换热器的管板时，怎样确定管板的设计压力?

    管板设计压力的确定：若能保证在任何情况下都同时作用或Ｐs与Pt之一为负压时，则

Pd=│Ps-Pt│

否则取下列两式中的较大值Pd=max(│Ps│,│Pt│)。

４-5 GB151-89规定：用复合钢板制造管壳式换热器管板时，对复层材料有什么要求？GB151-1999有何修改？

    答：GBl51-89规定：用轧制复合板或爆炸复合板作管板时，应对复层与基层的结合情况逐张进行超声波检验，布管区内不开孔的部分不得有分层。

  GBl5l—1999规定：复合板应符合相应标准要求，详见4。3．2．3条。

4—6 设计多管程式管壳式换热器时，确定分程隔板位置的原则是什么?

  确定分程隔板位置的原则是：1应尽可能使各管程的换热管数大致相等。2.分程隔板槽形状简单，密封面簪度短。

4-7  管壳式换热器的换热管与管板之间采用胀接连接应符合什么条件?

    答：1．必须采用的条件：换热管与管板不可焊。

2．适用范围：a.设计压力≤4Mpa;b.设计温度≤300℃. C.操作中无刷烈的振动，无过大的温度变化及无明显的应力腐蚀。

3．一般要求：a.换热管材料的硬度值一般须低于管板的硬度。B.有应力腐蚀时，不应采用管头局部退火的方式来降低换热管的硬度。C.多点径小于14mm的换热管与管板的连接，不宜采用胀接。

4-8  管壳式换热器在什么情况下管板与换热管之间的连接应胀焊并用?

    答：1．密封性能要求较高的场合；

    2．要求承受振动、有疲劳、交变载荷的场合；

    3．采用复合管板的场合；

4．有间隙腐蚀的场合。

4-9  管壳式换热器的整体管板的有效厚度如何确定?

答：整体管板的有效厚度，等于管板的实际厚度减去管板两侧的开槽深度或腐蚀裕量中的大值之和。即

  Se=S-(Y+Y’)

  Se—管板有效厚度mm；

  S—管板实际厚度mm；    ．

Y—计算数：Y=K或C2，取大值；

Y’—计算数：Y’=K’或C2’，取大值；

K——管程隔板槽深，mm；

C2——管程管板的腐蚀裕量，mm；

K’-壳程结构开槽深，mm；

C2’——壳程管板的腐蚀裕量，mm。

4-10管壳式换热器复合管板的有效厚度如何确定?

答：复层与基层完全贴合的管板，复层可计入复合管板的有效厚度。

    当复层的材料的强度低于基层材料时，应以复层的当量厚度计入复合管板的有效厚度。

    δc=

  δc—复层当量厚度，mm；    。

  δ——复层设计厚度，mm；

[σ]1——设计温度下基层材料的许用应力，MPa；

[σ]2——设计温度下复层材料的许用应力，MPa。

4-11  管壳式换热器固定管板与U形管式管板的受力情况有什么区别?

答：管壳式换热器固定管板主要受到以下几个方面的力的作用：

1．管壳程压力对管板的直接作用力；

2．管壳之间的热膨胀差产生对管板的作用力；

3．管束对管板的弹性支承反力；

4．管板兼作法兰时法兰螺栓产生的力矩。

对于U形管式管板仅受管、壳程压力对管板的直接作用力。

4-12 在什么情况下固定管板式换热器的壳程筒体需设置膨胀节?

在管板的计算中按有温差的各种工况计算出壳体轴向应力σc、换热管的轴向应力σ1。换热管与管板之间的拉脱力q中，有一个不能满足强度(或稳定)条件时，就需要设置膨胀节。在管板强度校核计算中，当管板厚度确定之后，不设膨胀节时，有时管板强度不够，设膨胀节后，管板厚度可能就满足要求。此时，可设置膨胀节以减薄管板，但要从材料消耗、制造难易、安全及经济效果等综合评估而定。

4-13  管壳式换热器管板的延长部分兼作法兰时，法兰部分对管板有什么影响?

答：当管板兼作法兰时，法兰力矩不仅作用于法兰上，还会延伸作用于管板上，对管板来说，增加了一个附加力矩。因此计算管板时，除考虑壳程、管程设计压力的“当量压力”及管子与壳体不同热膨胀引起的、“当量压力”外，还需要计入由于法兰力矩引起的管板应力。 

由于法兰力矩在管板中引起的附加力矩，使管板计算趋于复杂化，管板厚度取决于其危险组合。

对延长部分兼作法兰的管板，法兰和管板应分别设计，且法兰厚度可以和管板厚度不同

4-14  在什么情况下，管壳式换热器管程或壳程的介质进口处应设置防冲板?

1．               管程设置防冲板的条件：当管程采用轴向入口接管或换热管内流速超过3m/S时，应设置防冲板，以减少流体的不均匀分布的对换热管端的冲蚀。

2．               壳程设计防冲板的条件：1）当壳程进口流体的ρυ²值为下列数值时应在壳程设置防冲板：

    a．非腐蚀、非磨蚀性的单向流体：ρυ²：>2330kg／m·s²者；

    b．其它液体，包括沸点下的液体：ρυ²：>740kg／m·s²者。

    ②有腐蚀或有磨蚀的气体、蒸汽及汽液混合物，应设置防冲板

以上：ρ——流体密度，kg／m³：υ。——流体流速，m/s。

4-15在什么情况下，管壳式换热器壳程进出口处应设置导流筒?

答：①同4-t4题中，壳程设置防冲板条件①；

    ②当壳程进出口距管板较远，流体停滞区过大时，应设置导流筒，以减小流体停滞区，增加换热管有效长度。

4-16  管壳式换热器壳程进口处的防冲板表面距壳体圆筒内壁的距离与防冲板直径或边长各为多少?

答：防冲板表面到圆筒内壁的距离，一般为接管外径的~。

    防冲板的直径或边长，应大于接管外径50mm.

4-17  管壳式换热器壳程进出口处的导流筒有几种形式，其结构尺寸在设计中应如何考虑?

答：一般有内导流筒与外导流筒两种形式。

a．内导流筒  导流筒表面到壳体圆筒内壁的距离一般应大于接管外径的1/3,导流筒端部至管板的距离，应使该处的流通面积不小于导流筒的外侧流通面积；

b．外导流筒  内衬筒内表面到外导流筒的内表面间距为：

接管外径d≤200mm时，间距为50mm；

    d>200mm时，间距为lOOmm。

立式外导流换热器，应在内衬筒下端开泪孔。

4-18  管壳式换热器中常用的折流板和支持板的形式有几种?

答：在管壳式换热器中，常用的折流板和支持板的形式有弓形和圆盘圆环形两种。弓形折流板又有单弓形、双弓形和三弓形，其缺边的位置又有水平缺边和垂直缺边(对立式换热器，水平缺边是指壳程物料进口管与折流板缺边垂直者，垂直缺边是指平行者)之分。

4-19  管壳式换热器中折流板的布置应遵循什么原则?

答：在管壳式换热器中，折流板的布置原则为：

(1)折流板的布置必须符合工艺设计条件的要求。特别是对折流板的形式、折流板的间距、靠近壳程物料进出口的折流板位置等必须尽可能满足工艺设计条件。

(2)在工艺设计条件没有特别要求的情况下，对靠近壳程物料进出口处的折流板，应尽可能靠近进出口，其余按等间距布置。

(3)当壳程为单相、干净的物料时，折流板应为水平缺边。当壳程为气、液相共存或液体中含有固体的物料时，折流板应为垂直缺边。对卧置式换热器，在折流板的最高和最低处，应开夹角90°、深15mm的排气、排液缺口。

4-20  管壳式换取器中折流板的最小和最大间距各为多少?

在管壳式换热器中,折流板的最小间距为换热器壳体内径的1/5,且不小于50mm，最大间距不得大于壳体内径，且不得大于GB151中规定的各种直径换热管的最大无支撑跨距的数值。

4-21  管亮式换热器双壳程结构的纵向隔板设计中，应考虑些什么问题?

答：在管壳式换热器中，双壳程结构的纵向隔板的设计应考虑以下几点：

(1)纵向隔板应有足够的刚度，其最小厚度为6mm。若壳程压力降较大时，应适当加厚。

(2)纵向隔板与折流板的连接应采用双面焊接。

(3)非分流型换热器，纵向隔板与管板连接时，可采用焊接或可拆卸连接。此时纵向隔板的回流端改向流通面积应大于折流板缺口的面积。

(4)纵向隔板与壳体的密封，对固定管板式换热器，纵向隔板可直接与壳体焊接（在可以焊接的情况下），或插入导向槽中；对要抽出管束的换热器，应在隔板两侧壳体间隙处设密封条。

4-22  填料函式管壳式换热器，不适用于什么介质?

答：填料函式管聋式换热器，一般不适用于易挥发、易燃、易爆、有毒及贵重介质。

4-23填科函式换热器的结构型式有哪几种?处理有危险性的介质应选用哪种型式。

答：填料函式换热器的型式有：外填料函浮头式、单填料函滑动板管式和双填料函滑动管板式。处理危险性介质应选用双填料函滑动管板型式。

4-24填料函式换热器的填料一般采用哪几种？

答：填料函式换热器的填料，一般有油浸石棉填料、橡胶石棉填料、聚四氟乙烯浸石棉填料和柔性石墨填料。

4-25重叠式换热器的支座设计，应考虑什么要求?

重叠式换热器的支座设计，应考虑以下要求：，

(1)重叠式换热器之间的支座处，应设置调整高度用的垫板。

(2)重叠式换热器之间的支座底板到设备中心线的距离应比接管法兰密封面到没备中心线的距离至少小于5mm。

(3)对处于下部的换热器支座和壳体，必要时应进行校核，其载荷除该换热器本身外，还应加上叠加上去的换热器重量。

4-26  管壳式换热器的管箱、浮头盖在什么情况下应在施焊后进行消除应力的热处理?设备法兰密封面应在何时加式？

    答：碳钢、低合金钢的焊有分程隔板的管箱和浮头盖以及管箱的侧向开孔超过1/3管箱壳体内径的管箱，应在施焊后进行消除应力的热处理。设备法兰的密封面应在热处理后加工。

4-27  浮头式换热器应按什么程序试压?

答：浮头式换热器的试压程序如下：

(1)用试验压环和浮头专用试压工具进行换热管与管板连接接头试压。

(2)管程试压。   

(3)壳程试压。

4-28  釜式重沸器因管束型式不同其试压程序有什么不同?

答：釜式重沸器的管束型式有U形管束和浮头式管束。当管束为U形管束时，其试压程序为：

(1)用试验压环进行壳程试压，同时检查换热管与管板连接接头。

(2)管程试压。

当管束为浮头式管束时，其试压程序为：    ’

(1)用试验压环和浮头专用试压工具，以及试压专用壳体进行换热管与管板连接接头试压。

    (2)管程试压。

  （3）壳程试压。

4-29低温换热器用垫片一般应采用什么？

答：低温、换热器用垫片，一般采用奥氏体不锈钢包石棉，铝包石棉或奥氏体不锈钢的缠绕式垫片。

4-30低温换热器设计中应考虑些什么问题?

答：低温换热器受压元件钢材的许用应力，按GBl50第4章“材料”的规定，取20℃时的许用应力值。   

    低温换热器设计应保证结构的连续及平滑过渡。以避免断面骤然变化及刚度的显著差异面产生高应力。

低温换热器设计应尽可能避免出现过大的温度梯度，不同膨胀系数的材料相互连接时应予以特殊考虑。

    详见CBl51--1999附录A“低温管壳式换热器”。

4—31管壳式换热器在什么情况下可采用压差设计?有何条件?

答：当管壳式换热器的管壳程压力都较高时，为减薄受压元件的厚度(主要是管板)可采用压差设计。按压差设计的换热器在操作系统中应具有能确保管、壳程同时升压及降压的切实措施，并应考虑在压力试验中可能出现的压力差。

4-32  在管板和平盖的选材中，何时采用锻件?何时采用板材?

答：一般在以下情况下采用锻件：

    a．管板厚度大于60mm.

    b.开关复杂的管板。

    c．带凸肩与壳体焊接的管板。

    除以上情况外采用板材。板材应采用压力容器用板应并应符合GBl50的相规定。

4-33  管板与换热管之间的连接方式主要的有哪几种?适用范围如何?

答：主要连接方式有：强度焊、强度胀及胀焊并用。

强度焊适用于设计压力≤35MlPa的换热器，但不适用于有较大振动及有间隙腐蚀的场合。 -

强度胀适用于设计压力≤4MPb，设计温度≤300℃，操作中无剧烈振动、无过大的温度变化及无明显的应力腐蚀的换热器。

胀焊并用结构适用于密封性能要求较高的场合、承受振动或菠劳载荷的插场合及有间隙腐蚀的场合。    

4-34GB151标准中换热器壳体最小厚度由哪些因素决定?

答：换热器壳体最小厚度的确定主要从考虑壳体具有足够的刚性，减小变形，以利于管扳和管束的安装。尤其是浮头式和U形管式换热器的壳体，因无管板的支持作用又需要拆卸，故保证一定的厚度更为必要。此外对在叠摞状态使用的卧式换热器，其鞍座及接管都会对壳程筒体产生较大的局部应力，为此也须适当增加壳体的最小厚度。适当增大壳程圆筒的最小厚度，也有利于对管程设计压力较高的换热器在壳程进行管接头的泄漏试验。

4-35  不带膨胀节的固定管板换热器在壳程压力(正压)作用下，管子的轴向应力、壳程圆筒的轴向应力都是什么应力?容易发生何种失效?

答：管子应力为压缩应力。壳体的轴向应力为拉伸应力。容易发生管子纵向失稳或管接头拉脱。？？

4-36  带膨胀节的固定管板换热器在壳程压力(正压)作用下，管子的应力、壳程圆筒的轴向应力又都是什么应力?

答：管子应力为拉应力、壳程圆筒的轴向应力也为拉应力。

4-37  不带膨胀节的固定管板换热器，在管程压力(正压)作用下，管子应力、壳体应力都为什么应力?容易发生何种失效?

答：管子应力为拉应力，壳体应力为拉应力，容易发生管接头拉脱。

4-38  固定管板换热器，在壳程压力(正压)—作用下，设置膨胀节后管板应力、管子应力和壳体应力都怎么变化?

答：管板应力大大降低，管子应力由压应力变为拉应力，壳体应力大大下降，但仍为拉应力。

4-39  固定管板换热器，在管程压力(正压)作用下，设置膨胀节后管板应力、管子应力和壳体应力都怎么变化?

答：管板应力增大，管子应力增大，为拉应力。壳体应力下降，但仍为拉应力。

4-40  固定管板换热器在管壳温差载荷作用下，增加管板厚度，对管子应力和壳体应力是何影响?

答：管子应力和壳体应力同时增大，但应刀的方向相反。  (如管子为拉应力，则壳体为压应力)。

4-41  固定管板换热器在什么组合载荷作用下，可能无法满足强度条件，而不得不采用其他型式的换热器(如U形管式)?

答：在很高的管程压力和很大的管壳温差载荷联合作用下，可使固定管板换热器无法满足强度要求。

因为为降低换热器各元件(管板、管子，壳体)在很大管壳温差载荷作用下的应力必须设置膨胀节.但膨胀节的设置,又使管子和管板在很高管程压力作用下,引起楹大的应力,使它们无法满足强度条件。

第五章  压力容器、压力管道设计单位资格许可与管理规则

5-1下  设计何类压力容器必须遵守《压力容器、压力管道设计单位资格许可与管理规则》?

答：设计以下各类压力容器，必须遵守本规则的规定：

1．《压力容器安全技术监察规程》(以下简称《容规》)适用范围的压力容器；

2．超高压容器；

3．汽车槽车和铁路罐车的承压罐体(以下简称压力槽、罐车)及其支承、固定和稳定性等安全技术设计。

5—2  压力容器设计单位的设计范围如何?

答：压力容器设计单位的设计范围：

凡取得压力容器设计资格的设计单位均可按《压力容器设计单位批准书》批准的类别级别、和品种范围，在全国范围进行压力容器产品设计。

5-3  压力容器设计各级人员的技术水平、数量和配置比例应符合什么要求?

答：压力容器设计技术负责人、审核、校核和设计人员的技术水平、数量和配置比例，应与所设计的压力容器类别、品种范围和工作任务量相适应。

第一、二类（D类）压力容器设计单位；压力容器设计专职人员不得少于七名，其中至少应有二名审批人员；第三类压力容器、超高压容器（A类）或压力槽、罐车（C类）设计单位及SAD（分析设计），压力容器设计专职人员不得少于十名，同时，审批人员应不少于三人。

5-4  压力容器设计各级人员应具备什么条件?

答：压力容器设计各级人员应具备的条件

(一)压力容器设计单位技术负责人

由设计单位主管压力容器设计工作的行政负责人或总技术负责人担任。

(二)设计审批（或审定）人员（压力容器设计技术负责人）

1．从事本专业工作且具有较全面压力容器专业知识；

2．熟知并能正确运用有关规程、标准等技术规范厂能组织、指导各级人员

正确贯彻执行；

3．               熟知压力容器设计工作和国、内外压力容器技术进展，具有综合分析和判断能力，在关键性技术问题上，能作出正确决断。

4．               具有三年以上压力容器设计审核经历。

5．               具有高能技术职称。

6．               具有《设计审批员资格证书》

(三)审核人员

1．               熟知并能指导设计、校核人员正确执行有关规程、标准等技术规范，能解决设计、制造、安装和生产中的技术问题。

2．               能认真贯彻执行国家的有关技术方针、政策，工作责任心强，具有较全面的压力容器专业技术知识，能保证设计质量。

3．               具有审查计算机设计的能力。

4．               具有三年以上压力容器设计校核经历。

5．               具有中级以上（含中级）技术职称。

(四)校核人员    ．

1．     熟恋并运用有关规程、标准等技术规范，能指导设计人员的设计设计工作。

2．  具有压力容器专业知识，有相应的压力容器设计成果并已投入使用。

3．  熟悉应用计算机进行设计。

4．  具有三年上压力容器设计经历

5．  具有初级以上（含初级）技术职称。

(五)设计人员

1．具有压力容器专业知识；

2．能较好地贯彻执行有关规程、标准等技术规范；

3．能在审批人员指导下独立完成压力容器设计工作，并会使用计算机进行设计。

4．具有初级以上（含初级）技术职称。

5-5  压力容器设计单位在编制质量管理体系文件时，应参照GBl9000的有关要求外，同时还应包括什么内容?

答：在编制质量管理体系文件时，应参照CDl9000的有关要求，同时还应包括以下内容：    ‘

(一)设计质量管理机构和各级责任人员；

(二)各级人员的职、责、权；

(三)各级人员的培训、考核、奖罚制度；

(四)设计管理制度。

5-64什么单位不能申请压力容器设计资格?

答：下列单位不能申请设计资格：

(一)学会、协会等群群众团体；

(二)咨询性公司、社会中介机构；

(三)各类技术检验或检测性质的单位；。

(四)与压力容器设计、制造、使用无关的其它单位。

5-7 《压力容器设计单位批准书》的有效期为几年?更换〈压力容器设计单位批准书〉的基本要求是什么？

答：《压力容器设计单位批准书》有效期四年。设计单位应在有效期满前满期六个月前，向《压力容器设计单位批准书》批准部门和备案机构提交更换《压力容器设计单位批准书》的申请报告。

更换《压力容器设计单位批准书》的基本要求：

(一)设计单位应认真进行五年来设计工作的总结，写出书面报告，报告内容应包括：五年来压力容器产品设计中有关安全质量方面的问题分析和评价；五年来设计压力容器产品一览表；贯彻执行规程、标准等技术规范的情况；执行本规则的情况等。

(二)由《压力容器设计单位批准书》批准部门组织审查，同级劳动部门锅炉压力容器安全监察机构可派代表参加。对非部属第一、二类压力容器设计单位更换《压力容器设计单位批准书》的审查，国务院主管部门业务主管单位和劳动部锅炉压力容器安全监察局必要时可派人参加。换发，《压力容．器设计单位批准书》的审查，还可激请制造厂或使用单位的代表参加。

(三)审查的重点是：执行本规则的情况；压力容器产品设计质量；设计人员的考核；设计质量管理体系实际运转情况厂主要管理制度执行情队用户制造单位和劳动部门驻厂监督检验的锅炉压力容器检验单位反馈的意见等。

(四)检查每年向《压力容器设计单位批准书》批准和备案机构所报送的年度综合报告的真实性。

5—8  压力容器设计单位违反什么条件时应由负责审批设计资格的主管部门会同同级劳动部门对其作出相应的处理?

答：违反《压力容器设计单位资格管理与监督规则》有以下情况之一的，应根据情节严重程度，由批准部门作出通报批评或取消设计资格资格的处理。对于负有相应责任的人员,应由设计单位作出相应的处理。  -

(一)超过《设计许可证》批准的类级别、类别或或品种范围进行设计。

(二)产品设计总图上有下列情况者：

1．无设计资格印章；

2.加盖的设计资格印章已作废或为复印形式；

3..在外单位的图文并茂样上签字或加盖设计资资格印章，或者本单位设计范围之外的产品，由外单位人员签字或加盖设计印章。

4．标题栏内未按有关规定履行签字手续。

(三)因设计违反现行规定、标准等技术规范导致重大质重事故或造成产品爆炸事故。、

(四)涂改《设计许可证》，将《设计许可证》转让或变相转让给其它单位的。

5-9  设计单位应如何保持各级设计人员的相对稳定?

答：设计单位必须保持各级设计人员相对稳定，如确须变动，必须按规定报本单位有关负责人批准，同时每年变动人数不得超过原批准人数的20％。对于新调人的人员，必须进行有关规程程、标准等技术规范以及本职工作范围应具备知识和能力的考核，并按有关规定进行资格确认后，方可独立工作。

5-10  取得压力容器设计资格的单位，如需扩大类别或品种范围，应如何办理?

答：第五十二条  获得《设计许可证》的设计单位，需增加没计类别、级别以及单位名称变化等，应向国家或省级安全监察机构提出增项或变更申请。

第五十三条  对需要增加设计类别、级别的设计单位，按照本规则第五条分级审批的范围，应向国家或省级安全监察机构提出增加设计项目的申请报告．

第五十四条  增项申请报告内容包括，

1．要求增加设计项目的类别、级别。品种以及可行性沦证资料，

2，要求增加设计类别、级别、品种的代表性产品名称；

3．承担设计任务人员名单及必要的没汁装备；

4．代表性产品的设计方案．

第五十五条  国家或省级安全监察机构收到设计单位的增项申请报告后，经审核同意受理的，可批准其试设计符合第三十五条规定数量有代表性的产品(项目)。

第五十六条  试设计文件完成后，应按照本规则第四章第三节、第四节的规定进行资格审查和批准发证。

第五十七条  设计单位改变名称时，应在法人证书变更后1个月内，携带上级部门批复的文件、更名后的法人证书售原《设计许可证》等材料，办理《设计许可证》更名手续．

第五十八条  设计单位医企业迁址或所有制变更，必须在迁址或变更工作完成后1个月内向批准部门报告，经确认后，办理《设计许可证》变更手续。

第五十九条  设计单位变更地址、变更设计单位技术总负贷人或审批人员，必须在1个月内向批准部门报告。

第六十条  变更设计单位名称或设计单位技术总负责人后，应重新刻制设计资格印章，并按本规则第五十一条规定办理备案手续二

5-11  压力容器设计类别和品种范围有哪些？

┌───────────────┬──────────────┐

│    级别及代号                │    品种范围备注            │

├───┬───────────┼──────────────┤

│      │                      │  注明结构形式：单层、锻    │

│  Al  │  超高压容器、高压容器│  焊、多层包扎：、绕带、热套 │

│      │                      │  绕板，无缝等              │

├───┼───────────┼──────────────┤

│  A2  │  第三类低、中压容器  │                            │

├───┼───────────┼──────────────┤

│  A3  │  球形储罐            │                            │

├───┼───────────┼──────────────┤

│  A4  │  非金属压力容器      │                            │

├───┼───────────┼──────────────┤                                                  

│  C1  │  铁路罐车            │                            │

├───┼───────────┼──────────────┤

│  C2  │  汽车罐车或长筲拖车  │                            │

├───┼───────────┼──────────────┤

│  C3  │  罐式集装箱          │                            │

├───┼───────────┼──────────────┤

│  D1 │  第——类压力容器·  │                            │

├───┼───────────┼──────────────┤

│  D2  │  第二类低、中压容器  │                            │

├───┼───────────┼──────────────┤

│  SAD│  压力容器分析设计    │                            │

└───┴───────────┴──────────────┘

  

第六章  压力容器设计技术分析

6—1焊缝系数讨论

焊缝系数是依据对接焊缝的型式与检测比例确定的。对容器来说，主要有在两种对接焊缝，即纵向对接焊缝与环向对接焊缝。由此在容器强度计算中引伸出两个焊缝系数，即纵焊缝系数和环焊缝系数。

纵向焊缝因主要承受环向应力的作用，因此纵向焊缝系数就与环向应力关联，为此承压圆筒在依据环向应力确定汁算厚度时，应体现纵焊缝系数的作用，代入进行计算。

相应地环向焊缝主要承受轴向应力的作用，因此环焊缝系数就与轴应力相应力相关联，为此承压圆筒在进行轴向应力的校核计算时，应体现环焊缝系数的作用，代人进行计算。

由于受压圆筒中的轴向应力仅为环向应力的一半，因此圆筒计算厚度系依据环向应力算出，为此其计算厚度的确定必须代入纵焊缝系数进行计算。即GB150中式(5-1)的φ应为纵缝焊缝系数。但必须强调指出：此时环焊缝系数虽然在厚度计算中不起控制作用，但对环缝质量不能降低要求，仍应取同一的焊缝系数，满足焊缝型式和检测比例的要求，并在图样技术要求中标明。

对于以无缝钢管制作的压力容器，由于纵向无缝，故在其厚度计算中，φ取1．0。对环缝则应按以上要求处理。

值得指出的是：内压圆筒的环向焊缝中同样存在着环向应力，当环向焊缝的焊缝系数小于1时，可能出现高于圆筒母材中的环向应力。环缝中的这种环向应力具有局部薄膜应力的性质，根据应力分析设计的观点，这种局部薄膜应力不同于容器中的总体(环向)薄膜应力，其计算方法和应力强度许用值也不同于GBl50的规定，详见“关于焊缝系数的讨论”(《压力容器》，杂志1985年第6期)。

内压圆筒的厚度计算和校核是以其总体薄膜应力为基础的，按GB-150设计内压圆筒时不必再另行考虑环向焊缝中的这种局部应力的影响。

对于球形容器或球形封头及各种成型封头上的球面部分，由于球壳的几何特点，无轴向和环向之分。其应力分布规律也是“两向”相等。故亦就不存在纵、环焊缝之别。此时，所有对接焊缝都应一视同仁，均取同一焊缝系数，并统一满足相同的焊缝型式和检测要求。

6-2  椭圆封头、碟形封头的特性、应力及计算

1．薄膜应力状态：

由壳体薄膜理论知：对标准椭圆封头(a／b=2)，在内压P作用下的薄膜应力分布如图1所示。其经向应力分布如左图，周向应力分布如右图。

封头上最大拉伸应力发生于封头顶点，该处的经向应力与周向应力相等。即口σr=σθ=Pa/δ

式中：a-椭圆形形头长轴半径。

b-椭圆形封头短轴半径

δ-封头厚度

封头上的最大压缩应力发生于封并没有底边，该处的周向应力，σθ=Pa/δ，应力绝对值与顶点应力相同。

椭圆封头壳体的薄膜应力与圆筒、球壳相比，有一明显的特点：圆筒和球壳在内压P作用下，壳体上任一点的应力，无论是经向(轴向)，或周向(环向)应力都恒为拉应力。即壳体在内压作用下，其径向总是发生膨胀，直径总是增大。而椭圆封头在内压作用下，其短轴方向发生伸长，但在长轴方向且可产生缩短，整个封头的形状由椭圆形趋向正圆形。故称具“趋圆现象”。为此在长轴端点因周向缩短产生周向压缩应力，其压应力随a／b的增大而加剧。当a/b>2．6时，封头底边的周向压缩应力变得很大，极易造成封头的周向失稳，故标准中不推荐使用。相反当a／b<√2：1．414时，封头底边的周向应力可由压应力变为拉伸应力。当a／b=1即为球壳时，其底边的周向应力与经向应力相等，并均为拉伸应力。此时，整个封头的应力，无论是经向应力或者周向应力，处处相等。

以上椭圆封头这种应力分布状况是从封头底边能产生自由变形，即不受相邻部件的约束这种假设出发的。实际上封头必然与其它壳体相连，通常是与圆筒相接。

2．弯曲应力状态：

内压圆筒在户作用下径向总是发生膨胀，它与椭圆封头底边的自由变形(通常发生收缩)不相一致。为此其连接面上为变形协调要产生相互作用。

径向发生胀大的圆筒要对封头底边产生向外作用的剪力口(见图2)。同时，椭圆封头底边要阻止圆筒向外胀大，对其产生相反方向的剪力Q(见图2)。此剪力为一对自平衡的内力。

在这对剪力作用下，圆筒边缘向内扳回，封头边缘则相反向外扳出。从而对两者的自由径向位移进行协调(但并非仅此就使两者的径向位移加以协调)。

其变形量的大小，与它们各自的刚度成反比分配，即刚度大者变形较小，刚度小者变形较大。

在Q作用下，圆筒和椭圆封头底边在发生径向位移的同时，端面发生偏转，且其偏转角通常并不一致，为使两者的端面偏转保持一致，则必然在端面上引起一对弯矩M(见图2)。此弯矩的作用，一方面抑制在Q作用下产生较大偏转角的壳体的角位移，使其偏转减小。另一方面，则增大在Q作用下产生较小偏转角的壳体的角位移，使其偏转加大。从而使两者的偏转角一致起来。

圆筒和封头在剪力Q和弯矩M的同时作用下，两者的径向位移和转角可得到协调，即使两者的变形连续起来。在上述变形协调过程中圆筒和封头边界上产生了剪力Q和弯矩M，它们都会对圆筒和封头引起应力。由此产生的应力称为弯曲解。其与薄膜应力解叠加后构成椭圆封头的最终应力。GB 150、ASME、JIS等标准中的椭圆封头厚度即是根据这个最大应力进行计算的，而不是按薄膜应力进行计算的。

3．椭圆封头最大应力的位置

不同a／b比值的椭圆封头最大应力的位置是不同的，随a／b值发生变化；

当a／b>2．5时，由于椭圆封头较扁平，在内压P作用下，趋圆现象较甚，其边缘的自由径向收缩较大，而圆筒在P作用下总是发生径向膨胀，其自由位移差较大。两者变形协调的结果，其连接点的位置可位于封头初始直径之内(见图3)。使圆筒与封头连接点的圆周周长发生缩短，即Di’<Di，从而使椭圆封头底边附近产生较大的周向压缩应力。由于封头底边受剪力Q的作用被向外扳出，该处的周向薄膜压缩应力较过渡区小，故封头上最大周向薄膜压缩应力发生于封头过渡区。对封头与圆筒等厚的情况，它们的边界力矩其时等于零。

因封头受向外作用的剪力的作用，在封头经线方向产生较大的经向弯曲作用，在封头外表面形成压缩应力，其内表面引起拉伸应力，由泊松效应的作用，在封头外表面产生周向压缩应力，内表面引起周向拉伸应力。    封头外表面上由弯曲引起的周向压缩应力与周向薄膜压缩应力相叠加，构成封头的最大应力，其位置位于封头过渡区的外表面，见图6。

当1<a／b≤1．2时，由于椭圆封头已趋近于球形，在内压P作用下，其边缘产生一定的径向膨胀，而圆筒在P作用下，也产生至向膨胀，两者最终变形协调后连接点位置可位于圆筒初始直径之外，Di’>Di(见图4)，从而使封头底边附近产生较大的径向胀大。故引起较大的周向拉伸应力。由于封头底边受剪力Q作用被向外扳出，使该处的周向薄膜拉伸应力较过渡区大，故封头上的最大周向拉伸薄膜应力发生于封头底边。封头受向外的剪力Q的作用在封头经线方向产生弯曲，在封头外表面上形成压缩应力，内表面上引起拉伸应力。当封头厚度大于圆筒厚度时，在Q作用下，封头底边产生的自由偏转角小于圆筒的偏转角，为变形协调，必产生边缘力矩M。此M作用，也产生上述弯曲应力情况。

为此封头底边处内表面上由弯曲引起的周向拉伸应力与周向薄膜应力相叠加，构成封头的最大应力，其位置发生在封头底边的内表面。当封头与圆筒等厚时，封头底边处内外壁的周向应力相等。

当1.2<a／b≤2.5时，由头的形状既不过扁也不趋圆，在内压P作用下，其边缘虽也产生径向收缩，但是较小。圆筒在P作用下，仍向外胀大，两者变形协调后，其连接点的最终位置可位于圆筒初始直程附近，Di’≈Di (见图5)，使封头底边的直径变化不大，故其周向薄膜应力就很小(如它们变形协调后，封头与圆筒的连接点的Di’与封头初始直径相等Di’≈Di ，则其连接点的周长既不伸长也不缩短，即其周向薄膜应力等于零，由此反而消除了原本由内压P对两者连接处附近所产生的周向薄膜应力)。

但与此同时，封头由于受边界剪力Q及M的作用，在经线方向引起较大的经向弯曲应力。其中封头受圆筒向外作用的剪力Q的作用，在封头过渡区产生较大的弯曲应力，使封头内表面受拉伸，外表面受压缩。当封头与圆筒等厚M=0。则封头过渡区内表面上由经向弯曲引起的经向拉伸应力与经向拉伸薄膜应力相叠加，形成封头的最大应力。其位置在封头过渡区的内表面。标准椭圆形封头(a／b=2)的最大应力即位于封头过渡区的内表面，应力的方向为经向应力，由经向薄膜应力与经向弯曲应力叠加而成。

不同a／b值的椭圆封头，在内压作用下，不仅其最大应力的位置存在不同，而且其最大应力的数值也不同。

椭圆封头随着a／b的增大，在与圆筒变形协调过程中产生的边界力Q和M也随之增大，由此造成封头上的最大应力也相应增大。

不同a／b值的椭圆封头，其最大应力的位置及其最大应力值与相接圆筒的周向薄膜应力的比值K示于图6中。

K(椭圆封头形状系数)随a／b的分布规律可近似地回归成下式

K=

不同a／b(即：)值对应的K值见GBl50---98表7-1，对标准椭圆封头K=1。   

4．椭圆形封头厚度计算公式的依据

椭圆封头的最大应力可表示为圆筒周向薄膜应力乘以系数K。由此可得椭圆封头的计算厚度即等于圆筒计算厚度乘以K。因内压圆筒计算厚度等于两倍的等径球壳的计算厚度。故椭圆封头的计算厚度就等于等径球壳计算厚度的2倍乘以K，即：

                     δ=

以上即为GBl50、ASME、JIS等标准中的椭圆封头厚度计算式。

GBl50、ASME、JIS等各国标准规范中的椭圆封头厚度计算公式是针对封头最大应力，并控制在1倍[σ]的应力水平状态而得出的。

由于封头的最大应力为由薄膜应力加上弯曲应力构成，其中薄膜应力是为平衡内压所引起，为此属于一次应力。而弯曲应力是由与筒体变形协调过程中产生的剪力、弯矩所引起，故属二次应力。

由椭圆封头的薄膜理论分析知，椭圆封头过渡区的薄膜应力水平并不高，但其合成应力之所以成为最大应力，是由于弯曲应力成分在起作用，即在最大应力中弯曲应力占了很大的比重。而这种弯曲成分，按说可以二次应力对待。从弹性应力分析设计的角度讲，封头的最大应力可按3[σ]进行控制。可见，从强度角度讲，现标准在椭圆封头厚度计算中，将这种一次加二次的应力以1倍[σ]进行控制，是偏安全的，是存在一定强度裕量的。(对封头上的最大薄膜应力，则应按1倍[σ]进行控制)。

5．椭圆封头的稳定   

承受内压的球壳和圆筒，由于只产生拉伸薄膜应力，故不存在稳定问题。而椭圆封头在内压作用下，由于趋圆现象，在封头底边处会产生周向压缩应力，则可能引起封头的周向失稳。封头的稳定计算比较复杂，工程上通常采取限制封头最小有效厚度的办法进行处理，为此标准中规定：

 标准椭圆形封头的有效厚度应不小于封头内直径的0．15％，其他椭圆形封头的有效厚度应不小于0．30％。

6．椭圆封头受外压作用时的变形、应力及计算

椭圆封头在内压作用下，具有“趋圆现象”，在外压作用下则产生“趋扁现象”。其变形和应力的方向与受内压时相反。内压作用时，在封头底边和过渡区产生周向压缩应力，在外压作用时，则相反产生周向拉伸应力，因此这些部位在外压作用下，不会发生周向失稳问题。并且由于在外压作用时封头“趋扁，”，封头底边及过渡区径向扩胀，因此对与之相接的圆筒起到一种径向支撑的加强作用，相当于一个加强圈。为此可以作为外压圆筒计算长度的一个支撑点，，即计算基点。对由两个椭圆封头与圆筒组成的外压容器，圆筒的外压计算长度等于圆筒的长度+两倍椭圆封头的直边段长度+两倍椭圆封头曲面深度的1／3。

椭圆封头在外压作用下，底边和过渡区不会发生失稳，但在中心部分的“球面”部分，会产生较大的压缩薄膜应力，为此仍须进行稳定计算。其计算可近似将该部分视作一球冠，据其当量球壳半径，按外压球壳进行计算。对标准椭圆封头，中心部分的当量球壳半径，Ro=0．9Do，式中：Do--椭圆封头外直径，0．9---当量球壳系数。不同a／b比值的椭圆封头的当量球壳系数K见GBl50--98的表7-2。

7．椭圆封头开孔补强计算

由上知，椭圆封头的厚度是根据其最大应力部位应力计算得出。由于封头的最大应力部位在过渡区或底边，由薄膜应力加弯曲应力构成，而封头中心的“球面”部分，弯曲应力很小，基本上均为薄膜应力。为此当在椭圆封头中心球面部分开孔，进行补强计算时，其开孔削弱的面积计算中，“封头的计算厚度”可取该部分的当量球壳计算厚度(此计算厚度小于椭圆封头的计算厚度)。以此可以减小补强面积。椭圆封头中心球面部分的当量球壳半径的计算方法同前。当量球壳厚度按GB15-=98式(8—2)计算。

只有当开孔位于过渡区时，开孔削薄的补强面积计算中，才取椭圆封头的计算厚度。

总之，椭圆封头因“趋圆现象”，使之变形、应力和计算较球壳及圆筒为复杂。

8．碟形封头的特性、应力及计算

碟形封头的特性、应力及计算与椭圆封头极为相似，只是其为由两个曲率不同的壳体组成(中心球面部分为球壳，周边部分为环壳)，受力情况不如椭圆封头。

碟形封头厚度计算公式的出发点与椭圆封头类似，只是将其中的封头形状系数改为M。

M为碟形封头上的最大应力(包括薄膜应力与弯曲应力之和)与中心球面部分的薄膜应力的比值。

故仿照椭圆封头，可得到碟形封头的厚度计算式δ=

式中：Ri一碟形封头球面部分的半径。此公式同样是偏保守的。

碟形封头在内压作用下，同样具有“趋圆现象”，为防止失稳，也有最小有效厚度的限制。

当其中心球面部分的半径置Ri与过渡区半径r之比Ri／r>10时，M很大，且极易失稳，为此标准中对此加以了限制。

碟形封头在外压作用下，同样会“趋扁”，故对与之相接的圆筒也起到径向支撑作用，可作为圆筒外压计算的一个计算基点，为此当其与圆筒相连时，圆筒外压计算长度的确定中，也考虑1／3的碟形封头的深度。

其中心球面部分的外压失稳计算同椭圆封头，都以当量球壳进行计算。

碟形封头在开孔补强时，开孔所需补强面积的计算中，同样分两种情况：

当开孔位于中心球面部分时，确定所需补强面积的“计算厚度”取球壳计算厚度。开孔位于过渡区时“计算厚度”则取碟形封头的计算厚度。

6-3  圆筒与半球形封头、椭圆封头、碟形封头、锥形封头连接时的边界效应

1．边界力的形成

圆筒与半球形封头、椭圆封头、碟形封头相连接时，在内压P作用下，如解除它们间的相互约束，由于各壳体的应力情况不同，则它们边缘的自由位移也是不同的。为了使它们连接点的位移(径向)能保持连续(不发生“开裂)则通常要产生一对边界横剪力Q(见图1)。相邻两壳体在Q作用下，壳体端部都要发生偏转，在解除相互约束的情况下，它们端部各自的自由偏转通常也是不一致的。为使其连接端面的偏转角保持连续，即端面互相贴合，则通常在边缘上又会产生一对力矩M(见图1)。

以上相邻元件间为了满足变形协调产生边界力的现象，称为边界效应。

边界力Q和M对两壳体引起的应力，称边界效应引起的弯曲解。其与壳体薄膜解的薄膜应力相叠加形成壳体的最大应力。由于边界力引起的应力属二次应力，其最大应力的控制值可达3[σ]。

以上边界力Q及M的大小取决于相连两壳体的自由变形差及两者抵御变形的刚度差。

圆筒体与半球形封头、椭圆封头、碟形封头相接时，由边界效应引起的弯曲解与薄膜解叠加后，并不形成很大的局部应力，不会发生失去安定的问题，所以圆筒和封头的厚度仅按各自元件的计算厚度即可满足强度要求。但在圆筒与锥形封头相接时，边界上会引起很大的局部应力，极易引起边界的不安定问题。此时，圆筒和封头按各自强度计算的厚度不能满足边界的安定强度条件。为此其厚度就应按计及边界效应后的一次+二次应力的总应力强度以安定控制条件(3[σ])或局部薄膜应力强度按1．1[σ]条件进行确定。

圆筒与球形封头、椭圆封头、碟形封头相接时，各元件的厚度可按各自的计算厚度确定；而圆筒与锥形封头相接时，在连接处附近两元件的厚度则通常为由边界效应引起的局部应力所控制，其间存在设计准则的差异。    以下分别对圆筒与上述三种封头相接情况的边界效应进行分析。    、

2．圆筒一半球形封头的边界效应

对于由等厚的圆筒与半球封头组成的容器，在内压P作用下，由于球壳中的应力只有圆筒环向应力的一半，应力水平低，则变形必然较小。故球壳边缘的自由径向位移(膨胀)就小于圆筒的径向位移，由此产生的自由位移差△由薄壳理论知：

△=△筒—△球=

式中：P——内压力；

    R——圆筒内半径；

    E—材料弹性模量；

 　 δ—圆筒球壳厚度；

    μ——材料泊松比。

在圆筒与半球封头等厚的情况下，两者在横剪力Q作用下，它们端部所发生的自由偏转角极其接近，即端面的偏转相当一致，为此无需附加边界力矩M进行协调，即M=0，端面间的偏转角已能保持连续。因此在圆筒与半球封头的连接边界上只有Q的作用，且因两壳体的径向刚度极为接近，则在Q作用下，两者将各产生一半的位移差(△／2)，即使它们的径向位移保持连续。由此可以解得边界横剪力：Q=

式中：P——内压力；

k—壳体常数  k=

    R、δ、μ意义同上式。

圆筒在Q作用下，端部被向内扳回，周向发生缩短，则其周向薄膜应力反而比发生自由膨胀时减小。但同时由于Q的作用，使圆筒在经线方向发生弯曲变形，从而产生经向弯曲应力。此经向弯曲应力与圆筒经向(轴向)拉伸薄膜应力相叠加构成圆筒的最大轴向应力。据Q作用方向，判知最大应力发生于圆筒外表面(但不在端部)，其值σx二1．293·PR/2δ。因一般控制PR/δ=[σ]，则σx=1.239/2XPR/δ=0.647[σ]。即σx为圆筒周向薄膜应力的0．647倍。由于此应力为由一次轴向薄膜应力与二次轴向弯曲应力构成，其许用值可达3[σ]。可见σx离控制值甚远。 

圆筒在边界力Q作用下，端部产生径向收缩，使其周向薄膜应力反而减小。但圆筒在边界力作用下，在离端部一定距离处(见图1中的A点)，会出现挠度反弹，引起较总体薄膜变形为大的径向位移，在“反弹区”造成较大的局部环向拉伸薄膜应力。且此区由于尚存在轴向弯曲应力，通过泊松效应的作用会产生周向弯曲应力，其弯曲应力与较大的周向局部薄膜拉伸应力相叠加，形成圆筒的最大周向拉伸应力。由Q作用方向，判知该最大周向应力发生于圆筒外表面，其值σθ=1．032·PR/δ。因一般控制PR/δ=[σ]，则σθ=1.032[σ].可见圆筒上的最大周向应力仅比圆筒一次周向薄膜应力大0．032倍。由于其由一次+二次应力构成，故也与其许用值3 [σ]相距甚远。

为此在圆筒与半球形封头相接时，只要控制圆筒的一次总体(周向)薄膜应力≤[σ]，则由边界效应引起的二次应力，便自动得到控制，即<3[σ]，故对二次应力无须另行考虑。

作用于球壳边缘的Q对球壳引起的应力情况与圆筒相类似，且当球壳与圆筒等厚的情况，球壳中的一次薄膜应力水平低于圆筒，则考虑边界力Q作用后，球壳的应力水平也低于圆筒，即其二次应力也是能自动得到控制的。

以上分析是基于球壳与圆筒等厚的情况，当球壳厚度按1倍[σ]确定时，球壳与圆筒的最大应力水平相同，则其端部的自由变形趋于接近，为此其边界力Q将更小。由理论分析知，此时Q=P/41.7k，即此时Q只有“等厚情况”时Q=P/8k的1/5还不到，由此对圆筒和球壳引起的应力也将降至1/5。诚然此时由于球壳与圆筒厚度不等(相差一半)，它们在Q作用下，端部的自由偏转角不相等，则会引起附加力矩M。但据分析知，此值甚小。为此圆筒中的二次应力更不成问题。相应球壳中的二次应力也能自动得到控制(<3[σ])。

但须注意的是：由于圆筒与球封厚度相差一半，按一般制造要求，须对圆筒端部进行削薄处理，为此造成圆筒端部的一次周向薄膜应力超限。为解决它们的连接过渡问题，因此需采取“局部加厚球壳”的特殊结构处理，，详见GB150图Jl。

3．圆筒与椭圆封头连接时的边界效应

对于由等厚的圆筒与标准椭圆封头组成的容器，在内压P作用下，由于封头趋圆，使圆筒与封头产生较大的变形差△，由壳体理论知：

△=△筒—△椭=

式中：b——椭圆封头短轴半径

    对标准椭圆封头a／b=2

故：△=

由于圆筒与椭封等厚，椭封端部在Q作用下的偏转角与圆筒的偏转角极为接近，故它们的连接边界上M=0。即在圆筒与椭封的连接边界上只有Q的作用。

由壳体理论分析知，此时Q=P/2k, 此剪力为圆筒与球壳相接时剪力Q=P/8k的4倍。

由于较大的Q使圆筒端部向内扳回较多，则圆筒端部的局部周向拉伸薄膜应力更趋减小。诚然此时Q会引起较大的经向(轴向)弯曲应力，其与圆筒轴向一次拉伸薄膜应力相叠加，构成最大轴向拉伸应力，由Q作用方向判知最大应力发生圆筒外表面。

据理论分析知，其值σx=2.172。当控制在[σ]时，则σx=1．086[σ]，此应力仅比圆筒一次周向薄膜应力大0．086倍。由于其为一次+二次应力构成，故距许用值3[σ]甚远。

圆筒在边界力Q作用下，端部产生径向收缩，使其周向薄膜应力反而减小。但圆筒在边界力作用下，在离端部一定距离处，会出现挠度反弹，引起较总体薄膜变形为大的径向位移，在“反弹区”造成较大的局部环向拉伸薄膜应力。且此区由于尚存在轴向弯曲应力，通过泊松效应的作用会产生周向弯曲应力．其弯曲应力与较大的周向局部薄膜拉伸应力相叠加，形成圆筒的最大周向拉伸应力。

由Q作用方向判知，最大拉伸应力发生手圆筒外表面。其值据分析知：σ=1.128,即为1．128[σ]。可见，圆筒上的最大应力发生于周向，其值也离3[σ]相距甚远。  

标准椭圆封头与圆筒连接后，实际上可起到一种互为加强的作用。由于连接边界上剪力的作用，使两者分别产生与各自在压力作用下所产生的径向位移相反的位移。其结果使封头底边附近的径向收缩得到减小；对圆筒则是在边缘附近的径向膨胀得以减少。从而使它们的连接点能保持在圆筒(也即封头)的初始直径位置附近。因此使两者在连接处附近较大区域中的周向局部薄膜应力均同时下降：对封头来说是周向压缩薄膜应力得以减小，对圆筒则是周向拉伸薄膜应力得到减少。对封头和圆筒的周向应力强度都十分有利。(诚然，圆筒在“挠度反弹区”会产生较大的环向应力，但应力水平十分低下，距其许用值相当“遥远”，故也不存在问题)

同时，原椭圆封头过渡区在内压作用下因产生径向收缩存在周向压缩稳定问题，由于受到圆筒的径向支撑作用，相当于设置了一加强圈，从而使其稳定性得到提高。所以圆筒与椭封相连后，因它们的径向变形互补，从而它们的周向应力也互为受益。

当它们在外压作用时，其周向应力也同样互为受益。此时在椭圆封头过渡区产生周向拉伸薄膜应力，它对在外压作用下的圆筒，起到一种径向支撑作用，从而提高圆筒的稳定性。反过来圆筒对封头的反向作用，使封头底边附近的周向拉伸薄膜应力得以减小。所以无论对圆筒的稳定或是对封头的强度都产生有利的作用。

诚然，圆筒与椭圆封头间的剪力，使两者都产生较大的轴向弯曲应力。但对圆筒来说，因其一次总体轴向薄膜应力水平并不高，(只为总体环向薄膜应力的一半，相当于0．5扫[σ])，故即便其与轴向弯曲应力叠加后，其最大总应力也才达到1．086倍的[σ]，  (绝大部分区域的总应力则都未达到[σ]。而其相应的许用值按应力分类法可达3[σ],可见其安定问题是足有保障的。

此外对椭圆封头来说，封头边缘的剪力在过渡区产生较大的经向弯曲应力，在与相应的经向薄膜应力叠加后，构成封头的最大应力，但其应力水平仅比圆筒总体环向薄膜应力高出不多。由于现标准中将此总应力按1倍许用应力进行控制，故得稍大的封头计算厚度。如按应力分类的准则，则此总应力可按3[σ]进行限制，则封头的厚度尚可减薄，且最大总应力距离其安定控制值有极大余地。

总之，标准椭圆封头与圆筒连接后，在它们连接处附近的周向应力都得到缓和，经向应力虽有所增大，但因其一次经向薄膜应力水平不高，故叠加后的总应力超出圆筒一次周向薄膜应力(即[σ])并不多。椭圆封头与圆筒的连接可谓是“最佳搭档”，无论在内压或外压作用下，都使它们处于互为有利的状态。·这就是椭圆封头为压力容器广为采用的一个重要原因。

4．两种边界效应的比较    ‘

圆筒与椭圆封头相连时的自由变形差跟圆筒与球封相连时的变形差之比K

  为：    对标准椭圆封头K=4

即圆筒与椭圆封头相连接时的边界应力径向位移差为圆筒与球形封头相边时位移差的4倍。其边界力也增大到4倍（此时球壳与圆筒等厚）。

相应由于横剪力Q增大4倍，则由此引起的圆筒轴向弯曲应力，周向弯曲应力也都都增加了4倍。由于这部分应力数值不高，在基与一次薄膜应力相叠加后的合成应力：

对圆筒轴向拉应力只提高到2.172/1.293=1.68倍，圆筒的周向拉应力只提高到1.128/1.032=1.09倍。

圆筒与球壳相接时，圆筒上的最大应力(周向应力)是圆筒一次周向薄膜应力的1．032倍。而圆筒与标准椭封相接时，圆筒上的最大应力(周向应力)则为圆筒一次周向薄膜应力的1．128倍。这些应力都远小于它们的相应控制值（3[σ]）。故圆筒与半球形封头、椭圆封头等相接时，圆筒的厚度只须按一次总体薄膜应力并控制在1倍[σ]水平进行确定，而不必另行考虑其边界效应的二次应力的问题。

当圆筒与碟形封头连接时，其边缘应力情况与相当的椭圆封头情况相接近，其边界效应引起二次应力也都不会形成问题，故不必另行考虑。圆筒与椭圆封头、碟形封头相连时，封头的边界效应情况见6-2。

需指出的是：圆筒与锥形封头、非半球形封头及平盖连接时，其边界效应引起的局部二次应力可成为圆筒厚度的控制因素。为此其时圆筒厚度的确定既要计及一次总体薄膜应力，又要考虑二次应力的作用，且圆筒的最终厚度可能由后者所确定。

5．圆筒—锥形封头的边界效应

圆筒与锥形封头连接时，边界上的局部应力可由两部分组成：一是由于其间经向薄膜力方向发生变化造成横剪力的作用而引起的应力；二是由于两者薄膜自由径向位移不同，因变形协调造成的横剪力及弯矩引起的应力。

以上两部分应力在锥壳大小端及与之相接的圆筒中，有时是互相叠加，有的是互相抵减，加上其连接部位存在峰值应力，故使应力分布情况较为复杂。但其中两壳体经向薄膜力方向不一致，这一因素起着很大的影响作用。现就其控制应力的原因分析如下：

圆筒与锥形封头相接时，由于圆筒的轴向薄膜力与锥形封头(无论大端或小端)的经向薄膜力方向不一致，为此在锥壳端部存在横剪力P1、P2的作用(见图2)。

圆筒作用于锥壳大端的垂直轴向力T2，在锥壳上可分解为两个分量：沿锥壳母线方向的分量N2和垂直轴线方向的分量P2。沿母线的分量N2，在锥壳中产生经向薄膜应力。垂直轴线的分量P2则对锥壳母线产生经向弯曲作用，使锥壳大端的径向产生收缩，一方面产生经向弯曲应力，另一方面使锥壳的环向薄膜应力相对减小，使锥壳大端环向薄膜应力得到缓和。但因经向应力增大，致经向应力问题突出。该弯曲应力随锥顶角a的增大而加大，其与经向薄膜应力相叠加，极易使经向总应力超过3 [σ]的安定控制值，从而使圆筒与锥壳大端连接处的厚度通常为此强度条件所控制。

只有当锥顶角。很小时，由于垂直分量很小，经向弯曲应力水平很低，经向总应力才不会超过3C[σ]，其时圆筒和锥形封头大端的厚度方可按各自薄膜应力所计算的厚度确定。

在圆筒与锥壳小端连接处，圆筒作用于锥壳的垂直轴向力T1，对小端分解为两个分量：沿母线分量NI和垂直轴线的分量Pl。    ’

沿母线分量Nl，在锥壳中产生经向薄膜应力，垂直分量Pl则引起母线弯曲，使锥壳小端经向发生扩张，它一方面引起经向弯曲应力，另一方面使锥壳小端产生附加的环向拉伸薄膜应力。此环向薄膜应力与锥壳小端受压力垂直作用产生的一次环向薄膜拉伸应力相叠加，很容易超过其控制值1[σ] (此环向薄膜应力与圆筒和椭圆封头间的边界效应引起的局部薄膜应力性质不同，故控制值为1[σ])。为此通常锥壳小端环向局部薄膜应力强度问题突出，使圆筒与锥壳小端的厚度往往为此强度条件所控制。

只有当a角很小时，由于垂直分量甚小，其局部环向薄膜应力才不会超过1．1[σ]。此时，圆筒和锥壳小端的厚度方可按各自薄膜应力强度所计算的厚度确定。

GBl50中决定锥壳大小端厚度的应力增值系数Q的曲线就是按以上准则绘制的。

为节省锥壳用材，当锥壳较长时，允许锥壳由不同厚度的锥壳段组成，但其大端及小端的锥壳段(加强段)须有足够的长度。由于锥壳大端系经向弯曲应力所控制，该应力的衰减长度较大，故加强段长度取不小于2  。

锥壳小端的局部应力系由局部环向薄膜应力所控制，此种应力的衰减长度相对较短，故加强段长度可取不小于。。略去锥壳大小端直径的差别，锥壳大端加强段长度相当于是小端长度的1．414倍，体现了两种应力的衰减特点。

圆筒一锥壳连接与圆筒一椭圆封头连接相比较，由于前者两者壳间的轴向(经向)薄膜力方向不连续，使两者的应力大为增加，为此常需增设加强段。当锥顶角较大时，加强段需很厚，设计很不经济。为有效降低锥壳大小端厚度，

可采取带折边的结构。锥形封头上折边圆弧区的存在，极大地缓和了连接处的局部应力，故封头厚度可大为减薄。锥壳大端折边过渡区的厚度可按当量碟形封头近似计算。

6-4  压力容器开孔补强设计分析

6-4-1  开孔补强设计概述

为满足工艺操作、容器制造、安装、检验及维修等要求，在压力容器上开孔是不可避免的。

容器开孔以后，不仅整体强度受到削弱，而且还因开孔引起的应力集中造成开孔边缘局部的高应力。因此压力容器设计中必须充分考虑开孔的补强问题。

GBl50给出了通常压力容器壳体及平盖上的开孔补强方法。所考虑的开孔容器部件有：圆筒壳、球壳(包括碟形封头上的球面部分)、锥壳、椭圆形封头及平盖。

为避免开孔引起更高的应力集中，GB 150规定开孔的形状仅限于圆孔和长短轴之比<2的椭圆孔或长圆孔。

容器开孔以后，强度必然受到削弱，但由于容器厚度在设计中可能存在一定的裕量，因此可利用其强度裕量，允许不另行补强，判别条件见8．3条。当开孔超出该条件时，则必须通过计算来判断是否需要予以补强。

容器补强可以有以下方式：

a．补强圈补强

b．厚壁管补强

c．整体补强(包括增加壳体厚度)

补强圈结构由于与被补强壳体间存在较大的不连续性因此，对其适用条件进行了限制，详见GBl50 8．4．1条。

开孔补强的计算方法分为两种：

a。等面积法(GBl50)

b。密集补强法(另一方法，JB4732)

由于两种补强方法均以千定的假设为前提，因此有各自酌限制条件：

a．等面积法：该法是以受拉伸的开孔大平板作为计算模型的，即仅考虑容器壳体中存在的拉伸薄膜应力，且以补强壳体的一次总体平均应力作为补强准则。当开孔较小时，开孔边缘的局部应力是以薄膜性质的应力为主的，因此上述假设可以适用。但随着壳体开孔直径增大，开孔边缘不仅存在很大的薄膜应力，而且还产生很高的弯曲应力，故对该方法须规定适用条件。各种壳体上所允许开孔的最大直径见GBl508．2条的规定。

b。密集补强方法(另一方法)：此法是以壳体极限分析为基础的，相对等面积法合理得多。但须受开孔壳体和补强接管的尺寸限制，壳体适用条件见JB4732 10．3．1条。

等面积法是压力容器开孔补强计算中应用最广泛且较简便的方法，有关内容简述如下：

等面积法顾名思义是：壳体截面因开孔被削弱的承受强度的面积，须有补强材料予以等面积补偿。其实质是壳体截面因开孔丧失的强度，即被削弱的“强度面积”A乘以壳体材料在设计温度下的许用应力[σ])^t，即A[σ])^t ，应由补强材料予以补偿。当补强材料与壳体材料相同时，则补强面积就等于削弱的面积，故称等面积法。对补强材料与壳体材料不同的情况，当补强材料的许用应力小于壳体材料时，应按壳体材料与补强材料许用应力之比增加补强面积；反之，所需补强面积也不得减少。

壳体开孔以后，在开孔边缘产生局部高应力。根据局部应力的分布衰减规律，在离开孔边缘较远处其应力便恢复到正常水平。为有效发挥补强材料的强度，补强材料应设置在开孔附近的高应力区域，即有效补强范围内。

有效补强范围分布在开孔壳体和接管两部分上。

开孔壳体上的有效补强范围：主要是以受拉伸开孔大平板的孔边应力的衰减情况进行考虑的，即补强范围取为2倍开孔直径。 

接管上的有效补强范围：是以端部受均布载荷的圆柱壳的边缘应力的衰减情况进行考虑的，即补强范围取(d一开孔直径，δnt接管名义厚度)。

补强计算时，在有效补强范围内的所有多余面积(即有效厚度提供的面积扣除壳体或接管本身强度所需的面积)均可作为补强面积。

容器壳体及平盖因开孔削弱须补强的面积，按CBl50 8．5的规定。

以上计算是以容器单个开孔，即开孔不受邻近开孔的影响的情况为基础的。当相邻开孔间距小于两倍开孔平均直径时，开孔补强计算要求见CBl50 8．8条。

对开孔率超过规定的大开孔，可采用应力分析法、试验验证方法及对比经验方法进行设计。

6-4-2  壳体与平板开孔补强的区别

平板在内压力作用下(外压力情况亦同)，板中产生的是弯曲应力，即一次弯曲应力。平板开孔以后，由于抗弯截面系数减小，抗弯强度受到削弱。为此对板的补强准则为：应使补强后平板的弯曲强度与开孔前保持不变。

当补强材料与平板材料相同时，则意味着应使补强后板的抗弯截面系数与开孔前保持不变。这是与壳体开孔补强要求的不同之处。设一圆平板如图所示： 板厚为占δo，直径为do，在板中心，开设直径为d的孔，补强材料的厚度为δ，补强板直径与平板相同。

则：圆平板开孔前的抗弯截面系数  Zo=

圆平板开孔后与补强板(焊成一体)的组合抗弯截面系数为：

    Z/Zo==（1-d/do）(1+δ/δo)²。 

平板开孔被削弱的截面积Ao=dδo

补强板的截面积A：(d。—d)δ

设补强面积与开孔面积之比为k

    k=A/Ao=(do-d)δ/dδo

根据平板开孔补强准则，则有Z/Zo=1 即：（1-d/do）(1+δ/δo)²=1

将（2）式代入（3）并以简化后可得k与d/do的关系式：

  k²-2(1-do)k+(1-do/d)=0

求解该一元二次方程，得

    k=(1—do／d)士√(1—do／d)²—(1—do／d)

    因k必为正值，故

    k=(1—Jo／d)+√(1—do／d)²—(1—do／d)

可见平板开孔所需补强面积A与开孔面积Ao之比k，随平板直径do与开孔直径d之比do／d而变化。取do／d不同值，可得相应A值如下表。

┌────┬────┬────┬────┬────┬────┬────┐

│  do／d │    1．5│    2   │    4   │    6   │    8   │    10  │

├────┼────┼────┼────┼────┼────┼────┤

│    A   │  0．366│  0．414│  0．464│  0．477│  0．483│  0．487│

└────┴────┴────┴────┴────┴────┴────┘

由于平板开孔有效补强范围取为2倍开孔直径，即补强板直径do取2d，do／d=2，故相应之应k=；0．414，即平板开孔所需的补强面积仅需开孔削弱的强度面积的0．414倍。为此，标准中规定了平板所需补强面积为0．5倍的被削弱的强度面积。这实际上已是偏于安全的要求。

以上所述即是平盖开孔直径d≤0.5 Di  (Di一圆平板直径)且采用补强板的情况。当d>O．5Di时，由于圆平板被开孔以后，板截面宽度较小，此时，“圆平板”已趋向圆环(板截面的宽度与板厚相当)，其受力状况与圆环相接近，故宜按法兰进行计算。

由以上分析可知，就标准8．6条的计算方法，平盖开孔所需补强面积比相应壳体开孔所需补强面积可少一半，乃是两种不同补强要求引起的结果。

6-4-3  内压容器与外压容器开孔补强的区别?

答：由于外压容器失稳时表现为周向弯曲，因此对壳体开孔的补强准则，即与平板相同。为此标准8．5．2条对外压容器开孔补强面积仅取0．5倍的开孔削弱的“稳定面积”，可谓半面积法。其与内压容器的等面积补强正好相差一半。

平板受力方式不分内压、外压，都是承受弯曲应力，只不过两者应力方向相反而已。其开孔补强要求是相同的，故可按内压平板进行计算。

6-4-4  等面积法与另一方法的比较?

答：等面积法，由于仅从计算截面的一次平均应力概念出发，只考虑壳体计算截面的承载能力与内压力的平衡，因此是属于满足静力强度的简单方法。它对开孔结构安定性的保障是通过双向受拉伸的无限大平板开孔问题所导出的孔边应力集中系数<3的模型近似加以考虑的。不过，此法由于经过长时间的使用实践，对一般压力容器使用条件也能满足安定性要求，因此在工程设计中有着广泛的应用。

此法因未涉及峰值应力的疲劳强度问题，因此不适用于有疲劳强度要求的开孔设计。    ．

另一方法是从“安定性”概念出发，将局部高应力点的虚拟应力限制在2σ_S以内以内，从而使开孔接管区保持安定。

等面积法是建立在一次加载方式下静力强基础上的补强方法，以“大平板”作为计算模型，且以整个壳体计算截面的平均应力的概念进行计算；“另一方法”的模型和分析结果比较符合实际开孔的情况，计算较为合理，一般计算结果所需补强的面积也比等面积为小，相对较为先进合理。但是由于对开孔直径和形状、补强结构和材料有苛刻限制，故使本方法的应用受到很大制约。

6-4-5  等面积法与压力面积法的比较?    ’

答：压力面积法是西德AD规范中采用的开孔补强方法，其适用范围可较等面积法为大。当开孔率超出等面积法适用范围时，HG则推荐采用该法进行设计。

其实，压力面积法与等面积法一样，都是基于静力强度，且以壳体截面的承载能力与内压力相平衡为准则的计算方法。两种计算方法虽然形式不同，但实质是完全相同的。关于两种计算方法的详细比较见“压力面积法开孔补强设计方法分析”一文(《石油化工设备技术》1987年1期)。

应指出的是：这两种计算方法中对壳体有效补强范围的取法是不同的。

等面积法：对壳体有效补强宽度月取为2倍开孔直径d，即B=2d，这是以大平板开孔的应力集中分布范围进行考虑的。

压力面积法：对壳体有效补强范围B的取值是以壳体边界效应的局部应力衰减范围进行考虑的。即B=，其中：D—壳体内径，δ一壳体有效厚度。

可见等面积法的壳体有效补强宽度B直接与开孔直径相关。压力面积法的壳体有效补强宽度B与壳体直径及厚度有关。因此对较大直径的壳体上较小的开孔，压力面积法的有效补强宽度召可比等面积法大得多。反之，对较小直径的壳体上较大的开孔，等面积法的B则比压力面积法的B为大。

由于有效补强宽度B直接影响有效补强面积的大小，故关系到所需补强面积的多少。对一般较大直径容器上的接管，由于往往大于d，因此压力面积法的有效补强宽度B较大，有效补强面积相应较多，则所需补强的面积就较少。由此产生压力面积法比等面积法先进的看法，实际上仅是一种误解。

特别应强调指出的是：

压力面积法和等面积法一样，都不适用于有疲劳强度要求的开孔补强计算。

当开孔率超出CBl50的规定范围时，应考虑进行详细的应力分析或有成功使用经验的对比经验设计。  

6-4-6确压力容器开孔的强度问题

(1)开孔引起的应力

压力容器壳体开孔以后，可引起三种应力： 

a．局部薄膜应力 

压力容器壳体一般承受均匀的薄膜应力，即一次总体薄膜应力。壳体开孔以后，使壳体上开孔所在截面的承载面积减少，使该截面的平均应力增大。开孔边缘应力分布的特点是应力分布很不均匀。在离开孔边缘较远处，应力几乎没有变化，而增大的应力则集中分布在开孔边缘。由此在孔边引起很大的薄膜应力，即所谓的局部薄膜应力。

b．弯曲应力    -

容器开孔以后，一般总需设置接管或人孔等，即有另一个壳体与之相贯，相贯的两个壳体在压力载荷作用下，各自产生的径向膨胀(直径增大)通常是不一致的。为使两部件在连接点上变形相协调，则必然产生一组自平衡的边界内力(包括横剪力与弯矩)。这些边界内力将在壳体的开孔边缘及接管端部主要地引起局部的弯曲应力，属于二次应力。

c．峰值应力

在壳体开孔边缘与接管的连接处还会产生一种由于应力集中现象造成的分布范围很小，而数值可能很高的应力，称为峰值应力。

可见，压力容器壳体由于开孔使开孔边缘造成了比较复杂的强度问题。

(2)不同应力对应的破坏形式

容器在压力载荷下产生的一次总体薄膜应力是最基本的应力，是为平衡压力载荷所产生的。这种应力如超过材料的许用应力达到材料屈服点，则容器将产生很大的变形(径向膨胀)，如不计壳体材料的应变强化效应，则壳体材料发生塑性流动，导致容器爆破。这种破坏是在一次加载条件(方式)下就发生的，称为静力强度失效。

由于相贯壳体变形协调产生的边界内力引起的局部弯曲应力具有自限性，不会使容器在一次加载条件下发生破坏。但它可能在多次加载条件下，即多次加压卸压的加载方式下，造成开孔附近的局部破坏。即发生所谓失去安定性的塑性疲劳破坏(大应变疲劳破坏)。

由于应力集中现象引起的峰值应力不会使容器在一次或多次加载方式下发生破坏，但可能在频繁的加压卸压的反复加载方式下，使开孔接管的连接部位首先出现裂纹，继而扩展，最终导致容器开孔附近的破裂，称为疲劳破坏。

容器中上述几种应力虽然是同时存在的，但其破坏形式则是与加载方式(加卸压循环次数)密切相关的。因此，压力容器强度设计，首先应根据容器使用条件的加载方式(一次、多次或反复加载)确定所应考虑的破坏形式，然后区别对待和处理各种应力，以确保容器的安全使用，又使设计费用经济合理。

(3)压力容器的加载方式与设计要求

一次加载方式的压力容器，其强度仅需满足一次总体薄膜应力的静力强度要求，可不考虑二次应力的安定问题及峰值应力的疲劳问题。事实上仅承受一次加载方式的压力容器几乎是不存在的。通常的压力容器在其整个使用寿命中，往往每使用(加压)一段时间(如半年不等)后，需进行一次卸压检修。因此一般容器是以多次加载方式进行工作的。对这类压力容器的强度设计不仅应满足一次总体薄膜应力的静力强度要求，而且尚须满足局部应力的安定性强度要求，但可不计峰值应力的疲劳强度问题。

对于少数频繁加载卸载工作条件下的压力容器，如每经数小时就需卸压加压一次，其强度设计不仅需要满足一次总体薄膜应力的静力强度要求和局部应力的安定性要求，而且尚应计及峰值应力并满足疲劳的要求。

可见容器使用条件的加载方式不同，设计所应考虑的应力及强度条件也不同，从而设计中所采用的计算方法也有很大的区别。

为满足一次静力强度要求的压力容器壳体的强度计算方法，如球壳、圆筒、锥壳等可由简单的静力平衡条件导出，较为简便。

为满足二次应力安定性要求的压力容器强度分析，一般需由基于弹性板壳理论的分析方法导出，较前复杂。

而须计及峰值应力疲劳强度的计算，则往往须依赖有限元进行分析。不仅分析难度较大，计算成本也大为提高，但这是为确保压力容器的安全运行所必须的。至今国内外由于疲劳强度问题引起的压力容器的爆炸事故已不鲜见，故切不可等闲视之。 

所谓压力容器的疲劳设计，实际上主要地就是指开孔部位的疲劳强度校核。因为压力容器上应力最高的部位，通常即在开孔接管附近。如该部位的疲劳强度能满足要求，则其它部位的疲劳强度一般也就不成问题了。

(4)峰值应力破坏问题   

在此所谓的峰值应力是通过疲劳形式破坏的过程，是指材料在塑性状态下的失效行为。它并不适用于材料发生脆性断裂的情况。

当材料在发生脆性断裂时，无论一次应力，二次应力和峰值应力都是同样起破坏作用的。只要局部区域的应力总值达到某一数值，即可能形成裂纹，并不断扩展引起脆断。所以在有脆性破坏可能的情况下，即使不存在疲劳的可能，但对结构的峰值应力也要予以消除。为此对低温容器(在不存在疲劳操作的情况下)要采取消除峰值应力的措施：如对接管端部等结构突变处打磨圆角，防止焊缝咬边等。

同样对屈强比高的高强钢(σb>540MPa)和CrMo钢等对脆性较敏感的材料制造的容器也要求对接管端部等打磨圆角及限制焊缝咬边等。其目的都是为了避免峰值应力的存在，以降低结构的总应力水平，对防止材料脆断是很重要的。

此外，对存在应力腐蚀情况的容器。由于应力腐蚀主要与应力的大小相关：材料在高应力下会引起金属晶格的扭曲，降低电极电位，造成应力腐蚀。与应力的性质(一次、二次、峰值)关系不大，故从防止应力腐蚀的角度出发，也应尽量消除高应力(峰值应力)的存在，故对容器的高应力部位应进行打磨圆角等处理，以消除峰值应力，降低材料的总应力，提高设备的抗应力腐蚀的能力。

为全面降低容器结构中的高应力，防止脆断等的发生。容器上另一个必须消除的高应力源是焊接残余应力。焊缝残余应力是不可避免的，其应力水平很高，且焊接应力随板厚更甚，根据试验测定，这种应力水平可达到材料的屈服限。如此高的应力对存在脆断及应力腐蚀可能的容器是必须避免的。为此对低温容器和高屈强比的塑性并不很好的材料制造的容器及有应力腐蚀可能的容器，往往要求进行焊后消除应力的热处理。

但反过来，焊接残余应力，虽然可能很高，但它是焊接过程残留的，不会发生交变，其对容器的疲劳破坏来说；并不产生大的影响。材料疲劳破坏过程主要与交变应力的应力波动幅值有关。而残余应力并不波动，故对疲劳破坏不会有大的作用。为此对疲劳容器并无进行焊后消除应力的热处理要求。

可见同样对应力来说，它对脆性破坏的影响大于对塑性破坏的影响。在脆性破坏和应力腐蚀时，应力不分一次、二次和峰值，也不分是交变还是“恒定”，只要应力的总值达到一定值，就可能发生脆断，或应力腐蚀。应力对塑性破坏来说，则按应力的性质分为一次、二次、峰值，其破坏还与载荷的交变方式相关，不同加载方式有不同的破坏形式。对峰值应力来说，还必须是交变“频繁”时才起作用，为此对既非低温又无应力腐蚀且也不存在疲劳破坏可能的容器，对峰值应力并不计较，故也就不必要求打磨圆角等。

    相比之下，在有脆断可能的情况下，对应力的限制更为严格，故制造要求 (如打磨圆角，不允许咬边和进行消除应力热处理)也相对较严。

6-5法兰设计分析

6-5-1 法兰设计概述

 压力容器法兰分为窄面法兰和宽面法兰两大类型。

窄面法兰是指垫片接触面位于法兰螺栓孔包围的圆周范围内的法兰联接。

宽面法兰是指垫片接触面分布于法兰螺栓中心圆内外两侧的法兰联接。一般仅用于压力很低的场合。

窄面法兰分为内压和外压两种设计情况。外压法兰可按内压法兰进行设计，只是法兰操作力矩的计算略有不同。

窄面法兰按组成法兰的圆筒、法兰环及锥颈三部分的整体性程度分为三种型式。

1．活套法兰：指法兰未能有效地与容器或接管(即圆筒)连接成一整体的法兰。计算中认为圆筒不与法兰环共同承受法兰力矩的作用。法兰力矩完全由法兰环本身来承担。

2．整体法兰：指法兰环、颈部及圆筒三者能有效地连接成一整体结构的法兰，共同承受法兰力矩的作用。

3．任意式法兰：指整体性程度介于上述两者之间的法兰。其圆筒与法兰环虽未形成一整体结构，但能作为一个结构元件，共同承担法兰力矩的作用。

窄面法兰在计算上仅分两种方法，即活套法兰与整体法兰。任意法兰一般应按整体法兰设计，在一定条件下可简化为按活套法兰计算。

活套法兰的计算较为简单，法兰厚度可一次算出。

整体法兰的设计须以试算法进行。

法兰联接设计分为三部分：垫片设计、螺栓设计和法兰本体设计。

1．垫片设计：这是整体联接设计的基础，应根据设计条件和使用介质，选定适当的垫片种类、材质、并确定垫片的尺寸(内径、外径)，以此计算出在预紧和操作两种状态下的压紧力。

2．螺栓设计：在选用适当的螺栓材料的基础上，根据垫片所须的压紧力分别计算螺栓面积，并以大者作为计算面积。实际配置的螺栓面积应不小于该面积。

螺栓设计的关键是须确定一尽可能小的螺栓中心圆直径。具体作法是通过试选合适的螺栓规格和数量来进行。

3．法兰设计：对整体法兰是须通过试算进行的。即在假设法兰锥颈和法兰巧厚度的基础上计算祛兰力矩及各项法兰应力。当应力与相应的许用应力相差较大时，均须调整法兰锥颈或法兰环的尺寸，然后重复计算过程，各项法兰应力小于相应的许用应力，并相接近方为合适。

宽面法兰的计算，不分型式，均按“简支粱”的模型计算。

6-5-2活套法兰与整体法兰的分析比较

平焊法兰按活套法兰的计算中，由于不考虑组成法兰的圆筒和锥颈部分的存在，认为整个法兰力矩是由法兰环本身所承受，因此通常以为法兰环设计厚度较厚。然而实际上，由计算对比表明：对于任意式法兰(平焊法兰)按整体法兰计算的法兰厚度有可能大于按活套法兰的计算厚度。这是因为对于圆筒较薄，焊缝尺寸较小的甲型平焊法兰，实际上存在于其锥颈(焊缝)两端的轴向应力即是很高的。按整体法兰计算，为了使该应力降到许用应力之下，对圆筒厚度不变的情况，则往往需要较大的法兰厚度。

由此可见，按“活套法兰设计，其结果总是偏保守”的说法，未必完全正确。从原则上讲，任意式法兰应按整体法兰计算。按活套法兰的计算；由于忽略了存在焊缝锥颈上的高应力，因此这种算法是较粗略的。为此，对任意式法兰按活套法兰的简化计算须规定限制条件。

6-5-3  甲型法兰与乙型法兰的分析比较

对于甲型平焊法兰，特别是当与其相连接的圆筒较薄时，由于在圆筒与法兰环的焊缝上存在着很高的轴向应力σ_H，为降低其应力，通常可采取两种处理办法：

(1)增加法兰厚度的作法(即采取甲型法兰的设计结构)。由于法兰厚度对σ_H的作用并不明显，因此往往需要增加较大的法兰厚度才能使σ_H满足要求。

(2)采用直接增加圆筒和焊缝厚度的作法(即采取乙型法兰的设计结构)。此法对降低σ_H有明显的效果。计算表明：对某设计条件，由于将圆筒厚度由

5mm改为16mm后，法兰的强度厚度可由48mm降到30mm，充分体现了锥颈的作用。

因此，乙型法兰较甲型法兰有着较大的强度优势，为此乙型法兰的使用范围比甲型法兰扩大了许多。

6-5-4  乙型法兰与长颈法兰的分析比较

乙型法兰由于直接加大了圆筒及锥颈的尺寸，对降低σ_H起着积极的作用。但因一般σ_H的最大值往往发生于锥颈的小端(见左图)的截面上。锥颈小端的σ_H与大端σ_H之比可由计算中的f系数看出。一般f>1，而有的竟达到11．6。为有效地降低此起控制作用的小端σ_H  更为直接的办法是“拉开”小端与大端的距离，即加长锥颈的长度h，使σ_H在锥颈上有较大的衰减，从而使小端的σ_H降低到一定的程度。以满足许用应力的要求。

对于平焊法兰对说，其锥颈长度h取决于焊缝高度；由于焊缝高度是很有限的，这就限制了较大地降低小端σ_H的可能。而锻制法兰可具有较大的锥颈，从而有效地降低其小端的σ_H由设计表明：对某设计条件，由于采用长颈对焊型式后，法兰厚度可由原200mm(乙型法兰型式)，降到125mm，大大地减少了法兰厚度。

因此，长颈对焊法兰比乙型法兰更具有明显的强度优势，故长颈法兰使用压力等级及直径系列范围可远大于乙型法兰

6-5-5  锥颈及法兰环尺寸对法兰应力的影响及调整要领

锥颈及法兰环尺寸对法兰三项主要应力σ_H、σ_R、σ_T的影响关系较为复杂。

图左侧表示了锥颈尺寸(占δ1、h)对法兰三项应力的影响关系：

增加锥颈尺寸对降低σ_H有明显的作用，对σ_T影响较小，而对σ_R则起相反的作用。  

图右侧表示了法兰环厚度δ_f对法兰三项应力的影响关系：增加法兰环厚度，对降低σ_HR有明显作用，对σ_H影响较小，而对σ_T响更小，且作用效果并不肯定。

上述影响关系可见： 

当法兰设计中，σ_H过大或过小时，应采取调整锥颈尺寸的办法，且以δl·调整锥颈厚度。锥颈高度h的调整，应尽可能使f=1为宜。

当法兰的σ_R过大或过小时，应采取调整法兰环厚度的办法，且以δf·调整法兰厚度。

当法兰的σ_T不合适时，宜调整锥颈尺寸。一般文献中推荐调整法兰厚度的作法，·往往会达不到预期的目的。

以上是根据法兰不同应力情况，分别调整“颈”和“环”的作法其出发点即是期望法兰能得到满应力的设计结果。

满应力设计是一种优化设计。

满应力的设计结果，由于其各项应力能分别与相应的许用应力相接近，即结构材料在各个方向的强度都能得到较充分的发挥，因此对一定的载荷情况，其设计具有结构紧凑、受力合理、重量轻、耗材少的优越性，从而达到降低生产成本的目的，体现明显的经济效益。

需指出的是：不遵循满应力设计的法兰与满应力设计结果相比较，两者相差可甚远。就它们的体积或重量而言，可差一倍以至几倍，屡见不鲜。因此法兰的优化设计具有明显的经济效益，详见《螺栓法兰联接的优化设计》、《压力容器法兰的合理设计原理与方法》，《化工设备设计》1987。2期。

6-5-6  外压法兰与内压法兰的比较

外压法兰与其它设计条件相同的内压法兰相比较，其所需螺栓面积较小，法兰力矩较小，因此法兰厚度必然较薄。

因此，一般外压法兰按等同压力的内压法兰选用，其强度肯定是不成问题的。且对压力不高的外压法兰，直接按其压力选用内压法兰也是可行的，不致造成较大的浪费。

6-5-7  宽面法兰与窄面法兰的分析比较

宽面法兰由于垫片沿法兰全宽度接触，压紧面积较大，特别在操作状态下所需的螺栓载荷远较窄面情况为大，所以所需螺栓面积较多。

对于相同的设计条件，宽面法兰所需螺栓面积可达窄面法兰的数倍，螺栓数量大为增加。

但由于宽面法兰的计算模型是将法兰沿宽度视作一简支梁考虑。而窄面法兰是将法兰环作为沿圆周均布作用力矩的环板进行处理。两者相比，宽面法兰的受力较好，因此法兰厚度就较小，当然它是以付出较多的螺栓为代价的。

宽面法兰虽然法兰厚度可以较薄，但所需螺栓太多，在压力较高的情况下，往往会发生螺栓布置困难或因螺栓中心圆直径太大，致使法兰径向尺寸极不紧凑。同时，还因宽面法兰密封效果不甚可靠，因此其仅适用于压力较低，使用软垫片的场合。

6-6  卧式容器设计 

6-6-1  卧式容器设计概述

卧式容器的强度设计计算，受诸多因素影响：如设计压力、设计温度、介质、筒体直径和长度、材料以及容器结构等。在此就鞍座位置、加强圈、鞍座等对容器受力影响作一分析。

鞍式支座支承的卧式容器的强度计算主要是对圆筒的三项应力进行校核。即：。

    a．轴向应力：σ₁~σ₄

    b．周向应力：σ₅~σ₆

    d．切向剪切力：τ

当上述应力不能满足强度要求或不大合理时，通常采取调整鞍座位置(A)、增设加强圈及修改鞍座型式与有关结构尺寸三个有效措施相应加以处理。

为此，以下就鞍座位置、加强圈、鞍座三个方面对卧式容器的受力影响进行分析。并对卧式容器合理设计的几个环节加以归纳。

6-6—2鞍座位置分析 

鞍座位置A系指鞍座形心至邻近封头切线的距离，对非对称型鞍座通常以地脚螺栓孔中心线至封头切线的距离作为A’

鞍座位置是否适当对容器受力情况影响颇大，它是影响容器设计合理与否的一个重要因素。

为使封头对鞍座处的圆筒起加强作用，可取A<0．5R_m,当需调整容器受力状况,，则可适当变动鞍座位置，但A值最大不得大于0．25L，通常不应大于0．2L。一般设计时，可设定A<0．5R_m；但当鞍座平面上设有加强圈，或容器压力较高壁厚较大时、或容器长径比较大时，则A值可较大。

如容器的配管或安装无特殊要求，则鞍座位置最好不要在设计前预先加以限定，以便使其位置设计得较合理。

某卧式容器，内径为3000mm，圆筒长度(切线至切线)为18780mm，长径比为6．26，且设有加强圈，因而其A值取得较大。设内加强圈时，A=3600mm，A／L=0．192；设外加强圈时，A=3040mm，A／L=0．162。

现分析鞍座位置与轴向应力、切向剪应力和周向应力的关系。

 (1)鞍座位置与轴向应力的关系

筒体轴向应力系由压力和轴向弯矩产生的两项轴向应力组合而成，而鞍座位置的变化，直接影响到弯矩的变化。当A值增大时，圆筒中间处截面的弯矩M1减小，鞍座处截面上的弯矩M2增加。当A=0．2L时，M1和M2值将趋于接近。

由于鞍座位置的变化，还将引起鞍座平面上圆筒承受轴向弯矩的有效截面积的变化。当封头邻近鞍座即A<0.5Rm时，由于封头“挺性”的作用，使鞍座截面处的圆筒保持圆形，因而圆筒的整个截面皆可承受弯矩M2的作用；当鞍座远离封头即A>0．5Rm时，封头“挺性”不足以使圆筒在鞍座位置处仍保持圆形，而在切向剪力产生的周向弯矩作用下，使该处圆筒的上部“塌陷”，从而使圆筒有效抗弯截面减小，此时，圆筒有效抗弯截面所对应的圆弧角，等于鞍座包角加上未被鞍座包容的圆筒圆弧角的六分之一。若不考虑鞍座位置的变化对弯矩M2的影响，则因圆筒有效抗弯截面的减小，将使鞍座截面上靠近水平中心线处的圆筒轴向弯曲应力增大约八倍，而鞍座平面横截面最低点处的圆筒轴向弯曲应力将增大约四倍。因而在轴向弯矩引起的轴向应力值较大的情况下，应取A4<0。5Rm。以充分利用封头的“挺性”对圆筒起加强作用，从而有效地降低圆筒轴向应力。

(2)鞍座位置与切向剪应力的关系。

当封头对圆筒起加强作用时(即A<0．5Rm)，圆筒上靠近鞍座边角处的最大剪应力值不随A值变化而变化。在鞍座平面处的圆筒由于剪应力引起的变形受到封头“挺性”的约束，亦即该截面上圆筒仍能保持圆形。

当鞍座远离封头(即A>0．5Rm)，且在鞍座平面处无加强圈时，鞍座处的圆筒因无封头“挺性”的支持，在剪应力的作用下，使该处圆筒上部发生“塌陷”丧失承载能力，从而使剪力分布相应调整：趋向于集中在鞍座边角处附近，且最大剪应力出现在鞍座边角处附近。

 (3)鞍座位置与周向应力的关系

由于周向压缩力和周向弯矩的作用，在鞍座边缘处和鞍座加强板边缘处产生周向应力。

对无加强圈的卧式容器，其鞍座平面上的周向弯矩尚难从理论上推导。GB150式(8-19)—(8-22)中的后一项即为由周向弯矩产生的周向应力，其弯矩值按在鞍座平面上有加强圈时的周向弯矩取值。但实际上，无加强圈时的周向弯矩比有加强圈时的周向弯矩为小，为了使计算应力与实际应力相接近，因而假定圆筒有一较大的宽度承受这一假想的弯矩，该宽度为下列二者值中的较小值：圆筒平均直径的两倍或筒体长度的二分之一。

鞍座中心距封头切线之间的距离不同，封头对圆筒的加强效应也有所不同，因而周向弯矩也随之变化。为此在式(8—19)—(8—22)中引入了系数足K6，以对周向弯矩加以修正。

当A值在0．5Rm~Rm范围内变化时，由周向弯矩引起的周向应力随A的增加呈线性增加；而若A<0．5Rm或A>Rm，该项应力不随A值而变化，但A>Rm时弯矩引起的周向应力为A<0．5Rm时的四倍。为使鞍座边角处和鞍座加强板边缘处的周向应力值较低，应使A<0．5Rm。

周向应力σ₅、σ₇、σ₈与A值无关。

大量的卧式容器工程设计计算表明，鞍座边角处和鞍座加强板边缘处的周向应力往往是容器计算中起控制作用的应力。为了降低该两处的周向应力，使A<0．5Rm，是一有效的途径。

综上述鞍座位置对卧式容器受力的影响，可得如下结论。

(1)鞍座邻近封头，可降低鞍座截面处圆筒轴向应力、鞍座边角处和鞍座加强板边缘处的周向应力；

(2)增大鞍座与封头之间的距离，有利于降低圆筒中间处的轴向应力；

(3)在鞍座远离封头(A>0．5Rm)的情况下，A值的变化对剪应力大小的影响与容器长径比有关。

6-6-3  加强圈

设置加强圈，可有效地改善容器的受力情况。设置在鞍座平面上的加强圈，可全面改善容器在鞍座处的应力状况：降低该处的轴向应力、圆筒切向剪应力和周向应力。对大直径薄壁容器，在鞍座平面处的周向应力通常很大，为了降低该处的周向应力，设置加强圈是极其有效的。

根据需要，加强圈可配置在容器内侧或外侧，但从容器的强度和美观角度来说，以设置容器内部、位于鞍座平面上为好。当容器所盛的介质具有较大的腐蚀性、或容器在操作时不允许有内件时，则应考虑设置靠近鞍座的外加强圈。

加强圈作为受力构件，且与筒体焊成一体而不可拆，因而当其设置在容器内时，应考虑腐蚀裕量和钢板负偏差。对于工字钢、槽钢等型钢，由于腹板厚度较小，不宜作为物料有很大腐蚀性的容器内加强圈。内加强圈可采取由板材组焊而成的结构；而外加强圈结构；则可选用不等边角钢。

对有加强圈的筒体，剪应力作用在整个圆筒截面上，此时由剪应力引起的周向弯矩可用解析法求出，此周向弯矩由有效宽度为b2=b+1．56的圆筒体与加强圈的组合截面共同承受。在讨论鞍座位置与周向应力的关系时，已提到无加强圈的筒体，假定宽度为平均直径的两倍或长度二分之一的圆筒截面承受周向弯矩。由于设置加强圈后，圆筒有效宽度(b+1．56)远较无加强圈时的圆筒计算宽度为小，为此要求加强圈需有足够大的截面与圆筒有效宽度组合以承受周向弯矩。

加强圈截面形状通常有矩形、T形(或L形)及工字形(或П形)。圈的截面形状及尺寸，对存在于鞍座边角处圆筒中及加强圈上不与筒壁相接的内缘或外缘处的周向应力影响颇大；因而设计时，对加强圈的截面形状的选取及尺寸的确定应加以足够的注意。

值得指出，加强圈的设置会增大鞍座处圆筒中的周向弯矩，因而可能产生这样一种情况：即在设置加强圈后，圆筒的周向应力不仅未降低，反而大于原先计算的周向应力值，为此需重新调整加强圈的截面或尺寸。

6-6-4鞍座选用分析

鞍式支座是卧式容器的主要支承元件。鞍座一般均选用标准部件(见JB／T4712-92)，按其承载能力分为轻型(A型)和重型(B型)两种,对于小直径容器(DN<900mm)的鞍座又可分为带垫板和不带垫板两种结构。鞍座的结构尺寸如鞍座宽度、垫板尺寸、鞍座包角、鞍座高度和腹板厚度等直接影响到鞍座平面处的各项应力值。

(1)鞍座宽度

鞍座宽度即鞍座的轴向宽度，是指鞍座与容器圆筒部分相接触部分的宽度。

鞍座宽度大小将影响到圆筒的周向应力，该宽度对圆筒鞍座处横截面的最低点处的周向应力影响较大；而对于鞍座边角处的周向应力，因鞍座宽度仅影响周向压缩力所产生的周向应力，而该项应力相对于周向弯矩产生的周向应力来说相对较小，故总的来说，影响较小。

(2)垫板尺寸

当垫板尺寸满足以下条件时，垫板起加强作用(此时可称之为加强板)。

a．垫板的宽度不小于圆筒有效宽度b2,

b．垫板对圆筒体的包角不小于θ+12°  (θ为鞍座包角)。

对于标准鞍座所附的垫板应按上述两个条件进行验算。如满足，则在计算周向应力时可把垫板的厚度考虑在内；否则，应按周向应力情况设定加强板尺寸以替代垫板。

设置加强板，可极其有效地降低鞍座边角处的周向应力。但应注意到，由于加强板的设置，起控制作用的周向应力可能转移至鞍座加强板边缘处的圆筒体上。

从理论上说，虽可以增加加强板厚度使鞍座边角处圆筒中的周向应力降至许用值以下，但由于周向应力危险点的转移，加强板厚度的增加不能降低加强板边缘处圆筒中的周向应力，故一般应先验算加强板边缘处圆筒中的周向应力。

(3)鞍座高度和腹板厚度

鞍座高度和腹板厚度这两结构尺寸将影响鞍座有效断面的平均应力。但在绝大多数情况下。该平均应力不起控制作用。

{4}鞍座包角

正常情况下鞍座包角不应小于120°。标准鞍式支座轻型采用120°包角，重型采用150°包角。采用较大的包角，有利于降低鞍座平面处的轴向应力、切向剪应力和周向应力。对大直径卧式容器，由于受载大，所以可选用包角为150°的重型鞍座。

下表中示出了鞍座包角为150°时的各项应力与120°包角时相应应力的比值(设包角120°时的应力值为1．0)。

从表中可见，采用包角θ为150°的鞍座，在鞍座边角处由周向弯矩引起的周向应力比包角为120°的鞍座相应周向应力减小约40％，并同时能有效地降低鞍座平面处圆筒中的轴向应力和切向剪应力。

鞍座包角150°与120°时的应力比值

┌────────────────────┬────┬──────────┐

│    应  力  名  称                      │应力比值│    条  件          │

├────┬───────────────┼────┼──────────┤

│        │    M2／(3．14K1)       │  0．665│                    │

│轴向应力│                            │        │    A>0．5Rm。     │

│        │    M2／3．14K2)        │  0．688│                    │

├────┼───────────────┼────┼──────────┤

│        │    τ_H                       │  0．736│                    │

│        │                              │        │    A≤C．5Rm     │

│        ├───────────────┼────┤                    │

│  剪应力│                              │  0．551│                    │

│        │                              ├────┼──────────┤

│        │    τ                        │        │                    │

│        │                              │  0．682│    A>0。5Rm        │

├────┼───────────────┼────┼──────────┤

│        │    σ5                       │  0．885│                    │

│        ├───────────────┼────┤                    │

│        │  σ6(由周向弯矩引起部分)      │  0．599│    无加强圈        │

│        ├───────────────┼────┤                    │

│        │  σd(由周向弯矩引起部分)      │  0．580│                    │

│        ├───────────────┼────┼────┬─────┤

│        │    由周向弯矩引起            │  0．599│        │位于鞍座  │

│        ├───────────────┼────┤        │          │

│周向应力│    由周向压缩力引起          │  0．887│        │  平面处  │

│        ├───────────────┼────┤        ├─────┤

│        │    由周向弯矩引起            │  0．611│有加强圈│          │

│        ├───────────────┼────┤        │          │

│        │    由周向压缩力引起          │  0．808│        │靠近鞍座必│

│        ├───────────────┼────┤        │          │

│        │    σ5                       │  0．885│        │          │

│        ├───────────────┼────┤        │          │

│        │  σ6(由周向弯矩引起部分)      │  0．599│        │          │

6-6-5卧式容器合理设计要领

在选材已定的条件下，卧式容器设计合理与否，大致可归纳为下列几点(未包括制造工艺)：

a．合理的容器直径和长度，即合理的长径比；

b．合理的支座型式和位置；

c．合理的加强设计(不包括开孔补强)。

容器的长径比取决于许多因素，如工艺要求，制造条件以及容器安装要求等，其中首要的为工艺要求。容器的长径比范围一般为2—7，而常用范围为3~6。在容器容积不变的条件下，随着设计压力的升高，选用的长径比可随之增大。容器不合理的长径比，会导致材料浪费、结构复杂以及受力状况差。

在容器长度和直径已定的条件下，支座型式及其位置是影响容器合理设计的主要因素。鞍式支座由于结构简单且使容器受力状态较好，因而使用最多。对一般直径不大、壁厚与直径比值不是太小的容器来说，鞍座位置的变动通常不会使各项应力值超出许用值范围；但对低压、薄壁、大直径卧式容器来说，合理的鞍座位置能使容器受力状态得到改善。材料得到较充分利用，因而其位置的确定就显得极为重要。

根据容器的受力状况进行合理的加强设计是容器合理设计的一个重要方面。

卧式容器的加强设计包括：

a．利用封头的挺性对鞍座平面处的圆筒体起加强作用；

b：选择合适的支座结构和型式；

c．在必要时设置加强件(包括加强板和加强圈)。

合理的加强设计，一方面应根据容器具体条件，考虑采用何种加强方式为宜，在使各项应力值小于许用值的条件下，力求结构简单制造方便；另一方面系指容器在需设置加强圈的条件下，应使加强圈结构和尺寸合理，使筒体和加强圈材料得到充分利用。

对卧式容器的设计，应对上述几点进行综合分析处理，以使设计合理。

6-7固定管板换热器设计

6-7-1  固定管板换热器设计概述

管壳式换热器的管板，以固定式换热器的管板受力最为复杂现以此为例进行受力分析。

关于固定管板换热器的管板强度计算，目前国外主要的设计规范有三个：美国TEMA方法、英国BS法及西德AD方法。但由于上述各种计算方法，都对分析前提作了较多的简化，因此都不能说是精确的分析方法，详见[2]的分析。此外苏联刊物介绍的“薄管板计算方法”也曾于七十年代对我国薄管板的设计有过一定的影响，但由于该方法作了较大不合理的假设，因此其计算的可靠性是存在问题的，详见文献[3][4]的分析。

固定管板换热器的精确应力分析，多采用以板壳理论为基础的弹性分析方法。我国管板计算规范，即GB 151中的管板计算方法即是这类方法，曾于1980年，在第四届国际压力容器学术会议上发表，得到国外同行的好评。

我国管板计算方法的力学模型如下图所示。

关于管板的应力分析工作是较为复杂的，具体见现行的JB4732“钢制压力容器—分析设计标准”。就此虽

非要求每个设计人员都能掌握，但从定性上了解管板在各种载荷作用时的变形情况及其应力变化规律，则对管板设计来说是极富实际意义的，同时也是“设计师”应掌握的基础理论知识；

6-7-2  管板应力产生机理分析

引起管板应力的载荷有压力(管程压力Pt；壳程压力Ps)、管壳热膨胀差及法兰力矩。

a．管程压力Pt作用情况

有固定式换热器如图6-1中细线所示(为便于分析以不带法兰，直接与圆筒相连接的管板为例)，其载荷

为卢Pt。  

假设将管板沿周边与圆筒分离，即解降管板与圆筒的互相约束，认为两者可各自自由变形。

Pt对圆筒(包括封头等，可称为壳体系统)的作用分为两方面：

Pt沿圆筒轴向作用于封头上，轴向载荷为πD²iP_t/4，Di是圆筒内直径。此载荷使圆筒产生轴向应力。当Pt为正压时，使圆筒轴向伸长，其上与管板上表面的连接点。将向上发生轴向位移。

同时，在Pt的径向作用下，圆筒产生环向应力，发生径向膨胀。由于轴向应力作用的泊松效应，虽使圆筒径向发生收缩，但最终圆筒还是发生径向膨胀。即a点在轴向位移的同时还有径向位移，设其最终位移至a’(见图6—1中虚线)。

Pt对管板表面(不包括管孔部分)产生轴向载荷，此载荷由管束来承受，使管束受到轴向压缩而缩短。同时，Pt径向作用使管子产生环向应力，发生径向膨胀，由于泊松效应，使管束在轴向进一步缩短，从而带动管板向下移动，设管板边缘的a、b点位移至a”、b”见（图6—1中虚线）。

可见，在解除管板周边与圆筒的相互约束时，在Pt作用下，它们的“自由变形”是相反的。圆筒上的点和管板周边的点将产生不同的位移，由此有位移差△(见图6-1)。

由于a’和a”实际上是同一点，即实际变形后的a’和a”应在同一位置。为此，

圆筒的变形与管板变形必须协调。圆筒与管板间要产生边界力，即所谓的边缘力系，最终由圆筒、管束和管板三者的进一步变形使结构趋于连续。于是，圆筒必然要通过对管板周边产生的边缘横剪力Vt(见图6-2)拉伸管束。反过来，管束(包括管板，可称管板管束系统)，必以Vt向下压缩圆筒，其相互作用的结果，使圆筒上的a’向下产生轴向位移△1。管板管束系统在自由压缩变形的基础上，在管板周边向上的横剪力Vt作用下被拉伸，产生△2的变形。而管板则在周边横剪力Vt作用下，产生挠曲变形△3l(见图6-1)。其三者变形之和：△1十△2十△3，满足总的自由变形差△的要求。△1,△2,△3的值与圆筒、管束的轴向刚度及管板的弯曲刚度有关。刚度大者，相应的变形较小，反之则大。圆筒、管束和管板三者变形协调后形状如图6-1中粗实线所示。  

由于管板在发生挠度时，边缘发生的偏转角尚又须与圆筒的转角相协调，因此在管板周边与圆筒间尚作用有边界力矩Mt，最终管板的受力情况即如图6—2所示。

于是，管板可视为放置在管束弹性基础上，周边作用有均匀的横剪力Vt和弯矩Mt的圆平板。 根据弹性基础圆板理论，管板在周边剪力Vt和弯矩Mt作用下，将发生整体弯曲变形(见图6-2)，在管板中产生整体性的弯曲应力，其应力大小与横剪力Vt及弯矩Mt成正比。

管板在发生整体弯曲变形的同时，由于Pt，在管孔间管桥上的作用，使管板产生局部的弯曲变形(如图6-2中的虚线所示)。实际管板的变形即为上述两种的组合。但必须强调指出的是以上两种变形中(同时对应两种弯曲应力)，前者的整体变形及其应力是主要的，而局部的变形与应力相对是很小的，这已为众多的理论分析和实验应力分析所证实。

不同的管板计算方法，由于考虑基点不同，其计算结果相差甚远。诸如西德AD规范一类的管板计算方法，由于是基于局部弯曲的计算方法，其计算结果对管板的整体强度是没有保障的，详见[1]。所幸的是，由于此方法一般仅用于低压、管壳间热膨胀可忽略的场合，其管板厚度实际取值取决于满足制造要求所需的最小厚度。而此厚度远大于管板的计算厚度，由此使管板的整体弯曲强度得到了补救。因此该计算方法属于粗略的经验方法。

我国CBl51《管壳式换热器》中的管板计算方法是基于弹性基础圆平板的分析方法，考虑了管板的整体弯曲，大量实验表明，其计算结果与实验所得应力吻合良好，是一种合理的计算方法。

美国TEMA和英国BS标准中的固定管板计算方法，由于对弹性基础作用的考虑并不充分，并且对管板周边的边界条件处理过于简化，因此尚不够科学合理，显得较为粗略。

b．壳程压力Ps作用情况

固定式换热器如图6—3中细实线所示，其载荷为Ps。

类似Pt，作用情况的分析思路，解除圆筒与管板间的约束。

Ps的径向作用，使圆筒产生环向应力并径向膨胀。同时，由于泊松效应，使圆筒轴向收缩。为此圆筒上的a点将自由变形至a’(见图6—3中虚线)。

Ps对管板下表面的轴向作用，使管束伸长。同时管子在管外Ps的作用下，产生环向压缩力，径向收缩。因泊松效应(，使管子进一步轴向伸长。由此带动管板向上平移，其周边的a点位移至a”(见图6—3中虚线)。

因此，在解除管板周边与圆筒互相约束时，它们的自由变形也是相反的，就a点，存在变形差△。

在实际结构中a’，和a”是同一点，即实际变形时，a’，和a”应在同一位置。为此，圆筒的变形须与管板的变形保持协调。圆筒通过对管板周边产生横剪力Vs。(见图64)压缩管束。反过来，管束(包括管板，即管板管束系统)必然以相反方向的Vs拉伸圆筒。其相互作用的结果，使圆筒上的a’在“自由缩短”的基础上被轴向拉伸伸长△l。管板管束系统在“自由伸长”的基础上，在管板周边上的横剪力Vs，作用下使管束受到压缩，产生△2的变形。而管板则在周边Vs作用下产生△3，的挠曲变形。它们最终的协调变形如图6-3中的粗实线所示。三者的协调变形△1,△2,△3之和即满足△的要求。

由上述分析可知，固定管板换热器，无论在Ps或Pt作用下，其圆筒与管板管束系统的轴向自由变形方向总是相反的，即管板的周边上总是要产生横剪力Vs或Vt的，为此管板必然产生整体挠曲变形，而且这种挠曲引起的管板应力是与管板直径D(圆筒直径)成正比的。而管板上由管孔间的局部挠曲(由P作用产生)，引起的应力，则是与孔间距S成正比的。因S与D相比，仅为小量。可见AD规范在固定管板的计算中(带膨胀节情况除外)忽略与D相关的应力，是不符合实际的，也为众多管板实验应力分析所证实。

上述△1十△2十△3=△

其△1,△2,△3的大小与圆筒、管束的轴向刚度及管板的弯曲刚度有关，刚度大者，相对变形就小，反之则大。类似Pt作用情况，在管板周边与圆筒间还将产生边界弯矩Ms

于是，管板可简化为置于管束弹性基础上周边作用有均布横剪力Vs和边缘弯矩Ms的圆平板。如图6-4所示。

其与Pt作用时相比，因周边剪力等方向相反，故管板变形形状也相反。

管板在周边剪力及弯矩作用下发生整体弯曲变形，产生整体弯曲应力。

由于Ps在管孔间管桥上作用，使管板产生局部的变形和弯曲应力，如图6-4中虚线所示。

管板实际变形为此两种变形的组合。

与Pt作用时一样，管板中的整体弯曲应力对管板设计起控制作用，计算必须以此为依据。

  c.管壳程热膨胀差作用情况

有固定式换热器如图6-5中细实线所示。管子材料平均温度为t_t，壳体材料平均温度为ts,设t_t>ts. 令管壳材料线膨胀系数相同，即管壳间将产生热膨胀差△。

假设解除圆筒与管板周边的约束。管束由于热膨胀将自由变形伸长△t，管板上的a,b两点将位移至a”,b”。圆筒由于热膨胀产生轴向伸长△s其上a点将自由变形位移至a’。由于t_t>ts则△t>△s由此管壳发生热膨胀差△。实际换热器因必须保持结构连续，即a’与a”应为同一点，因此管壳的自由变形必须进行协调。即自由伸长较大的管束系统通过管板周边对圆筒产生向上的轴向力V_△。反过来，自由伸长较小的圆筒对管板周边产生反作用力V_△，对管束向下进行压缩，其相互作用的结果，使圆筒在自由伸长的基础上进一步轴向伸长，就其a’点，变形量为△1。管束在自由伸长的基础上，受到轴向压缩后，变形量为△2。管板由于周边横剪力等作用下，产生挠度△3.

且：△1十△2十△3=△。它们的最终协调变形如图6-5中的实线所示。

其△1,△2,△3的大小与管、壳的轴向刚度及管板的弯曲刚度有关。刚度大者，变形就小，反之则大。

于是，作为弹性基础圆平板的管板，其周边上均匀作用有横剪力V_△，并通常尚有均布的弯矩M_△，最终管板受力情况如图6-6所示。

管板在管壳热膨胀差作用下，管板中仅产生由边缘V_△和M_△产生的整体弯曲变形及其应力。

d．法兰力矩作用情况

设有延长部分兼作法兰的管板如图6-7中细实线所示，管板将直接受到法兰力矩的作用。

在法兰力矩作用下，管箱法兰和管板法兰将直接产生偏转(如图6-7中粗实线所示)。管板周边(Φ=Di)受到弯矩的作用，即在周边上产生边缘弯矩M_M引起挠曲。同时由于管板的挠曲受到管束的轴向约束，由此在管板周边上尚产生横剪力V_M，于是管板就成为作用有均布的V_M和M_M的弹性基础上的圆平板，如图6—8所示。

管板在法兰力矩作用下，板中只产生整体弯曲变形及相应的应力。

e.组合载荷作用下的管板应力

管板在Pt，Ps，管壳热膨胀差及法兰力矩同时作用时的变形与应力，可按其分别作用的情况进行叠加。

根据上述a—d中，各种载荷单独作用时，作用于管板周边的横剪力V和弯矩M及管板的变形形状，可定性地分析各种载荷组合后管板应力的变化趋势，为便于理解，以下以两种载荷同时作用为例，加以分析。

对Pt与Ps同时作用的情况(设压力均为正值)，见图6—2和图6-4。由于其管板的变形方向是相反的，即作用于管板周边的横剪力Vt和Vs及弯矩Mt，和Ms，是趋于抵消的，管板应力反而减小，对管板强度来说，不会成为危险工况，因此标准中对压力载荷，规定按Pt和Ps单独作用分别进行计算。但当Pt，与Ps中有一为负压时，则必须考虑它们的危险组合。

对Pt与管壳热膨胀差△同时作用的情况：当Pt为正压，管束热膨胀大于壳体热胀时(见图6-2和图6-6)；其管板变形方向相反，作用于周边的剪力V和弯矩M将部分抵消。而当管束热胀小于壳体热胀时，则两种载荷对管板产生的应力将发生叠加，因此可能构成管板应力的危险工况。

对于pt与法兰力矩同时作用的情况(设pt为正压)；见图6-2和图6-8，则它们对管板产生的变形趋于一致，使管板中心应力增大，但其管板边缘力矩因互相抵消，故使管板边缘应力变小。

对于Ps与管壳热膨胀差同时作用的情况(见图6-4和图6-6)，当Ps为正值且管束热膨胀大于壳体热膨胀时，其管板周边的受力(V，M)及管板变形趋于一致，故管板应力增大，可能成为管板强度的危险工况。

对Ps与法兰力矩同时作用时(设Ps为正值)，见图6-4、图6-8。因管板变形相反，使管板中心应力减小。但其管板边缘力矩因互相叠加，故使管板边缘应力增大。

以上是对压力载荷(Pt,Ps)为正值的情况进行的分析，当为负值时，管板应力的变化趋势也依法推断。

对于两种以上载荷同时作用时，管板应力的变化趋势亦可类推进行分析。

掌握以上各种载荷作用下管板应力的变化规律，将十分有助于我们对管板应力计算结果的正确性作出简易的判断。

诚然，对某些较薄的大直径管板，可能出现一些特殊的情况，但属例外。

此外关于换热器管子和壳体应力的分析可详见·《石油化工设备技术》1996．6和1997．1。

6-7-3  管板应力的性质

管板应力的性质可按压力容器应力分类准则确定。

a．对于由压力载荷(Pt，Ps)作用引起的管板应力，由于是机械载荷产生的，当其应力使材料进入屈服以后，管板的变形将是非自限性的，因此属于一次应力。但鉴于该应力为弯曲应力，从塑性承载极限的角度出发，可放宽其最大应力至1．5[σ]^t，。[σ]^t 是管板材料在设计温度下的许用应力。

b.对于由管壳热膨胀差引起的管板应力，是为满足热膨胀差要求产生的。只要满足了管壳变形协调要求，管板的变形就会停止，即变形是自限性的，因此属于二次应力。

二次应力不会在初次加载情况下当即发生破坏，但它可在载荷反复作用下，引起大应变塑性疲劳破坏，即会失去安定而失效。为此须以结构安定的要求加以控制，即应将管板应力限制在3[σ]^t 以内。

    c．由法兰力矩作用引起的管板应力分两种情况：

在法兰预紧力矩的作用下的管板应力属于为满足安装要求的有自限性质的应力，理应属二次应力。

对在操作力矩作用下的管板应力属于为平衡压力载荷引起的法兰力矩的非自限性质的应力，应属一次应力。

现今标准将以上两种情况的管板应力均视作一次应力，是偏于安全的。

运用一次结构法可极大地发掘管板的强度潜力，使管板在压力载荷下的承载能力“翻一番”，详见《石油化工设备技术》1999。1。

6-7-4管板应力的调整

由上分析得知，无论在压力(Pt，Ps)、管壳热膨胀差或法兰力矩作用下，管板设计中的应力都是由其周边的横剪力V和弯矩M引起的。在管板中，管板应力超过许用应力后，为使其满足强度要求，可采取两种方法进行调整。

  a．增加管板厚度

增加管板厚度，可以大大提高管板的抗弯截面模量，能有效地降低管板应力。因此一般在压力载荷作用下的管板应力超限时，通常采取增加管板厚度的方法。一般以δ作为调整后的管板厚度。其中：δ为原管板计算厚度。σt一管板厚度为δ时的计算应力， [σ]^t一管板材料在设计温度下的许用应。

另一方面，增加管板厚度，使管板的抗弯刚度增大，管板的挠曲变形△3相对减小。为满足一定量的总变形协调量△，壳体和管束相应的变形量增加，从而使作用于管板周边的横剪力V和弯矩M增大，引起管板应力升高。因此实际调整的管板厚度，应在上述计算值的基础上稍加增大。

相反，在管板应力比相应许用应力低的情况下，为合理设计，管板厚度应予减薄。调整后的管板厚度可比上述计算所得厚度稍为减薄。

  b．降低壳体轴向刚度

管板中的应力取决于为满足结构变形协调要求产生的管板本身的变形量△3。管板变形量△3与总的变形协调量△成正比例，其值与壳体、管束、管板三者的相应刚度有关。在管壳热膨胀差很大的情况下，由于△可能很大，因此△3也会很大，由此将引起管板产生很大的挠曲，使应力极高。这时，如仍以增加管板厚度的办法调整管板应力，则管板厚度可能需要很大，对管板用材及制造造成困难，显然是不合理的。因此，为有效地降低管板应力，且又避免采用较大的管板厚度，则可采取降低壳体轴向刚度的作法。

在壳体上设置膨胀节后，壳体的轴向刚度大大降低，为此为满足总的变形协调量的要求(此时总的协调量△可比设置膨胀节前的△为大)，壳体系统可作出“重大贡献”，即用较大的△1，去有效的降低△2和△3，从而大大降低管板周边的横剪力和弯矩，达到极大地缓和管板应力的目的。即可使较小的管板厚度满足设计要求。此法对降低管板与管子间的拉脱力也极为有效。因此在管壳热膨胀差大的情况下，设置膨胀节是十分必要和经济的(见以下分析)。

6-7-5膨胀节的设置

在压力容器中，使用膨胀节可以有多种型式，U形膨胀节具有结构紧凑简单，补偿性好，价格便宜等优点。在通常设计参数条件下，U形膨胀节主要用于固定管板换热器中，作为能够轴向自由伸缩的弹性补偿元件。

在固定式换热器中设置膨胀节能够明显地降低由于换热管和壳程圆筒间热膨胀差所引起的管板应力，圆筒和换热管的轴向应力以及管子与管板的拉脱力。

进行固定式换热器的设计计算，一般首先就要判断是否需要设置膨胀节，这完全取决于在设计条件下(如设计压力，设计温度，壳程圆筒和换热管的金属温度等)换热器各元件的实际应力状况，由于管、壳(壳程圆筒)间热膨胀差引起了各元件或接点的过高应力，则首先考虑能否调整某些元件尺寸或改变连接方式(如胀接改为焊接)，从而使之满足许用应力条件。如果不可能，或是虽然可能但是不经济或不合理，则再行权衡考虑设置膨胀节，以便得到安全、经济合理的换热器设计。

在以往的某些教材、参考书或资料中，通过简单粗略的计算求得圆筒或管子的轴向应力是否超过某一规定值来判断是否设置膨胀节，这是不合理的。它们假定管板是绝对刚性的，管束中的每根管子都处在同样的拉、压状态，这显然与管板、管束的实际受力情况相差甚远。另外有些设计人员甚至更粗略地通过管、壳程的操作温度差、或是设计温度差是否超过某一规定值来判断是否需要设置膨胀节，这也是不对的，有时会带来极大的计算误差，很明显，操作温度差和设计温度差并不等同金属温度差，更不能代替管子和壳程圆筒之间的热膨胀差。特别是在两种材料不同时(如管子为不锈钢，壳程圆筒为碳钢时)，在极端情况下可能会出现：管、壳之间的金属温度差很大，然而热膨胀差为零；或管、壳之间的金属温度差很小或为零，而其热膨胀差很大。正是这种热膨胀差直接影响着管板的应力大小。