压力容器设计的基本步骤.docx

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压力容器设计的基本步骤

压力容器设计的基本步骤:

以稳压罐的设计为例,对容器设计的全过程进行讲解。

首先,我们根据用户提出的、在压力容器规范范围内双方签署的具有法律约束力的设计技术协议书,该协议书也可以经双方同意共同修改、完善,以期达到产品使用最优化。

根据稳压罐的设计技术协议,我们知道了容器的最高工作压力为1.4MPa,工作温度为200℃,工作介质为压缩空气,容积为2m3,要求使用寿命为10年。

这些参数就是用户提供给我们的设计依据。

有了这些参数,我们就可以开始设计。

一.设计的第一步

就是要完成容器的技术特性表。

除换热器和塔类的容器外,一般容器的技术特性表包括

a容器类别

b设计压力

c设计温度

d介质

e几何容积

f腐蚀裕度

j焊缝系数

h主要受压元件材质等项。

一般我所图纸上没有做强行要求写上主要受压元件材质

一.确定容器类别

容器类别的划分在国家质量技术监督局所颁发的《压力容器安全技术监察规程》（以下简称容规）第一章第6条（p7）有详细的规定,主要是根据工作压力的大小（p75）、介质的危害性和容器破坏时的危害性来划分（p75）。

本例稳压罐为低压（<1.6MPa）且介质无毒不易燃,则应划为第Ⅰ类容器。

另:

具体压力容器划分类别见培训教材p41-11

何谓易燃介质见p21-6

介质的毒性程度分级见p31-7

划分压力容器等级见p31-9

二.确定设计压力

我们知道容器的最高工作压力为1.4MPa,设计压力一般取值为最高工作压力的1.05~1.10倍。

至于是取1.05还是取1.10,就取决于介质的危害性和容器所附带的安全装置。

介质无害或装有安全阀等就可以取下限1.05,否则就取上限1.10。

本例介质为无害的压缩空气,且系统管路中有泄压装置,符合取下限的条件,则得到设计压力为

Pc=1.05x1.4

=1.47MPa。

另:

什么叫设计压力?

计算压力?

如何确定?

见p113-1

液化石油气储罐设计中,是如何确定设计压力的?

三.确定设计温度

一般是在用户提供的工作温度的基础上,再考虑容器环境温度而得。

比如为华北油田设计的容器,且在工作状态无保温的情况下,其工作温度为30℃,其冬季环境温度最低可到-20℃,则设计温度就应该按容器可能达到的最恶劣的温度确定为-20℃。

《容规》附件二（p77）提供了一些设计所需的气象资料供参考。

本例取设计温度为200℃即可。

四.确定几何容积

按结构设计完成后的实际容积填写即可。

五.确定腐蚀裕量

由所选定受压元件的材质、工作介质对受压元件的腐蚀率、容器使用环境和用户期待的使用寿命来确定,实际上应先选定受压元件的材质,再确定腐蚀裕量。

《容规》第三章表3-3（p23）和GB150第3.5.5.2节（p5）对一些常见介质的腐蚀裕量进行了一些规定。

工作介质对受压元件的腐蚀率主要按实测数据和经验来确定,受使用环境影响很大,变数很多,目前无现成的数据。

一般介质无腐蚀的容器,其腐蚀裕量取1~2mm即可满足使用寿命的要求。

本例取腐蚀裕量为2mm。

另:

什么叫计算厚度、设计厚度、名义厚度、有效厚度?

何谓最小厚度?

如何确定?

见p123-53-6

六.确定焊缝系数

焊缝系数的标准叫法叫焊接接头系数,GB150的3.7节（p6）对其取值与焊缝检测百分比进行了规定。

具体取值,可以按《容规》第85条（p43）所规定的10种情况选择:

其焊缝系数取1,即焊接接头应进行100%的无损检测,其他情况一般选焊缝系数为0.85。

本例选焊缝系数为0.85。

七.主要受压元件材质的确定

材质的确定在满足安全和使用条件的前提下,还要考虑工艺性和经济性。

GB150第8页材料的使用有严格的规定,对这些规定的掌握是非常必要的。

比较常用的材料有Q235-B（Q235-C）16MnR和0Cr18Ni9这几种材料

1.0Cr18Ni9一般用于低于-20℃的低温容器和

对介质有洁净要求的容器,如低温分离器、氟利昂蒸发器等;

2.16MnR一般用于对安全性要求较高、使用Q235-B时壁厚较大的容器,如油、天然气等。

3.Q235-B使用最广也最经济,GB150第9页对其使用条件作了详细规定:

●规定设计压力≤1.6MPa;

●钢板使用温度0℃~350℃;

●用于壳体时厚度不得大于20mm,且不得用于高度危害的介质。

就本例来说,其使用压力、温度和介质都符合Q235-B的条件,唯有厚度还未知,若超过了20mm则只能使用16MnR,本例就暂定使用Q235-B。

当然啦,如果我们按以下:

●规定设计压力≤2.5MPa;

●钢板使用温度不得超过0℃~400℃;

●用于壳体时厚度不得大于30mm,且不得用于高度危害的介质。

Q235-B与Q235-C的主要区别也就是冲击试验温度不同,前者为在温度20℃下做V型冲击试验;后者为在0℃时做V型冲击试验

完成了技术特性表,下一步就是容器计算了。

◆确定容器直径

计算时首先要确定容器直径。

除非用户有要求,一般取长径比为2~5,很多情况下取2~3就可以了。

本例要求容器的几何容积为2m3。

我们只得先设定直径,再根据此直径和容积求出筒体高度,验算其长径比。

设定的直径应符合封头的规格。

我们设定为800mm,查标准JB/T4746《钢制压力容器用封头》附录B,得知此规格的封头容积为0.0796m3,

则:

筒体高度为3664mm,

长径比为3664/800=4.58

若加上封头的高度,可知其长径比太大,我们先前设定的直径太小。

再设定直径为1000mm,查得封头容积为0.1505立方。

得到:

筒体高度为2164mm

长径比为2164/1000=2.16

比较理想,则我们确定本例稳压罐的内直径为1000mm,筒体高度圆整为2200mm。

有了容器直径,即可按照GB150公式5-1（p26）计算出厚度为8.30mm。

此厚度即为计算厚度,其名义厚度为计算厚度与腐蚀裕量之和,再向上圆整到钢板的商品厚度。

本例腐蚀裕量为2mm,与计算厚度之和为10.30mm,与之最接近的钢板商品厚度为12mm,故确定容器厚度为12mm,并且此值符合Q235-B对厚度不超过20mm的要求。

另外本例若选择腐蚀裕量为1mm经济性会好得多,可以思考一下为什么

至此,我们已得到容器外形。

◆下一步该是按用户要求和《容规》的规定配置各管口的法兰和接管。

容器上开孔要符合GB150第8.2节（p75）的规定,一般都要进行补强计算,除非满足GB150第8.3节（p75）的条件,则可不必再计算补强。

选择接管时应尽量满足GB150第8.3节的条件,其安全性和经济性都最好,避免增加补强圈。

本例要求的管口直径都在GB150第8.3节的范围内,因此进气口和出气口接管选择θ57x5的无缝钢管,排污口选择θ25x3.5的无缝钢管。

法兰按HG20592选择1.6MPa的突面（RF）板式平焊法兰（PL）。

◆法兰及其密封面型式

法兰及其密封面型式是设计协议书中要求的,

1.压力等级必须高于设计压力;

2.其材质一般与筒体相同;

3.确定管口在壳体上的位置时,在空间较为紧张的情况下,一般也应保持焊缝与焊缝间的距离不小于50mm,以避免焊接热影响区的相互叠加。

本例选定进气口、出气口距上下封头环焊缝各300mm。

因本例稳压罐工作温度为200℃,故其工作状态下必定有保温层,考虑到保温层厚度以及螺栓安装的需要,选定法兰密封面到筒体表面的距离为150。

◆检查孔

除了用户要求的管口外,《容规》第45条（p26）还对检查孔的设置进行了规定。

本例直径为1000mm,按规定必须开设一个人孔。

查《回转盖平焊法兰人孔》标准JB580-79压力容器与化工设备实用手册p614,选择压力1.6MPa级、公称直径450的人孔,密封型式为A型,其接管为θ480x10。

因人孔开孔较大,所以人孔一定要使用补强圈补强,查《补强圈》标准JB/T4736,补强圈外径为760,厚度一般等同于筒体。

人孔的位置以方便出入人孔为原则,应尽量靠近下封头。

本例选定人孔中心距下封头环焊缝500。

立式容器的支座一般选用支承式支座JB/T4724（压力容器与化工设备实用手册第599页）,

另:

锻件的级别如何确定?

对于公称厚度大于300mm的碳素钢和低合金钢锻件应选用何级别?

◆管口表的填写

◆技术要求的书写

1本设备按GB150-1998《钢制制压力容器》进行制造、试验和验收,并接受国家质量技术监督局颁发的《压力容器安全技术监察规程》的监督。

2焊接采用电弧焊,焊条牌号:

焊接采用J422。

3焊接接头型式和尺寸除图中注明外,按HG20583的规定进行施焊:

A类和B类焊接接头型式为DU3;接管与筒体、封头的焊接接头型式见接管表;未注角焊缝的焊角尺寸为较薄件的厚度;法兰的焊接按相应法兰标准的规定。

4容器上的A类和B类焊接接头应进行射线探伤检查,探伤长度不小于每条焊缝长度的20%,其结果应以符合JB4730规定中的Ⅲ级为合格。

5设备制造完毕应进行水压试验,试验压力为MPa。

6管口、支座及铭牌架方位按本图。

7设备检验合格后,外表面涂C06-1铁红醇酸底漆两道,再涂C04-42灰色醇酸磁漆一道。

8设备检验合格后,内部清理干净,各管口用盲板封严。

10设备筒体的计算厚度为mm,封头计算厚度为mm。

建议使用年限为10年。

压力容器设计基础

一、基本概念

压力容器的设计,就是根据给定的性能要求、工艺参数和操作条件,确定容器的结构型式,选择合适的材料,计算容器主要受压元件的尺寸,最后给出容器及其零部件的图纸,并提出相应的技术条件。

正确完整的设计应达到保证完成工艺生产。

正确完整的设计应达到保证完成工艺生产,运行安全可靠,保证使用寿命、制造、检验、安装、操作及维修方便易行,经济合理等要求。

压力容器设计中的关键问题是力学问题,即强度、刚度及稳定性问题。

在本节中,主要讨论压力容器设计中的有关强度问题。

所谓强度,就是结构在外载荷作用下,会不会因应力过大而发生破裂或由于过度性变形而丧失其功用。

具体来讲,就是在外载荷作用下,容器结构内产生的应力不大于材料的许用

应力值,即:

ζ≤K〔ζ〕t

（1）

这个式子就是强度问题的基本表达式。

压力容器的设计计算就是围绕这一关系式而进行

的。

公式

（1）中的左端项是结构内的应力,它是人们最为关心的问题。

求解结构的应力状态,它们的大小,是一个十分复杂的问题,常用的方法有解法（如弹性力学法、弹型性分析法等）、试验法（如电阻应变计测量法、光弹法、云纹法等）及数值解法（如有限元法、边界元法等）。

应用这些方法可以精确或近似地求出结构的应力,然而,每一种结构的应力都有其特殊性,目前可求解的只是问题的绝大部分,仍有许多复杂结构的应力分析有等人们进一步探讨。

求出结构内任一点的应力后,所遇到的问题就是怎样处理这些应力。

一点的应力状态最多可含有6个应力分量,哪个应力起主要作用,这些应力对失效起什么作用,对它们如何控制才不致发生破坏,解决这一问题,就要选择相应的强度理论计算当量应力,以便与单向拉伸试验得到的许用应力相比较,将应力控制在许可的范围内。

公式

（1）中的右端项是强度控制指标,即材料的许用应力。

它涉及到材料强度指标（如抗拉强度ζb、屈服强度ζs等）的确定及安全系数的选用等问题。

当采用常规设计法,且只考虑静载问题时,系数K=1.0;如果考虑动载荷,或采用应力分析设计法,K≥1.0,此时

设计计算将更加复杂。

把强度理论（公式

（1））具体应用到压力容器专业,就称这为压力容器的强度理论,它又增加了一些具体的规定和特殊要求,由此产生了一系列容器的设计规定和标准等。

1、强度理论及其应用

在对结构进行强度分析时,要对危险点处于复杂应力状态的构件进行强度计算,首先要知道是什么因素使材料发生某一类型破坏的。

长期以来,人们根据对材料破坏现象的分析,提出了各种各样的假说,认为材料的某一类型破坏现象是由哪些因素所引起的,这种假说通常就称为强度理论。

一种类型的破坏是脆性断裂破坏,第Ⅰ、Ⅱ强度理论依据于它;一种类型的破坏是型性流动破坏,第Ⅲ、Ⅳ强度理论以此为依据。

建立强度理论的目的就是要找出一种材料处于复杂应力状态下强度条件,即使是什么样的条件材料不会破坏失效。

根据不同的强度理论可以得到复杂应力状况下三个元应力的某种组合,这种组合应力ζxd和轴向拉伸时的单向拉应力在安全程度上是相当的,具有可比性,可以与单向屈服应力相比较而得出强度条件,因此,通常称ζxd为相当应力或当量应力。

第Ⅰ强度理论――最大主应力理论:

认为最大主应力ζ1是引起材料断裂破坏的因素。

即认为不论在什么样的应力状态下,只要构件内一点处的三个主应力中最大的主应力ζ1达

到材料的极限值,就会引起村料的断裂破坏。

第Ⅰ强度理论的表达式:

ζxd1=ζ1

（2）第Ⅱ强度理论----最大伸长线应变理论,认为最大伸长线应变ε1是引起材料断破坏的因素。

即认为不论在什么样的应力状态下,只要构件内一点处的最大伸长线应变ε1达到材料

的极限值,就会引起材料的破坏。

第Ⅱ强度理论的表达式:

ζxd2=ζ1-μ（ζ1+ζ1）（3）

式中,μ为材料泊松比。

第Ⅲ强度理论----最大剪应力理论:

认为最大剪应力ηmax是引起材料流动破坏的因素。

即认为不论在什么样的应力状态下,只要构件内一点处的最大剪应力ηmax达到材料的极限

值,就会引起材料的流动破坏。

第Ⅲ强度理论的表达式:

ζxd3=ζ1–ζ3（4）

第Ⅳ强度理论----形状改变比能理论:

认为形状改变比能ux是引起材料流动破坏的因素。

即认为不论在什么样的应力状态下,只要构件内一点处的形状改变比能ux达到材料的

极限值,就会引起材料的流动破坏。

第Ⅳ强度理论的表达式:

利用这四个强度理论,就可以在复杂应力状态下,求出可与单向屈服应力相比较的当量应力,建立强度条件关系式（公式

（1））,进而推导出结构的设计公式。

一般地,第Ⅰ、Ⅱ强度理论适用于脆断情况,但第Ⅱ强度理论与实际相差较远,应用不多,第Ⅲ、Ⅳ强度理论则适用于型性流动断裂情况。

从计算简便上看,压力容器的设计多采

第Ⅰ或第Ⅱ强度理论。

在压力容器规范设计（常规设计）法中,主要应用第Ⅰ强度理论,而在应力分析设计法中,主要应用第Ⅲ强度理论。

2、失效准则

失效准则即判断结构是否失效的一个衡量标准,失效准则是选用决定了容器设计的安全系数大小、应力分析的精度要求及限制条件、材料的选用及制造检验的控制程度等,是容器设计体系的基础。

目前,已提出的失效准则主要有三个,即弹性失效准则,型性失效准则和爆破失效准则。

常规设计法采用弹性失效准则,而应力分析设计法则采用型性失效准则。

弹性失效准则的内容是:

容器内壁上应力最大点的材料进入屈服时,容器便失去了正常工作能力,即失效。

而型性失效准则则认为容器内壁上应力最大点的材料进入屈服,并不导致事个容器的破坏,只有当型性压不断扩展,截面大部分或全部进入在屈服时,容器才丧失正常工作能力,还有一种观点认为,用型性较好的材料制成的容器,即使整个截面全部进入屈服,但由于应变硬化,材料屈服后进一步变形需要施加更大的力,不会立即发生破坏,只有发生爆破,容器才算失效,这便是爆破失效准则。

在高压及超高压容器设计时,常用到型

性失效准则或爆破失效准则。

3、安全系数与许用应力

通过材料拉伸试验测定的材料强度指标,如屈服强度ζs、抗拉强度ζb等,和受压元件实际状态间有较大的差异,不能用它们直接代表受压元件的强度,安全系数是将二者联系起来的系数,是为了在使用期间,对可能损害压力容器的各种因素提供适当的安全裕度。

影响安全系数的因素很多,主要有:

①材料性能和质量的影响。

材料性能越稳定,质量越好,安全系数就可以取得较低;②设计计算的精确性。

设计对象在生产中的重要地位和危险性,应力分析越准确,安全系数可相应较低,而设计对象在生产中越重要、危险性越大,安全系数就应较高些;③制造和检验的影响。

制造及检验水平高且稳定,安全系数可以取得较低;④使用工次的影响。

使用工次复杂,操作条件苛刻,安全系数应较高;⑤某些目前还无法准确估计的因素,如人为因素,地震等意外事件的影响。

安全系数的选取,要综合考虑上述各影响因素,并要考虑材料在不同强度下的情能差别,

温度不同,安全系数也不一样。

在我国国家标准GB150《钢制压力容器》中,规定了我国压力容器设计的安全系数,

具体数值见表1。

表1钢材的安全系数

强度性能

安全系数材料常温下最低抗拉强度

ζb常温或设计温度下的屈服点

ζsζts设计温度下经10万小时的持久强度

ζtD设计温度下经10万小时蠕变率为1%的蠕变极限

ζsn平均值最小值

nbnsnDnn

碳素钢、低合金钢、铁素体高合金钢≥3.0≥1.6≥1.5≥1.25≥1.0

奥氏体高合金钢-≥1.51）≥1.5≥1.25≥1.0

注:

1）当部件的设计温度不到蠕变温度范围,县允许有微量的永久变形时,可适当提高许用应力,但不超过0.9ζts。

此规定不适用于法兰或其它有微量永久变形就产生泄漏或故障

的场合。

由于影响安全系数的因素十分复杂,各国规定的安全系数也不完全一致。

我国规定的安全系数接近世界上主要工业国的平均水平。

各主要工业国家对压力容器所规定的安全系数到

表2中。

许用应力为材料层单向拉伸至失效时的应力值（强度指标ζs或ζb）,除以相就的安全

系数而得的值。

许用应力一般用[ζ]表示。

[ζ]=强度指标/安全系数

一般地,常温或中温时,高温下应同时考虑高温持久强度或蠕变强度:

表2各国压力容器安全系数比较*

国别规范名称安全系数nbnsnDnn

中国GB1503.01.61.51.0

美国ASME-Ⅷ-1（89）4.01.51.51.0

ASME-Ⅷ-2（89）3.01.5--

日本JISB8243（86）4.01.61.51.0

英国BS5500（84）2.351.51.3-

西德AD（88）-1.5--

法国CODAP（87）3.01.9--

前苏联POCT14249（73）2.61.51.5-

瑞典压力容器规范（69）-1.51.51..

意大利ANU（70）-1.51.50.95

注*:

该表所列主要是指碳素钢、低合金钢的安全系数。

我们可以看到,安全系数往往取ζs/ns和ζb/nb两者中的较小值,这其中有两个考虑:

①按弹性失效准则,从理论上讲只需ζs/ns,但强度极限（抗拉强度）采用历史较早,经验丰实,又容易测得,故仍采用;②对低合金高强钢,其ζs和ζb相差不多,采用ζs/ns和ζb/nb中的较小值时,其许用应力实际上由抗拉强度控制,这样也就相当于增大了屈服极限的安全系数,增加了这种材料制容器的安全性。

二、规范设计法

1、规范设计法简介

这是传统的以经验规则为基础的设计方法。

美国锅炉压力容器规范ASME是世界上最早出现的规范。

我国第一部压力容器规范《钢制化工容器设计规定》于1967年颁布,是国内按规则设计最早所遵循的标准。

后该标准发展成为―三部‖（即机械部、化工部、中石化总公司）标准《钢制石油化工压力容器设计规定》,于1977年颁布实施,曾先后颁布过两个补充规定（1979年和1980年）,并修订过两次,即1982年版和1985版,1989年9月15日停用,被国家标准GB150《钢制压力容器》所取代。

GB150是由全国压力容器标准化技术委员组织编写的,它是在原―设计规定‖和《钢制焊接压力容器技术条件》JB741-80等的基础上,以理论为指导,结合成功的使用经验,吸收国外先进标准的内容,应用近代分析技术（如极限分析、安定性分析、有限无计算）以充实、完善和提高标准的技术水平和确保容

器安全使用的原则判定的。

GB150标准由正文10章,5个规定性附录,4个参考件组成,内容包括压力容器板壳元件设计计算,容器结构要素的确定、密封设计、超压泄改装置以及容器的制造、检验与验收要求,材料选用等,是我国压力容器设计、制造、检验与验收的综合性国家标准,也是确保容器结构强度、结构稳定和结构刚度,以达到安全使用所必须遵循的强制性技术法规。

规范设计法的设计程序大致为:

首先根据用户提出的容器用途及操作条件,选择结构形式及总体设计方案,然后选用合适的材料,进行主体设计（筒体、封头及接管、支座等）,并按标准及规范手册设计或选用其它零部件,有针对性地校核结构的强度、刚度及稳定性,最后根据所计算的尺寸绘制图纸,提出技术要求。

规范设计法采用的是弹性失效准则,并按第Ⅰ强度理论计算器壁的最大当量应力,其强度条件是限制最大当量应力不大于材料在设计温度下的许用应力值。

对于一些局部结构（如封头、接管及补漏、支座、管板等）,在早期的规范中多按经验进行设计,而在现在的规范中,由于技术及理论的发展,虽仍不强调采用应力分析设计,没有规定应力分类及不同的应力限制条件,但对其存在的局部薄膜应力,弯曲应力及二次应力以及它们的组合则采用极限分析和安定性分析原则控制在与使用经验相吻合的安全程度上。

在具体的规范设计中,这一点是通过限制元件的某些相关尺寸,或采用应力增大系数、形状系数等形式计入算式,以体现这些局部应力的差别并将其控制在许可范围内。

这些系数的选择或确定主要是参考了ASME第Ⅷ卷第2册（压力容器另一规程）的方法或经过大量的试验及有限无计算而进行

的。

规范设计法的特点是:

①应用广泛,设计的绝大多数容器都是安全可靠的;②设计计算过程简单,容易掌握;③没有考虑各类应力对容器的危害程度,难以预测失效起源。

因规范设计只计算主体应力,并以此为依据,其它局部结构均取标准或规范中的推荐结构,对容器各部位的受载条件及基产生的应力和变形不详细计算,不分析对破坏的影响,因而无法预测容器的失效起源,无法核算容器的疲劳寿命;④弹性失效准则不尽合理,没有充分利用材料

的承载能力。

弹性失效并不意味着承载潜力的耗尽,不同性质的应力取统一的判据也是不合理的,实践证明,材料的型性承载能力是可以利用的;⑤较高的安全系数不仅掩盖了失效实质,也增加了材料消耗和成本。

不仅如此,对压力容器来讲,增加壁厚也并非总是安全的,有时还会减小其安全性,例板越厚,性能越不均匀,存在缺陷的概率增大,并且对热应力也

更加有害。

规范设计法主要适合于压力小于35MPa的一般压力容器,且对其结构型式及尺寸有一定的限制,对于超出了规范设计法标准（GB150）的适用范围时,允许采用下列方法:

①应力分析设计法（抱括有限无计算）;②验证性试验（应力测试,水压试验等）;③用可比

的已投入使作的结构进行对比的经验设计。

2、容器基本结构的设计

本小节将以内压圆筒体的设计公式为例,对其加以简单推导并做以详细说明。

根据板壳无矩理论可以得出内压下封闭圆筒体的应力为:

经向应力

环向应力

径向应力ζr=0（10）

上述公式也称为筒体应力计算的中往公式。

相应地,其三个主应力为:

ζ1=ζθ,ζ2=ζψ,ζ3=ζr。

采用第Ⅰ强度理论,则其当量应力ζxd:

在规范设计法中,采用弹性失效准则控制应力,其应力状态应满足的强度条件为:

ζxd≥[ζ]t

即

公式（12）实质上即为强度理论基本公式

（1）的变形。

在工程实际中,对焊