内压薄壁容器设计1

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1、1第二节内压薄壁容器设计2一、薄壁容器设计的理论基础（一）薄壁容器根据容器外径DO与内径Di的比值K来判断，K≤1.2为薄壁容器，K＞1.2为厚壁容器3（二）圆筒形薄壁容器承受内压时的应力只有拉应力无弯曲，“环向纤维”和“纵向纤维”受到拉力。σ1（或σ轴）圆筒母线方向(即轴向拉应力）σ2（或σ环）圆周方向的拉应力。4（三）圆筒的应力计算1.轴向应力（D-筒体平均直径，亦称中径，mm；p-内压,MPa；δ-壁厚，mm）2.环向应力5分析：（1）薄壁圆筒受内压环向应力是轴向应力两倍。问题a：筒体上开

2、椭圆孔，如何开？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。6问题b：钢板卷制圆筒形容器，纵焊缝与环焊缝哪个易裂？筒体纵向焊缝受力大于环向焊缝，故纵焊缝易裂，施焊时应予以注意。7二、无力矩理论基本方程式（一）基本概念与基本假设1．基本概念（1）旋转壳体：壳体中面（等分壳体厚度）是任意直线或平面曲线作母线，绕其同平面内的轴线旋转一周而成的旋转曲面。（2）轴对称壳体的几何形状、约束条件和所受外力都是对称于某一轴。化工用的压力容器通常是轴对称。8（3）旋转壳体

3、的几何概念母线与经线、法线、平行圆第一曲率半径：经线曲率半径第二曲率半径：垂直于经线的平面与中面相割形成的曲线BE的曲率半径92．基本假设假定壳体材料有连续性、均匀性和各向同性，即壳体是完全弹性的。(1)小位移假设－尺寸不变各点位移都远小于厚度。可用变形前尺寸代替变形后尺寸。变形分析中高阶微量可忽略。(2)直线法假设－厚度不变变形前垂直于中面直线段，变形后仍是直线并垂直于变形后的中面。变形前后法向线段长度不变。沿厚度各点法向位移相同，厚度不变。(3)不挤压假设－两向应力各层纤维变形前后互不挤压。

4、10（二）无力矩理论基本方程式1）无力矩理论（称薄膜理论）定义：它假设壁厚与直径相比很小，薄壳像薄膜一样，只能承受拉应力和压应力，完全不能承受弯矩和弯曲应力，即在薄壳的内力素中忽略了弯矩的作用。2）无力矩理论（称薄膜理论）是设计压力容器的基础。无力矩理论基本方程式：（3-3）－平衡方程（3-4）－区域平衡方程11三、基本方程式的应用1．圆筒形壳体第一曲率半径R1=∞，第二曲率半径R2=D/2代入方程（3-3）和（3-4）得：122．球形壳体球壳R1＝R2=D/2，得：直径与内压相同，球壳内应力仅

5、是圆筒形壳体环向应力的一半，即球形壳体的厚度仅需圆筒容器厚度的一半。当容器容积相同时，球表面积最小，故大型贮罐制成球形较为经济。133．圆锥形壳体圆锥形壳半锥角为a，A点处半径为r，厚度为d，则在A点处：锥形壳体环向应力是经向应力两倍，随半锥角a的增大而增大；a角要选择合适，不宜太大。在锥形壳体大端r=R时，应力最大，在锥顶处，应力为零。因此，一般在锥顶开孔。144．椭圆形壳体椭圆壳经线为一椭圆，a、b分别为椭圆的长短轴半径。由此方程可得第一曲率半径为：15化工常用标准椭圆形封头，a/b=2，故

6、顶点处：边缘处：顶点应力最大，经向应力与环向应力是相等的拉应力。顶点的经向应力比边缘处的经向应力大一倍；顶点处的环向应力和边缘处相等但符号相反。应力值连续变化。16四、筒体强度计算[σ]t-设计温度t℃下材料许用应力，MPa。实际设计中须考虑三个因素：（1）焊接接头系数（2）容器内径（3）壁厚筒体内较大的环向应力不应高于在设计温度下材料的许用应力，即：17（1）焊接接头系数钢板卷焊。夹渣、气孔、未焊透等缺陷，导致焊缝及其附近区域强度可能低于钢材本体的强度。钢板[σ]t乘以焊接接头系数φ，φ≤1。

7、（2）容器内径工艺设计确定内径Di，制造测量也是内径，而受力分析中的D却是中面直径。解出δ，得到内压圆筒的厚度计算式：18（3）壁厚考虑介质腐蚀，计算厚度δ的基础上，增加腐蚀裕度C2。筒体的设计厚度为式中δ-圆筒计算厚度，mm；δd-圆筒设计厚度，mm；Di-圆筒内径，mm；p-容器设计压力，Mpa；φ-焊接接头系数。筒体设计厚度δd+C1（厚度负偏差）后向上圆整，即：筒体名义厚度δn。对于已有的圆筒，测量厚度为δn，则其最大许可承压的计算公式为：δe-圆筒有效厚度19五、球壳强度计算设计温度下

8、球壳的计算厚度：设计温度下球壳的计算应力六、设计参数厚度设计参数按GBl50-2010中规定取值。设计压力、设计温度、许用应力、焊接接头系数、厚度附加量等参数的选取。（1）设计压力（计算压力）设计压力:相应设计温度下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：指容器顶部在工作过程中可能产生的最高压力（表压）。211）使用安全阀时：设计压力≥安全阀开启压力设计压力＝（1.05～1.10）*（最大工作压力）使用爆破膜根据其型式：设计压力＝（1.15～1.