压力容器学习讲义-压力容器设计人员培训教材

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(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。 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》 : 3 1. 极度危害:<0.1mg/m ; 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) 。 3 (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.m ) 。 3 (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.m ) 。

(6) (7) (8) (9)

高压、中压管壳式余热锅炉。 中压搪玻璃压力容器。 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。 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) 。 3) (10) 球形储罐(容积大于等于 50 m 。 (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δ n 大于 25mm 的 20R 和δ n 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δ min 按下列规定: 1. 对碳素钢和低合金钢容器:δ min≥3mm。 2. 对高合金钢容器:δ min≥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σ b 常温或设计温度 下的屈服点σ s 或σ st ns ≥1.6 设计温度下经 10 万 小 时 断 裂 的持久强度 σ D’ nD ≥1.5 设计温度下经 10 万 小 时 蠕 变 率为 1%的蠕变 极限 σ n nn ≥1.0

Nb 碳素钢、低合金 钢、铁素体高合 金钢 奥氏体高合金钢 ≥3.0

≥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 0.9 σ st.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σ s ns 3. 7 2.5 3. 5 4. 3.0 5. 2.7 1. 6 1.5 1.5 设计温度下经 10 万 小 时 断 裂 的持久强度 σ D’平均值的 nD

碳素钢 低合金钢、 马氏体 高合金钢 奥氏体高合金钢

≤M22 M24~M48 ≤M22 M24~M48 ≥52 ≤M22 M24~M48

热轧、正火 调质

固溶

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 ]1δ 1+[σ ]2δ 2 [σ ]= ————— δ 1+δ 2 δ 1—基层钢板的名义厚度

δ 2—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 PT 按下式确定: PT=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 PT 按下式确定: PT=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=σ 1。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=σ 1-σ 3,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=
2 1 (? 1 ? ? 2 ) 2 ? (? 2 ? ? 3 ) ? (? 3 ? ? 1 ) 2 2

(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 ]tυ -Pc 适用范围为:Do/Di≤1.5 或 P≤0.4[σ ]tυ 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 ]tυ -0.5Pc 适用范围为: 或 P≤0.6[σ ]tυ 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/δ e≥20)的有效厚度如何计算? 1. 假设δ n 令δ e=δ n-C,定出 L/D0 和 D0/δ n.

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/δ e 2AE 或 [P]= ------------3(D0/δ e) 4.[P]应大于或等于 Pc,否则须再假设名义厚度 δ n,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δ n。 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:

M ?

1? Ri ? ?3 ? ? 4? r ?

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:

K?

1? Di 2 ? ?2 ? ( 2hi ) ? 6? ?

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

??

MPcRi 2[? ]t ? ? 0.5Pc
1? Ri ? ?3 ? ? 4? r ?

式中 M 为封头形状系数: M ?

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: ? ?

KPcDi 2[? ]t ? ? 0.5Pc

式中 K 为封头形状系数: K ?

1? Di 2 ? 2?( ) 6? 2hi ? ? ?

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: ? ?

QPcDi 2[? ]t ? ? Pc

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δ e=δ n-C,定出 Ri/δ e b. 按下式计算系数 A A=0.125/ c.

Ri ?e

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]=

B Ri ?e



[P]=

0.0833 E ( Ri / ?e) 2

d. [P]应大于或等于 Pc,否则再假设名义厚度δ n 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 =

QPcDi 2[? ]t ? ? Pc

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:

??

QPcDi 2[? ]t ? ? Pc

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 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。 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:

??

PcDc 1 . t 2[? ] ? ? Pc cos a

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:

??

QPcDi 2[? ]t ? ? Pc

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:

??

QPcDis 2[? ]t ? ? Pc

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 2

0.5 Di?r Di ?r ; 对于小端, 应不小于 。 圆筒加强段的长度, 对于大端, 应不小于 2 0.5Di?r ; cos a cos a

对于小端,应不小于 Di?r 。 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 =

KPcDi 2[? ]t ? ? 0.5Pc

和过渡区相接处的锥壳厚度计算式:

δ =

fPcDi [? ] ? ? 0.5Pc
t

f ?

1?

2r (1 ? cos a) Di 2 cos a

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:

? ? Dc

PcK [? ]t ?

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 ?m ?

M Z

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 σ m≤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:υ 25×3.5、υ 32×3.5、υ 38×3.5、υ 45×4、υ 57×5、υ 65×5、 υ 76×6υ 89×6mm。 (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δ n≤38mm。 3. 补强圈厚度应小于或等于 1.5δ n。 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, 越大, a/b 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≤ 当其内径 Di>1500mm 时,开孔的最大直径 d≤ 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≤

1 Di ,且 d≤520mm; 2

1 Di ,且 d≤1000mm; 3

1 Di 2

1 Di ,Di 为开孔中心处的锥壳内直径。 3

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 (δ m-C)(1-fr) 对于内压容器中平盖开孔所需补强面积: A=0.5dδ p 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 (δ m-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:

(

Ap 1 ? ) P ? [? ] A? 2

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

( Di ? S ? C )( S ? C ) 或 D? 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+2δ n+2δ nt 取两者中较大值。 有效高度 h1= d?nt h1=接近实际外伸伸高度 取两者较小值

h2= d?nt

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)(δ e-δ )-2(δ nt-C)( δ e-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(δ nt-δ t-C)fr+2h2(δ nt-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,

Di

?0

? 300 , 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 bo 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: FG=3.14DGby 2. 操作状态下需要的最小垫片压紧力: Fp=2π DGbmPc 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 ]tf 与 2.5[σ ]nt 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:

σ H≤1.5[σ ]tf 与 1.5[σ ]nt 之较小值。 对图 9-1(c)所示的整体法兰: σ H≤1.5[σ ]tf 2.环向应力: σ T≤[σ ]tf 3. 径向应力: σ r≤[σ ]tf 4. 组合应力

? H ??T
2


?H ??R
2
≤[σ ]tf

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:

?1 ?

PcDi 4? ei
m1?1 g ?Di? ei

2. 操作或非操作时重力引起的轴向力。

?2 ?

3. 弯矩引起的轴向力

?3 ?

4 M 1?1 max ?Di 2? ei

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:σ 1-σ 2+σ 3≤K[σ ]tυ 对外压容器:-σ 2+σ 3≤K[σ ]tυ 2. 圆筒最大组合应力的校核 对内压容器σ 2+σ 3≤K[σ ]er 对内压容器σ 1+σ 2+σ 3≤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?

T 1 ? 90 .33 H

M 0H ? 10 ?3 3 E? e Di

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:

q0 1 2 = ?v0 2
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” 若其设计温度加 50℃高于-20℃,不必遵循低温压力容器的规定。 下。 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: σ z=
2 t pD0 L4 Eb k t 2[mSEb L4 D0 ? Sck Ect Lc Dc

2. 由内压引起的直边段加强圈周向薄膜应力: σ c=
2 pD0 L4 Ect k t 2[mSEb L4 D0 ? Sck Ect Lc Dc

3. 内压引起的波纹管周向薄膜应力:

pDm σ 1= 2mS p

? ? ? ? 1 ? 2h ? ? 0.571 ? 2 ? W? ?
ph 2mS p
2

4. 内压引起的波纹管经向薄膜应力: σ 2=

5. 内压引起的波纹管经向弯曲应力:

p ? h ? ? ? Cp σ 3= 2m ? S p ? ? ?
6. 轴向位移引起的波纹管经向薄膜应力 σ 4=

Eb S 2 e1 2 h 3C f

7. 轴向位移引起的波纹管经向弯曲应力 σ 5= 8. 组合应力 σ p=σ 2+σ 3 σ d=σ 4+σ 5 σ R=0.7σ p+σ d 9. 应力校核 a.) σ c、σ 2、σ 1、σ z 应分别小于[σ ]t; b.) σ p≤1.5σ st c.) 对于碳素钢、低合金钢材料波纹管:σ R≤2σ st 3—74 奥氏体不锈钢不锈钢制造的膨胀节,当σ R>2σ st 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:

5Eb S e1 3h 3Cd

? 12820 ? N= ? ? ? ? 370 ? ? ? R ?
2. 许用循环次数的确定: [N]=

3 .4

N nf

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δ 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δ 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δ n。符合以下条件者: 碳素钢、16MnR 的δ n 不小于设计内直径 Di 的 3%; 其他低合金钢的名义厚度占δ n 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δ s>30mm 的碳素钢、16MnR; b)钢材厚度δ s>25mm 的 15MnVR、15MnV、20MnMo 和奥氏体不锈钢; c)标准抗拉强度下限值σ b>540MPa 的钢材; d)钢材厚度δ s>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: 当压力容器内径大于等于 1000mm, 1. 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σ b>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δ s 大于 30mm 的碳素钢和 16MnR 钢制球罐; b.钢材厚度δ 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σ b>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 =

PcDi 2[? ]t ? ? Pc

式中: Pc——设计压力,MPa; Di——圆筒内直径,mm; υ —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 ]tυ 值按下式确定: [σ ]tυ =

?i ?n

[σ ]tiυ i+

?0 ?n

[σ ]t0υ 0

式中:δ i——多层容器内筒厚度,mm; δ 0—层板的总厚度, δ n——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 ]ti—设汁温度下层板材料的许用应力,MPa; υ i——多层容器内筒的焊缝系数。 υ 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 Pc≤0.4[σ ]tυ 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。 K=1. 时, 当 5 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 ]tυ 。 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 R? 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:Db 径≈Db 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 ]tf σ R→2[σ ]tf-σ H σ T→2[σ ]tf-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 ]ft 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 ]ft 加上由压力引起的轴向薄膜应力一 0.5[σ ]ft , 则该截面处的轴向总应力可接近 2[σ ]ft 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 ]ft 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σ b>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?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 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。

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。 4-9 δ c=

[? ]2 ? [? ]1

δ c—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σ c、 换热管的轴向应力σ 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ρ υ 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:ρ υ 2:>2330kg/m·s2 者; b.其它液体,包括沸点下的液体:ρ υ 2:>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

1 1 ~ 。 4 3

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υ 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,υ 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, “关 详见 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, GB-150 设计内压圆筒时不必再另行考虑环向 按 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σ r=σ θ =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,σ θ =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=

1? ?a? ?2 ? ? ? 6? ?b? ?

2

? 1 ? ? Di ? 2 ? ? ? ? ? ?2 ? ? ? 6 ? ? 2hi ? ? ? ? ?

不同 a/b(即:

Di )值对应的 K 值见 GBl50---98 表 7-1,对标准椭圆封头 K=1。 2hi

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 =

pDi KpDi ? 2K ? 4[? ]? ? p 2[? ]? ? 0.5 p

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 =

MPRi 2[? ]? ? 0.5 P

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=

PR 2 2 E?

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= 4

P 8k

3(1 ? ? 2 ) R 2? 2

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σ x 二 1.293·PR/2δ 。因一般控制 PR/δ =[σ ],则σ x=1.239/2XPR/δ =0.647[σ ]。即σ x 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σ 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σ θ =1.032·PR/δ 。因一般控制 PR/δ =[σ ],则σ θ =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=

PR 2 R 2 E? 2b 2

式中:b——椭圆封头短轴半径 对标准椭圆封头 a/b=2

2 PR 2 故:△= E?
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。

PR 2 PR 据理论分析知,其值σ x=2.172 。当 控制在[σ ]时,则σ x=1.086[σ ],此应力仅比圆筒一次周向 2? ?
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

PR

?

,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

PR 2 R 2 · 2 E? 2b 2 ? R 为: PR 2 b2 2 E?

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

0.5Di?r 0.5Di?r ? 1.414 cos a cos a



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。

Dis?r 。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 cos a

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” 乘以壳体材料在设计温度下的许用应力[σ ])t, A[σ ])t , A 即 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? nt (d 一开孔直径,δ nt 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δ o,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=
2 do? O

6

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=

(do ? d )(? O ? ? ) 2 do? / 6
2 o

=(1-d/do)(1+δ /δ o)2。

平板开孔被削弱的截面积 Ao=dδ o 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 /dδ o 根据平板开孔补强准则,则有 Z/Zo=1 即: (1-d/do)(1+δ /δ o)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. 倍。 414 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

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