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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 2003.6.12.压力容器安全技术监察规程质检局 2000.1.13.压力容器、压力管道设计单位资格许可与管理规则质检局 2003.1.14.锅炉压力容器制造监督管理办法质检局 2003.1.15.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。12 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。13 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。14 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（PW）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。16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。17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：1.0-30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a45度时可采用无折边结构；当a45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 rs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。333 当锥形封头的锥壳半顶角a60时，应如何计算？当锥壳半顶角a60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。334 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。335 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。336 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： = 和过渡区相接处的锥壳厚度计算式：= 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74和表75查取。337 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：338 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 m0.8t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。339 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：253.5、323.5、383.5、454、575、655、766896mm。（接管的腐蚀裕量为1mm）以上规定适用于设计压力P2.5Mpa的容器。340 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：b540Mpa.2 壳体名义厚度n38mm。3 补强圈厚度应小于或等于1.5n。341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=32 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。342 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Di1500mm时，开孔的最大直径d，且d520mm;当其内径Di1500mm时，开孔的最大直径d，且d1000mm;2 凸形封头或球壳的开孔最大直径d3 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。343 内压容器开孔补强所需补强面积按什么公式计算？ A=d+2(m-C)(1-fr)对于内压容器中平盖开孔所需补强面积：A=0.5dp344 外压容器开孔所需补强面积按什么公式计算？A=0.5d+2(m-C)(1-fr)345 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；A-为补强范围内的壳体、接管、补强金属的面积；P-设计压力材料许用应力。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346 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=2d2 B=d+2n+2nt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)(e-)-2(nt-C)( e-)(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(nt-t-C)fr+2h2(nt-C-C2)frA3补强区内的焊缝面积；A4补强区内另加的补强面积。347 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）。348 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。349 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。350 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。351 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：15mm, P2Mpa操作温度小于等于370。352 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。353 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bo6.4mm时密封宽度b=bo当bo6.4mm时b=2.53354 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：FG=3.14DGby2 操作状态下需要的最小垫片压紧力：Fp=2DGbmPc355 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d1/2Di的大孔。对于开有d1/2Di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d1/2Di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。356 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PN2.5Mpa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。357 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：H1.5tf与2.5nt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：H1.5tf与1.5nt之较小值。对图9-1（c）所示的整体法兰：H1.5tf2.环向应力：Ttf3 径向应力: rtf4 组合应力 及tf5 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。358 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。359 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A0.2L。 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A0.2L时，尚应满足A0.5Rm(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。360 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：1-2+3Kt对外压容器：-2+3Kt2 圆筒最大组合应力的校核 对内压容器2+3Ker对内压容器1+2+3Ker式中：er为圆筒许用轴向压应力，按下述确定：er =min(B,t)361 等直径、等厚度直立容器的基本自振周期按什么公式计算？362 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: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=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。363 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。364 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。365 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。366 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1.11.7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。367 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。368 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。369 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。370 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。371 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。372 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t375;奥氏体不锈钢制波形膨胀节适用于t500。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。373 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： z=2 由内压引起的直边段加强圈周向薄膜应力： c=3 内压引起的波纹管周向薄膜应力： 1=4 内压引起的波纹管经向薄膜应力：2=5 内压引起的波纹管经向弯曲应力： 3=6 轴向位移引起的波纹管经向薄膜应力 4=7 轴向位移引起的波纹管经向弯曲应力5=8 组合应力 p=2+3 d=4+5 R=0.7p+d9 应力校核a.) c、2、1、z应分别小于t;b.) p1.5stc.) 对于碳素钢、低合金钢材料波纹管：R2st374 奥氏体不锈钢不锈钢制造的膨胀节，当R2st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= nf15375 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。376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E54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s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s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n。符合以下条件者： 碳素钢、16MnR的n不小于设计内直径Di的3； 其他低合金钢的名义厚度占n不小于设计内直径Di的25。 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。386 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388 GB15098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s30mm的碳素钢、16MnR； b)钢材厚度s25mm的15MnVR、15MnV、20MnMo和奥氏体不锈钢；c)标准抗拉强度下限值b540MPa的钢材； d)钢材厚度s16mm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，15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。389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： 1GBl50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06MPa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10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16MPa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10821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1082。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。391 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，级为合格；对局部检测的A类和B类焊缝，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，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25MPa，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25MPa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4060mm，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： 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s大于30mm的碳素钢和16MnR钢制球罐； b钢材厚度s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b540MPa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GBl233798的下列条款规定：8101 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。8102 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15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。8103 球罐的开孔补强圈应在压力试验前通入0405MPa的压缩空气检查焊缝质量。8104 液压试验81041 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。81042 试液压力按该标准381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。81044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。810-45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 MPa3-115 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：=式中：Pc设计压力，MPa；Di圆筒内直径，mm；焊缝系数；t设计温度下圆筒材料的许用应力，Mpa对于多层容器其t值按下式确定：t=tii+ t00式中：i多层容器内筒厚度，mm； 0层板的总厚度， n圆筒的名义厚度t0设计温度下多层容器内筒材料的许用应力ti设汁温度下层板材料的许用应力，MPa； i多层容器内筒的焊缝系数。0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Pc04t的范围，D0Di15(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。3117 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=DoDi12时，称为薄壁容器。当K1.2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=15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38。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K15，此条件等同于Pc04t。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1cosa倍。其中a为半顶角，小于60。为此lcosa1，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a60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ab而异：当ab2时，椭球壳周向产生压缩薄膜应力，且压缩应力随ab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25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与圆板直径D的比值在下列范围的圆平板：001D540Mpa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?AC1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AKV。 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ak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41范区 GB151适用的换热器型式及参数范围是什么?答：GDl5189：1。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DN2000mm 公称压力PN35MPa 公称直径(mm)和公称压力(MPa)的乘积不大于104。 GBl511999适用范围变化为：公称直径DN2600mm。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。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。 GB1511999中对换热器分级改成换热器管束分级；即、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：平盖管箱封头管箱用于可拆管束与管板制成一体的管箱与管板制成一体的固定管板管箱特殊高压管箱壳体型式：单程壳体F具有纵向隔板的双程壳体 分流 双分流U形管式换热器无隔板分流(或冷凝器壳体)釜式重沸器后端结构：与A相似的固定管板结构与B相似的固定管板结构与C相似的固定管板结构填料函式浮头钩圈式浮头可抽式浮头U形管束带套环填料函式浮头4-4设计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s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)。-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。 GBl5l1999规定：复合板应符合相应标准要求，详见4。323条。46 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。 c= c复层当量厚度，mm； 。 复层设计厚度，mm；1设计温度下基层材料的许用应力，MPa；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c、换热管的轴向应力1。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2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：2：2330kgms2者； b其它液体，包括沸点下的液体：2：740kgms2者。 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：流体密度，kgm3：。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：同4-t4题中，壳程设置防冲板条件； 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d200mm时，间距为50mm； d200mm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”。431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。52 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。58 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61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，取10。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(ab=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r=Pa/式中：a-椭圆形形头长轴半径。b-椭圆形封头短轴半径-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，=Pa/，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ab的增大而加剧。当a/b26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ab25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DiDi，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1Di(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1.210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13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。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)或局部薄膜应力强度按11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； 圆筒球壳厚度； 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、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x二1293PR/2。因一般控制PR/=，则x=1.239/2XPR/=0.647。即x为圆筒周向薄膜应力的0647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。可见x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=1032PR/。因一般控制PR/=，则=1.032.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0032倍。由于其由一次+二次应力构成，故也与其许用值3 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，则由边界效应引起的二次应力，便自动得到控制，即3，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)。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ab=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x=2.172。当控制在时，则x=1086，此应力仅比圆筒一次周向薄膜应力大0086倍。由于其为一次+二次应力构成，故距许用值3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：=1.128,即为1128。可见，圆筒上的最大应力发生于周向，其值也离3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05扫)，故即便其与轴向弯曲应力叠加后，其最大总应力也才达到1086倍的， (绝大部分区域的总应力则都未达到。而其相应的许用值按应力分类法可达3,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)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1032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1128倍。这些应力都远小于它们的相应控制值（3）。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 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，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 (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)。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11。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1414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O5Di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86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852条对外压容器开孔补强面积仅取05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H起着积极的作用。但因一般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H与大端H之比可由计算中的f系数看出。一般f1，而有的竟达到116。为有效地降低此起控制作用的小端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H在锥颈上有较大的衰减，从而使小端的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H、R、T的影响关系较为复杂。图左侧表示了锥颈尺寸(占1、h)对法兰三项应力的影响关系：增加锥颈尺寸对降低H有明显的作用，对T影响较小，而对R则起相反的作用。 图右侧表示了法兰环厚度f对法兰三项应力的影响关系：增加法兰环厚度，对降低HR有明显作用，对H影响较小，而对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，H过大或过小时，应采取调整锥颈尺寸的办法，且以l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R过大或过小时，应采取调整法兰环厚度的办法，且以f调整法兰厚度。当法兰的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：14 b周向应力：56 d切向剪切力：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。 6-62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A05Rm,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025L，通常不应大于02L。一般设计时，可设定A05Rm；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626，且设有加强圈，因而其A值取得较大。设内加强圈时，A=3600mm，AL=0192；设外加强圈时，A=3040mm，AL=0162。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=02L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A05Rm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A40。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A05Rm)，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(819)(822)中引入了系数足K6，以对周向弯矩加以修正。 当A值在05RmRm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ARm，该项应力不随A值而变化，但ARm时弯矩引起的周向应力为A05Rm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A05Rm。周向应力5、7、8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A05Rm)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+156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+156)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JBT4712-92)，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(DN05Rm。 M2314K2) 0688 H 0736 AC5Rm 剪应力 0551 0682 A0。5Rm 5 0885 6(由周向弯矩引起部分) 0599 无加强圈 d(由周向弯矩引起部分) 0580 由周向弯矩引起 0599 位于鞍座 周向应力 由周向压缩力引起 0887 平面处 由周向弯矩引起 0611有加强圈 由周向压缩力引起 0808 靠近鞍座必 5 0885 6(由周向弯矩引起部分) 0599 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27，而常用范围为36。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34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D2iPt/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61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61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
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