压力容器的可靠性设计说明书

1、宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计压力容器的可靠性设计压力容器的可靠性设计摘要摘要：本文阐述了可靠性设计在压力容器设计中的重要性。介绍了常规设计与可靠性设计的区别，利用可靠性设计的概率统计基础，应用可靠性理论中的强度应力干涉模型，将可靠性方法运用于压力容器设计，指出了可靠性设计目标，阐述了设计的具体步骤。关键词：关键词：压力容器, 强度干涉模型, 可靠性The Reliability Design of Pressure VesselAbstract:Abstract: This paper describes the importance of the reliability des

2、ign of pressure vessel design. The difference between conventional design and reliability design, the probability of the statistical basis of the reliability design, the strength of the application of reliability theory - stress interference model, the reliability of methods used in pressure vessel

3、design, pointed out that the reliability design goals described design of specific steps.Keywords:Keywords: Pressure Vessel ，Intensity-Stress Interferencemodel ，Reliability宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计目 录1 前 言.11.1 选此课题的背景.11.2 压力容器的应用.11.3 选此课题目的、来源和意义.11.3 本次设计的模型及数据.12 压力容器的常规设计.42.1 主要元件材料的选择.42.2 设备厚度的

4、设计.42.3 筒体的封头的结构设计.52.4 鞍座的选择和结构设计.62.5 接管、法兰、垫片、螺栓和人孔的选择.62.6 容器的开孔补强设计.82.7 容器强度的校核.162.8 液化石油气储罐的焊接.173 压力容器的可靠性设计.173.1 可靠性设计的原理.183.2 圆筒厚度的可靠性设计.183.3 椭圆形封头的可靠性设计.183.4 开孔补强的可靠性设计.204 结论.25参考文献.26致 谢.27外文翻译.28附 件.41宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计1 前言前言1.1 选此课题的背景二次世界大中，由于雷达经常出现故障, 推动

5、了电子设备的可靠性研究。五十年代奠定了可靠性设计的理论基础。此后,可靠性技术在国外发展迅速，现已广泛应用于宇航、核电站、机械等工业中。1在石油化学工业中, 压力容器的安全性十分重要。世界工业先进国家, 压力容器事故率为台年，我国则高达台年，可见问题严重。分析事51042 102故原因，有设计、材质、制造、使用、检验等，而不按可靠性设计也是因素之一。目前国内外压力容器设计规范均系常规设计。可靠性设计又称概率设3 4计, 是一种新的设计方法。目前，我国压力容器大都按照有关的标准，将各参数视为确定量，依据给定的安全系数进行设计。这种常规的设计方法简单直观，并具有较高的安全性，但也存在如下不足之处：1

6、，由于没有考虑压力容器的强度、应力及各几何参数的不确定性引起的误差而与实际情况不符，不能保证绝对安全；2，安全系数根据长期的实践经验定出，一般较为保守，容易造成材料的浪费；3，简单的安全系数没有反映出压力容器的可靠性程度以及影响其安全的因素。随着科学技术的突飞猛进，压力容器强度与载荷的测试水平不断提高，根据大量的试验数据，人们对各参数的随机性有了一定的认识，因此把可靠性设计方法引入压力容器的设计已成为发展趋势。所谓可靠性设计是假设各参量都为随机变量，根据试验数据及工作环境确定其概率特征，再按照由压力容器的重要性定出的可靠度进行设计的方法。1.2 压力容器的应用石油、化工、医药等产品是按照一定的

7、工艺过程，在一定的条件下利用与之相匹配的机械设备生产出来的。随着科学技术的进步和工业生产的发展，特别是国民经济领域持续稳定，压力容器已在石油、化工、轻工、医药、环保、冶金、食品、生物工程及国防等工业领域以及人们的日常生活中得到广泛应用，且数量日益增大，大容器的设备也越来越多。例如，生产尿素就需要与之配套宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计的合成塔、换热器、分离器、反应器、储罐等压力容器；加工原油就需要与原油生产工艺配套的精馏塔、换热器、加热炉等压力容器；此外，用于精馏、解析、吸收、萃取等工艺的各种塔类设备也为压力容器；用于流体加热、冷却、液体汽化、蒸汽冷凝及废热回收的各种热交换器仍属于压

8、力容器；石油化工中三大合成材料生产中的聚合、加氢、裂解等工艺用的反应设备，用于原料、成品及半成品的储存、运输、计量的各种设备等都是压力容器。据统计，化工厂中80%左右的设备都属于压力容器的范畴。压力容器种类多，操作条件复杂，有真空容器，也有高压超高压设备和核能容器；温度也存在从低温到高温的较大范围，处理的介质大多具有腐蚀性、或易燃、易爆、有毒、甚至剧毒。这种多样性的操作特点给压力容器从选材、制造、检验到使用、维护以致管理等诸多方面造成了复杂性，因此对压力容器的制造、现场阻焊、检验等诸多环节提出了愈来愈高的要求。压力容器涉及各个学科，综合性很强，一台压力容器从参数确定到投入正常使用，要通过很多环

9、节及相关部门的各类技术人员的共同努力才能实现。1.3 选此课题目的、来源和意义通常人们所说的“可靠性”指的是“可以信赖的”或是“可以信任的”。人们经常提到“万无一失”、“经久耐用”、“坚固牢靠”等，就反映了人们对可靠性的需求。因此设备的可靠性，特别是一些重要的设备，如国防军工设备、石油化工设备、核动力工程装备等的可靠性与国民经济、生产和人身安全息息相关。可以说，可靠性时时刻刻在我们身边。因此研究设备的可靠性显得十分重要和迫切。一个设备或系统，如航天器的发射和飞行，核电站的运行，石油化工生产等都是一个相当庞大的系统，其中都有若干分系统，而各个分系统又有多台整机组成，而每台整机又由许多个零部件组成

10、，各个零部件又有许多个元器件与管道、导线等相连，只要其中有一件失效，就可能造成整个机组和全系统发生故障，甚至酿成灾难性事故。如1986年美国“挑战者”号航天飞船的机毁人亡事故，就是由燃料系统密封圈的失效引起的。它在起飞后73s爆炸，造成七名宇航员丧生和12亿美元的直接经济损失。5对于过程装备及其控制系统而言，可靠性具有更特殊的意义。因为过度装备所处理的物料大多是易燃、易爆、有毒、有害的危险化学品。一旦发生故障，其后果将十分严重。为了提高安全性，降低风险值，近年来对于过程装备及其宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计控制系统都提出了严格的可靠性要求。如核电设备，故障率都应控制在/台710年一

11、下，石油化工也一样。常规设计无法计算压力容器的安全可靠度, 有时为了安全, 盲目加大安全系数, 这种做法不一定达到预期效果。可靠性设计一可对安全系数进行统计处理, 按指定的安全可靠度进行强度计算。反之也可按设备尺寸, 核算容器的可靠度。故采用可靠性设计所设计出来的不仅节省了材料，而且会更加合理。1.4 本次设计的模型及数据随着我国化学工业的蓬勃发展，各地建立了大量的液化气储配站。对于储存量小于 5003m 或单罐容积小于 1503m时一般选用卧式圆筒形储罐。液化气储罐是储存易燃易爆介质直接关系到人民生命财产安全的重要设备。因此属于设计、制造要求高、检验要求严的三类压力容器。本次设计的为 100

12、3m液化石油气储罐设计即为此种情况。液化石油气贮罐是盛装液化石油气的常用设备, 由于该气体具有易燃易爆的特点, 因此在设计这种贮罐时, 要注意与一般气体贮罐的不同点, 尤其要注意安全, 还要注意在制造、安装等方面的特点。目前我国普遍采用常温压力贮罐, 常温贮罐一般有两种形式: 球形贮罐和圆筒形贮罐。球形贮罐和圆筒形贮罐相比: 前者具有投资少, 金属耗量少, 占地面积少等优点, 但加工制造及安装复杂, 焊接工作量大, 故安装费用较高。一般贮存总量大于 5003m或单罐容积大于 2003m时选用球形贮罐比较经济; 而圆筒形贮罐具有加工制造安装简单, 安装费用少等优点, 但金属耗量大占地面积大, 所

13、以在总贮量小于 5003m, 单罐容积小于 1003m时选用卧式贮罐比较经济。圆筒形贮罐按安装方式可分为卧式和立式两种。在一般中、小型液化石油气站内大多选用卧式圆筒形贮罐, 只有某些特殊情况下(站内地方受限制等) 才选用立式。本文主要讨论卧式圆筒形液化石油气贮罐的设计，卧式液化石油气贮罐设计的特点。卧式液化石油气贮罐也是一个储存压力容器, 也应按 GB150钢制压力容器进行制造、试验和验收; 并接受劳动部颁发压力容器安全技术监察规程(简称容规) 的监督。液化石油气贮罐, 不论是卧式还是球罐都属第三类压力容器。贮罐主要有筒体、封头、人孔、支座以及各种接管组成。贮罐上设有液相管、液相回液管、气相管

14、、排污管以及安全阀、压力表、温度计、液面计等。在此，我们以液化石油气储罐为例，其已知参数如表 2-1 所示：宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计表 1-1：设计数据序号项目数值单位备注1名称403m液化石油气储罐2用途液化石油气储配站3设计压力1.57MPa4工作温度20C。5公称直径2400mm6公称容积403m7单位容积充装量0.42t/3m8装量系数0.99工作介质液化石油气（易燃）10其他要求100%无损检测宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计2 2 压力容器的常规设计压力容器的常规设计2.1 主要元件材料的选择2.1.1 圆筒体材

15、料的选择根据过程设备设计附表 4-1 压力容器材料，选用筒体材料为低合金钢16MnR（钢材标准为 GB6654） 170tMPa。16MnR 适用范围：用于介质含有少量硫化物，具有一定腐蚀性,壁厚较大（8mm）的压力容器。2.1.2 鞍座材料的选择根据 JB/T4731,鞍座选用材料为 Q235-B，其许用应力 147saMPa。2.1.3 地脚螺栓材料的选择地脚螺栓选用符合 GB/T 700 规定的 Q235，Q235 的许用应力 147btMPa。2.2 设备厚度的设计2.2.1 圆筒厚度的设计计算压力cP：液柱静压力: 1550 9.81 2.412949.2PghPa 461/1.29

16、492 10 /1.57 105%PP 故液柱静压力可以忽略，即。1.57cPPMPa圆筒的厚度在 616mm 范围内，查过程设备设计表 4-1 钢板许用应力，可得：在设计温度下，屈服极限强度345sMPa， 许用应力20C t170MPa。该容器需 100%探伤，所以取其焊接系数为1.0。利用中径公式，计算厚度：。1.57 240011.132 2 170 1.57citcPDmmP 查标准 HG20580-1998钢制化工容器设计基础规定表 7-1 知，钢板厚度宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计负偏差为 0.25mm，而有 GB150-1998 中 3.5.5.1 知，当钢材的厚度

17、负偏差不大于0.25mm，且不超过名义厚度的 6%时，负偏差可以忽略不计，故取10C 。查标准 HG20580-1998钢制化工容器设计基础规定表 7-5 知,在无特殊腐蚀情况下，腐蚀裕量2C不小于 1mm。在这取2C=1。则筒体的设计厚度，圆整后，取1211.130 112.13nCCmm 名义厚度，查标准取。有效厚度。13nmm14nmm1213enCCmm2.2.2 封头厚度的设计查标准 JB/T4746-2002钢制压力容器用封头中表 1，得公称直径，选用标准椭圆形封头,型号代号为 EHA，则 22iiDh，根2400iDNDmm据 GB150-1998 中椭圆形封头计算中式：1.57

18、 240011.12 0.52 1 1700.5 1.57citcPDmmP 同上，取21Cmm，10C 。则封头的设计厚度圆整后，取封头的名义厚度11.10 112.1dmm ，查标准取。有效厚度。封头型记作：EHA 13nmm14nmm13emm2400 x14-16MnR JB/T4746。2.3 筒体和封头的结构设计2.3.1 封头的结构尺寸（封头结构如图 2-1）：根据公称直径 DN 查标准 JB/T4746-2002钢制压力容器用封头中表B.1 EHA 椭圆形封头内表面积、容积，如下表 2-2：表 2 ：EHA 椭圆形封头内表面积、容积公称直径 DN /mm总深度 H /mm内表面

19、积 A/2m容积V封/3m24006406.54531.9905宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计图 2-1由，得。22()DiHh24006404044iDhHmm2.3.2 筒体的长度计算，而充装系数为 0.9，则：224iVDLV封2V=D0.94iLV封即 计算得 L=5.6m。240=2.41.99050.94L2.4 鞍座的选型和结构设计2.4.1 鞍座选型支座采用 JB/T 4712鞍式支座中鞍式支座，该卧式容器采用双鞍式支座。根据 JB/T 4731，鞍座选用材料为 Q235-B，其许用应力。 147saMPa估算鞍座的负荷：储罐总质量12342mmmmm筒体质量：1m

20、。331= DL=3.14 2.4 9.4 14 107.85 10 =7785.14kgm2m单个封头的质量：查标准 JB/T4746-2002钢制压力容器用封头中表B.2 EHA 椭圆形封头质量，可知，。2=706.0kgm3m充液质量：液化石油气水，故243=1000 (2.49.42 1.9905)=4.648 10 kg4mV 水宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计4m附件质量：查表 23-1-31 人孔质量为 297kg，其他接管质量总和估为400kg，即。4=697kgm综上所述，4123425.28 10mmmmmkg,每个鞍座承受的重量为。35.1744 10GmgKN

21、32.5872 10 KN由此查 JB4712.1-2007 容器支座，选取轻型，焊制为 BI,包角为，有垫120板的鞍座。查 JB4712.1-2007 表 6 得鞍座结构尺寸如下表 2-3：表 2-3：鞍式支座结构尺寸公称直径DN2400腹板2104b400允许载荷Q/kN4363l26648鞍座高度h2502b208垫板e501l17203b288螺栓间距2l15201b240筋板38螺孔/孔长D/l24/54底板112垫板弧长2800鞍座质量Kg2092.4.2 鞍座位置的确定因为当外伸长度 A=0.207L 时，双支座跨距中间截面的最大弯矩和支座截面处的弯矩绝对值相等，从而使上述两截

22、面上保持等强度，考虑到支座截面处除弯矩以外的其他载荷，面且支座截面处应力较为复杂，故常取支座处圆筒的弯矩略小于跨距中间圆筒的弯矩，通常取尺寸 A 不超过 0.2L 值，为此中国现行标准 JB 4731钢制卧式容器规定 A0.2L=0.2（L+2h） ，A 最大不超过 0.25L.否则由于容器外伸端的作用将使支座截面处的应力过大。由标准椭圆封头2,402()4iiDDmmHh有h=H -故0.2(2 )0.2(110002 40)2216ALhmm 鞍座的安装位置如图 2-2 所示：此外，由于封头的抗弯刚度大于圆筒的抗变钢度，故封头对于圆筒的抗弯钢度具有局部的加强作用。若支座靠近封头，则可充分利

23、用罐体封头对支座处宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计圆筒截面的加强作用。因此，JB 4731 还规定当满足 A0.2L 时，最好使 A0.5R m（2RinmR）,即 ,由技术特性尺寸可知A=R120071207mmm。550mm图 2-22.5 接管、法兰、垫片、螺栓和人孔的选择2.5.1 接管和法兰液化石油气储罐应设置排污口，气相平衡口，气相口，出液口，进液口，人孔，液位计口，温度计口，压力表口，安全阀口，排空口。接管和法兰布置如图 2-3 所示，法兰简图如图 2-4 所示：图 2-3查 HG/T 20592-2009钢制管法兰中表 8.2 3-1 PN10 带颈对焊钢制管法兰，选

24、取各管口公称直径，查得各法兰的尺寸。宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计查 HG/T 20592-2009钢制管法兰中附录 D 中表 D-3,得各法兰的质量。查 HG/T 20592-2009钢制管法兰中表 3.2.2，法兰的密封面均采用MFM（凹凸面密封） 。图 2-4接管和法兰尺寸如表 2-4：表 2-4：接管和法兰尺寸法兰颈序号名称 公称直径DN钢管外径法兰焊端外径法兰外径D螺栓孔中心圆直径K螺栓孔直径 L螺栓孔数量n（个）螺栓Th法兰厚度CNS1HR法兰高度H法兰质量a排污口 8089B200160188M16201053.2106504b气相平衡口8089B200160188M

25、16201053.2106504c气相口 8089B200160188M16201053.2106504d出液口 8089B200160188M16201053.2106504e进液口 8089B200160188M16201053.2106504f人孔500530B670620 26 20 M24285627.1161290 39.5g1-2 液位计口3238B140100184M1218402.364402h温度计口2025B10575144M1218402.364401m 压力表口2025B10575144M1218402.364401n安全阀口100108B220180188M1620

26、1313.6128524.5s排空口 5057B165125184M1618742.985452.52.5.2 垫片宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计查 HG/T 20609-2009钢制管法兰用金属包覆垫片 ，得如表 2-5：表 2-5 垫片尺寸表符号管口名称公称直径内径 D1外径 D2a排污口80109.5142b气相平衡口80109.5142c气相口80109.5142d出液口80109.5142e进液口80109.5142f人孔g1-2液位计口3261.582h温度计口2045.561m压力表口2045.561n安全阀口80109.5142s排空口5077.5107注：1：包覆

27、金属材料为纯铝板，标准为 GB/T 3880，代号为 L3。 2：填充材料为有机非石棉纤维橡胶板。3：垫片厚度均为 3mm。2.5.3 螺栓（螺柱）的选择查 HG/T 20613-2009 钢制管法兰用紧固件中表 5.0.7-9 和附录中表A.0.1,得螺柱的长度和平垫圈尺寸如表 2-6：表 2-6 螺栓及垫片紧固件用平垫圈 mm公称直径螺纹螺柱长1d2dha80M169017303b80M169017303c80M169017303d80M169017303e80M169017303f500M2412525444宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计g1-232M168517303h20

28、M127513242.5m20M127513242.5n80M169017303s50M1685173032.5.4 人孔的选择根据 HG/T 21518-2005回转盖带颈对焊法兰人孔 ，查表 3-1，选用凹凸面的法兰，其明细尺寸见下表 2-7： 表 2-7 人孔尺寸表 单位：mm密封面型式凹凸面MFMD7301b430d30公称压力 PN MPa101D6602b48螺柱数量20公称直径 DN5001H280A405螺母数量40wds530 122H123B200螺柱尺寸33 2 170M d504b44L300总质量 kg3022.6 容器的开孔补强设计根据 GB150 中 8.3，当设

29、计压力小于或等于 2.5MPa 时，在壳体上开孔，两相邻开孔中心的间距大于两孔直径之和的两倍，且接管公称外径不大于 89mm时，接管厚度满足要求，不另行补强，故该储罐中只有 DN=500mm 的 人孔需要补强。2.6.1 补强设计方法判别按 HG/T 21518-2005,选用回转盖带颈对焊法兰人孔。开孔直径225002 2504iddCmm 宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计2400120022iDdmm故可以采用等面积法进行开孔补强计算。接管材料选用 10 号钢，其许用应力，根据 GB150-1998 中式 108tMPa8-1，其中：壳体开孔处的计算厚度，接管的(1)etrAdf

30、=11.13mm有效厚度。1212etntCCmm强度削弱系数，所以开孔所需补强面积为： 1080.635 170tnrrf22(1)504 142 12 14 0.3657178.64etrAdfmm 2.6.2 有效补强范围(1) 有效宽度 B 的确定按 GB150 中式 8-7，得：121222 5041008225042 142 12556max(,)1008nntBdmmBdmmBB Bmm (2) 有效高度的确定A 外侧有效高度的确定1h根据 GB150 中式 8-8，得：1504 1277.8nthdmm=接管实际外伸高度= 1h1270Hmm111min(,)77.8hh hm

31、mB 内侧有效高度的确定2h根据 GB150-1998 中式 8-9，得：2504 1277.8nthdmm，。20h211min(,)0hh h2.6.3 有效补强面积 根据 GB150 中式 8-10 式 8-13，分别计算如下：123eAAAA宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计(1) 筒体的多余面积1A12()()2()(1)(1008504)(12 11.13)2 12(12 11.13)(1 0.635)430.86eeterABdfmm (2) 接管多余的面积2A接管厚度：1.57 5002.32 0.52 170 1 0.5 1.57cittcPDmmP 212222 (

32、)2()2 77.8(122.3) 0.6350958.4ettretrAhfhCfmm(3) 焊缝金属截面积3A焊角取，6.0mm223162362Amm2.6.4 补强面积2123=430.86958.436=1425.26eAAAAmm因为，所以开孔需另行补强。27178.64eAAmm所需另行补强面积：247178.64 1425.265753.38eAAAmm补强圈设计：根据 DN500 取补强圈外径。因为，所以在有效补强范840DmmBD围。补强圈内径,补强圈厚度：5302532dmm,圆整取名义厚度为。45753.3815.7840532AmmDd16mm2.7 容器强度的校核2

33、.7.1 水压试验应力校核试验应力： 则，1.25TPP1.25 1.571.9625TPMPa61.9625(550 9.81 2.4 10 )2.09TTPPghMPa为使液压试验时容器材料处于弹性状态，在压力试验前必须校核试验时圆筒的薄膜应力，则T宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计，()2.09 (2400 12)210.04522 13TieTPDMPae又 。0.90.9 1 345310.5TsMPa 所以，液压试验合格。2.7.2 圆筒轴向弯矩、应力计算及校核A 圆筒弯矩计算工作时支座反力1258.722FGKN 600ihHhmm圆筒中间截面上的弯矩：22122212(

34、)44413258.72 9.4 12 (1.2070.6 )/9.44 0.55560.57414 0.6/3 9.49.4aiiRhF LAMhLLKNm 鞍座处横截面弯矩：222220.551.2070.6119.42 0.55 9.42258.72 0.5545.1544 0.6113 9.43miiRhALALMFAKNmhL 宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计图 2-5B 筒体轴向应力计算及校核（1）圆筒中间横截面上，由压力及轴向弯矩引起的轴向应力最高点处： 11221.57 1.2075.6075021.4122 0.0133.14 1.2070.013caeaePRMM

35、PaR 最低点处：12221.57 1.2075.60750167.222 0.0133.14 1.2070.013cmemePRMMPaR（2）由压力及轴向弯矩引起的轴向应力因鞍座平面上0.5mAR，即筒体被封头加强，查 JB/T 4731-2005 表 7-1 可得K1=1.0，K2=1.0鞍座横截面最高处点轴向应力：232211.57 1.20745.15148.822 0.0133.14 1.2070.013cmemePRMMPakR鞍座横截面最低点处轴向应力：1223.042cmemePRMMPaR 宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计（3）筒体轴向应力校核因轴向许用临界应力由

36、30.0940.094 131.018 101200eaAR根据圆筒材料查图 4-8 可得53222 101.018 10135.733BEAMPa ， min( , )135.7ttcrBMPa0 min(0.8,)135.7creLRBMPa， 合格。23, 170tMPa ， 合格。14|,| 130tcrMPa， 合格。14|,| 130TTcrMPa2.7.3 筒体和封头中的切向剪应力计算与校核因m2RA，带来的加强作用，查 JB/T4731-2005 表 7-2 得K3=0.88，K4=0.401，其最大剪应力位于靠近鞍座边角处，因圆筒=0.8，3360.88 258.72 101

37、4.51207 13 10mek FMPaR ，故有，切向剪应力校核合格。 0.8 170136tMPa 136tMPa2.7.4 封头中附加拉伸应力346258.72 100.4016.61207 13 10hmeFKMPaR由内压力引起的拉伸应力 （K=1.0）1 1.572.4144.922 0.013iheKPDMPa， 合格。1.25 1.25 170 144.967.6thh2.7.5 筒体的周向应力计算与校核圆筒的有效宽度，当容器焊在支座上时，取1 . 0k，查2208bmmJB/4731-2005 表 7-3 可得560.76,0.0132KK。(1).鞍座在横截面最低点处周向

38、应力宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计35520.1 0.76 258.72 107.270.013 0.208ekK FMPab (2).鞍座角边处的周向应力因为，则94007.78881207aLR662221225872012 0.0132 2587268.544 0.013 0.0289.4 0.013meeK FRFMPabL (3).应力校核56| 7.27 170| 68.51.25 1.25 170212.5,ttMPaMPa合格2.7.6 鞍座应力计算与校核（1）腹板水平应力及强度校核：由可得，水平分力12090.204K ，90.204 258.7252.78sFK

39、FKN计算高度，11min(,)min(1207,250)25033smHRH鞍座腹板厚度，010bmm鞍座有效断面平均应力：。9052780=21.112250 10ssFMPaH b（2）鞍座有效断面应力校核 s鞍座材料 Q235-B 的许用应力=235MPa s，合格。9221.112 156.673sMPa（3）腹板与筋板组合截面应力计算及校核圆筒中心线至基础表面距离：4120725081465vmHRhmm查表知：地震强度为 7 度（0.1g）时，水平地震影响系数0.08，则轴向力。0.08 517.4441.4EFGKN宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计筋板面积：21232

40、08 81664Abmm 腹板面积：221213313213(20)(172020) 1017000/ 2 10 151720/ 2 10 152668561/ 2561 8/ 2565565266831Almmxllmmzxmmzzlmm则：21266 1664 1700026984saAAAmm形心：1226()/ 26 1644 (208 10)/ 240.3326984csaA bymmA22208 1040.3368.6722ccbyymm33222321112332292(20)23()1212208 810(172020)231664 (565831 )12127.45 10yb

41、lIA zzmm33322211233372(20)6()1212208 1010 (172020)6(1664 68.67)17000 40.3312123.75 10zccblIA yA ymm腹板与筋板组合截面断面系数：max1max196max75max5/ 2 10240/ 2 10110/ 2 101720/ 2 10850/7.45/850 108.76 10/3.75/110 103.41 10min(,)3.41 10ryyrzzrryrzbmmZlmmZIZZIZZZ取鞍座底板与基础间（水泥）静摩擦系数,0.4f 因为，故，则 1fEFfmg宁夏大学机械工程学院 2011

42、届毕业设计352(2 )258.72 1041.4 25041.4 1465269842 3.41 1026984 (94002 550)36.58EvEsasarsaF HF hFAZAlAMPa ，合格。| 1.2 1.2 235282sasMPa（4）地震引起的地脚螺栓应力鞍座上地脚螺栓 n=2,筒体轴线两侧螺栓间距。21520lmm每个地脚螺栓的横截面积：22213.14 24452.1644btADmm倾覆力矩：EVM=41.4 1.46560.65EvF HKNm地脚螺栓应力：3660.65 10402 1.72 452.16 10EVbtbtMMPanlA地脚螺栓选 GB/T70

43、0 规定的 Q235， 147tMPa，合格。1.25 183.75bttMPa地脚螺栓切应力：64140022.894 452.16 10EbtbtFMPan A，合格。0.8 117.6bttMPa2.8 液化石油气储罐的焊接筒体的焊接和封头与筒体的焊接采用 X 型坡口，因为同厚度下减少焊接量约 1/2,焊接变形及产生内应力也小。壳体与钢管的连接为角接接头。宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计3 3 压力容器的可靠性设计压力容器的可靠性设计压力容器的常规设计方法对于某些安全系数的选取带有很大的主观性和随机性，另外，由于对设计参数的统计规律缺乏了解，在设计时为了安全有可能将安全系数选取

44、偏大，这样导致结构尺寸偏大，成本提高。显然，常规设计方法存在如下不足之处：1.安全系数根据长期的实践经验定出，一般较为保守，容易造成材料的浪费；2.没有考虑压力容器的强度、所受压力和温度等参数的不确定性引起的误差，不能保证绝对安全；3.选用某一特定安全系数所设计的压力容器，其失效的概率为多少，或者到底有多大的可靠性，不得而知。事实上，实际的压力容器强度、几何尺寸均受到许多随机因素的影响，如材料成分的不均匀性，生产工艺的波动，几何尺寸的随机误差等，同样其所受的载荷也不可能为定值。可见，强度及应力在多数情况下都是随机变量。因此把可靠性设计方法引入压力容器的设计已成为发展趋势。所谓可靠性设计是假设各

45、参量都为随机变量，根据试验数据及工作环境确定其概率特征，再按照由压力容器的重要性定出的可靠度进行设计的方法。压力容器的可靠性问题是一个综合性问题，它与设计、制造、维护及使用等各个阶段密切相关。而设计决定了产品的可靠性水平，即产品的固有可靠度。3.1 可靠性设计的原理3.1.1 原理机械零件的可靠性设计，是以应力一强度分布干涉理论为基础的。由该理论的可靠度、失效概率计算可知，为了计算机械零件的可靠度，首先应确定应力分布与强度分布。当应力与强度均呈正态分布时，可靠度的计算便可大大简化，可以用联结方程求出可靠性系数，然后利用标准正态分布表求出可靠RZ6度。当应力 和强度 均呈正态分布时，随机变量的概

46、率密度函数可分别表S达为 211( )exp() 22sssSuf SS 211( )exp() 22sssuf SS 宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计式中，与分别为应力及强度的均值与标准差。suu,s S令，则根据正态分布的加法定理可知，随机变量也是正态分yS6y布的，且其均值与标准差分别为：，而随机变yuy=ysuuu22ys量的概率密度函数则为:y 211( )exp() 22yyyyuh yS 当或时产品可靠，故可靠度可表达为：S0ySR2011= (0)exp() 22yyyyuR P ydy令，则时，的下限为yyyuz0y z220=ysysuuuz当时，的上限也是，即，

47、将上述关系代入，得y zz R22222211=22ysyszzuuuRedzedz式将应力分布函数、强度分布参数和可靠度三者联220=ysysuuuz系起来，称为“联结方程” ，是可靠性设计的基本公式。称22sRsuuZz 为可靠性系数。由标准正态分布的对称性，还可将写为：R22222211=22sRsuuzzZRedzedz 已知可靠性系数值时，可从标准正态分布表差得可靠度值，也可给定RZR值求可靠性系数。 RRZ3.1.2 设计目标利用可靠性设计时，要保证容器具有一定的可靠性，即应满足容器的实际可靠度,R是压力容器的许用可靠度，确定许用可靠度时一般可按照R R 下述原则进行：宁夏大学机械

48、工程学院 2011 届毕业设计1） 零部件重要性对于故障引起的严重事故，造成重大经济损失的重要零部件，应选较高R值。大多数的压力容器属于此类。对于故障仅使设备停止工作，不会引起严重事故而且易于更换维修的一般零部件，R可选小一些。2） 计算载荷类别当按工作状态最大载荷计算静强度时，应选较高的R值；当按非工作状态最大载荷或特殊载荷（如安装载荷、事故冲击载荷等）进行静强度验算时，可选取较小的R值。这是由于后2 种载荷出现的概率远小于第1 种载荷，而且即使发生故障，所造成的事故及经济损失也较工作状态时发生故障为小。3） 经济性零件强度可靠性的提高，需要在材料、工艺和设备等方面采取相应措施，这样将会增加

49、生产费用和成本，但是维修费用却由于可靠性的提高而减少了。若 表示生产费用， 表示维护费用，则总费用 ，PCmCtPmCCC费用与可靠度的关系可定性地表示为如图3-1。最佳的R应该是使得 最tC小。3.1.3 压力容器可靠性设计的步骤进行压力容器可靠性设计具体步骤如下：1. 确定许用可靠度R及强度储备系数n；2. 按R=R，计算零件的故障概率=1-R ；F3. 由 值查标准正态分布表，确定可靠度指数 ；F4. 确定材料承载能力（载荷）的分布参数；xx、5. 由 值求；y6. 由均值并根据应力与尺寸的关系，确定相应的壁厚尺寸。y具体过程图框见图3-2。宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计图3

50、-1 可靠性与费用的关系图3-2 可靠性设计过程图框3.2 圆筒厚度的可靠性设计3.2.1 理论推导假设强度和应力都为随机变量，且服从正态分布，则由强度应力干涉模型理论得可靠度，其中为可靠性指数，与可1212dtRe宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计靠度一一对应：2222()()xyxyxyxxyycc式中，为强度均值；为应力均值；为强度标准差；为应力标准差。xyxy为强度变差系数，为应力变差系数。xxxcyc由压力容器的应力计算公式，筒体最大应力，式中，为筒体RPyR半径，为筒体承受的压力，为筒体厚度。应用基本函数法，应力的均值和P标准差分别为：RPy 2222222222()()(

51、)()()()RPRPyPRyyyPR 式中，表示的平均值，表示的标准差。RP、RP、RP、RP、对于相对重要而且工作环境恶劣、承受应力复杂的设备，考虑到决定载荷及应力等现行计算方法具有一定的误差，为了使零件具有一定的强度储备，可以把零件工作应力的均值扩大n 倍作为零件受力时的极限状态，n 称为强度储备系数。必须指出，该系数不是常规设计中的安全系数。此时，式可改写为。该式2222()()xyxyxyxxyycc22xyxyn揭示了可靠性指数与强度储备系数之间的关系。式中强度储备系数一般取n=1.0-1.25。3.2.2 具体设计计算壳体材料为，屈服极限值为，钢板尺寸的变差系数16MnR325M

52、Pa=0.03-0.05，设计压力=,其允许的变化范围是温度为CP1.57MPa0.49MPa，壳体内径，允许其变化范围是，屈服强度变化系数20C2400Dmm4mm，焊缝系数取 1.0，我们要求此容器的允许破坏率为。设所有量0.07xC 1510皆服从正态分布，则有:圆筒半径：，=1200Rmm20.6673Rmm宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计设计压力：，1.57PMPa0.490.1633PMPa材料强度：，325xMPa325 0.0722.75xMPa筒体壁厚：=0.04应力均值：1200 1.571884=RPy 应力标准差：22222222222222()()()120

53、01.571200 1.57= () 0.163() 0.667() 0.04424.55=RPRPyPR （）允许破坏率为，则可靠度，查标准正态函数表得，5100.99999R =0.47选取强度储备系数,即：1.0n 22221884325 1.0=0.47424.5522.75xyxyn （）解得：,将其圆整为。故此容器的壁厚为=。=7.83mm8mm8mm通过对圆筒的厚度进行可靠性设计的结果，与常规设计的结果进行比较可以看出，可靠性设计不仅节省了材料，更主要的是它定量地反映了容器的可靠程度或者说容器的破坏概率。3.3 椭圆型封头的可靠性设计可靠性设计，是在零部件的强度计算中，考虑工作应

54、力和材料强度数据的离散性，并用概率统计理论，将零部件在工作过程中的故障概率，控制在很小的数值内，从而获得重量轻、体积小、可靠性高的零部件。压力容器零部件的可靠性设计，就是把与设计有关的参数、变量、数据都看作是符合某种概率分布的的统计量，应用概率与数理统计理论及强度理论，求出给定设计条件下零部件产生破坏的概率公式。应用这些公式，就可以在给定可靠度下求出零部件的尺寸、寿命等或者有已知条件求出可靠度。宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计3.3.1 理论推导以标准椭圆形封头为例，设椭圆形封头的壁厚为，长短轴之比为。t2ab在椭圆形封头的顶点处有：且2,yaRRb( )2yPa aPaSStbt在

55、椭圆形封头的赤道上有：22122,(2)()2yaPaPaaPaRRaSSbttbt 且，压应力已知长轴的均值及标准差，壁厚 的均值及标注差，则的均值及标aauatat准差为：6 aattuuu222221ataatttuuu所以顶点应力的均值及标准差分别为： sPatuu u2222sPaaPttuu在标准椭圆形封头的赤道上的应力及标准差（因为压应力，只考虑）:SrS 2rPsatuuu222212rsPaaPttuu对于椭圆形封头顶点，可靠性系数为：22sssRu uZz 椭圆形封头的赤道上，可靠性系数为：22srsrsRu uZz 由可靠性系数值，可从标准正态分布表查得椭圆形封头顶点的可

56、靠度RZ6和其赤道上的可靠度。RR3.3.2 具体的设计计算标准椭圆形封头的内径，壁厚（常规(24004)iDamm(140.2)tmm宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计设计壁厚） ，设计压力，工作温度为，材料，焊(1.570.5)PMPa20C16MnR缝系数，屈服极限均值，可靠度不小于，即失1.0325sMPa0.99999R 效概率不大于。在外界因素的影响下，内径、壁厚、设计压力都有一定的510变化范围。根据已知条件，得设计压力的均值：P1.57PuMPa设计压力标准差取压力波动数值的，则P1/360.5/30.167PMPa封头壁厚的均值为：，封头壁厚的标准差取偏差数值的,则1

57、4tumm61/3。0.20.0673tmm 根据，取的屈服极限作为工作强度，则强度的均值150 1998GB816MnRs为。325suMPa由变差系数的定义，取变差系数为0.07，则强度的标准差为：60.070.07 32522.75suMPa又2400171.4314aattuuu222222221114024000014ataatttuuu 所以顶点应力的均值及标准差分别为：1.57 171.43269.145sPatuu uMPa2222220 171.430.167819.61sPaaPttuuMPa在标准椭圆形封头的赤道上的应力及标准差:296.145148.072522rPsa

58、tuuuMPa宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计222211819.61409.822rsPaaPttuuMPa对于椭圆形封头顶点，可靠性系数为：2222325 269.1456.8222.75819.61sssRu uZz 椭圆形封头的赤道上，可靠性系数为：2222325 148.072510.6522.75409.8srsrsRu uZz 由可靠性系数和，可分别从标准正态分布表查得椭圆6.82RZ 10.65RZ 6形封头顶点的可靠度，椭圆形封头的赤道上的，0.999991R 0.999991R 满足强度可靠性校核要求。从计算结果可以看出，可靠性设计的失效概率小于，可靠度大于510

59、0.99999，椭圆形封头的可靠度接近1，常规设计是偏安全的。3.4 开孔补强的可靠性设计压力容器常常因为维修和操作的需要，设有各种形状的开孔。例如为了测量压力、温度和液面高度，需要在压力容器上安装接管，以便连接各种测量仪表；为了更换零部件及检修后的清洗等，需要开有手孔、检查孔和人孔。开孔后的压力容器在器壁开孔附近应力增加，从而产生应力集中，给压力容器的安全操作带来隐患，通常需要进行补强设计。常规的补强设计方法是假设各个设计变量为确定量，根据给定的安全系数进行设计。该方法容易造成材料的浪费，并且由于没有考虑压力容器的应力、强度和各几何参数的不确定性引起的误差与实际情况不符，因此安全性得不到保证

60、。基于可靠性理论的设计方法是假定设计变量为随机变量，根据可靠度或失效概率进行设计。该方法不仅能节省材料，还能提前估算出压力容器的可靠程度。由于压力容器的几何尺寸、强度均受到很多随机因素的影响，因此把可靠性理论引入压力容器开孔补强分析已经成为发展趋势。压力容器的开孔补强设计的基本要求是安全性与经济性的统一，在保证安全的前提下尽可能做到经济，经济性包括制造过程的经济和经济的维修。基于可靠性理论压力容器的开孔补强设计是考虑各种随机因素的影响，将全部或大部分参数作为随机变量进行分析，通过分析建立统计模型，然后运用概率统计方宁夏大学机械工程学院 2011 届毕业设计法进行设计计算，使设计结果更符合实际需