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压力容器最大答应作业压力

  发布时间:2021-08-27 14:39:09 | 来源:bob官方网站登录入口 作者:bob综合客户端app

  最大答应作业压力 1 容器的压力 1.1 作业压力Pw 在正常作业情况下,容器顶部或许到达的最高压力(即正常作业温度下的最高作业压 力)。一般情况下,作业压力由工艺专业提出,作为容器规划的根底数据。关于或许发生 循环失效的容器,应该按作业压力点评容器的强度。[1] 1.2 规划压力 P 设定的容器顶部的最高作业压力,与相应的规划温度一同作为规划载荷条件,其值不 低于作业压力。确认容器的规划压力时,应考虑如下要素: 1)规划压力不该低于超压泄放设备的整定压力,即P≥Pd 。 2)规划压力不该低于最高作业压力,即P≥Pw 。 3)关于盛装液化气体的容器,规划压力应根据作业条件下或许到达的最高金属温度 确认,且不低于《容规》·第 3.9.3 节的相关规则。 4)真空容器按规则选取,此处不管。 5)关于多室容器,各室规划压力应根据各自的作业压力确认。[1] 1.3 核算压力 Pc 在相应规划温度下用以确认元件厚度的压力,其间包含液柱静压力。关于多室容器, 确认核算压力时,应考虑各室间最大压力差。[1] 核算压力与规划压力的联系:Pc≥P 。 1.4 实验压力 PT 实验压力为容器实验时,容器顶部的压力。 1)受内压的容器 液压实验: PT = 1.25P [σ ] [σ ]t ,MPA [2] 式中, P------规划压力(MPa) [σ]------元件资料在实验温度下的许用应力(MPa) [σ]t------元件资料在规划温度下的许用应力(MPa) 气压实验: PT = 1.15P [σ ] [σ ]t ,MPA [2] 一般情况下,关于碳钢、低合金钢资料元件,规划温度不高于 150℃时,[σ]= [σ]t; 可是,关于不锈钢资料元件,往往[σ][σ]t,规划时应多加留意。关于GB150-1998《钢 制压力容器》·表 4-1 中关于不锈钢在各温度下许用应力值,一般要应该选用各行中第 2 行的值(即,注 4 标定的行)。 2)外压容器 液压实验: PT = 1.25P ,MPA [2] 气压实验: PT = 1.15P ,MPA [2] 3)压力实验前的应力校核 压力实验前,应按下式校核圆筒应力: σT = PT (Di +δe ) 2δe ,MPa [2] 式中,Di ------圆筒内直径(mm) PT------实验压力(Mpa) δe ------圆筒的有用厚度(mm) σT应满意下列条件: 液压实验时,σT≤0.9φσS(σ0.2) 气压实验时,σT≤0.8φσS(σ0.2) 式中,φ------焊接接头系数 σS(σ0.2)----筒体资料在实验温度下的屈从点(或 0.2%屈从强度)。 1.5 最大答应作业压力 MAWP 最在答应作业压力,是指在规划温度下,容器顶部所答应接受的最大表压力。该压力 是根据容器各部分壳体的有用厚度核算所得,且取最小值。当选用最大答应作业压力作为 容器超压极限的开始压力时,在规划中应考虑用最大答应作业压力替代规划压力进行压力 实验。[1] 对此,GB 150-1998《钢制压力容器》·B4.1 中有清晰规则,问题在于怎么确认 容器的最大答应作业压力。 容器的最大答应作业压力可按下式确认: PMVWP = min?{Pw1,Pw2,Pw3,Pw4, … } ,MPa [1] 式中,Pw1、Pw2、Pw3、Pw4别离为容器圆筒、封头、法兰、开孔补强等受压元件根据 各自的规划条件和结构尺度核算所得到的相应于该元件的最大答应作业压力。 下面以受内压的容器为例评论最大许用作业压力的核算方法。 1.5.1 筒体 Pw1 筒体有用厚度:δe=δn-(C1+C2) 式中,δn------筒体名义厚度(mm),由核算厚度δ+ C1+C2再圆整后得到的 C1 ------钢板厚度负误差(mm),查钢板或钢管规范 C2 ------腐蚀裕量(mm) 最大答应作业压力:Pw 1 = 2[σ]t ?δe Di +δe ,MPa ,按中径公式导出 式中,Di ------圆筒内直径(mm) φ------焊接接头系数 [σ]t------筒体资料在规划温度下的许用应力 1.5.2 封头 Pw2 下面按规范椭圆封头进行公式推导。 封头有用厚度:δe=δn-(C1+C2) 式中,δn------封头名义厚度(mm),由核算厚度δ+ C1+C2再圆整后得到的 C1 ------钢板厚度负误差(mm),查钢板规范 C2 ------腐蚀裕量(mm) 最大答应作业压力:Pw 1 = 2[σ]t ?δe Di +0.5δe ,MPa ,按封头厚度核算公式导出 式中,Di ------封头内直径(mm) φ------焊接接头系数 [σ]t------封头资料在规划温度下的许用应力 由导出的公式,并结合 1.5.1 节导出公式能够看出,运用椭圆形封头时Pw1<Pw2 。 1.5.3 法兰 Pw3 容器用法兰有筒体法兰和接收法兰。一般筒体法兰按 JB/T 4700~4707-2000 选用, 接收法兰按 HG/T 20592~20635-2009 选用,有时按其它规范或自行规划。 规范法兰:Pw3 = PNt ,MPa 式中,PNt ------法兰在容器规划温度下的最大答应作业压力,MPa [3] [4] 非标法兰:Pw3 = Pmt ax ,MPa 式中,Pmt ax ------法兰规划温度下的最大答应作业压力,MPa ,可参阅 《螺栓法兰联接规划》。 1.5.4 开孔补强 Pw4 关于开孔补强的最大答应作业压力 Pw4: 1)壳体开孔补强最大答应作业压力:按 2.2.6 确认; 2)平盖开孔补强最大答应作业压力:按 2.3.3 确认。 1.5.5 接收 Pw5 及焊接接头 Pw6 一般情况下,接收最大答应作业压力核算方法与筒体相同[5],可在核算筒体最大答应 作业压力时一同确认。 关于焊接接头,GB 150-1998《钢制压力容器》·第 10 章·图 10-1 清晰暗示,下面简 要阐明一下常用焊接接头归类: 1)封头一切拼接接头,筒体、接收的纵向对接接头和开孔处环向对接接头:A 类; 2)筒体、接收、筒体或接收与封头或对焊法兰衔接处的环向对接接头:B 类 3)筒体或接收与平焊法兰衔接处的环向角接接头:C 类 容器上的这 3 类接头中,A类所受应力最大,大约为其它两类的 2 倍左右[1]。因而, 在筒体或接收强度核算公式中都引进的是A类焊接接头系数φ。所以筒体或接收最大答应 作业压力,便是其上的A类焊接接头的最大答应作业压力。则: 接收最大答应作业压力: Pw 5 = 2[σ]t ?δe Di +δe ,MPa ,按中径公式导出 式中,Di ------接收内直径(mm) φ------焊接接头系数 [σ]t------接收资料在规划温度下的许用应力 δe------接收在效厚度,按 1.5.1 节确认,开孔补强的附加厚度不计在内 关于 B 类焊接接头,一般要求其与 A 类焊接接头具有相同的质量水平,即要求具有 相同的焊接接头系数φ,以确保整个容器的强度和安全。所以,核算容器的最大答应作业 压力时,只引进 A 类焊接接头系数,B 类、C 类焊接接头不再核算。 2 开孔补强 2.1 壳体开孔 容器壳体上开孔,应为圆形、椭圆形、长圆形。对非圆形开孔长短径之比不大于 2。 圆筒开孔: 1)内径Di≤1500mm时,开孔最大直径d≤Di/2,且d≤520mm; 2)内径Di>1500mm时,开孔最大直径d≤Di/3,且d≤1000mm; 凸形封头或球壳:开孔最大直径d≤Di/2; 锥形封头或锥壳:开孔最大直径d≤Di/3,Di为开孔中心处锥壳直径。[2] 2.2 壳体补强 2.2.1 补强方法 壳体开孔补强可选用:补强圈补强和全体补强两种结构型式。 选用补强圈补强时,应遵从下列规则: 1)壳体和补强圈钢材的规范抗拉强度下限值σb≤540MPa; 2)补强圈厚度小于或等于 1.5δn; 3)壳体名义厚度δn≤38mm; 若条件答应,引荐以厚壁管替代补强圈进行补强。 全体补强,是指采纳添加壳体厚度,或用全焊透的结构型式将厚壁管或全体补强锻件 与壳体相焊的补强方法。契合下列条件之一的容器开孔,应考虑选用全体补强: 1)规划压力 p≥4MPa; 2)规划温度 T>350℃; 3)盛装极度、高度损害介质; 4)易疲惫; 5)补强圈结构不满意要求。[2] 2.2.2 所需补强面积 壳体开孔边际存在着 3 种应力:部分薄膜应力、弯曲应力、峰值应力。[1] 等面积补强法:是以补偿开孔部分截面的拉伸强度作为补强原则的。浅显一点说,就 是将开孔损失的拉伸承载截面在孔边有用补强规模内等面积地进行补偿。等面积补强法虽 被多国广泛选用,但其只涉汲静力强度问题,关于二次应力是经过约束开孔形状、长短径 之比和开孔规模直接加以考虑的。因其未对开孔边际的峰值应力未加考虑,不适用于被劳 容器的开孔补强。[1] 核算公式,按 GB150-1998《钢制压力容器》·第 8 章·第 8.5 节。 1)内压容器开孔所需补强面积: A = dδ + 2δδet (1 ? fr ) [2],mm2 式中,d ------开孔直径,mm,详细要求参看《容器及管路的焊接衔接》,关于 圆筒或锥壳:一般取开孔在圆筒轴向的最大尺度;关于凸形封头:一般取开孔 的最大尺度 δ ------壳体开孔处的核算厚度,mm,按第 4 节 δet------接收有用厚度,mm,δet=δnt-Ct δnt ------接收名义厚度,mm Ct------接收壁厚附加量,mm,按第 4 节:Ct=Ct1+ Ct2 Ct1------接收壁厚负误差,mm,按第 4 节 Ct2------接收腐蚀裕量,mm,按第 4 节 fr ------强度削弱系数,等于规划温度下接收资料与壳体资料许用应力之 比 值,当核算fr>1.0 时,取fr=1.0 2)外压容器开孔所需补强面积: A = 0.5[dδ + 2δδet (1 ? fr)] [2],mm2 式中各参数含义同上。 2.2.3 有用补强规模 沿壳体经线方向补强规模:B = max?{2d ,d + 2(δn + δnt )} ; [2] 沿接收轴线方向补强规模:h = min?{?dδnt ,h1 ,h2} ; [2] 式中,h1 ------接收实践外伸高度,mm h2 ------接收实践内伸高度,mm δn ------壳体名义厚度,mm 其他各参数含义同 2.2.2。 2.2.4 补强面积 在有用补强规模内,壳体和接收的有用厚度减去核算厚度后的剩余金属截面面积能够 作为补强的截面积,称为补强面积,核算公式: Ae = A1 + A2 + A3 [2],mm2 式中,A1------壳体在补强规模内的剩余金属截面积,mm2,按下式确认: A1 = (B ? d)(δe ? δ) ? 2δet (δe ? δ)(1 ? fr) [2],mm2 δe ------壳体有用厚度,mm,δe=δn-C C ------壳体壁厚附加量,mm,C=C1+ C2 C1 ------壳体壁厚负误差,mm C2------壳体腐蚀裕量,mm, A2------接收在补强规模内的剩余金属截面积,mm2,按下式确认: A2 = 2h1(δet ? δt)fr + 2h2(δet ? C2)(1 ? fr) [2],mm2 h1-------接收有用外伸长度,mm,按 2.2.3 h2-------接收有用内伸长度,mm,按 2.2.3 δt -------接收核算厚度,mm A3------焊缝金属截面积,mm2,按下式确认: A3 = ab [2],mm2 a-------焊缝底边长度,mm,参看《容器及管路的焊接衔接》 b-------焊缝高度,mm,参看《容器及管路的焊接衔接》 当Ae≥A时,不需附加补强面积;当Ae<A,就需要在有用补强规模内附加补强面积。 附加补强面积为: A4 = Ae ? A [2],mm2 有时为了进步壳体开孔处的刚度,在不需附加补强时也恰当添加必定的补强办法。 2.2.5 附加补强厚度核算 1)用补强圈补强时,可按 JB/T4736-2002《补强圈》选取,则所需补强圈的厚度: S ≥ ZA4 B′ ?d ,mm 式中,Z-------壳体资料与补强圈资料许用应力之比:Z = [σ ]t [σB ]t [σ] t-------壳体资料在规划温度下的许用应力,MPa [σB] t------补强圈资料在规划温度下的许用应力,MPa B’ -------补强圈有用补强外径,mm, B′ = min?{B ,D} ,mm B-------沿壳体经线方向补强规模,mm,按 2.2.3 D-------所选补强圈直径,mm 当所选补强圈的厚度 S ZA 4 B′ ?d 时,则补强圈剩余金属截面积将使开孔处强度增 加,超越规划压力所需的强度,便是核算开孔处最大答应作业压力所需强度。将在 下一节中评论开孔处最大答应作业压力的核算。 2)用全体补强时,可加厚接收在效补强规模h内的有用壁厚δet,或添加壳体有用壁厚 δe。只需将接收或壳体的新壁厚从头代入 2.2.4 节公式,使Ae≥A即可。 3)实践补强面积 当运用补强圈补强时,实践补强面积等于补强面积与实践补强面积之和,核算 公式: As = Ae + A5 ,mm2 式中,Ae------补强面积,mm2,按 2.2.4 A5------实践附加补强面积,mm2,按下式确认: A5 = ?B′ ?d?S Z ,mm2 当无需补强或选用全体补强结构时,实践附加补强面积为 0,则实践补强面积就 是 2.2.4 节所核算的Ae 。 2.2.6 壳体开孔补强最大答应作业压力 详细核算方法是使用 2.2.2 节公式,用实践补强面积As替代式中的所需补强面积A计 算开孔处经补强后的实践壳体有用壁厚δes,再将之代入中径公式求得最大答应作业压力。 下面以常用的内压壳体开孔补强为例,进行公式推导。 1)内压壳体开孔处经补强后的实践壳体有用壁厚: δes = As d+2δet (1?fr ) ,mm 式中,As------实践补强面积,mm2,按 2.2.5 d -------开孔直径,mm,详细开孔要求参看《容器及管路的焊接衔接》 δet------接收未加补强时有用厚度,mm,按 2.2.2 fr ------强度削弱系数,按 2.2.2 外压壳体开孔处经补强后的实践壳体有用壁厚: δes = 2As d+2δet (1?fr ) ,mm ,式中参数同上。 2)内压筒体开孔补强的最大答应作业压力: Pw 4 = 2[σ]t ?δes Di +δes ,MPa ,按中径公式导出 式中,Di ------圆筒内直径(mm) φ------焊接接头系数 [σ]t------筒体资料在规划温度下的许用应力 内压封头开孔补强的最大答应作业压力: Pw 4 = 2[σ]t ?δes Di +0.5δes ,MPa ,按封头厚度核算公式导出 式中,Di ------封头内直径(mm) φ------焊接接头系数 [σ]t------封头资料在规划温度下的许用应力。 2.3 平盖开孔补强 W W δp 如图,W-----螺栓总预紧力,N L -----螺栓孔中心圆直径与压紧垫片中心圆的间隔,mm Dc -----压紧垫片中心圆直径,mm D0 -----平盖外径,mm pc-----规划压力,MPa δp -----平盖厚度,mm d -----开孔直径,mm Mp-----压力pc在压紧垫片中心圆截面上发生的弯矩,N·M Mp -----螺栓总预紧力W在压紧垫片中心圆截面上发生的弯矩,N·M 将螺栓联接的圆平盖视为,周边简支受均布载荷效果的圆平板和周边受均布弯矩效果 的圆平板两部分的归纳效果。 2.3.1 归纳弯曲应力 1)周边简支受均布载荷作的圆平板[6] 最大径向应力在中心,为 σp = 0.309 pcD δ 2 p 2 c ,MPa [1] 内压效果时,平盖内外表受紧缩,外外表受拉伸。 2)周边受均布弯矩效果的圆平板[6],在压紧力中心圆截面上发生最大径向应力,为 σw = 1.91 WL D c δ 2 p ,MPa [1] 内外表受紧缩,外外表受拉伸。 由于,实践平盖还有(Do ? Dc)/2宽度的圆环部分与平盖一同接受弯矩效果,且考 虑到垫片联接并非归于彻底简支,所以,将σw算式中的系数 1.91 调整为 1.78,即 σw = 1.78 WL D c δ 2 p ,MPa [1] 3)螺栓联接内压平盖上的最大弯曲应力: σmax = σp + σw = 0.309 pc Dc2 δ 2 p + 1.78 WL D c δ 2 p ≤ [σ]t ,MPa [1] 式中,[σ]t -----平盖资料在规划温度下的许用应力,MPa 2.3.2 开孔补强 平盖开孔率≤0.5 时,可按本节论说进行补强;开孔率>0.5 时,受力与法兰相挨近, 故其开孔补强按法兰进行核算(参看《螺栓法兰联接规划》)。 平盖开孔率,是开孔直径与平盖直径之比。 1)选用补强元件方法 开孔所需补强面积 A 为开孔削弱的强度面积的一半。 A = 0.5dδp ,MPa [1] 式中,d-----开孔直径,mm,各孔别离核算 δp -----平盖厚度,mm 2)选用全体加厚补强方法 平盖开孔全体补强,便是在平盖厚度核算式(按第 4 节)中引进开孔削弱系数, 从头核算平板厚度。开孔削弱系数: v = Dc ?∑ b Dc 式中,Dc -----平盖核算直径,即压紧垫片中心圆直径,mm ∑b -----平盖上各开孔直径和,mm,∑b=Mun{d,d’,…} 修改后的平盖厚度核算式: δp = Dc ?[σK]pt vc? ,mm,可作为平盖规划时的核算厚度。 2.3.3 平盖开孔补强的最大答应作业压力 平盖名义厚度δn等于核算厚度加上平盖资料厚度负误差C1和腐蚀裕量C2再经圆整后 得到的,即 δn≥δp +C1 +C2 ,mm 当δn>δp +C1 +C2时,平盖在效厚度δe>δp,此刻用有用厚度δe替代 5.3.2 中平盖厚度 核算公式中的核算厚度δp ,可得平盖补强的最大答应作业压力: pc = [σ]t v? K (δp )2 Dc ,MPA 。 参阅文献 [1]. 李世玉. 压力容器规划工程师训练教程. 第 1 版. 北京:新华出版社,2005-10 [2] . GB150-1998. 钢制压力容器. 国家技能监督局. 1998-03.20 同意,1998-10-01 施行 [3] . HG/T20592~20635-2009. 钢制管法兰、垫片、紧固件. 2009-07-01 施行 [4] . JB/T4700~4707-2000. 压力容器法兰. 2000-09-30 施行 [5]. 郁永章. 容积式紧缩机规划手册. 第 1 版. 北京:我国建筑工业出版社,2000-11 [6]. 成大先. 机械规划手册(单行本). 第 1 版. 北京:化学工业出版社,2004-01 [7]. TSG R0004-2009 固定式压力容器安全技能监查规程. 2009-08-31 公布

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