内压薄壁容器模块设计

化工设备广泛地应用于化工、食品、医药、石油及其相关的其他工业部门。其典型的外壳为内压薄壁容器，常见的结构为钢制圆筒形结构，主要由钢制圆筒体和两端的封头组成。并设有工艺接管、人孔、手孔、及保护容器安全而设置的安全装置等，整个容器借助支座安放在基础上。本人将其整体设计归结为筒体强度计算、封头强度计算、压力试验及应力校核、开孔补强设计计算、支座设计计算五个模块。通过这样的模块设计，使设计过程环环相扣、衔接紧凑，确保化工设备能够长效安全地运转。

1 筒体强度计算

1.1筒体名义壁厚δn的确定

筒体的强度计算主要是筒体名义壁厚δn的确定，根据薄膜理论，筒体的计算壁厚公式为：   

式中：

δ-圆筒计算厚度， mm； Di -圆筒内径， mm；

p -容器设计压力， MPa；φ-焊接接头系数。

   此步骤应注意：在设计条件下得到的筒体设计厚度，加上钢材厚度附加量后向上圆整至钢材标准规格的厚度，即为筒体的名义厚度δn。

1.2其最大许可承压的计算公式：

式中:

δn-圆筒名义厚度，mm；       δe-圆筒有效厚度，δe=δn－C， mm；

C -厚度附加量，C= C1+ C2mm；　[σ]t应小于或等于[σ]。

1.3薄膜理论的应用条件

薄膜理论适用于几何形状、材料、载荷对称和连续的薄壁壳体，同时需保证壳体具有自由边界，当这些条件之一不能满足时，就不能利用薄膜理论分析应力。因为只有满足上述条件，变形分析中的高阶微量可以忽略不计，使问题简化，沿厚度各点的法向位移均相同，变形前后壳体厚度不变，其结果就变为平面问题。

1.4筒体的最小壁厚

对于设计压力较低的容器，根据强度公式计算出来的厚度很薄。大型容器，如果筒体厚度过薄，将导致刚度不足而极易引起过大的变形，不能满足运输、安装的要求。因此，必须限定一个最小厚度以满足刚度和稳定性要求。

壳体加工成形后不包括腐蚀裕量的最小厚度δmin按下述方法确定

①对碳素钢和低合金钢制容器

当内径Di≤3800 mm时，δmin = 2 Di /1000 mm,且不小于3mm；

当内径Di＞3800 mm时，δmin 按运输和现场制造安装条件确定。

②对不锈钢制容器，取 δmin=2 mm。

2.封头强度计算

2.1标准椭圆形封头计算壁厚

封头的形式有半球形封头、椭圆形封头、碟形封头等。标准椭圆形封头在中低压容器上被广泛采用。本文仅分析标准椭圆形封头强度计算。其壁厚设计仍依据薄膜理论，计算壁厚的公式为：δ=                   

2.2标准椭圆形封头特点

标准椭圆形封头与筒体壁厚计算公式几乎相同，导致两者壁厚近似相等，所以两者通常采用相同厚度的钢板。益处在于为选材带来方便，也便于筒体与封头的组对焊接。

2.3封头有效厚度校核

椭圆形封头受内压作用后,在其边缘会出现压应力，为防止在此压应力作用下封头出现周向失稳现象，要求对有效厚度校核，即： 

δe ≥ 0.15% Ri           其中 (δe=δn－C)。

3．参数确定

厚度设计中的各个参数，应按GBl50-1998中的有关规定取值。下面分别介绍设计压力、设计温度、许用应力、焊接接头系数和厚度附加量参数的选取。

3.1设计压力 

设计压力是在相应的设计温度下用以确定壳壁厚度的压力，亦即标注在铭牌上的容器设计压力。其值稍高于最大工作压力。最大工作压力是指容器顶部在工作过程中可能产生的最高压力（表压）。使用安全阀时，设计压力不小于安全阀的开启压力，或取最大工作压力的1.05～1.10倍；使用爆破膜作安全装置时，根据爆破膜片的型式确定，一般取最大工作压力的1.15～1.4倍作为设计压力。

当容器内盛有液体物料时，若液体物料的静压力不超过最大工作压力的5％，则在设计压力中可不计入液体静压力，否则，须在设计压力中计入液体静压力。

此外，某些容器有时还必须考虑重力、风力、地震力等载荷及温度的影响，这些载荷不能直接折算为设计压力而代入以上计算公式，必须分别计算。 

3.2设计温度 

设计温度的取值在设计公式中没有直接反映，但它对容器材料的选择和许用应力的确定直接有关。

设计温度指容器正常工作过程中，在相应的设计条件下，金属器壁可能达到的最高或最低(指-20℃下)温度。金属器壁的温度通过换热计算。为了方便，对于不被加热或冷却的器壁，规定取介质的最高或最低温度作为设计温度。对于用蒸汽、热水或其它载热体加热或冷却的壁，取加热介质（或冷却介质）的最高温度或最低温度作为设计温度。在工作过程中，当容器不同部位可能出现不同温度时，按预期的不同温度作为各相应部分的设计温度。 

3.3许用应力 

许用应力是以材料的各项强度数据为依据，合理选择安全系数n得出的。所需要考虑的强度指标主要有抗拉强度、屈服强度，对于需要考虑蠕变的材料，强度指标还应有蠕变强度。设计时应比较各种许用应力，取其中最低值。常用钢板与钢管的许用应力可从附录中直接查取。当设计温度低于0℃时，取20℃时的许用应力。 

3.4焊接接头系数 

焊缝是容器和受压元件中比较薄弱的环节，虽然在确定焊接材料时，希望使焊缝金属的强度等于甚至超过母材金属的强度，但由于施焊过程中焊接热的影响，而造成焊接应力、焊缝金属晶粒度粗大以及气孔、未焊透等缺陷，降低了焊缝及附近区域的强度。因此，焊接接头系数是考虑到焊接对强度的削弱，而降低设计许用应力的一种系数。
焊接接头系数应根据受压元件的焊接接头型式及无损检测的长度比例确定。只有符合《压力容器安全技术检察规程》中的相关规定，才允许对焊缝只作局部无损探伤。焊缝抽验长度不应小于每条焊缝长度的20％。

3.5厚度附加量 

厚度附加量是指在满足强度要求而计算出的厚度之外，考虑其它因素而额外增加的厚度量，包括由钢板负偏差(或钢管负偏差) C1腐蚀裕量C2，即C= C1+ C2。

C1按相应钢板(或钢管)的标准选取，单位为mm。

C2应根据各种钢材在不同介质中的腐蚀速度和容器设计寿命确定。关于设计寿命，塔类、反应器类容器一般按20年考虑，换热器壳体、管箱及一般容器按10年考虑。 当腐蚀速度＜0.05mm／a(包括大气腐蚀)时，碳素钢和低合金钢单面腐蚀C2＝1mm，双面腐蚀取C2＝2mm，不锈钢取C2＝0。 当腐蚀速度＞0.05mm／a时，单面腐蚀取C2＝2mm，双面腐蚀取C2＝4mm。 当介质对容器材料产生氢脆、碱脆、应力腐蚀及晶间腐蚀等情况时，增加腐蚀裕量不是有效办法，而应根据情况采用有效防腐措施。 在容器制造时，对于整体冲压成型的封头，其局部区域由于拉伸变形造成厚度的减薄量或钢板热卷圆时引起厚度的减薄量，可由制造单位依据各自的加工工艺和加工能力自行选取，设计者在图纸上注明的厚度不包括加工减薄量。 

4.压力试验及应力校核

容器制作以后或检修后投入生产之前应进行压力试验。目的在于检查容器的宏观强度和致密性。压力试验可根据容器的特点选用液压或气压。通常选用液压试验，不宜充液体的容器可以用气压试验代替液压试验。

4.1液压试验压力的确定

                  1.25 p [σ] /[σ]t    MPa

      　          p + 0.1          MPa 

取两者中的较大值作为试验压力p T。

在确定试验压力时应注意：容器铭牌上规定有最大允许工作压力时，公式中就以最大允许工作压力代替设计压力，如果容器各元件(筒体、封头、接管、法兰及紧固件等) 所有材料不同时，应取各元件材料 [σ] /[σ]t 比值中最小者。

4.2强度校核

由于压力试验是在高于工作压力的工况下进行的，所以在进行试验前必须对容器在规定的试验压力下的强度进行校核，只有容器满足了要求后，才能进行压力试验的实际操作。该应力校核的条件为：

σT =                 ≤ 0.9σs

式中：

pT -试验压力，  MPa；

 p - 设计压力，  MPa；

 [σ] - 试验温度下的材料许用应力，  MPa； 

[σ]T -设计温度下的材料许用应力，  MPa

5 开孔补强的设计计算

开孔补强的设计准则，目前通用的是等面积补强法 ( 塑性失效的补强准则，也开始应用)，其原则在于局部补强的金属截面积必须等于或大于开孔所减去的壳壁截面，其含义在于补强壳壁的平均强度，用开孔等截面的外加金属来补偿被削弱的壳壁强度。

5.1允许开孔的范围

当采用局部补强时，筒体及封头上开孔的最大直径不得超过以下数值：

①筒体内径 Di ≤1500 mm时，开孔最大直径 d≤ Di / 2 ，且不得大于500 mm；

②筒体内径 Di ＞1500 mm时，开孔最大直径 d≤ Di / 3 ，且不得大于1000 mm；

③凸形封头或球壳开孔的最大直径d ≤ Di / 2；

④锥形封头开孔最大直径d ≤ Dk / 3，Dk为开孔中心处锥体内径。

若开孔直径超出上述规定，则开孔的补强计算应作特殊考虑。

5.2不需进行补强计算的开孔直径

满足下述要求时不另行补强：

①两相邻开孔中心的间距(曲面间距以弧长计算)不小于两孔直径之和的两倍；

②设计压力p≤2.5MPa时，当壳体δn＞12mm时，接管公称直径小于或等于80mm；当壳体δn≤12mm时，接管公称直径小于或等于50mm。

5.3补强材料与结构

补强材料一般要与壳体相同，若补强材料许用应力小于壳体或封头的许用应力，则补强面积应按壳体或封头材料与补强材料许用应力之比而增加；反之，所需补强面积不得减少。采用补强圈补强时，要求补强圈厚度不得超过1.5δn ，且壳体名义壁厚δn ≤38 mm ； 高温高压或受波动载荷的重要容器，不采用补强圈补强形式。

5.4开椭圆孔方向

薄壁圆筒受内压时，环向应力是轴向应力的两倍。因此，在设计过程中，如在筒体上开椭圆孔，应使其短轴与筒体的轴线平行，以尽量减少开孔对纵截面的削弱程度，使环向应力不致增加很多。筒体的纵向焊缝受力大于环向焊缝，施焊时应予以注意。

6 支座的设计计算

卧式筒形设备的支座有鞍座、圈座、支承式支座，其中鞍座应用最广。通常采有双支座，这里仅分析双鞍式支座设计。

6.1鞍座的设置

当A=0.207 L时，跨间的最大弯矩与支座截面处的弯矩(绝对值)相等，故对于卧式设

备通常取A≤0.2L。

若支座邻近封头，则可充分利用封头的加强效应，因此当满足A≤0.2L时，最好使A≤0.5Ri。

6.2应力校核

① 轴向应力验算

当鞍座的位置靠近封头(A≤0.5Ri)或鞍座平面装有加强圈时，即不考虑扁塌现象，最大拉应力可能在1点或4点，2点或3点可能出现压应力；

当鞍座处的筒体刚性不足，考虑到扁塌现象，最大拉应力将出现在1＇点位置（鞍座角边处），最大压应力仍处于2点位置。

验算条件：拉应力不超过[σ]；压应力不超过[σ] 、[σ]c r二者中的较小值。

② 鞍座处筒体周向应力验算

验算鞍座处筒体的周向应力主要是校验压应力。出现在2位置和鞍座的角边处1＇位置，要求两者均不大于1.25 [σ]。 

③ 鞍座处筒体切向剪应力验算

切向剪应力的计算分三种情况：

鞍座平面有加强圈时，最大切向剪应力出现在φ=π/2处；

A＞0.5 Ri 时，最大切向剪应力出现在鞍座角边处，其值较前者大；

A≤0.5Ri 时，最大切向剪应力出现在鞍座角边处，其值介前两者之间。

验算条件：τ≤0.8  [σ]

④ 鞍座腹板强度验算

对鞍座来说，承受着圆筒形容器对鞍座以径向分布的压力，此压力分解的水平分力使鞍座的横向直立腹板的轴向截面内受到拉力作用。要求此拉应力不大于 2 [σ]sa/3 。（[σ]sa为鞍座材料的许用应力）

应力校核中，如不符合要求，则应加大计算壁厚或采取加强措施。对盛装气体或轻于水的液体容器，由于水压试验的需要，支座应按装满水的容器来设计。

7 结语

内压薄壁压力容器在化工工业领域中广泛应用，掌握了设计的这五个模块，相当于把握了薄壁压力容器设计的核心，确保容器在安全的前提下，达到结构合理、易于制造、使用可靠和造价经济等目的。