钢制压力容器

一． 基本概念

1．1 压力容器设计应遵循的法规和规程 1．2 标准和法规（规程）的关系。 1．3 压力容器的含义（定义） 1．4 压力容器设计标准简述 1．5 D1级和D2级压力容器说明

二．GB150-1998《钢制压力容器》 1．范围 2．标准 3．总论

3．1 设计单位的资格和职责 3．3 GB150管辖的容器范围 3．4 定义及含义

3．5 设计参数选用的一般规定 3．6 许用应力 3．7 焊接接头系数

3．8 压力试验和试验压力 4．对材料的要求

4．1 选择压力容器用钢应考虑的因素 4. 2 D类压力容器受压元件用钢板 4．3 钢管 4．4 钢锻件 4. 5 焊接材料

4．6 采用国外钢材的要求 4．7 钢材的代用规定

4．8 特殊工作环境下的选材 5．内压圆筒和内压球体的计算

5. 1 内压圆筒和内压球体计算的理论基础 5．2 内压圆筒计算 5．3 球壳计算

6．外压圆筒和外压球壳的设计

6．1 受均匀外压的圆筒（和外压管子） 6．2 外压球壳

6．3 受外压圆筒和球壳计算图的来源简介 6．4 外压圆筒加强圈的计算 7．封头的设计和计算

7．1 封头标准 7．2 椭圆形封头 7. 3 碟形封头 7．4 球冠形封头 7．5 锥壳

8．开孔和开孔补强

8．1 开孔的作用 8．2 开检查孔的要求

8．3 开孔的形状和尺寸 8．4 补强要求

8．5 有效补强范围及补强面积 8．6 多个开孔的补强 9 法兰连接 9．1 简介

9．2 法兰连接密封原理

9. 3 法兰密封面的常用型式及优缺点 9．4 法兰型式

9．5 法兰连接计算要点 9．6 管法兰连接

10．压力容器的制造、检验和验收

10．1 制造许可

10．2 材料验收及加工成形 10. 3 焊接

10．4 D类压力容器热处理 10．5 试板和试样 10．8 无损检测 10. 9 液压试验

10．10 容器出厂证明文件。 11．安全附件和超压泄放装置

11．1 安全附件 11．2 超压泄放装置

11．3 压力容器的安全泄放量 11．4 安全阀

GB151-1999《管壳式换热器》

01 简述

02 标准与GB150-1998《钢制压力容器》的关系。 03基本章节 1 适用范围 2 组成

3 型号表示法

4 有关参数的确定 5 焊接接头系数

6 试验压力和试验温度 7 其它要点 8 管板计算

9 制造、检验与验收

附录 受内压薄壁容器的应力分析目录 1．薄壁旋转壳体的几何概念和基本假设

1．1 几何概念

1．2 薄壁壳体的基本假设 2 薄壁圆筒的应力分析

2．1 轴向应力的计算 2．2 环向应力的计算 3 旋转薄壁容器的应力分析

3．1 薄壁壳体的一般方程式

3．2 经向应力σ1和环向应力σ2的计算 4．应用举例

4．1 圆筒形壳体 4．2 球壳

4．3 椭球壳（椭圆封头） 4．4 锥形壳（锥形封头） 4，5 薄壁圆环（弯管段）

压力容器设计基本知识

（讲稿）

一．基本概念

1．1 压力容器设计应遵循的法规和规程

1）《特种设备安全监察条例》（本文简称《条例》），是2003年

3月11日公布的条例，条例自2003年6月1日起施行。原《锅炉压力容器安全监察暂行条例》同时废止。

2）《压力容器安全技术监察规程》（本文简称《容规》），此《容规》自2000年1月1日起正式实施。在安全监察中，包括的七个环节是：设计、制造、安装、使用、检验、改造和修理。此规程与《条例》有不一致之处，应按《条例》的内容修改。

3）《压力容器压力管道设计单位资格许可与管理规则》，此规则自2003

年1月1日起实施。

1．2 标准和法规（规程）的关系。

《容规》第4条规定，压力容器的设计、制造（组焊）、安装、使用、检修、修理和改造，均应严格执行本规程的规定；第5条规定：本规程是压力容器质量监督和安全监察的基本要求，有关压力容器标准、部门规章、企事业单位规定等，如果与本规程的规定相抵触时，应以本规程为准。

GB150总论第3.1条规定：容器的设计、制造、检验和验收除必须符合本标准规定外，还应遵守国家颁布的有关法令、法规和规章。

因此，当标准与法规或规程有不一致时，应按法规（和规程）的规定执行。 1．3 压力容器的含义（定义）

根据《条例》第八十中的规定，压力容器用语的含义是：“压力容器，是指盛装气体或者液体，承载一定压力的密闭设备，其范围规定为最高工作压力大于或等于0.1MPa（表压），且压力与容积的乘积大于或等于2.5MPa²L的气体、液化气体和最高工作温度高于或者等于标准沸点的液体的固定式容器和移动式容器；盛装公称工作压力大于或等于0.2MPa（表压），且压力与容积的乘积大于或等于1.0MPa²L的气体液化气体和标准沸点等于或者低于60℃液体的气瓶；氧舱等。”

1．4 压力容器设计标准简述

我国压力容器专业性的具有一定规模的压力容器的设计和制造，起于五十年代初期。

1980年起，压力容器设计方面依据为：《钢制石油化工压力容器设计规定》和《钢制管壳式换热器设计规定》。

GB150-1998《钢制压力容器》是强制性的压力容器国家标准。该标准对钢制压力容器的设计、制造、检验和验收作出具体的规定。是压力容器的基本标准。

对压力小于O.1MPa的钢制容器的设计，按压力容器行业标准JB/T4735-1997《钢制焊接常压容器》的规定。

卧式容器和立式容器的设计尚应符合行业标准JB4710-2000《钢制塔式容器》和JB4731-2005《钢制卧式容器》的规定。

GB151-1999《管壳式换热器》标准，是用钢、铝、铜、钛和镍等材料制造的管壳式换热器的设计制造和验收标准。

化工行业标准HG20580～HG20585–1998， 是针对化工设备的特点，对钢制压力容器设计和制造方面提出更详细的规定，有关设计方面的标准是： HG20580-1998 《钢制化工容器设计基础规定》 HG20581-1998 《钢制化工容器材料选用规定》 HG20582-1998 《钢制化工容器强度计算规定》 HG20583-1998 《钢制化工容器结构设计规定》

其它配套标准如零部件如封头、法兰、支座、加固圈等标准，材料标准、焊接标准等已日趋完备。

1．5 D1级和D2级压力容器说明

根据《压力容器压力管道设计单位资格许可与管理规则》第三条规定， 压力容器设计类别和级别的划分是：（一）A类、（二）C类、（三）D类和（四）SAD类。其中D类又分：D1级和D2级。 1．D1级 系指第一类压力容器

2．D2级 系指第二类低、中压容器

第一类和第二类的具体划分见《容规》第6条的规定。

注：压力等级的划分是：按容器的设计压力P的大小，其中：

（一） 低压（代号L）0.1MPa≤ P ＜1.6MPa （二） 中压（代号M）1.6MPa≤ P ＜10MPa

二 GB150-1998《钢制压力容器》

GB150-1998《钢制压力容器》（简称GB150），包括正文十章和八个附录。 十章正文目次是：①范围；②引用标准；③总论；④材料；⑤内压圆筒和内压球壳；⑥外压圆筒和外压球壳；⑦封头；⑧开孔和开孔补强；⑨法兰；⑩制造、检验与验收。

八个附录中，属于标准的附录有：附录A 材料的补充规定；附录B 超压泄放装置；附录C 低温压力容器；附录D 非圆形截面容器。属于提示的附录有：附录F 钢材的高温性能；附录G 密封结构；附录H 材料的指导性规定；附录J 焊接结构。

标准的附录E 产品焊接试板的力学性能检验，已被新发布的JB4744-2000《钢制压力容器产品焊接试板的力学性能试验》所代替。 1．范围

GB150-1998《钢制压力容器》规定了“钢制压力容器的设计、制造、检验和验收要求”。

即是说：GB150是碳素钢、低合金钢和高合金钢制的压力容器，在设计、制造、检验和验收的整个过程中，必须遵守的强制性国家标准。

标准中规定适用的压力容器的设计参数的范围是：容器的设计压力不大于35MPa；

适用的设计温度范围按钢材允许的使用温度而定。 对于D类压力容器，设计压力范围应小于10MPa。

在GB150的1.3和1.4中，还规定出不属该标准规定范围的各类压力容器，

其中有：直接用火焰加热的容器；核能装置中的容器；经常搬运的容器；设计压力低于0.1MPa 的容器；真空度低于0.02MPa的容器；要求作疲劳分析的容器；内直径小于150 mm的容器；此外，还有旋转或往复运动的机械设备中自成整体的受压器室，以及已有其他行业标准的容器，诸如制冷、制糖、造纸、饮料和搪玻璃容器等。

2．标准

在GB150所列的引用标准中包括GB 、GB/T、JB 和JB/T四种代号的标准，标准分为强制性标准和推荐性标准（推荐性标准一经采用，即具有强制性的性质）。GB/T是推荐性的国家标准，JB是机械工业的行业标准，JB/T是机械工业推荐性的行业标准，而JB或JB/T中排号为4XXX号码的，规定为压力容器行业的标准。例如：

国家强制性标准：GB6654-1996《压力容器用钢板》； GB4237-92《不锈钢热轧钢板》

国家推荐性标准：GB/T229-94《金属夏比缺口冲击试验方法》；GB/T1804-92《一般公差 线性尺寸的未注公差》

压力容器行业标准：JB4708-2000《钢制压力容器焊接工艺评定》；JB/T4709-2000《钢制压力容器焊接规程》

标准一经被引用，即构成该标准的条文。在GB150第2章中，列了45个引用标准。从2004年4月1日起尚应实施下列标准： JB/T4736-2002 《补强圈》

JB/T4746-2002 《钢制压力容器用封头》

JB/T4747-2002 《压力容器用钢焊条订货技术条件》 JB/T4711-2003 《压力容器涂敷与运输包装》 3．总论

在“总论”一章中，对下列的8个方面作了规定：

①标准与相关法规和规章的关系；②设计和制造压力容器单位的资格和职责；③容器的范围；④压力、温度和厚度的定义；⑤设计参数选用的一般规定；⑥材料许用应力确定的依据和取值的规定；⑦焊接接头系数的确定；⑧压力试验（液压试验和气密性试验）和试验压力的规定。 3．1《条例》对设计单位的规定

《条例》第十一条规定：压力容器的设计单位应当经特种设备安全监督管理部门许可，方可从事压力容器的设计活动。

（一）有与压力容器设计相适应的设计人员设计、审核人员； （二）有与压力容器设计相适应的健全的管理制度和责任制度。 3．2 GB150-1998对设计单位的资格和职责规定

资格 容器的设计单位必须具备健全的质量管理体系，应持有压力容器设计单位批准书，压力容器的设计必须接受国家质检总局相关安全监察机构的监察。 职责 应对设计文件的正确性和完整性负责。容器的设计文件至少应包括设计计算书和设计图样。容器设计总图应盖有容器设计资格印章。 3．3 管辖的容器范围划定

GB150管辖的容器，其范围包括壳体及与其连为整体的受压零部件，且划定在下列范围内。

3．3．1 容器与外部管道连接：焊接连接的第一道环向接头坡口端面；螺纹连接的第一个螺纹接头端面；法兰连接的第一个法兰密封面； 3．3．2 接管、人孔、手孔等的承压封头、平盖及其紧固件。

3．3．3 非受压元件与受压元件的焊接接头。接头以外的元件，如加强圈、支座、裙座等。

3．3．4 超压泄放装置和仪表附件。

详见GB150中的3.3.1 至3.3.4条的规定。

3．4 定义及含义

3．4．1 压力 除注明者外，均指表压力。

3．4．2 工作压力（PW） 指在正常工作情况下，容器顶部可能达到的最高压力。 3．4．3 设计压力（P） 指设定容器顶部的最高压力，与相应的设计温度一起作

为设计载荷条件，其值不得低于工作压力。即P≥PW。

3．4．4 计算压力（PC） 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。当元件所承受的液柱静压力小于5%设计压力时，可忽略不计。故PC≥P；

3．4．5 试验压力（Pt） 指压力试验时，容器顶部的压力。

注：试验用压力表口设计位置应位于容器顶部。

3．4．6 设计温度 指容器在正常工作情况下，设定的元件的金属温度（沿元件

金属截面的温度平均值）。设计温度与设计压力一起作为设计载荷条件。

3．4．7 试验温度 指压力试验时，壳体金属的温度。 3．4．8 各种厚度

3．4．8．1 计算厚度δ 指按厚度计算公式计算得到的厚度。

3．4．8．2 设计厚度δd 指计算厚度（δ）与腐蚀裕量（C2）之和。即 δd = δ+C2, 因此δd ≥ δ

3．4．8．3 名义厚度δn 指设计厚度（δd ）加上钢材厚度负偏差（C1）后向上圆整至钢材标准规格的厚度。即标在图样上的厚度。 δn≥（δd + C1）

3．4．8．4有效厚度δe 指名义厚度（δn）减去腐蚀裕量（C2）和钢材厚度

负偏（C1）。 δe =δn-C1-C2

=δn-（C1+C2）=δn-C（厚度附加量）

注：如设定圆整量为C3，各厚度的关系为：

δn=δ+ C1+ C2+ C3

δe=δ+ C3=δn-（C1+C2） δd =δ+ C2

3．5 设计的一般规定

设计的一般规定，是对设计压力、设计温度、载荷、壁厚附加量和最小厚度选用等的规定。

3．5．1 设计压力（P）的确定 1)内压容器

①容器上装有超压泄放装置（安全阀）时，容器的设计压力确定的步骤如下： 确定安全阀的开启压力PZ ,取PZ≤（1.05～1.1）PW.当 PW＜0.18MPa时，可适当提高PZ相对于PW 的比值。再令P≥ PZ 。

②容器上装有爆破片：P = P b + ΔP 式中：P b为设计爆破压力，其其值等于最低标定爆破压力Ps min加上所选爆破片爆破范围的下限（取绝对值）；

Δp 为爆破片制造范围上限。

最低标定爆破压力Ps min和上下限查表B2和表B3。

③容器上无安全阀，但出口管线有安全阀：P≥P z +Δh. Δh为容器到安全阀的压力降。

④容器的压力源如与泵直接连接，则可有下列情况：

容器位于泵的出口侧，设计压力应取下述情况中的大值，泵正常入口压力+正常工作扬程；泵最大入口压力+正常工作扬程；泵正常入口压力+出口全关闭时的扬程。

容器位于泵（压力源）的进口侧，且无安全泄放装置时，取P=（1.0～1.1）Pw,并以 P=-0.1MPa进行外压校核。

2）外压、真空容器及夹套容器（按外压设计）

①确定外压容器的设计压力时，应考虑在正常情况下可能出现的最大内外压力差。

②确定真空容器的壳体厚度时，设计压力按承受外压考虑。当装有真空泄放阀时，设计压力P=1.25ΔP 式中ΔP为最大内外压力差，或 P=0.1MPa两者中的低者。未装真空泄放阀时，取P=0.1MPa。

③夹套容器：

带内压夹套的真空容器：内筒为真空，设计压力=真空设计的外压力（按②条）+夹套内压力，并以1.25倍的夹套外压力核定内筒的外压稳定性。夹套按内压计算。

带真空夹套的内压容器（即夹套为负压，内筒为正压）：内筒的设计压力=内筒的压力+0.1MPa，并核对在夹套试验压力下的稳定性；夹套按②考虑。 3）盛装液化气体的容器

对盛装液化气体的容器，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最高金属温度确定。

设计压力按《容规》第34条的规定。常见介质的设计压力按《容规》第36条中表3-3的规定。由于液化气体多属有毒或易燃性质，且设计压力多数为中压，因此应注意设计的范围，分辨容器的类别。 3．5．2 设计温度的确定

设计温度不得低于元件金属在工作状态可能达到的最高温度。

在任何状况下，元件金属表面的温度不得超过金属的允许使用温度。

对于00C以下的金属温度，设计温度不得高于元件金属可能达到的最低温度。 3．5．3有不同工况的容器 对有不同工况的容器，应按最苛刻的工况设计，并在图样或相应技术文件中注明各工况的压力和温度值。 3．5．4 载荷

设计时应考虑的载荷有：内压、外压或最大压力差；液体静压力；根据容器的具况，还可能考虑自重，内件重和附属设备等等的影响（详见GB15O的3．5．4条中的内容）。 3．5．5 厚度附加量

厚度附加量C由钢材厚度负偏差C1和腐蚀裕量C2两部分组成。 C = C1 + C2

钢材厚度负偏差C1按钢材标准的规定；当钢材厚度负偏差不大于0.25mm，且不超过名义厚度的6%时，厚度负偏差C1可忽略不计。

如选用GB6654-1996《压力容器用钢板》标准，其厚度负偏差C1可忽略不计。 腐蚀裕量C2 为防止容器元件由于腐蚀、机械磨损而导至厚度的削弱减薄，应考虑腐蚀裕量。对有腐蚀或磨损的零件，应根据预期的容器寿命和介质对钢材的腐蚀速率而定。 注：腐蚀分类：

①均匀腐蚀 金属表面出现各部分的腐蚀速度大致相同的连续腐蚀； ②非均匀腐蚀 金属表面各部分具有不同速度的连续性破坏；

③局部腐蚀 局部发生腐蚀，如点蚀（呈一个个的点状）和斑点腐蚀（呈一个个的斑点状）；

④应力腐蚀 由侵蚀介质和应力同时作用下所导致的腐蚀； ⑤晶间腐蚀 是金属晶粒界面的腐蚀。

标准中的材料的腐蚀速率，是对于均匀腐蚀而言，亦即钢材表面的腐蚀速率（毫米/年）各处基本相同。

腐蚀裕量C2 = 腐蚀速率 X 设计使用年限 （毫米/年 X 年 = 毫米）

在考虑腐蚀的同时，也应考虑容器可能发生的机械磨损。

此外，由于金属所处的介质情况（如介质的腐蚀性、浓度和温度）不同，腐蚀程度不同，因此，采用不同的腐蚀裕量。

GB150中规定“介质为压缩空气、水蒸气的碳素钢或低合金钢制容器，腐蚀裕量不少于1 mm”。 3．5．6 最小厚度

容器在较低内压力作用下，按厚度计算方法得到的厚度很小，虽然能满足容器的强度要求，但刚度不够。为解决刚度问题，GB150中规定了壳体加工成形后不包括腐蚀裕量的最小厚度：

a)对碳素钢、低合金钢制容器，不小于3 mm； b)对高合金钢制容器，不小于2 mm。

因此，碳素钢和低合金钢制的容器的最小名义厚度应不小于4 mm。 3．6 许用应力

容器使用钢材常用指标是力学性能，在D类容器中，主要指标是材料的抗拉强度σb和屈服点σs（或σ0.2）。

容器使用中达到屈服或断裂时即为破坏，在实际应用中必须控制容器的材料受力处在安全范围内，即除以系数n，n称为材料许用应力系数（即是设计安全系数）。

从钢常温抗拉强度考虑，设计安全系数取3；

按钢的设计温度下的屈服强度考虑选用的设计安全系数：对碳素钢和低合金钢取1.6；对高合金钢取1.5。

将钢材的抗拉强度σb和屈服点σs分别除以各自的设计安全系数后，取二值的小者作为材料的许用应力。

说明：考虑安全系数是基于如下因素：

①材料的性能稳定性存在偏差；②估算载荷状态及数值偏差；③计算方法的精确程度；④制造工艺及允许偏差；⑤检验手段及严格程度；⑥使用中的操作经验等六个方面。

在确定具体材料的许用应力时，还要结合材料的质量因素。

GB150所用钢板材料的许用应力按GB150标准的第4章各材料表中的规定。 螺栓材料的许用应力，是从考虑屈服的情况考虑，安全系数选高了一些，详见GB150表3-1和表3-2。

3． 7 焊接接头和焊接接头系数 3．7．1 焊接接头分类和要求

压力容器筒体与筒体，筒体与封头的连接，封头的拼接，不允许采用搭接结构。也不允许存在十字焊缝。

容器主要受压部分的焊接接头分为A、B、C、D 四类，具体规定是：

a）A类焊接接头 圆筒部分的纵向接头，半球形封头与圆筒连接的环向接头，各种凸形封头的所有拼焊接头，嵌(qian)入式接管与壳体对接的接头。

b）B类焊接接头 壳体部分的环向接头，锥形封头小端、长颈法兰等与接管连接的接头。

c）C类焊接接头 平盖、管板与圆筒非对接连接的接头，法兰与壳体、接管连接的接头，内封头与圆筒连接的搭接接头。

d）D类焊接接头 接管、人孔、凸缘、补强圈等与壳体连接的接头。 压力容器的所有A、B类焊接接头均需按GB150标准和设计图样的规定进行无损检测（RT或UT）。

下列情况的压力容器的A类及B类焊接接头应进行100%射线或超声检测（材料厚度≤38mm时，应采用射线检测）：

① 第二类压力容器中，易燃介质的反应容器或储存容器； ② 设计压力大于5.0MPa的压力容器；

③ 筒体厚度大于30mm的碳素钢和厚度大于25mm的低合金钢或奥氏体不锈耐酸钢制压力容器；

④ 盛装高度和极度危害介质的压力容器； ⑤ 耐压试验为气压试验的压力容器；

⑥ 使用后无法进行内部检验或耐压试验的压力容器；

⑦ 焊缝系数为1.0的压力容器（无缝钢管制的筒体和压力容器本体最后焊接的一条环焊缝除外，但应提供保证其焊接质量的相应焊接工艺）；

图样规定进行局部无损检测A类和B类焊接接头，局部无损检测的检测长度为不少于每条焊缝长度的20%，且不小于250mm。且下列焊接接头应全部检测：①所有的T型焊接接头；

②开孔区域内（以开孔中心为圆心，1.5倍开孔直径为半径的圆内）的焊接接头；③被补强圈支座垫板等其他元件所覆盖的焊接接头； ④拼接封头和拼接管板的焊接接头；

⑤公称直径大于250mm接管的环焊缝按容器本体考虑。合格级别按容器要求。

除另有规定，不允许采用降低焊接接头系数而不进行无损检测。 设计用的焊接结构可参见GB150的附录J。焊接结构。 3．7．2 焊接接头系数

焊接接头系数ф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。

注：焊接接头系数有的称为焊缝系数，即是焊缝的强度与母材强度之比。 双面焊对接接头和相当于双面焊的全焊透的对接接头： 100%无损检测 ф = 1.00

局部无损检测 ф = 0.85

说明：相当于双面焊的全焊透的对接焊缝，是指单面焊双面成型的焊缝，按双面焊评定（含焊接试板的评定），如氩弧焊打底的焊缝或带陶瓷、铜衬垫的焊缝等。

单面焊对接接头（沿焊缝根部全长有紧贴基本金属的垫板）： 100%无损检测 ф = 0.9

局部无损检测 ф = 0.8

说明：这里应注意到1）是对接接头；2）全焊透结构；3）沿焊缝根部全长有紧贴基本金属的垫板。垫板如何才算密贴，看法并不一致，一般以焊接工艺评定为准。

3．8 压力试验和试验压力

压力试验是容器制造中检查容器质量的必需工序。它主要检查容器的强度、刚度和焊接接头及可拆的密封连接处的密封质量。压力试验方法有液压试验、气压试验和气密性试验。

压力试验的种类、试验压力值和要求，应在图样中注明。 3． 8。1 液压试验

液压试验是压力容器常用耐压试验方法。试验液体一般采用水，也可采用不致发生危险的其它液体。

对奥氏体不锈钢制造的容器水压试验应控制水的氯离子含量不超过25mg/L 3．8．1．1内压容器

液压试验 PT = 1.25P [σ]/[σ]t 式中P-- 设计压力 MPa ；

PT -- 试验压力 MPa

[σ] -- 容器元件材料在试验温度下的许用应力， MPa [σ]t -- 容器元件材料在设计温度下的许用应力。MPa 此液压试验压力PT为常用的压力，也是最小试验压力。 如果名义厚度远大于计算厚度，为达到试验的目的，也可适当的提高试验压力，但确定新的试验压力值时，应进行应力校核，用试验压力值计算的换算应力σΤ应符合如下规定：

бs(б0.2)—圆筒材料在试验温度下的屈服点（或残余变形为0.2%时的屈服强度）， MPa

3．8．1．2 外压和真空容器，

以内压进行液压试验： PT= 1.25 P

容器液压试验合格的条件是：①无滲漏；②无可见的变形；③试验过程中无异常的响声。

3． 8。2 气压试验

对于不适合作液压试验的容器，例如容器内不允许有微量残留液体，或由于结构原因不能充满液体的容器，可采用气压试验。

内压容器的气压试验压力PT= 1.15 P[σ]/[σ]t，设计校核结果，应满足如下要求：

外压和真空容器，以内压进行气压试验，气压试验压力为：PT = 1.15 P 气压试验应有安全措施，该安全措施应经单位技术负责人批准，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、氮气或其他惰性气体，碳素钢

和低合金钢压力容器气压试验用气体的温度不得低于150C。设计采用气压试验，应注明安全要求。 3．8，3 气密性试验：

压力容器的气密性试验要求，见《容规》第101条和第102条的规定。 介质的毒性程度为极度和高度危害的压力容器，应在压力试验合格后进行气密性试验，需作气密性试验时，试验压力、试验介质和检验要求应在图样中注明。 夹套容器压力试验的试验压力和方法，应在图样中注明。 4．对材料的要求

GB150在压力容器用钢的要求方面含三部分，即： ①正文第4章：材料；

②附录A（标准的附录）：材料的补充规定； ③附录H（提示的附录）：材料的指导性规定。 在这些章节中，主要是对受压元件用材料的规定。 GB150对受压元件未定义。

注：根据《容规》第25条规定，压力容器的主要受压元件是：压力容器的筒体、封头（端盖）、人孔盖、人孔法兰、人孔接管、膨胀节、开孔补强圈、设备法兰、球罐的球壳板、换热器的管板和换热管、M36以上的设备主螺栓及公称直径大于等于250mm的接管和管法兰。 4．1 选择压力容器用钢应考虑的因素

1）选材地合理性是保证压力容器设计质量的关键环节，压力容器选择受压元件用钢材时，必须选用GB150第四章的材料表中列出的钢材。而非受压元件与受压元件焊接者，也应选用焊接性能良好的钢材。

2）选择压力容器用钢应考虑的因素有：压力容器的使用条件，如设计压力、设计温度、介质特性和操作特点；可焊性良好；制造工艺的可行性（加工难度）和经济合理等。

说明：可焊性方面，应靠虑控制钢的含碳量或碳当量，含碳量大的，焊接性能下降，容易产生裂纹，且塑性下降，不利于冷热成形，压力容器焊接用钢的碳含量应为C≤0.25%。 从钢的冶炼上，应采用平炉电炉或氧气转炉冶炼的镇静钢。因为沸腾钢中含有FeO,脱氧情况

差，成材率虽高，但质量差。镇静钢是一种充分脱氧的钢，成材率较低，但钢中杂质少，气泡和疏松性少，质量高。

目前，由于平炉冶炼时间长，占地面积大，生产效率低，此法逐步被淘汰。

降低钢中的硫、磷含量：因为硫、磷均为钢中的有害杂质，硫与铁在晶界处生成低熔点硫化铁（FeS），热加工时易产生热脆，即称热脆性，焊接时，硫和氧结合产生SO2 使焊缝中产生气孔和疏松，影响焊接接头的质量；磷与铁形成磷化三铁（Fe3P），明显的降低钢的塑性韧性，尤其是低温时更差，属冷脆现象，磷过多，焊接变坏，易产生裂纹。

由于磷和硫是矿石中带来的，随着冶炼技术的进长和压力容器质量要求的提高，磷、硫含量将逐步降低，要求的磷、硫含量为：P≤0.030%；S≤0.020%.

3）GB150中对材料的修改情况是：

2002年起，取消Q235-A.F和Q235-A钢板在受压元件中的应用；

《制造许可》中规定，对用于焊接接构的压力容器用钢磷、硫含量：磷P≤0.O30%，硫S≤0.020%。，并规定钢的含碳量应不大于0.25%,且按下式计算的碳当量Ceq不大于0.45%。

Ceq = C + Si∕24 + Mn∕6 + Ni∕40 + Cr∕5 + Mo∕4 + V∕14

沸腾钢不允许用于制造压力容器的受压元件。

4)Q235钢板：在图样的材料明细表中不得只标Q235，应根据设计须要在尾部带上“-A或-B或-C”，Q235钢板的具体数据见下表：

Q235热轧厚钢板（板厚≤16mm）的化学成分和力学性能表 牌号 等级 化学成分 % C Mn Si ≤ Q235-A Q235-B Q235-C 0.14-0.22 0.3-0.65 0.12-0.20 0.3-0.7 ≤O.18 0.35-0.6 0.3 S ≤ 0.05 0.045 0.04 0.04 P ≤ 0.045 235 力学性能MPa бs ≥ бb ≥ 375 -500 20 0 冲击性能 温度 0冲击功J 27 C 注：Q235-A未提供冲击功。 4．2 D类压力容器受压元件用钢板

在D类压力容器中，主要使用GB150的表4-1“钢板许用应力”列入的下列钢板：

1）碳素钢板：使用Q235-B 、Q235-C 和 20R钢板。

Q235-B钢板（GB912和GB3274）的适用范围：容器设计压力 P≤1.6MPa； 钢板使用温度为0～3500C；用于壳体时，钢板厚度不大于20mm；不得用于毒性为高度或极度危害介质的压力容器。在表4-1中所列许用应力值，已乘质量系数0.9。 Q235-C钢板（GB912和GB3274）的适用范围：容器设计压力 P≤2.5MPa,钢板使用温度为0～4000C。用于壳体时，钢板厚度不大于30mm

20R钢板（GB6654）的应用：用作壳体时，适宜厚度不超过30mm；使用温度建议为-19～4750C；为避免增加试验项目，当使用温度低于00C时，建议使用厚度小于25mm；使用温度低于-100C时，建议使用厚度小于12mm。 2）低合金钢板：使用 16MnR（GB6654）和16MnDR（GB3531）钢板

16MnR钢板：常温使用时的厚度不宜超过30mm；使用温度建议为-19～4750C。 使用温度低于00C时，建议使用厚度小于35mm；使用温度低于-100C时，建议使用厚度小于20mm，以避免增加试验项目。

16MnDR钢板：使用的最高温度为3500C，厚度不宜超过35mm。

对于有经验的设计单位，也可选用GB6654中的15MnNbR和，15CrMoR；GB3531 中的15MnNbDR 和09MnNiDR。

3）高合金钢板：经常使用奥氏体不锈钢板（GB4237）： 用于清洁美观的压力容器用钢板有：0Cr18Ni9 ；

用于抗氧化性介质腐蚀的不锈钢有：00Cr19Ni10和0Cr18Ni10.

用于抗醋酸介质腐蚀用的不锈钢有：OCr17Ni12Mo2，0Cr18Ni12Mo2Ti 00Cr17Ni14Mo2; 0Cr19Ni13Mo3;00Cr19Ni13Mo3 。

说明：①抗腐蚀原理：铬镍奥氏体不锈钢是指上述钢号经固熔热处理而具有均一的奥氏体钢，这种钢在氧化性介质中具有良好的抗腐蚀性，高的塑性和韧性。这种钢的耐腐蚀的基理通常用钢生成氧化膜的理论来解释，即钢在空气中或在氧化性介质中，其表面氧化，生成緻密的氧化薄膜，它阻止内部进一步氧化，或受介质的侵蚀，这种现象称钝化现象。钝化膜的生成与不锈钢的表面的质量有关，机械损伤破坏的氧化膜会重新生成，但很缓慢，清洁表面后可再度产生氧化膜。钢表面的残余氧化皮、砂眼、起鳞，氧化膜难以生成，会造成局部腐蚀。抛光表面、经磨光和酸洗的表面，可加速氧化膜的形成，提高抗腐蚀性。

②不锈钢晶间腐蚀：晶间腐蚀是钢的晶体边界受到腐蚀的一种破坏形式。这种腐蚀沿着晶界快速传播到金属内部。晶间腐蚀特别危险，因为肉眼不容易发现，由于这种腐蚀的结果，

材料的机械强度丧失达到很大的数值。晶间腐蚀的倾向，主要决定于钢的含碳量，其原因是：

0

当钢加热到不太高的温度（600-800C）时，由于富铬的碳化物在晶界上析出，使固溶体晶界上贫铬，结果，晶界未能钝化，使其耐腐蚀性变差，解决的办法是：a)采用钢在1080-110

50C的固溶处理，使碳重新溶入奥氏体固溶体；b)将钢中碳含量降低至≤0.03%；c)加入形成稳定碳化物的元素钛或铌到钢中，加钛量应≥5C%，但含钛的不锈钢的加热温度不应超过

0

1100C，以免碳化钛重新溶入固溶体中，重新产生碳化铬而发生贫铬现象。

4．3 钢管

4．3．1 钢管的标准及许用应力按GB150的表4-3钢管许用应力的规定。

D类压力容器常用的碳素钢和低合金钢钢管牌号有：10 20 20G 16Mn 。 10和20钢管，依据标准为：GB8163-87《输送流体用无缝钢管》；

20G 和 16Mn 钢管，依据标准为：GB79《化肥设备用高压无缝钢管》。 常用的不锈钢管0Cr18Ni9、 00Cr19Ni10 和0Cr18Ni10Ti依据标准为： GB13296-91《锅炉、热交换器用不锈钢无缝钢管》 GB/T14796-94 《流体输送用不锈钢无缝钢管》

4．3．2 关于不锈钢焊接钢管在压力容器中的使用问题：

在附录A的A4.2中有明确规定。

对奥氏体不锈钢焊接钢管（见A4.2.1）应遵循GB12771-91《流体输送用不锈钢焊接钢管》的规定。具体要求是：壁厚允许偏差为±12.5%；钢管的弯曲度不大于1.55mm/m；逐根进行蜗流或射线（对大直径管）及水压试验合格； 检测标准按JB/T4730-2005.1《承压设备无损检测》中的相关部分，水压试验压力为容器设计压力的2倍，保压时间为10秒，管壁无渗漏现象。

奥氏体不锈钢焊接钢管的使用范围规定如下：容器使用温度定为0Cr18Ni9、 00Cr19Ni10 和0Cr18Ni10Ti等钢号的相应允许使用温度；容器设计压力不大于6.4MPa；管壁厚不大于8mm；不得用于毒性程度为极度危害的介质；焊接接头系数为0.85，即按相同钢号的许用应力乘以0.85的焊接接头系数。 4．4 钢锻件

钢锻件的标准及许用应力按GB150表4-5的规定，钢锻件的标准和常用钢锻件为：

JB4726-2000《压力容器用碳素钢和低合金钢锻件》中的 20、35和16Mn JB4727-2000《低温压力容器碳素钢和低合金钢锻件》中的16MnD

JB4728-2000《压力容器用不锈钢锻件》中的0Cr18Ni9、00Cr19Ni10 和0Cr18Ni10。 4.5焊接材料

压力容器受压元件焊接选用的焊条（焊接材料）的參考原则是：

①满足力学性能的要求，保持等强度，考虑满足冲击韧性和伸长率的要求； ②化学成分相当；

③根据工程重要性、危险性、焊接位置、刚性大小、施焊条件、焊接经验选择焊条；

④考虑经济性和容易获得； 碳钢和低合金钢之间焊接，一般要求所选用的焊材焊成的焊接接头，其强度不低于强度较低的一侧母材标准抗拉强度下限值，而接头的韧性和塑性应不低于强度较高而塑性韧性较差的母材。

首次选用的焊接材料，应按JB4708-2000《钢制压力容器焊接工艺评定》和JB/T4709-2000《钢制压力容器焊接规程》的规定。压力容器用焊条定货时，应按JB/T 4747-2002《压力容器用焊条订货技术条件》。

焊接材料的标准有：

GB/T5117-1995《碳钢焊条》； GB/T5118-1995《低合金钢焊条》； GB/T983-1995《不锈钢焊条》； GB/T984-2001《堆焊焊条》；

GB/T14957-1994《熔化焊用钢丝》； GB/T14958-1994《气体保护焊用钢丝》；

GB/T8110-1995《气体保护电弧焊用碳钢，低合金钢焊丝》 GB4241-84《焊接用不锈钢盘条》； GB4242-84《焊接用不锈钢丝》；

GB4343-84《惰性气体保护焊接用不锈钢棒及钢丝》。 YB/T5091-1993《惰性气体保护焊用不锈钢棒及钢丝》； YB/T5092-1996《焊接用不锈钢丝》；

GB/T5293-1999《埋弧焊用碳素钢焊丝和焊剂》； GB/T12470-1999《埋弧焊用低合金钢焊丝和焊剂》； 4．6 采用国外钢材的要求

采用国外的钢材，应是国外相应压力容器最新标准所允许使用的钢材；其使用范围不应超出该标准的规定，同时也不应超过GB150第4章材料相近钢材的规定。 4．7 一些钢材的代用规定

1）钢材的代用的一般原则是：代用材料应与被代用的钢材具有相同或相近的化学成分、交货状态、检验项目、性能指标和检验率以及尺寸公差和外形质量等。

2）代用图样规定的钢材时，应取得原设计单位的同意。 3）钢板代用：

①GB712-88《船体用结构钢》中的A级钢板，可代用Q235-A（不得作受压元件）；B级钢板在钢厂按标准要求进行冲击试验合格后，可代用Q235-C钢板，未作冲击试验的钢板，则只能代用Q235-B钢板；

②GB713-1997《锅炉用碳素钢和低合金钢钢板》中的20g钢板可代用Q235-C钢板。

4）钢管代用：GB3087-82《低中压锅炉用无缝钢管》中的10和20钢管，可代用 GB8163-1999 《输送流体用无缝钢管》中相应的钢管。 4．8 特殊工作环境下的选材

关于介质处于NaOH湿H2S应力腐蚀时的选材问题，可见《容规》126页，关于“压力容器选材与介质”的说明。

5．内压圆筒和内压球体的计算

5.1内压圆筒和内压球体计算的理论基础

1）强度理论：内压容器的破坏有四种强度理论，比较为人们接受的有第一、第三和第四强度理论。

①第一强度理论即最大主应力理论，它认为引起材料断裂破坏的主要因素是最大主应力。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向拉伸断裂时的最大应力值，材料则发生断裂破坏，其当量应力强度为S = б1 。 ②第三强度理论即最大剪应力理论，它认为引起材料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，材料则发生屈服破坏，其当量应力强度为S = б1-б3 。 ③第四强度理论即最大应变能理论，它认为引起材料屈服破坏的主要因素是最大变形能。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应变能，材料即发生屈服破坏，其当量应力强度为：

2）GB150-1998标准中计算公式主要以第一强度理论为基础（结果比较接近）。并采用平面应力状态（忽略第三向应力）。如果考虑第三向的应力，则是第三强度理论。

5．2 内压圆筒计算

1）设计温度下的计算厚度按下式计算：

公式适用范围：Pc≤0.4Ф[σ]t 或 Do/Di≤1.5 式中：δ- 圆筒的计算厚度 mm；

Pc– 计算压力，MPa；

Di – 圆筒内直径，mm；

[σ]t –设计温度下圆筒材料的许用应力，MPa； Ф – 焊接接头系数。 2）公式来源：

用第一强度理论，以圆筒平均直径为基准计算的环向应力，考虑了圆筒内壁上最大主应力与平均拉应力的差值进行了修正，并考虑了纵向焊缝（A类焊接接头）在强度方面相对于母材的削弱。 公式中应力的推导是根据薄膜应力理论。 3) 公式推导：

设直径D筒体受内压力为P的作用，圆筒上的任一小单元上受三个主应力环向应力σ1 、轴向应力σ2和径向应力σ3的作用，求应力时，可通过中心轴线沿纵向将圆筒切成两部分，去除一部分以应力代替，根据力平衡理论，在纵向截面厚度产生内应力σ1，其合力与外部作用的压力作用平衡，设圆筒直径为D，长度为L，厚度为δ，按平衡关系则有：

2 Lδσ1 = P D L σ1 = P D/2δ 沿垂直主轴线的截面将圆筒体切开，在圆形横截面上的应力为σ2，产生平衡的条件为：．πDσ2δ =1/4 πD2 P； σ2= P D/4δ 径向应力σ3= P ，可见σ1=2σ2，并远大于σ3 ，故采用σ1 = P D/2δ，即： δ= P D/2σ1 ，令D=Di+δ， P = pc代入，σ1以Ф[σ]t代入， 则得到 ： 。 4）如已知δn、 Pc、 Di；则圆筒体的计算应力σt为：

式中бt≤Ф[σ]t

式中：δe为有效厚度。

5）设计温度下，筒体的最大允许工作压力[Pw]为：

5．3 球壳计算

1）设计温度下的计算厚度公式：

2）设计温度下，球壳计算应力公式：

式中бt≤Ф[σ]t

3）设计温度下，球壳的最大允许工作压力公式：

；

6．外压圆筒和外压球壳的设计

许多化工石油用的容器，由于工艺原因需要在外压或真空下操作，如真空罐和真空蒸餾塔，有的容器带有夹套，夹套内是带压蒸汽，使内筒受到外部压力。 通常，内压低于外压的容器，称为外压容器。

外压容器的最高工作压力是指容器在正常使用过程中可能出现的最大压力差值。对夹套容器，指夹套顶部可能出现的最大压力差值。 确定外压容器的设计压力时，应考虑在正常工作情况下可能出现的最大内外压力差。

确定真空容器壳体的厚度时，设计压力按受外压考虑。当装有真空泄放阀，以及相类似的安全控制装置时，设计压力=1.25△P，或0.1MPa的低值，△P为内外压力差。未装安全控制装置时，取0.1 MPa。

容器工作中失效的状态有：强度失效，刚度失效和稳定失效三种。

①强度失效：容器在载荷作用下，发生过量变形或破裂。如内压容器的破坏； ②刚度失效：容器发生过量的弹性变形，导致丧失正常的承受能力。如容器不能满足最小厚度要求导致刚度不足而失效；

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。如外压容器的失稳破坏。 外压容器设计时，必须考虑到上述三种失效的可能性，才能确保容器的安全使用。

在满足刚度要求的情况下，外压容器的破坏有两种形式，即强度不足引起的破坏和失稳引起的破坏两种。因此，设计应包括强度计算和稳定性校核。因失稳往往在强度破坏之前发生，故稳定性计算是外压容器设计中的主要考虑的问题。 6． 1受均匀外压的圆筒（和外压管子）

在GB150第6章中，外压圆筒和外压管子所需的有效厚度δe用查图计算法，使用的图为图6-2～图6-10，计算步骤如下： 6．1．1 Do/δe≥20的圆筒和管子

1）假设δn, 令δe =δn-C，C=C1+C2 ，定出L/DO和Do/δe

Do为筒体的外直径；L为筒体的计算长度，L值取圆筒上两相邻支撑线（此线处的截面有足够的惯性矩）的距离，其值按图6-1的各示图选取。

如图6-1a中，L=L1+2hi/3

L1为圆筒部分的长度（含封头的两直边）的总和； hi为封头曲面深度。

2）查图6-2，在图的左方找到L/DO点 ，过此点沿水平线右移，与Do/δe线相交，遇中间值用内插法，如L/DO＞50，则取50。若L/DO＜0.05，则取0.05；

3）连此交点沿垂直方向下移，在图的下方得到系数A。也可查表6-1得到A值。

4）按所用材料选用图6-3～图6-10，在图下方找到系数A。 若A落在设计温度下材料线的右方，则过此点上移，与设计温度下材料线相交，遇中间温度值采用插入法，再过此交点水平方向右移，在图的右方得到系数B。

通过B按下式求出许用外压力[P]，MPa；

6-1

若所得A值落在设计温度下材料线的左方，则计算许用应力[P]为：

6-2

E是设计温度下材料的弹性模量，MPa；

5）算出的[P]应大于或等于PC，PC为计算外压力，否则，应重新按上述步骤重算。直到[P]＞PC，且接近于PC为止。 6．1．2 Do/δe<20的圆筒和管子

a)按6.1.1的步骤计算得到B值，但对Do/δe < 4的圆筒和管子的A值应按下式计算：

，当A>0.1时，取A=0.1； 由A值，并根据材料牌号，通过表

6-2至表6-9中的相应曲线数据表查B值；

b) [P]按下式计算：式中：σo为应力，其值取

或

或

的较小值。

c) 算出的[P]应大于或等于PC，PC为计算外压力，否则，应重新假设名义厚度δn，并重复上述步骤计算。直到[P]＞PC，且接近于PC为止。 6．2 外压球壳

外压球壳所需的有效厚度按以下步骤计算：

假设δn,令δe =δn-C 定出Ro/δe； 用式下计算系数A

根据相应的材料图查出B，并按式下求出[P]，

如在材料线图中A落在材料线的左方，则按下式6-5计算许用压力：

----------- ------------- 6-5

[P]应大于或等于Pc,否则须再假设δn,重复上述计算，直至[P]大于且接近Pc为止。

6．3 受外压圆筒和球壳计算图的来源简介 6．3．1 失稳现象和临界压力

1）在外压圆筒壁厚计算中，GB15O采用图表计算法，用简单的计算程序，借助两种图(表)求出结果。

两种图(表)中，一种是仅与几何形状参数有关的线图；另一种是仅与材料有关的线图。通过查图表计算许用压力，从而确定筒体的厚度。

计算受均匀外压下的圆筒壳体的膜应力，只需将外压力代入内压计算公式则可。

实际上，通常使用的外压圆筒形容器，当外压产生的压应力尚未达到材料的屈服点时，就会突然发生失去原形的压扁或褶皱现象，这主要是弯曲应力引起的，使壳体丧失稳定，这种现象，称为失稳。

容器失稳分为周向失稳和轴（经向）向失稳两种，周向失稳是因周向压缩薄膜应力所引起，轴向失稳是由容器轴向压缩薄膜应力造成的。容器周向失稳时，其横截面由圆形变成波形，轴向失稳时，原为直线的素线变为波形线。按容器的失稳范围大小，分整体失稳和局部失稳，通常外压容器的压瘪属于整体失稳。

在某外压力下，形状突然发生改变而产生瘪塌的失效形式，称为失稳，断面由容器被压瘪失稳时的最小外压力，称为临界压力。

临界压力大小的影响因素与壳体用的材料及其几何尺寸有关，几何尺寸包括圆筒计算长度L、外直径D0和有效厚度δe,用比值L/ D0和δe/ D0表达。 2）临界压力、临界应力与圆筒计算长度的关系

①非常长的圆筒体（长圆筒），两端的加强件对圆筒抗外压的能力起不了加强作用，失稳时圆筒截面压瘪成二波形，此时对临界压力有影响的只是外直径D0和筒体的有效厚度δe，即δe/ D0，此时的临界压力Pcr为： Pcr=2.2E(δe/ D0)3 ----------① 式中：E-材料的弹性模量，MPa；

根据临界压力求临界应力бcr的公式为бcr=PcrDo/2δe, 该公式可改写为

Pcr=2бcr(δe/ D0)

2бcr(δe/ D0)= 2.2E(δe/ D0)3

2

бcr/ E =1.1(δe/ D0) ----------①1

在①式中，如采用稳定系数m（即许用压力为临界压力的1/m，并取计算压力等于许用压力,通常取m=3）即[P]=Pcr/m

则计算压力为：令PC=[P]；；式中可解出有效厚度，

相应的有效厚度为： ，如以m=3 代入，计算得的名义厚度为

。

不起作用的最小长度，称为临界长度，用Lcr表示，其值为：

当L≥Lcr，则该长度为L的圆筒为长圆筒。

②中等长度的圆筒，其长度L＜Lcr，此时圆筒的临界压力Pcr与L/ D0和 δe/ D0有关，其值为：

Pcr=2.8E(δe/ D0)2。5/(L/Do) --------------② 2бcr(δe/ D0)= 2.8E(δe/ D0)2。5 /(L/Do)

бcr/ E =1.4(δe/ D0)1。5/(L/Do) ---------------②1 A=бcr/ E =1.4(δe/ D0)1。5/(L/Do)

③短圆筒：L足够短，使圆筒的破坏仅受材料的强度所确定，可按内压公式计算。

6．3．2 线图表绘制基理

在①1和②1式中，令A =бcr/ E,此处A是应变，则得①2及②2： ：

A =1.1(δe/ D0)2 -------------------①2

或

及 A =1.4(δe/ D0)1。5/(L/Do) ----------------②2

在对数坐标中，以A为横坐标，L/Do 为纵坐标，在长圆筒中，因①2中无L/Do,在图6-2中表现为与横坐标成垂直的一组线，即仅与δe/ D0有关；而图中的斜线组则是中圆筒部分,即由关系式②2做成的一组线。

外压筒体中，给出L/Do和δe/ D0（图中为Do/δe）,通过图6-2可查出A。 由于A =бcr/ E，其中弹性模量E与材料及设计温度有关，

故根据材料和设计温度下的不同E值，可做出各种线图，也称为材料线，在6-3至6-10各图中，其横坐标是A，纵坐标是临界应力бcr，知A和Et 可查到бcr。知бcr，通过公式бcr=PcrDo/2δe，即可求出Pcr。

在实际应用中，需要的是许用压力[P]，故令[P]=Pcr/m, （m为稳定安全系数，取m=3.）。即Pcr=3[P]，代入公式бcr=PcrDo/2δe后整理可得：

2/3бcr=[P]Do/δe,

式中，以бcr=AE代入，则[P]值为：

---------------------③

如令B=2/3²бcr=2/3²AE， 横坐标A,纵坐标为B，通过A可查出B，并按下式求出[P]：

-----------------------------③1

6．4 外压圆筒加强圈的设计

设加强圈是为了减少圆筒的计算长度L，从而减少圆筒的壁厚。

对于设有加强圈的外压圆筒，外压容器计算中的支撑线，就是加强圈的中心线，加强圈的横截面处应有足够的惯性矩，使在支撑线中间的圆筒部分由于加强圈的作用不出现失稳现象。

加强圈所需的惯性矩按如下确定： 1）已知DO、LS，、δe 和 PC

LS—是从加强圈中心线到相邻两侧加强圈中心线距离的一半。若与凸形封头相邻，在长度中还应计入封头曲面深度的1/3，mm

选定加强圈的材料和截面尺寸，计算它的横截面积AS和加强圈与圆筒有效段组合截面的惯性矩IS。 2）计算B值：

3）通过B按图6-3～图6-10查出A，如无交点，则令A=1.5B/E 4）计算加强圈与圆筒组合段所需的惯性矩I

IS≥I，否则，应选大惯性矩的加强圈，并重新计算，直至IS≥I

5）加强圈的设置：加强圈可设置在容器的外部或内部，应整圈围绕在圆筒的圆周上。

加强圈设在内部时要考虑流液通道；不论设在外部或内部，沿其断面开孔或间隙应不大于圆筒名义厚度的8倍，否则，有间隙的环带的不计入惯性矩，未带间隙的环带应具有加强圈需要的惯性矩。如开有断开式的间隙时，断开弧长应符合GB150中图6-12的规定。

容器内部的构件，若按加强圈的要求设计，也可作加强圈用。

加强圈与圆筒可段焊连接，当设置在容器外部时，加强圈每側间断焊接的总长，不应小于外圆周长的1/2，段间的最大间隙为8δn；当设置在容器里面时，应不少于圆周长的1/3，段间的最大间隙为12δn；其要求见图6-12和图6-13。 7．封头的设计和计算 7．1 封头标准

7.1.1现行标准 JB/T4746-2002 《钢制压力容器用封头》标准，包括并代替原JB4737-95 《椭圆形封头》、JB/T4729-94 《旋压封头》、JB576- 《碟形封头》、JB/T4738-95 《900折边锥形封头》、 JB/T4739-95 《600折边锥形封头》。封头的规格尺寸的选用等可按JB/T4746。

该封头标准详细规定了封头的制造和验收要求，被列入GB150引用标准。 封头标记按如下规定： ①②Χ③─④⑤ ①-封头类型代号

椭圆形封头：以内径为基准, 类型代号为 EHA 标准型 以外径为基准, 类型代号为 EHB 标准型 碟形封头：Ri=1.0Di;r=0.15Di;DN=Di,代号为 DHA Ri=1.0Di;r=0.10Di;DN=Di,代号为 DHB 折边锥形封头；分CHA CHB 和 CHC 球冠封头：PSH

②-封头公称直径；③-封头名义厚度；④-封头材料牌号；⑤-标准号JB/T4746

示例1：DN2400mm,δn20mm,Ri=1.0Di,r=0.15Di,材料 0Cr18Ni9碟形封头的标记是： DHA2400X20-0Cr18Ni9 JB/T4746

示例2 DN325mm, δn12mm,材料 16MnR，以外径为基准的椭圆形封头的标记是： EHB325X12-16MnR JB/T4746

7.1.2 封头型式及优缺点比较

GB150规定的封头包括：凸形封头、锥壳（锥形封头、锥形壳体）、变径段、平盖及紧缩口等。

凸形封头中包括：椭圆形封头（标准型和非标准形）、碟形封头、球冠形封头（无折边球面封头）和半球封头。 各种封头的优缺点比较如下：

1）从受力情况看，依次为：半球形、椭圆形、碟形、锥形，平盖最差； 2）从制造上，平盖最容易制造，其次为锥形、碟形、椭圆形、半球形； 锥形封头虽然受力效果不佳，但有利于流体的排料。 7．2 椭圆形封头

7.2.1受内压的椭圆封头的计算

椭圆封头在内压作用下，其膜应力与圆筒相比，有明显的特点，在内压力作用下的圆筒体，无论轴向应力，还是环向应力，均为拉应力，内压筒体各部分总是膨胀，直径总是增大。而椭圆封头在内压力作用下，其短轴（沿轴线）方向发生伸长，而在长轴（沿直径）方向则趋向缩短，封头的截面形状向圆形转变，发生“趋圆现象”。

在内压作用下。在封头的过度段产生的环向应力为压缩应力，并随着长半轴/短半轴比值的增大而加剧，会导致封头环（周）向失稳，故椭圆封头设计中，除非已考虑内压的失稳问题，均应有最小有效厚度的规定。

在GB150的封头设计中规定：K≤1的椭圆封头的有效厚度,应不小于封头内径的0.15%；K＞1的椭圆封头的有效厚度，应不小于封头内径的0.30%

其中K为椭圆封头的的形状系数，

其值列于表7-1。 Di/2hi 2.6

表7-1 系数K值 2.5 2.4 2.3 2.2 1.21 1.4 0.66 1.14 1.3 0.61 2.1 1.07 1.2 0.57 2.0 1.00 1.1 0.53 1.9 0.93 1.0 0.50 1.8 0.87 K 1.46 1.37 1.29 Di/2hi 1.7 1.6 1.5 K 0.81 0.76 0.71 椭圆形封头计算厚度按下式：

上式中：对标准椭圆封头（Di/2hi=2,0）,K=1

7.2.2 受内压椭圆封头的应力分布情况

设椭圆封头的长半轴为a，即2a=D，短半轴为b，即曲面高hi=b，令k=a/b

如标准椭圆封头k = a/b = 2，P为内压力，δ 为计算厚度。 椭圆封头的经向应力公式：

经推导，经向应力σ1的公式是：

„„„„①

式中：x是长轴上的点的坐标，由中点为0，至x=a，其应力变化情况是： 当x=0时，

如k=2，则

当 x=a 时，

（在椭圆中心）

（在与圆筒交接处）

经向应力在封头受内压时均产生拉应力，并且由封头的边缘至中心，应力增大一倍。

内压下椭圆封头的周向（环向应力）σ2 ：经推导，计算环向应力σ2的公式是：

- - - - - -②

x=0（在椭圆中心）

当 k=2 （即标准椭圆封头），

x=a （在与圆筒交接处），k=2 时，

此压缩应力会影响封头的局部稳定。

在 x=0～x=a 的过程中，会出现σ2=0 的情况，经推导得；

处，即 x=0.816a 处，σ2=0

椭圆封头内压下的环向应力，从中心到边缘，逐步由正到零，随后达到负和最大值。

7.2.3 受外压（凸面受压）的椭圆封头

凸面受压的标准椭圆封头的厚度计算，采用球体受外压的计算方法，如果封头的外直径是Do，则采用的当量球体的外半径Ro，Ro=0.90Do进行计算；其它椭圆封头，Ro=K1Do，K1与Do/2ho有关（ho=hi+δn，hi是封头曲面深度），其关系见下表： Do/2ho 2.6 2.4 2.2 2.0 1.8 1.6 1.4 1.2 1.0 K1 1.18 1.08 0.99 0.90 0.81 0.73 0.65 0.57 0.50 注：中间值用内插法求得。 求到当量球外半径Ro后，按受外压球壳计算步骤计算。 7．3 碟形封头

7.3.1受内压的碟形封头与椭圆封头一样存在边缘稳定问题，故应考虑最小有效厚度。最小有效厚度与碟形封头形状系数M有关，当M≤1.34时，封头有效厚度δe≥0.15%Di；M＞1.3时，δe≥0.3%Di。 受内压碟形封头的计算壁厚δ按下式计算：

--------------------------------③

式中：Ri为碟形封头的球面部分的内半径；

，

r为碟形封头过渡段转角内半径。 M值与Ri/r的关系见下表： Ri/r 1.0 1.25 1.50 1.75 M 1.00 1.03 1.06 1.08 Ri/r 3.0 3.25 3.50 4.0 M 1.18 1.20 1.22 1.25 Ri/r 6.5 7.0 7.5 8.0 M 1.39 1.41 1.44 1.46 2.0 1.10 4.5 1.28 8.5 1.48 2.25 1.13 5.0 1.31 9.0 1.50 2.50 1.15 5.5 1.34 9.5 1.52 2.75 1.17 6.0 1.36 10.0 1.54 如令 则

因为

故

在封头标准JB/T4746中，M=KC

DHA型 Ri=1.0Di r=0.15Di Kc=1.395

DHB型 Ri=1.0Di r=0.1Di Kc=1.54

可见碟形封头的计算厚度为标准椭圆形封头计算厚度的1.395～1.54倍。

7.3.2 受外压碟形封头的计算

令Ro为碟形封头的球面部分的外半径，Ro=Ri+δn，并按第6章外压球体进行计算。

7．4 球冠形封头

要求与球冠形封头连接的圆筒厚度不得小于封头的厚度δ；连接处两侧加强的最短长度L应为

，封头和筒体连接的焊缝应为T形全焊透的结构

的焊缝。加固是为避免应力集中破坏。 7.4.1 受內压（凹面受压）

Q—系数， Q-是封头厚度相对于筒体厚度的倍数。Q

的大小与Ri/Di及Pc/

，Ri为球冠形封头球面部分内半径，Q值可查GB150

的图7-5

7.4.2受外压（凸面受压）

按球冠受内压公式和第6章外压计算方法进行计算后取大者。 7.4.3 两侧受压

1)如不能保证两侧同时作用，则按分别按下列两种情况计算后取大者。

a) 只考虑封头凹面侧受压时，封头计算厚度按7.4.1公式计算，Q查GB150图7-6。

b) 只考虑封头凸面侧受压时，封头计算厚度按7.4.1公式计算，Q查GB150图7-7。 但同时应能满足受外压的厚度要求。。

2)如能保证两侧压力同时作用，则可取两侧的压力差值进形计算，然后取大者。

a) 当压力差作用使封头凹面侧受压时，封头计算厚度按7.4.1公式计算，Q查GB150图7-6。

b) 当压力差作用使封头凸面侧受压时，封头计算厚度按7.4.1公式计算，Q查GB150图7-7，同时应能满足受外压的厚度要求。 7．5 锥壳

压力容器中的锥壳，是正截锥的壳体，分无折边的锥壳和有折边的锥壳，GB150中的锥壳半锥角α≤600，轴对称型；折边（α＞300 ）或无折边（α≤300 ），当α＞600 时，应按平盖计算。 7.5.1 锥壳厚度

不分段计算的锥壳的计算厚度为：

------------- （7-7）

通常取Dc=Di（取锥体大端内直径）

对于大型锥壳，可以采用分段计算。并由几段组成单一的锥体，则Dc分别为各锥壳段的大端内直径。 7.5.2 受内压无折边的锥体

1)受内压无折边的锥体大端与圆筒连接时，首先根据Pc/[σ]tφ和α角查GB150的图7-11 确定是否需要在连接处进行加强，

A）需要加强时，则应在锥壳与圆筒之间设置加强段。锥壳加强段与圆筒加强段应有相同的计算厚度δr，δr按下式计算：

----------------- （7-8）

Q为应力增值系数，查GB150图7-12，当α= 30º时，Q=1.15 - 1.195 并且，δr≥δC 即锥壳加强段厚度不得小于相连接的锥壳厚度。

加强段的长度：锥壳处为;圆筒加强长度

b)无需加强时，锥体大端厚度，按 计算。

2)受内压无折边的小端与圆筒连接时，应查图7-13考虑是否要加强，实际上α在6º以上，都要求加强。 无需加强时，按

计算

需加强时（含带折边的小端的过度段），按

------------- （7-9）

Dis 是小端直径mm；Q应力增值系数，查图7-14

加强段的长度：锥壳处为

圆筒加强长度

7.5.3 受内压的折边锥壳

折边锥壳的过渡段转角半径，在大端r≥0.1Di，且r≥3δ；在小端rs≥0.05Di，

且rs≥3δs。

a)大端过渡段的厚度： ----------- （7-10）

K -- 系数，查表7-4 b)与过渡段相接的锥壳厚度：

------------ （7-11）

f—系数,按下式计算，其值列于GB150的表7-5

取上面两式计算结果的大值。

C）锥壳小端（α≤45º）无折边和有折边，均按上述考虑，有折边过度段可按式7-9计算，式中的Q值按图7-14查取。当α>45º时，Q值按图7-15）查取。 7.5.4 受外压锥壳（GB150第7.2.5节）

受外压锥壳采用当量长度Le作为计算长度（见GB150图7-16）， a)无折边的锥壳的Le为：

b)大端折边锥壳的Le为：

c)小端折边锥壳的Le为：

c) 两端折边的锥壳的Le为：

式中:Lx是锥壳段轴向长度mm；

Ds是所考虑的锥壳段的小端外直径mm； DL是所考虑的锥壳段的大端外直径mm。

r和rs分别为大端和小端的过渡段转角半径。

承受外压锥壳（图7-16）所需的有效厚度计算步骤是：

①假设锥壳的名义厚度δnc；

②计算锥壳的有效厚度

③按第6章定，并以 Le/DL 代替L/Do；以 DL/δec代替Do/δe . 查图进行校核计算。

7．5．5 锥壳与圆筒连接处的外压加强设计

锥壳与圆筒连接处的外压是否需要加强，如何加强，按GB150第7.2.5.2节进行计算。 7．5．6 平盖

平盖的几何形状有：圆形、椭圆形、长圆形、矩形及正方形等。 1) 圆形平盖厚度δp 按下式计算：

mm

式中：DC – 平盖计算直径，与盖的连接结构有关，见GB150表7-7； K – 结构特性系数，查表7-7； 2) 非圆平盖厚度δp 按下式计算：

mm

a--非圆平盖的短轴长度，mm；

Z--非圆平盖的形状系数；Z=3.4-2.4a/b，且Z≤2.5； B - 非圆平盖的长轴长度，mm。 7．5．6 若干说明

1）受内压作用锥壳与圆筒的薄膜应力的异同

两者的相同处都是它们的环向应力等于经向（轴向）应力的两倍，且沿壁厚均布。不同点是圆筒各横截面的经向应力都是相同的，而锥壳的环向应力和经向应力则随横截面直径的大小成线性关系，大端最大，小端最小，与相同直径的圆筒比较，锥壳的应力为圆筒的1/cosα倍，其中α为半顶角，应小于60º

当α≥60º时，壳中的应力变为以弯曲应力为主的状态，薄膜理论不适用，应按圆平盖计算。

2）圆筒和锥盖连接处应力分布情况复杂，其一是两元件的经向应力方向不一致，使连接处产生横向剪力，随之对锥壳母线起弯曲作用，使锥壳大端的径向产生收缩，虽可缓和大端的环向应力，但大端的经向应力和弯曲产生的应力叠加，并且弯曲应力随α角的增大而加大，有可能使经向总应力超过安全控制值3[σ]。在小端因剪力向外，使直径扩大，因叠加而加大小端的环向应力，其值控制在1.1[σ]。故本标准采用图表控制方式解决。

其二是两元件受压径向位移的不同要协调会产生较复杂的应力和应力集中。

关于应力增值系数Q的来源和相关图表的绘制依据，在“全国压力容器设计审核人资格考核

培训教材”2000年2月版中有解释，可见该教材第93-95页的“5.圆筒—锥形封头的边界效应”一节

8．开孔和开孔补强 8．1开孔的作用

①检查孔:为检查压力容器使用过程中是否产生裂纹，变形，腐蚀等缺陷. ②安装安全附件的接口。 ③工艺性接管的接口。 ④安装，检修内件用孔。 8．2 开检查孔的要求

8．2．1 检查孔的最低数量和最小尺寸（引自《容规》）： 内直径Di 检查孔最少检查孔最小尺寸 mm 备注 mm 数量 人孔 手孔 300＜Di≤500 手孔2个 ф75或长圆 孔75X50 500＜人孔1个，或ф400或长圆ф100或长圆 Di≤1000 手孔2个（当孔400X250 孔100X80 容器无法开 380X280 人孔时） Di＞1000 人孔1个，或ф400或长圆ф150或长圆球罐人孔手孔2个（当孔400X250 孔150X100 最小容器无法开 380X280 500mm 人孔时） 8．2．2属于下列情况之一者可不开检查孔： ①筒体的Di≤300 mm者；

②容器上可拆件的尺寸不小于上述开孔的相应要求者； ③无腐蚀或轻微腐蚀，无需做内部检查和清理者； ④制冷装置用的压力容器； ⑤换热器；

⑥因特殊情况不能开检查孔，但同时进行下列处理者：（1）对每条纵，环

焊缝做100%无损检测（射线或超声）；（2）设计图样上注明计算厚度，检查时应进行测厚；（3）相应缩短检验周期。

8．2．3 检查孔的位置要求：开在封头上或筒体接近封头处，便于观察或清理内

部的部位。

8．3 开孔的形状和尺寸

8．3．1 形状：应为圆形，长径/短径≤2的椭圆形、长圆形及类似形状。 8．3．2 适用的开孔范围：

1）筒体 当Di≤1500 mm时，开孔最大直径d≤1/2 Di,且d≤520mm; 当Di＞1500 mm时，开孔最大直径d≤1/3Di,且d≤1000mm;

2）凸形封头或球壳，开孔最大直径d≤1/2 Di,当开孔处于封头过渡部位时，孔中心线宜垂直封头表面。

3）锥形封头或锥壳，开孔最大直径d≤1/3Di（Di为开孔中心线处的锥体内直径）。

开孔直径d是：对圆形孔， d=接管内直径+接管的2倍厚度附加量C

C = C1（厚度负偏差）+C2（腐蚀裕量）

8．4 补强要求

8．4．1 开孔的影响：

①开孔使截面积减少，平均应力增大；

②开孔处由于安装接管或人孔，在操作情况下，接管的受力变形的大小和方向与筒体不同，在连接处产生综合变形进行协调，因此产生局部应力； ③在连接处还产生高的应力集中，峰值应力的数值很高。 研究开孔处的强度问题是很复杂的，我们只要按标准规定开孔范围和补强方法进行补强，对D级压力容器设计是可行的。

注：（1）应力分类中关于一次应力、二次应力和峰值应力的概念。

一次应力是为平衡压力与其它机械载荷所必须的法向应力或剪应力。它分为：

① 一次总体薄膜应力，它是影响范围遍及整个结构的一次薄膜应力，它会直接导致结

构的破坏；

② 一次局部薄膜应力，它是影响范围仅限于结构局部区域的一次薄膜应力，会因局部

过量塑性变形而导致破坏；

③ 一次弯曲应力，它为平衡压力与其它机械载荷所需的沿截面厚度线性分布的弯曲应

力。

二次应力是为满足外部约束条件或结构本身变形连续要求所须的法向应力或剪应力，它具有自限性，即局部屈服和小量变形就可使约束条件得到满足，只要不反复加载，不会导致破坏。

峰值应力是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或二次应力上的应力增量，它具有自限性和局部性，不会引起明显的变形，可能导致疲劳裂纹或脆性破裂，必须加以控制。

8．4．2 不另行补强的条件

开孔在符合下列全部条件下，可不补强： 1）设计压力P≤2.5MPa；

2) 两相邻开孔中心的距离（对曲面间距以弧长计算）为L，L应不小于两孔直径之和的两倍；即 L≥2(d1+d2)； 3）接管的公称外直径do≤ mm； 4）接管壁厚的最小值为：

mm

接管公称外径 最小壁厚 注：接管的腐蚀裕量为1 mm 25 3.5 32 38 45 4.0 48 57 5.0 65 76 6.0 8．4．3 开孔补强结构 ①壳体的开孔补强的结构有：补强圈补强和整体补强。

②补强圈补强通常采用的材料与壳体一致，厚度与壳体厚度相同，便于备料、焊接和等面积补强的计算。也可用厚壁管代替补强圈进行补强。

③整体补强是通过增加壳体的厚度（如常用的分气缸），或用全焊透的结构型式将厚壁管或整体补强锻件与壳体相焊。

补强件与接管壳体的焊接结构可参考附录J（提示的附录）《焊接结构》中的有关部分。

8．4．3 壳体开孔补强的要求

开孔补强就是补足壳体因开孔而导致抗力削弱的部分，在开孔前经计算多余的部分，可用于补强，不足部分用开孔补强结构补足。

采用等力量补强的方法，在补强材料的许用应力与壳体比较，相等或较大的条件下，则简化为采用等面积补强法：

需要补强的面积，是指通过开孔中心，且垂直于壳体表面的截面上所需的最小补强面积。设A为开孔削弱所需补强的面积，Ac是在有效的补强范内，可用作补强的截面积，则补强面积为Ae

Ae ≥ A - Ac

8．4. 3. 1 内压容器开孔补强量的要求 1）圆筒或球壳开孔需要补强的面积A

A=dδ+2δδet(1-fr) ---------------------8-1

式中：δ—按受内压厚度计算公式计算出在开孔处的计算厚度mm；

d –开孔直径，对圆形孔，取d=接管内直径+接管的2倍厚度附加量C

δet –接管有效厚度， δet=δnt- C mm

fr -- 强度削弱系数，fr=[σ]tt/[σ]t ，当 fr＞1时，取 fr=1 [σ]tt–接管在设计温度下的许用应力,MPa; [σ]t –圆筒在设计温度下的许用应力,MPa.

2）锥壳开孔需要补强的面积按8-1式计算

在计算锥壳厚度δ时，公式中的直径应为孔中心处的壳体内直径。 3）椭圆封头和碟形封头开孔需要补强的面积，也按8-1式计算。 在计算厚度δ时，则与开孔的位置有关，

①位于椭圆封头中心为中心的80%封头内之直径的范围内：

--------------8-2

K1是长短轴比值决定的系数（查本资料7.2.3节，受外压（凸面受压）的标准椭圆封头中的表格）。当比值为2时，K1=0.90。 4）孔开在碟形封头的球面部分时，δ按下式计算：

-------- ----------- 8-3

5）当孔开在上述范围以外时，则应按计算椭圆封头和碟形封头的厚度公式计算： 椭圆封头计算厚度：

碟形封头计算厚度：

8．4. 3. 2 外压容器开孔补强量的要求

圆筒或球壳开孔所需的补强面积，取受内压的一半，即：

A=0.5[dδ+2δδet(1-fr)]

式中：δ为圆筒或球壳开孔处的计算厚度，mm

对于内压与外压相间的容器，应同时满足内压和外压的补强要求。

8．5 有效补强范围及补强面积

8．5．1 有效补强范围 既然需要补强，就有有效补强范围问题，即在哪个范围内补强才有效，才能列入计算补偿面积。

通常用有效宽度B、接管外伸有效长度h1和内伸有效长度h2表示； B=2d，或 B=d+2δn+2δnt 中选大者，

,若管实际外伸长度小于h1（由壳面最高处起算），则按管的实际外

伸长度计算，

，若管实际内伸长小于h2（由内表面最高处起算），则按管的实际内

伸长度计算

8．5．2 补强面积Ae（见GB150图8-1） Ae = A1 + A2 + A3

壳体可用作补偿的截面积为A1：

A1 = (B-d)(δe-δ)- 2δet(δe-δ)(1-fr) 接管可用作补偿的截面积为A2：

A2 = 2h1(δet-dt)fr + 2h2(δet-C2)fr A3 焊缝金属截面积（在有效范围内） 如果Ae ≥ A ，开孔可不另加补强； 如Ae ＜ A，则用加补强圈补强， 补强面积为A4，其值A4 ≥ A - Ae

8．6 多个开孔的补强

多孔补强分两种情况：多个开孔和排孔。 1）多个开孔的补强要求：

如相邻两孔的中心距小于两孔平均直径的两倍，此时两孔之间的补强范围重叠，可采用联合补强法，即补强面积最少等于两单孔所须补强面积之和，且两孔之间的补强面积应至少等于两孔所须补强面积的一半；

如两个以上相邻开孔的中心距小于两孔平均直径的两倍，而至少为1.33倍。此时补强面积应为须补强面积之和，且任意两孔之间的补强面积应至少等于两孔所须补强面积的一半；

两个以上相邻开孔的中心距小于两孔平均直径的两倍，且小于1.33倍时，则应作一其直径包括相邻所有孔的孔作为假想孔进行补强计算，所有接管金属均不得用作补强。且假想孔的范围不得超出开孔的规定。 2）排孔的补强要求：

开设排孔时，应对圆筒的强度进行校核，校核时，用排孔削弱系数υ代替圆筒计算厚度公式中的焊接接头系数φ，排孔削弱系数υ的数值与孔的排列方式有关，排管的排列方式有： a) 在圆筒平行于轴线的开孔 每排孔节距都相等时，

。式中：S1相邻孔间距，d 为开孔直径

任意一排管孔间距不相等时，，式中；S2排孔间距，n为S2长度内

的管孔数。

b)在相邻纵向上开孔时，应校核对角及环向的排孔削弱。可采用最小的当量纵向排孔削弱系数来确定所需的厚度和最大允许工作压力。

c)在圆筒上开孔形成对角线孔带时（见GB150图8-7对角线排列例）其排孔削弱系数按图8-8和图8-9确定。

图8-8用于确定在两边界内的纵向和对角向排孔削弱系数υ2 %；其中，一边界上为对角向与纵向排孔削弱系数相等，另一边界上为对角向与环向排孔削弱系数相等。

对角向排孔削弱系数υ2 也可用下式计算：

，其中

对角向与环向排孔削弱系数相等时，计算公式为：

，其中

图8-9用于确定对角线孔带的当量纵向排孔削弱系数υ3 %。该系数用于内压计算公式中调整所需的厚度和最大允许工作压力。当量纵向排孔削弱系数υ3查图8-9上的曲线，也可按下式计算：

，式中θ为对角线与壳体轴线的夹角，范围

为0至90°；

8.7 平盖中心开单个圆形孔，且孔径d>0.5Do时，如用螺栓连接的平盖，可按法兰处理。 9 法兰连接 9．1简介

GB150的法兰连接设计中规定，按下列压力容器行业标准JB/T4700～4707选用时，可免除GB150第9章计算：

JB/T4700-2000 《压力容器法兰分类与技术条件》 JB/T4701-2000 《甲型平焊法兰》 JB/T4702-2000 《乙型平焊法兰》

JB/T4703-2000 《长颈对焊法兰》 JB/T4704-2000 《非金属软垫片》 JB/T4705-2000 《缠绕式垫片》 JB/T4706-2000 《金属包垫片》 JB/74707-2000 《等长双头螺栓》

GB150的第9章法兰连接，适用于承受流体静压力及垫片压紧力作用的螺栓法兰连接，设计计算中包括的内容有： 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进行应力效核。

螺栓法兰的选材应符合 GB150 第四章的规定。 法兰连接计算中所有尺寸均未包括腐蚀裕量。 9.2 法兰连接密封原理

法兰连接渗漏的原因是连接处的内外两侧存在压力差，客观上存在流体由高压向低压流动的可能性，另一原因是连接的接触面存在通道（沟纹或沟槽），压力差和通道是法兰连接渗漏的原因，必须在设计中解决，才能达到密封。

1）沟槽的产生及防止措施 法兰接触面不管经过多么精密的加工，总有一定的粗糙度，存在环向沟纹或沟槽；法兰密封面如受到刻、碰，还可能产生纵向沟槽。为此，在接触面放上软垫片（相对法兰的硬度而言），在一定压力下，将沟槽填充，在压力差方面，则在垫片上施加密封压力，从而对介质的流出产生阻力，消除压力差，如通过接触面的压力降大于或等于内外压力差，则流体不会从接触面中滲出。

2）法兰连接密封有加压密封和自紧（自压）密封两种，在附录G（提示的附录）《密封结构》中，规定了容器圆筒几种常用密封结构的设计。

加压密封即采用强制密封，即通过拧紧螺栓，对垫片施加压力达到密封，有两种情况，即容器使用（加压）前的预紧密封和操作时的密封。

3）预密封 预紧密封的目的，是通过一定的预压力，使垫片在单位面积的压紧力下产生变形，将沟槽填没.消除泄漏通道，填没沟槽所需的单位面积上的压紧力，通常称比压力，用y表示，单位为MPa。比压力随垫片材料和硬度而异，总预紧力与法兰直径垫片接触面宽度和比压力有关，需要的预紧力为：

FG = 3.14DGby N

式中：FG 垫片压紧力 N

DG 垫片压紧力中心圆直径 mm; （见GB150图9-1） b 垫片有效密封宽度 mm

y 垫片比压力 MPa

当施加的垫片压紧力等于或大于上述FG时，达到预紧密封，但不能过大，以免垫片失去弹性。

4）操作密封经预密封的连接，在操作时，由于内压力（轴向压力）的作用，密封面有分离倾向，压紧力减少，流体外流的压力降减少，可能出现Pi＞△P+PO (Pi和PO分别为内、外侧的压力，△P为通过垫片的压力降)时，则可能渗漏。故在操作时垫片也应有足够的压紧力。 操作时所需要的最少压紧力为：

FG=6.28DGbmPc

式中：m为垫片系数（查GB150的表9-2） Pc为计算压力， MPa。

说明：垫片有效密封宽度b：法兰在预紧前，垫片能与法兰密封面接触的宽度，称为垫片接触宽度N，法兰经预紧后，由于法兰环产生偏转，使部分内侧的垫片脱离接触，此时保持接触的宽度称为基本密封宽度bo，但在bo中，实际并未全部起密封作用。能起密封作用的宽度，称为有效密封宽度，用b表示。当bo≤6.4mm 时，b=bo。当bo>6.4mm时，

垫片系数m 是施加在垫片单位有效密封面积上的压紧力和其内压力之比。m随垫片的硬度增加而增大。

垫片比压力y是指预紧时单位面积上的达到密封的压紧力，随垫片材料而异，可查GB150的表9-2。

9. 3 法兰密封面的常用型式及优缺点

法兰的密封面型式较多，常用的主要型式有：平面、凹凸面和榫槽面等。 a)平面密封面 法兰密封结构简单，加工方便，缺点是密封性能差，且垫片易被挤出密封面，故适用压力PN ≤2.5MPa,和无毒介质的场合。

b)凹凸面密封面 两个连接法兰的密封面一凹一凸．加工较平面法兰难些，但安装时对中较容易，且能避免垫片被挤出密封面，密封性能优于平面密封面．

c) 榫槽面密封面 法兰密封面由一榫一槽匹配而成，垫片位于槽中,由于槽的阻挡，不会被挤出，也减低介质对垫片的冲刷和腐蚀，安装易对中，密封可靠，适于易燃易爆和有毒介质的密封．但密封面加工和更换垫片困难．

为了安装方便，在压力容器上设置凹凸面法兰和榫槽面法兰时，在容器上部和侧面，应设置凹面或槽面法兰；在容器下部，应设置凸面和榫面法兰，既避免密封面磨损，也便于安装和更换垫片． 9．4 法兰型式

法兰型式：法兰按其整体性程度分：松式法兰、整体法兰和任意式法兰:

9．4．1 松式法兰：法兰未能有效地与容器或接管连接成一整体，因此筒体或接管不与法兰共同承受弯矩。强度比整体法兰差，适用于低压和异种金属的法兰连接。松式法兰有活套式，如图9-1的（a-1）其计算按GB150的表9-7进行；带颈的松式法兰可按整体法兰（表9-6）计算。

9．4．2 整体式法兰：法兰、法兰颈部及容器筒体或接管三者能有效的连成一整体结构，受力性能好，但价格高，消耗材料。计算按表9-6进行。

9．4．3 任意式法兰：常称焊接法兰，其型式见图9-1的（h）、（i）、（j）、（k），其受力性能和计算方法介于两者之间。任意式法兰按整体式法兰的计算方法计算（表9-6），

当δο≤15mm，Di/δο≤300，Pc≤2MPa，操作温度小于或等于370Cº时，也可按活套法兰（表9-7）计算。 9．5 法兰计算；

法兰连接按垫片在法兰接触面的布置情况分：窄面法兰和宽面法兰。 窄面法兰：垫片接触面位于法兰螺栓孔包围的圆周范围内，可按GB150的9.5节计算；

宽面法兰：垫片接触面分布在法兰螺栓孔中心圆内外两侧，可按GB150的9.7计算。

9．5．1 窄面法兰计算要点：

1）垫片 根据操作压力按表9-2查垫片的特性参数（m˛y）有效密封宽度；压紧力作用中心圆直径；垫片压紧力和垫片宽度。

2）螺栓 布置（表9-3）；螺栓载荷；螺栓面积；螺栓设计载荷确定。 3）法兰 法兰力矩 预紧状态；操作状态和设计力矩；

法兰应力 1）整体法兰˛带颈松式法兰和按整体法兰计算的任

意式法兰的轴向应力、径向应力、和环向应力；计算表见表9-6。2）松套法兰和按松套法兰计算的任意式法兰的轴向应力、径向应力、和环向应力；3）剪应力；4）应力校核。计算表见表9-7

9．5．2 宽面法兰计算见106页，其程序与窄面法兰的程序相同。

9．5．3 外压法兰 按受内压法兰计算，但螺栓面积仅考虑预紧情况，且操作状态法兰力矩按9-18式计算，压力取正值。 9．6 管法兰连接

9．6．1 选用标准和型式

GB150未规定，根据《容规》第54条规定，钢制管法兰、垫片、紧固件的设计应参照行业标准HG20592～20635的规定。

HG为化工部门行业标准，管法兰标准包括欧洲体系和美洲体系两大部分，常用的钢法兰标准对照为：

欧洲体系的管法兰标准 美洲体系的管法兰标准 HG20592-97《钢制管法兰型式、参数》 HG20615-97 HG20603-07《钢制管法兰技术条件》 HG2O604-97 HG20593-97《板式焊制钢制管法兰》

HG20594-97《带颈平焊钢制管法兰》 HG20616-97 HG20595-97《带颈对焊钢制管法兰》 HG20617-97 HG20601-97《钢制管法兰盖》 HG20622-97 HG20605-97《钢制管法兰焊接接头和坡口尺寸》HG20625-97 HG20606-97《钢制管法兰用非金属垫片》 HG20627-97 HB20613-97《钢制管法兰用紧固件》 HG20634-97 HB20614-97《钢制管法兰垫片紧固件选配规定》HG20635-97

9．6．2 管法兰标记

表达欧洲体系钢制管法兰统用标准HG20592，表达美洲体系钢制管法兰统用标准HG20615。钢制管法兰标记例：

1）欧洲体系钢制管法兰；DN300mm,PN2.5MPa 20钢制配用英制管的凸面带颈管法兰，其标记为：HG20592 法兰 SO 300（A）-2.5 M 20

DN100， PN O.6MPa 配用公制管突面板式平焊管法兰，材料为Q235-B，其标记为：HG20592 法兰 PL100-0.6 RF Q235-B.

2)美洲体系钢制管法兰：钢管壁厚用号表示，压力级别只有6个级，对D级压力容器则只有三个级，即PN2.0MPa(150级)、PN5.0MPa(300级)、PN11.0MPa(600级)。标记方法同1）。

3）法兰实物的材料代号标记的规定见下表： 钢Q235-A Q234-B 20 20R 09Mn2VR 16Mn 16MnR 16MnD 16MnDR 号 代 Q 20 09MnD 16Mn 16MnD 号 钢0Cr18Ni9 00Cr18Ni10 1Cr5Mo 0Cr17Ni12Mo2 00Cr17Ni12Mo号 2 代 304 304L Cr5M 316 316L 号 标记打在法兰外圆周上。 9．6．3 法兰选择级别注意点

法兰级别的选择必须结合法兰使用的材料工作温度，因其最高使用无冲击压力随温度不同而不同，不可只按容器的设计压力而简单的选定法兰的公称压力等级；对盛装有毒或易燃的介质的容器，法兰的级别通常应选高一级，且密封面的型式不应选用平面密封。

在管法兰、垫片、紧固件标准的选用方面，可见《容规》第122页，关于“管法兰、垫片紧固件标准的选用”的说明。

10．压力容器的制造、检验和验收 10．1 制造许可

10．1．1制造企业必须取得《中华人民共和国锅炉压容器制造许可证》并在有效期内。容器焊接人员应由符合《锅炉压力容器压力管道考试与管理规则》（国质监锅（2002）109号）规定的人员担任。容器的无损检测人员应由符合《锅炉压力容器无损检测人员资格考核规则》（劳部发（1993）441号）规定的人员担任。

容器制造、检验和验收的要求除应符合GB150第10章规定外，还应符合图样的要求。

压力容器用封头的制造，检验和验收还应符合JB/T4746-2002《钢制压力容器用封头》的规定。

补强圈的要求：在JB/T4736-2002《补强圈》标准范围内的补强圈，还应符合JB/T4736-2002的规定。

压力容器用钢焊条，还应符合JB/T4747-2002《压力容器用焊条订货技术条件》的规定。

10．1．2 《锅炉压容器制造监督管理办法》第二章第七条中将压力容器制造许可划分成下面四个级别：

级别A：含A1-超高压容器、高压容器；A2-第三类低、中压容器；A3-球形储罐现场组焊或球壳板制造；A4-非金属压力容器；A5-医用氧舱。

级别B：B1-无缝气瓶；B2-焊接气瓶，“注明含（或）溶解乙炔气瓶或液化石油气瓶”；B3-特种气瓶，“注明机动车用、缠绕、非重复充装、真空绝热低温气瓶等”；

级别C：C1-铁路罐车；C2-汽车罐车或长管拖车；C3-罐式集装箱； 级别D；D1-第一类低压容器；D2-第二类低、中压容器。

制造企业具有A或C级制造许可证，才允许制造按分析设计标准设计的压容器。

10．1．3 压力容器制造许可资源基本条件

企业资格：应具法人资格或营业执照，取得当地相关部门的注册登记；

注属如下情况无许制造许可：①设计压力<10MPa，同时最大直径<150mm且水容积<25L;②机器上非承压部件壳体，③无壳体的套管式换热器、波纹板换热器、空冷式换热器、冷却排管。

企业有具备相关专业知识和一定资历的质控系统责任人员（设计工艺，材料，焊接，理化，热处理，无损检测，压力试验，最终检验）；

企业技术人员：占企业职工数的比列：A1级、A2级、C级和B1级≮10%；A3级、A4级、A5级、B2和B3级≮5%。D级无具体规定。

专业作业人员：①企业持证焊工数和合格项目数不少于；A2级A3级和C级许可企业为10人和4项；A1级A5级B2级B3级为8人和3项；D级许可企业为6人2项。②企业应有相应的无损检测作业人员（除委托者外），并应满足以下要求：A1级应有高级责任人员1人（RT或UT、MT、PT）；C级应有高级责任人员1人（RT或UT），有RT和UT中级人员各2人•项；A2级、A3级为RT和UT中级人员各3人•项，责任人员应具有中级资格证书；A5、B2级和D级为RT和UT中级人员各2人•项，责任人员应具有中级资格证书；B1级为UT或MT，中级人员各2人•项，责任人员应具有中级资格证书。须要无损检测的B3级应符合B1或B2的要求。

制造场地和设备（加工、成形、切割、焊接、起重）和必要的工装应与制造相适应，并满足如下要求：存放材料库房和场地应有有效的防护措施；焊材库专用，有烘干保温设备；有足够面积的射线曝光室和焊接试验室。

10．1．4压力容器制造许可资源专项条件 专项条件不得分包，必许制造单位自备。 A级压力容器制造许可专项条件：

①A1级-应有满足制造超高压容器需要的机加工设备和检测设备，有中高级机工至少2人。制造高压容器应有满足要求的热处理设备。 ②A2级-卷板机卷厚能力≦30mm；吊车的起重能力≦20t。

③A3级-制造球板，压力机的能力≦1200t，操作人员经验丰富。 ④A4级-制造纤维缠绕容器的应具备自控缠绕机械。 ⑤A5级-中级（或高级）电工≦2人，有电器检测设备。 B级压力容器制造许可专项条件：

B级企业-满足气瓶爆破试验要求的专用场地和爆破试验自动记录设备。 ① B1级-应具备气瓶连续制造流水线；制造调质钢气瓶的，应具备UT或MT无损检测仪，淬火、回火的热处理设备及外测法水压试验设备。

② B2级-应具备气瓶制造线。乙炔瓶制造-应具备配料、搅拌、振动、烘干和蒸压釜等设备。液化石油气瓶制造-应具备连续制造流水线，热处理及其自动记录装置。

③ B3级-应具备专用制造设备和制造线；缠绕气瓶制造-应具备自动缠绕机和固化设备。

C级压力容器制造许可专项条件： ① C1级-应具备铁路专用线。

② C2和C3级-应具备相应的组装能力和试验设备。

不锈钢或有色金属容器制造企业- 应有专用的制造场地，专用的设备（加工成形切割焊接）和必要的工装，不得与碳钢混用。同时具备几个级别许可的企业，应分别满足相应的专项条件。

10．1．5 质量管理体系的基本要求

是有质量方针和质量目标的书面文件，其内容主要是：管理职责、质量体系文件和资料控制、设计控制、采购与材料控制、工艺控制、热处理控制、理化检验、压力试验控制、其他检验控制、计量与设备控制、不合格品的控制、质量改进人员培训。此外应制订遵守制造许可制度的规定，明确产品的控制程序。确定

来审查人员执行制造许可审查时，享有查阅有关图纸、计算书、程序记录、试验结果及其他必要文件资料的权力。应制订许可书使用和管理的规定。制订提供质量证明文件等随机文件的规定（详见《许可条件》第四章） 10．2 材料验收和加工成形 10．2 ．1 材料

1）材料的要求应符合图样的规定。

2）容器用钢应附有钢材生产单位的钢材质量证明书，容器制造单位应按质量证明书对钢材进行验收，必要时尚应进行复验。如无钢材生产单位的钢材质量证明书，则应按《容规》的规定（根据第4.1.4条的规定）。

3）制造受压元件的材料应有确认的标记，并应有标记移植（移植方式由制造厂自行规定），对于有防腐蚀要求的不锈钢容器，不得在防腐蚀面采用硬印作为材料的确认标记。

10. 2．2 焊接接头

1）容器主要受压部分的焊接接头分为A、B、C、D四类：（见GB150图10-1） ① A类焊接接头：属对接接头，包括筒体纵向接头，凸形封头的拼焊接头，球形封头与筒体连接的环向接头，嵌入式接管与壳体对接连接的接头；

② B类焊接接头：属对接接头，包括壳体的环向接头，接管与壳体连接的环向对接接头；

③ C，D类接头属非对接接头。

2）焊接坡口要求：不得有裂纹、分层、夹杂等缺陷。施焊前，应清除坡口及其母材两侧表面20mm范围内（以离坡口边缘的距离计）的氧化物、熔渣及其它有害杂质。 3）焊缝布置

① 封头部分：各不相交的拼焊焊缝中心线间的距离应不小于100mm，由成形的瓣片和顶圆板拼成的凸形封头，焊缝方向只允许是经向和环向的。

② 壳体部分：筒体环焊缝间的距离最短为300mm.相邻筒节与筒节，筒节与封头的A类接头焊缝中心线外侧弧长要求应不小于100mm. 4）焊缝表面处理和接头质量要求：

① 先拼焊后成形的封头，其拼接焊缝的内表面及影响成形质量的拼接焊缝的外表面在成形前应打磨至与母才齐平。

② B类焊接接头以及球形封头与圆筒相连的A类焊接接头，当两侧厚度不等时，应考虑削薄厚的一侧或堆焊薄的一侧，其要求按GB150第10,2.4.3条规定。

10．2．3 封头

按现行标准 JB/T4746-2002 《钢制压力容器用封头》标准要求提供成品封头，

此标准包含的封头有：椭圆形封头（以内径为基准和以外径为基准两种）、碟形封头、折边锥形封头和球冠形封头。

该标准规定了钢制压力容器用封头的制造、检验、验收要求。

GB150在10．2．3节中对封头要求共5条。验收时应查①封头拼焊接头的布置、②用样板检查内表面的形状偏差、③封头直边的皱折深度、④碟形封头及折边锥形过度半径，以及⑤球瓣片的尺寸允差。并按JB/T4746中的要求和图样的规定进行验收。

注：GB150第10．2．3．1经修改后的条文是：封头各种不相交的焊缝中心线间距离至少应为封头钢材厚度δS的3倍，且不小于100㎜。封头由成形的瓣片和顶圆板拼接制成时，焊缝方向只允许是径向和环向的，如图10-2所示。

先拼板后成形的封头，其拼接焊缝的内表面以及影响成形质量的拼接焊缝外表面，在成形前应打磨至与母材齐平。

冷成形的碳钢和低合金钢制凸形封头应在成形后进行消除应力热处理。

10．2．4 圆筒和壳体

① A、B类焊接接头对口错边量b（见图10-4）应符合GB150的表10-1规定；

②焊接接头环向（纵焊缝）形成的棱角和焊接接头轴向（环焊缝）形成的棱角E要求见GB150的第10．2．4．2的规定； ③壳体直线度允差应不大于壳体长度的1‟；

④ 法兰面应垂直于接管或圆筒的主轴中心线，法兰面的位置应符合图样的规定，其偏差均不得超过法兰外径的1%，且不大于3㎜； ⑤法兰螺栓孔的位置及分布应符合图样的规定；

⑥容器内件和壳体焊接的焊缝应尽量避开纵环焊缝； ⑦被覆盖的焊缝均应打磨至与母材齐平；

⑧壳体的圆度检查（内压和外压容器有区别）等。

10．2．5 法兰与平盖

法兰的加工按相应的法兰标准的要求，平盖的加工要求为： 1）螺栓孔或通孔的中心圆直径允差±0.6mm；相邻孔弦长允差±0.6mm;任意两孔弦长允差见下表1：

表 1 mm 设计内径 Di ＜600 600～1200 ＞1200 允差 ±1.0 ±1.5 ±2.0 螺孔中心线与端面的垂直度允差≤0.25% ；螺纹的尺寸和精度按相应标准的规定。 10．2．6 公称直径不大于M48的螺栓、螺柱和螺母按相应国家标准的规定。 10．2．7 机械加工尺寸的偏差：机械加工表面和非机械加工表面的线性尺寸的极限偏差，分别按GB/T 1804中的m级和c级的规定。GB/T1804-92的具体规定见下表 2：

表2 线性尺寸的极限偏差数值 mm 公差 尺 寸 分 段 等级 0.5～3 ＞3～6 ＞6～＞30～＞＞＞＞30 120 120～400～1000～2000～400 1000 2000 4000 f（精密±0.05 ±0.05 ±0.1 ±0.15 ±0.2 ±0.3 ±0.5 - 级） m（中等±0.1 ±0.1 ±0.2 ±0.3 ±0.5 ±0.8 ±1.2 ±2 级） c（粗糙±0.2 ±0.3 ±0.5 ±0.8 ±1,2 ±2 ±3 ±4 级） v（最粗 - ±0.5 ±1 ±1.5 ±2,5 ±4 ±6 ±8 级）

10．3 焊接

焊接包括：焊前的准备、施焊环境、焊接预热规定；焊接工艺；焊缝表面的形状尺寸及外观要求；焊缝返修和焊工钢印要求等。

1）焊前的准备、施焊环境及焊件预热：见GB150第10.3.1条“焊前准备和施焊环境” ；

2）焊接工艺：焊前应按JB4708-2000《钢制压力容器焊接工艺评定》的要求进行焊接工艺评定，焊接的各种工艺文件保存期应不少于7年；

1）缝表面的形状尺寸及外观要求：包括A、B类接头焊缝的余高（GB150按

表10-3）；C、D类接头焊脚高度及焊缝与母材的圆滑过度；及焊缝表面不得有裂纹，气孔，弧坑和飞溅等。 2）焊缝返修要求见GB150第10.3.4；

3）在第10.3.5中规定打焊工钢印的要求。 10．4 D类压力容器的热处理

GB150在第10.4节对热处理的规定中，用D类压力容器要求的条款不多，热处理要求可按图样规定。

符合下列情况的压力容器，需进行焊后整体消除应力热处理：①盛装毒性程度为极度高度危害介质的压力容器（如第二类低压容器）；②壳体厚度大于16mm、设计温度低于-20℃的压力容器；碳钢厚度大于32mm(如焊前预热100℃以上时，厚度大于38mm)；低合金钢厚度大于30mm(如焊前预热100℃以上时，厚度大于34mm)；任意厚度的Cr-Mo低合金钢。③常温储存混合液化石油气的压力容器及贮存在导致应力腐蚀的其他介质的压力容器，其所用的钢板应逐张进行超声波检测，焊后应进行消除应力热处理。

10．5 试板和试样 按图样规定制作试板，具体方法和合格要求见JB4744-2000《钢制压力容器产品焊接试板的力学性能试验》。 10．6无损检测

压力容器的焊接接头，经形状及外观检查合格后，再按规定进行无损检测。常用的检测方法有：射线检测、超声检测、磁粉检测和滲透检测四种。检测要求见图样的规定，检测标准为JB/T4730.1-2005《承压设备无损检测》。

对局部（20%）无损检测：当采用射线时，其透质量不应低于AB级，其合格级别为Ⅲ级，且不允许有未焊透；用超声波检测时，其合格级别为Ⅱ级；

对规定全部（100%）无损检测：当采用射线时，其透质量不应低于AB级，其合格级别为Ⅱ级；用超声波检测时，其合格级别为Ⅰ级。 不锈钢焊缝不能采用磁粉检测法。 10. 7 液压试验

①试验压力和试验程序按图样技术要求的规定；

②试验温度，当图样无规定时，试验液温通常不低于150C，对于碳素钢或16MnR钢制的压力容器，试验用液温不得低于50C。

③试验用液，按图样规定，无规定时，用水做为试验介质，应注意的是：奥氏体不锈钢制压力容器液压试验用水，应控制水的氯离子含量不超过25mg/L。 ④试验方法按本单位的规定，并应符合GB150第10.9.4.4的要求，应注意必须用两个量程相同的符合要求的压力表，并且应设置在容器的顶部，为排除容器内的气体，容器顶部应有排气口。

注：当图样规定必须作气密性试验时，试验应在液压试验合格后方可进行，原标准中规定，达到规定试验压力后保压“10min，然后降至设计压力”，对….. 改为“足够长时间”。

10．10 容器出厂证明文件

容器出厂证明文件应包括产品合格证产品说明书和质量证明书。 按《许可条件》第五十二条的规定，出厂文件至少应包括；

① 产品竣工图样（包括总图和主要受压部件图）； ② A1级A2级和C级压力容器受压部件强度计算书（或计算结果汇总表）；

③ 产品质量证明文件（包括产品合格证主要受压部件材质证明书无损检测报告热处理报告压力试验报告及气密性试验报搞等）。 ④ 安全附泄放量，安全阀的排放能力方面的计算。

产品铭牌要求用中文或英文表示，内容最少应包括产品名称、制造企业名称、地址、制造许可证编号、介质名称、设计温度、设计压力、耐压试验压力、产品编号、制造日期、容器类别、容积。

第10．10．3条中全文修改，修改后的条文为：容器的涂敷与运输包装应符合JB/T4711-2003。

注 该标准的全称是：JB/T4711-2003《压力容器涂敷、运输、包装》

11.安全附件和超压泄放装置 11.1 安全附件

安全附件包括：压力容器的安全阀、爆破片装置、紧急切断阀、压力表、液面计、测温仪表、快开式压力容器的安全联锁装置 11.2 超压泄放装置

超压泄放装置包括：安全阀、爆破片装置、安全阀和爆破片的组合装置。 1）使用条件：压力容器在操作过程中可能出现超压时，应装设安全泄放装置，如压力源来自压力容器外部,且得到可靠的控制时,安全装置可不直接装在容器上。

2）排放能力要求：安全阀、爆破片的排放能力必须等于或大于压力容器的安全泄放量。

11.3 压力容器的安全泄放量

压力容器的安全泄放量的选取和计算，随压力容器盛装的介质和工作情况而定。

11.3.1 盛装压缩气体或水蒸汽的容器安全泄放量Ws

1)压缩机贮气罐的安全泄放量Ws取压缩机的最大产气量； 2）蒸汽罐的安全泄放量Ws取蒸汽发生器的最大产汽量； 3）气体贮罐等的安全泄放量Ws，按下式计算：

-------------- (B1)

式中Ws - 容器安全泄放量 kg/h ρ-在泄放压力下，气体的密度 kg/m3 ν- 容器进气管气体的流速 m/s. d - 容器进气管的内直径 mm 2.83 X 10-3是换算系数。

4）换热设备等产生蒸汽时，安全泄放量按下式计算： Ws = H/q kg/h ------------------- (B2) H – 输入热量 kj/h

q – 在泄放压力下，液体的汽化潜热 kJ/kg

11.3.2化学反应容器的安全泄放量，根据化学反应可能产生最大气量及反应时间确定。

11.3.3盛装液化气体容器安全泄放量

1）介质为易燃液化气体，或位于有可能发生火灾的环境下的非易燃液化气体

①无绝热层保护时，安全泄放量按下式计算：

------------------------- (B3)

2

式中：Ar- 容器受热面积，m

带半球形封头的卧式容器：Ar=3.14DoL L-容器总长m；

Do-容器外直径m

带椭圆封头的卧式容器：Ar=3.14Do(L+0.3Do)

立式容器：Ar=3.14Doh1 h1-容器内的最高液位,m

F 系数，

容器置于地面以下用沙土覆盖时，F=0.3 容器置于地面以上时，F=1.0

容器置于大于己于10L/m 2 min喷淋装置下时，F=0.6 ②绝热层良好时，安全泄放量按下式计算：

： --------------- (B4)

式中：t –泄放压力下介质的饱和温度，0C

λ-常温下绝热材料的导热系数，kj/m.h.0C. δ- 绝热层厚度，m

q – 在泄放压力下，液体的汽化潜热 kJ/kg 2）在无可能发生火灾危险的场合下，非易燃液化气按不低于上式计算值的30%计算。 11.4安全阀

11.4.1 安全阀型式：压力容器常用直接载荷弹簧式安全阀，其中按阀杆的开启高度分为全启式安全阀和微启式安全阀，微启式安全阀的密封面有平面型密封和锥面型密封两种。

容器装有安全阀时，安全的开启压力（动作压力）Pz，取Pz≤（1.05～1.10）Pw，式中Pw—容器的工作压力。当Pz<0.18MPa时，可适当提高比值Pz∕Pw； 取容器的设计压力P≥Pz

11.4.2安全阀最小排放面积A的计算

①全启式安全阀阀瓣启开高度h≥1/4 dt， dt为阀座喉部直径 mm; 全启式安全阀最小排放面积 A=0.785dt² mm2；

②微启式安全阀阀瓣启开高度h＜1/4 dt；当h≥(1/40～1/20)dt时，

对平面密封结构,A=3.14dVh, dV为阀座直径，mm；

锥面密封结构：A=3.14dthsinφ,式中，φ为锥形密封面的半锥角，用“度”表示。

③气体安全阀的排放面积

a)当处于临界条件时，即时，

b)当处于亚临界条件时，即>时，

式中：WS—容器安全泄放量，也就是安全阀的排放能力, kg/h

K—排放系数，其值为制造厂提供的排放系数的0.9倍，如无数据可依，可参照下列数据选用：

全启式安全阀：K=0.60～0.70

带调节圈的微启式安全阀：K=0.40～0.50 不带调节圈的微启式安全阀：K=0.25～0.35. C—气体特性系数

k—气体绝热系（指）数，也称比热比，k=CD/CV,在标准状态下，一些气体的绝热系数见下表： 气体名称 空气 水蒸汽 氧气 氢气 氮气 氨气 甲烷气 k 1.401 1.335 1.400 1.407 1.402 1.33 1.309 P0—安全阀出口侧压力（绝压）MPa， 如直通大气，P0=0.1MPa Pd—安全阀排放压力（绝压）MPa Pd=1.1Ps +0.1MPa Ps—是安全阀整定压力，一般可取设计压力。 M —气体的摩尔质量，kg/kmol;

注：摩尔是物质的量的主单位，它是从粒子数角度来描述物质多少的

单位，一克分子就是一摩尔，但不能说多少克等于一摩尔。例如：

一摩尔氧分子的质量等于32克，但不能说一摩尔氧分子等于32克。

Z—气体的压缩系数，对于空气，Z=1

Z的大小与介质的温度和压力有关，可查GB150的图B1； T -- 气体进口侧的温度 K

11.4.3 饱和蒸汽用安全阀排放面积

对饱和蒸汽的要求：饱和蒸汽中蒸汽含量不小于98%，最大过热度为110C。 对 Pd ≤10 MPa

mm2

符号意义同前。

11.4.4液体介质的安全阀排放面积

kg/h

ρ---阀门入口侧温度下的液体密度 kg/m3 ΔP –阀门前后的压力降 MPa ΔP=Pd-Po

Pd=1.2Ps +0.1 MPa

关于安全阀和爆破片的设置和选用可参照《容规》第136页。 在GB150-1998的B9中有明确规定。

GB151-1999《管壳式换热器》 01 简述

换热器是一种用来完成介质热交换的设备，有直接交换和间接交换两种类型。 在间接热交换型式中，有夹套式、套管式、盘管式、平板式、螺旋板式和管壳式等。

现行版1999年国家质量技术监督局颁发《压力容器安全技术监察规程》中，给出换热器的定义，并定热交换器的代号为E，定出16种换热器。

换热器定义为：“主要是用于完成介质热量交换的压力容器”。

GB151-1999 《管壳式换热器》是在原GB151-《钢制管壳式换热器》的基础上修订的。

02 GB151-1999《管壳式换热器》和GB150-1998 《钢制压力容器》的关系。

①GB151-1999《管壳式换热器》从属于压力容器范畴，受GB150《钢制压力容器》的管辖；但它与一般的压力容器有差别，如有管程和壳程之分，同一受压元件，可能承受两种介质、温度和压力的作用等；

②其理论基础、安全系数、许用应力和钢材选择等方面的要求与GB150相同；但GB150只限于钢材，故在有色金属材料GB151则另有规定。

③GB151规定：通用计算公式凡已纳入GB150的，GB151不再列入； ④凡GB150引用的标准，也视为GB151的引用标准。

03 基本章节

GB151-1999《管壳式换热器》正文七章：范围、引用标准、总则、材料、设计、制造、检验和验收、安装和试车。十个附录：A、B、C、D等4个附录为标准的附录，后6个为提示的附录。 1．适用范围

①适用的换热器：非直接受火的管壳式换热器，含固定管板式、浮头式、U形管式、填料函式换热器。

②适用参数：A）公称直径 DN ≤2600 mm， 公称压力 PN ≤35MPa

DN X PN ≤ 1.75 X 10

B）适用温度范围；按金属的允许使用温度。

③管辖范围：除本体外，还包括：换热器与外管道连接，焊接连接的第一道接头坡口端面；螺纹连接的第一个螺纹接头端面；法兰连接的第一个密封面；专用连接件或管件连件的第一个密封面；换热器与之直接焊接的附件。

④适用材料：包括钢、铝、铜及其合金、钛及钛合金的管材和板材，并给出上述材料的安全系数。

注：在GB151中，并未规定公称压力的下限，说明此标准也适用于常压及微压设备。

对设计压力低于0.1MPa及真空度低于0.02MPa的换热器的计算，可采用JB/T4735-1997«钢制焊接常压容器»及GB151标准的规定。

2． 组成

换热器的主要部件有：前管箱、壳体和后端盖结构（包括管束）三部分。 1.1管箱 管箱包括5种：（1）平盖管箱（代号A）、（2）封头管箱（代号B）、（3）用于可拆管束与管板制成一体的管箱（代号C）、（4）与封头制成一体的固定管板管箱（代号N）、（5）特殊高压管箱（代号D）。

1.2壳体 壳体分9种：（1）单程壳体（代号E）、（2）单进单出冷凝壳体（代号Q）、（3）具有纵向隔板的双程壳体（代号F）、（4）单分流式（代号G）、（5）双分流式（代号H）、（6）U形管式（代号I）、（7）无隔板分流式（代号J）、（8）釜式重沸器（代号K）、（9）外导流式（代号O）。 1.3后端盖 后端盖结构型式：包括8种：（1）相似A（代号L）、（2）相似B（代号M）、（3）相似C（代号N）、（4）填料函式浮头（代号P）、（5）钩圈式浮头（代号S）、（6）可抽式浮头（代号T）、（7）U型管束（代号U）、（8）带套环填料函式浮头（代号W）。

注：将换热器划成三部分，便于组合和标准化和系列化。

3．型号表示法

换热器型号的表达无论对设计、制造或使用都是十分重要的。

①换热器型号用三个英文字母（参照TEMA）表达了换热器的整体结构型式； ②用数字表达换热气的规格和参数；

③如用非钢（有色金属）制的换热器，则在换热管的后面要加上金属的化学符号。

卧式和立式换热器型号表示方法如下：

XXX DN–Pt / Ps–A–LN /d–Nt/ Ns Ⅰ（或Ⅱ） 说明如下：

第1个X：是代表前端管箱的代号，如A则代表平盖管箱。 第2个X：是代表壳体型式的代号，如E则代表单程壳体。 第3个X：是代表后端结构型型的代号，如U则代表U型管束。 DN：公称直径，mm；

Pt/ Ps：压力，代表管程/壳程设计压力的MPa值，如相同，则只注明Pt; A：公称换热面积，㎡；

LN / d：代表公称长度m/管外径，mm； N t/ Ns：管/壳程数，单壳程只注Nt；

Ⅰ或Ⅱ：采用碳钢，低合金钢冷拔钢管做换热管时，其精度分两级：

Ⅰ--代表较高级，高级冷拔钢管； Ⅱ--代表普通级冷拔钢管

例1：固定管板式换热器，封头管箱，DN500㎜，Pt、Ps均为1.6MPa、A200㎡，碳钢高级冷拔管，d25㎜，LN9m，4管程，单壳程.其型号表示式为：

BEM500-1.6-200-9/25-4Ⅰ。

2

例2: U型管换热器,封头管相(B),DN=500mm,Pt=4.0MPa Ps=1.6MPa A=75m

不锈钢换热器管,外径d=19mm,LN=6m,2管程,单壳程.其型号表示式为: EIU500-4.0/1.6-75-6/19-2

不锈钢管均为较高精度级,故不分ⅠⅡ级.

一旦碳钢和低合金钢钢管不生产普通精度级管时,即取消分级.

4. 换热器有关参数的确定

①公称直径DN：卷制圆筒以内径为准，管制圆筒以外径为准。

换热器的圆筒的公称直径以400mm为基数，DN≤400mm时，可以用钢管， DN﹥400mm时，按100mm进级档（必要时可以50mm为进档级）。 ②计算换热面积：以换热管外径为基准，管的长度扣除伸入管板内的长度后的长度，和换热管根数，计算的管束外表面积；对U形管，一般不包括U形弯管段的面积。

③公称换热面积A：经圆整后的计算换热面积。

④公称长度LN：以换热管的长度(m)作为换热器的公称长度.换热管为直管时，取直管长度，U形管时，取U形管的直段长度。

推荐使用的长度系列为：1.0, 1.5, 2.0, 2.5, 3.0, 4.5, 6.0, 7.5, 9m. ⑤ 设计压力：是指设定的换热器管程，壳程顶部的最高压力,与相应的设计温度一起作为设计载荷条件，其值不得低于工作压力。 对同时受管程和壳程压力作用的元件，应分别按管、壳程的工作压力确定设计压力，并应考虑同时作用的可能性。

如采用压差设计时，必须考虑到的条件是：保证管，壳程同时升、降压，并 应注明试压条件。

对真空换热器，真空侧的按外压考虑，设有安全控制装置时，取1.25倍内外压力差，或0.1MPa 两者的低者，没有安全控制装置时，取0.1MPa。

真空换热器的非真空侧，同时受管，壳程压力作用的元件，其设计压力应为内压侧和真空侧设计压力之和。

⑥计算压力：与GB150 的规定无原则区别，只是将元件名称改为换热器元件。 5． 焊接接头系数

GB151中的钢制的换热器的焊接接头系数与GB150相同。有色金属的焊接接头系数，见标准中的附录D。

由于结构上的原因，不能进行检测的焊接接头，其焊接接头系数如何处理问题，在GB150中，未提出处理办法。而未能无损检测的环向焊接接头在固定管板式换热器中则是不可避免的，因此，在GB151的3.16.1确定：“无法检测的采用氩弧焊打底或沿焊接接头根部全长有紧贴基本金属垫板的环向焊接接头，焊接接头系数为0.6”。 6．试验压力和试验温度

①压力试验和试验压力的规定与GB150的有关规定相同。 ②设计温度和试验温度与GB150的规定相同。

③压力试验前的应力校核方面有些不同，GB150规定壳体的应力校核仅针对圆筒体，因为筒体的应力水平与封头的应力水平相当；在GB151中，要求对圆筒和封头均应进行应力校核。

因在换热器中，因抽装管束的需要，壳体圆筒规定的最小厚度要比压力容器规定的最小厚度大得多，在此情况下，压力试验时的最大应力往往在封头上，而不是在筒体上。所以对圆筒和封头都要求进行应力校核。

④换热管与管板连接接头的压力试验方法及要求应由设计者在图样中注明。 7 其它要点

7.1 壳体和管子用的材料

①GB151的壳体和管子用的材料，除包括GB150中规定的碳素钢，低合金钢和高合金钢外，还包括铝，铜及铜合金，钛和钛合金。

②非低温用钢，圆筒和封头的钢板，应符合GB150的规定。低温换热器按GB151附录A的规定。

③用作圆筒的碳素钢管，低合金钢管应为无缝钢管；符合GB150规定的奥氏体不锈钢焊接管，可用作换热器的圆筒。 7.2 材料厚度负偏差及腐蚀裕量

材料厚度负偏差按如下规定：当负偏差不大于0.25mm，且不超过厚度的6%时，负偏差忽略不计，如10mm厚的钢板或管，负偏差不超过0.25mm，则不考虑负偏差。换热管不考虑厚度负偏差。

材料的腐蚀裕度，其定义与GB150相同，但具体考虑的元件不全相同，在本标准中应考虑腐蚀裕度的零件有：

①管板、浮头、法兰、球形封头和勾圈等零件的两面均应考虑腐蚀裕量（见图1）；

②平盖、凸形封头、管箱和圆筒的内表面应考虑腐蚀裕量； ③壳体、法兰、管法兰的内表面应考虑腐蚀裕量；

④管板和平盖开槽时，高出槽底的金属可按腐蚀裕量考虑；

⑤不考虑腐蚀裕量的零件有：换热管、拉杆、定距管、折流板和支持板。

7.3圆筒的最小厚度

换热器圆筒的最小厚度与筒体直径、使用材料、换热器的类别有关。 1)低合金钢、碳素钢制的换热器筒体的最小厚度（含C2=1mm 的 厚度附加量）：

①固定管板式：

DN 400 ～≤700 6mm ＞700 ～ ≤1000 8mm

＞1000～ ≤1500 10mm

＞1500～ ≤2000 12mm ＞2000～ 2600 14mm

②浮头式，U形管式：按在相应的DN下，上述最小厚度数值各加2 mm。 2)高合金钢换热器的圆筒的最小厚度,则按上述厚度相应降低2 mm。具体值是：

DN 400 ～≤500 3.5mm ；

＞500 ～ ≤700 4.5mm.

＞700 ～≤1000 6mm . ＞1000～≤1500 8mm.

＞1500～≤2000 10mm. ＞2000～≤2600 12mm。

7.4 钢管的规格、尺寸偏差和选用标准

常用的碳素钢，低合金钢和不锈钢无缝钢管的规格和尺寸偏差规定见GB151的 表10。

1） 碳素钢和低合金钢无缝管：

较高精度级：外径≥14–30 mm. 外径偏差±0.20 mm.

外径 ＞30–50 mm. 外径偏差±0.30 mm.

上述外径管的壁厚≤3 mm ，壁厚偏差+12%，-10%

外径57 mm ,厚度3.5 mm ，外径偏差±0.8%

壁厚偏差±10%。

对普通精度级的钢管，精度有所放松；

碳素钢和低合金钢无缝管选用的材料标准为： GB/T8163《输送流体用无缝钢管》； GB 9948《石油裂化用无缝钢管》。

2).耐热钢管采用高精度和较高精度级，选用材料标准为：

GB13296《锅炉、热交换器用不锈钢无缝钢管》； GB/T14976《流体输送用不锈钢无缝钢管》。

7.5 换热器管的拼焊要求

1）换热器管的拼焊采用对接接头，并按JB 4708《钢制压力容器焊接工艺评定》评定合格的焊接工艺焊接。

2）接头数量，同一根管，直管不得超过一条，U形管不得超过二条，最

短节管长不小于300 mm，U形管端应有不少于50 mm的直段。

3）接头质量要求：①管端应机械加工，②焊前应清洗干净；③对口错边

量≤15% δ（管的厚度），且≤0.5 mm。；④直线度以不影响穿管为度；⑤通球试验；⑥射线检查和液压试验合格。

7.6 换热管与管板的连接方式

换热管与管板的连接方式常用有三种方式：胀接（强度胀接，贴胀），焊接（强度焊接，密封焊接）和胀焊等。 1）胀接 强度胀接：指保证换热管和管板连接的密封性能及抗拉脱强度的胀接。胀接长度取管板厚度减3 mm或50 mm之小值。适用范围：设计压力小于等于4MPa，设计温度小于等于3000C，操作无剧烈震动,无过大温度变化，及无明显应力腐蚀。

贴胀：是消除换热管与管板之间缝隙的轻度胀接。 2)焊接

强度焊接：指保证换热管和管板连接的密封性和抗拉强度的焊接，可用到标

准规定的最高压力（35MPa）但不适用于有较大震动及有间隙腐蚀的场合。

密封焊接：指保证换热管和管板连接的密封性能的焊接。

3)胀焊：适用于密封性能较高的场合；承受振动或疲劳载荷的场合，有间隙腐蚀的场合，采用复合管板的场合。 7.7管板厚度和结构

1) 管板与法兰连接的结构尺寸等按JB/T4700–JB/T4703容器法兰规定。 2）管板与壳体，管箱的连接方式有六种（GB151的图18）。 3）管板的厚度应不小于下列三者之和：

①管板的计算厚度和最小厚度中取大者； ②壳程腐蚀裕量或结构开槽深度中取大者； ③管程腐蚀裕量或分程隔板槽深度中取大者。

管板的隔板槽深度宜不小于4 mm，隔板槽宽度：碳钢为12 mm；不锈钢为11 mm。

4）整体管板（非复合管板）的有效厚度和最小厚度 ①有效厚度：是隔板槽底处的管板厚度，减去管程方腐蚀裕量超出槽深部分和壳程腐蚀裕量或槽深的较大值后的厚度。 ②最小厚度δmin(不包括腐蚀裕量)。

一般规定是：do≤25mm时，δmin≥0.75 do； 25＜do≤50mm时，δmin≥0.7 do； do≥50mm时，δmin≥0.65 do。 式中：do为管子外径。

对于焊接管板，最小厚度 (不包括腐蚀裕量)为：δmin≥ 12mm。 对于易燃，易爆及有毒的介质的换热器管板δmin≥ do。 7.8波形膨胀节

波形膨胀节：压力容器的波形膨胀节通常连接在换热器的壳体上，以减小筒体由于轴向应力。其标准见GB/T 16749《压力容器的波形膨胀节》的规定。 须要装设压力容器的波形膨胀节情况是：固定管板式换热器上，当换热管与壳体的温度（壁温）差大于500C时，就要在固定管板式换热器的壳体上加波形膨胀节。（理论上，在管板计算中，按有温差的各种工况计算出的壳体轴向应力σr，换热管轴向应力σt，管子与管板之间的连接拉脱力q中，有一个不能满足强度条件时，就要设波形膨胀节）。

波形膨胀节安装在卧式换热器上时，应在最上方设排气孔，在最下端设排液孔。安装在立式换热器上时，波形膨胀节应装在耳式支承的下方。波形膨胀节设置的内套筒的内径应与壳体的内径相同，以便安装其它内件，如安装折流板。 7.9支承板（折流板和支持板）

1）作用：折流板引导壳方流体流动，控制流体流速，并起支承作用。支持板主要起支承作用，通常统一称为支承板。

2）最小厚度：支承板的最小厚度（GB151表34）与筒体公称直径DN大小，

换热管无支承的跨距L有关，其值为：

如：DN＜400mm，L≤300 mm时，为3mm ； DN＞2000mm，L＞1500mm时，为22 mm。

3）形式及布置：折流板有弓形和圆盘—圆环形两种。

4）弓形的缺口高度，应使流体通过缺口时与横过管束时的流速相近。通常缺口高度H=0.2-0.45Di，（ Di为筒体内直径）。折流板间距，一般不得小于1/5Di，且不得小于50 mm。一般等间距布置，管束两端的折流板尽可能靠近壳程进出口接管。折流板的管孔直径与管束级别，跨距L 有关详见GB151表35，表36。折流板封闭部位通常应开小缺口（90 X 15～2Omm）以通过少量的气体（位于上部时）或清洁壳内流体（在下部）。

7.10 拉杆、防冲板、导流筒和挡板

1）拉杆。 作用：拉杆的作用在于固定折流板，支承的最大间距（即最大无支承跨距）与管的材料和外直径有关，如管径14–57 mm的钢换热管，取1100–3200 mm。

形式：①拉杆定距管结构；②拉杆与折流板点焊结构。

拉杆最小直径10 mm，最小数量3根，尽量布置在管束外边缘。

2）防冲板

防冲板的作用：减小流体的不均匀分布，缓和流体对换热管的冲蚀；

下列情况应设防冲板：管程采用轴向入口接管或换热器管内流速超过3m/秒者；壳程进口管流体的ρυ2＞2230kg/ m.s2的非腐蚀，非磨蚀性单相流体；ρυ2＞740kg/ m.s2的其它液体；有腐蚀或有磨蚀的气体；蒸汽；气液混合物等均应设防冲板。

防冲板的尺寸和位置：防冲板的直径（或边长），应大于接管外径50 mm，最小厚度为4.5 mm（对碳钢）和3 mm（不锈钢）。防冲板的外侧到圆筒内壁的距离，应不小于1/4 do（do为管外径）。

4）导流筒在于减小流体滞流区，增加换热管的有效长度。

5）防止流体短路，增加防短路结构，如旁路档板，档管，中间档板。

8. 管板计算

管壳式换热器的管板与管子壳体管箱法兰等连接在一起构成一个复杂的弹性体系，故精确的强度计算是很困难的，具体计算可用计算软件，也可按 GB151-1999《管壳式换热器》标准释义中的计算示例。 9. 制造、检验与验收

1) 制造、检验与验收简述：GB151-1999的第6章“制造、检验与验收”是在GB151-19第4章“制造、检验与验收”的基础上，依据GB150-1998第10章的有关规定，参照美国TEMA和ASME第Ⅷ卷第一分篇《压力容器》等国外标准，国内换热器的多年制造经验，经分析编成的。

本标准“制造、检验与验收”只列出了与GB150-1998第10章要求不同或未提及的，与GB150-1998完全相同的内容未提，但仍应执行。

2）第6章的温度范围：仅规定温度高于-200C的管壳式换热器的制造、检验与验收；焊接接头也分为A、B、C、D四类；

3）壳体的内径偏差：①钢板卷制的壳体，是通过测定外圆周长加以控制的，再加上控制圆筒同一截面上的最大直径与最小直径之差的e值后，就完全能保证顺利抽装管束。对e的要求比GB150-1998高得多。

4）对折流板支承板零件的加工要求，目的在于使管束安装的顺利进行。 5）压力试验方法按GB150-1998，试验顺序按GB151-1999。 ----------------------------------------------

D级压力容器设计基本知识附录

受内压薄壁容器的应力分析

压力容器多数是旋转壳体，即有一条对称轴，由绕轴旋转的曲面组成，在垂直于对称轴的截面是圆形。在容器中，当壁厚与直径之比（δ/D ）小于1/10时，通常称为薄壁容器，D级压力容器属于薄壁容器范围。

为叙述方便，称薄壁旋转壳体。本附录的内容是：叙述薄壁旋转壳体的几何概念，基本假设，分析受内压薄壁旋转壳体的应力分布规律，并用于解决圆筒体、球体、椭球体，以及锥形壳体的应力问题。 1．薄壁旋转壳体的几何概念和基本假设

1．1 几何概念

以任何平面曲线（包括直线段）作为母线，绕同一平面内的轴线旋转一周，即形成旋转曲面（图1）。如以半圆曲线作为母线，绕半圆两端点连成的直径旋转一周，即形成球面（图2）；以直线段为母线绕同一平面内的平行线旋转一周即形成圆柱面（图3）；以直线为母线绕同一平面内的与其相交成某角度的直线旋转一周即形成圆锥面（图4）。

为分析方便，通常以壳体的中间面，即容器内外表面等距离的曲面，来表达壳体的几何特性。

在图1中，OAA1曲线称为母线，OO1为旋转轴，母线转到的任何位置的曲线称为经线，如曲线OBB1。因此，经线的形状与母线相同，任一经线的位置可用母线为基准，和绕旋转轴转的角度θ来确定。通过经线的任意点B作垂直于转轴的平面与壳体相交形成的平面曲线为圆形。如图1中的圆ABD，BC为圆的半径R（C点为圆与转轴的交点），通过经线上各点，作一系列的垂直转轴的平面曲线，形成一系列的平行圆。平行圆的位置可通过在平行圆上各点作经线的垂线，垂线的

一端与轴OO1交于K形成的锥面经线，它与转轴的夹角为φ来表示。如果是圆柱面的经线，则平行圆可通过与某固定点m的距离x来确定（图3）。

在中间面上的点B的平行圆，就是在点B上的纬线。考虑到壳体（容器）的壁厚是按经线的法线方向，因此，平行圆是以B点的经线法线与转轴交于K2的直线段BK2，绕旋转轴旋转而得到的圆（锥底圆）此圆上各点的轨迹称为纬线。 确定点B的位置用两个曲率半径，在中间面上，经线曲率半径R1=BK1 ， 纬线的曲率半径R2=BK2，

在几何学上，两曲率半径有以下关系（图5）：

（1） 球面：R1 = R2 = R；

（2） 其它曲面：R1 可由提供的具体经线方程式导出； R2 = R X 1/sinφ

（3） 经线元dlφ和纬线元dlθ的计算： dlφ = R1 dφ; dlθ= R dθ

因dlφ与dRφ的夹角为φ，故dR = dlφcosφ dR = R1 dφ cosφ dR/dφ=R1cos φ

1．2 薄壁壳体的基本假设

薄壁壳体的基本假设是薄膜理论，即无力矩理论。假设条件如下： 1）壳体是完全弹性体，材料连续、均匀、各向同性；

2）壳体受力产生的各点位移远小于壁厚，变形前后的壁厚不变（实际变化

很小）；

3）沿垂直壁厚方向各层不存在法向应力（实际应力远小于其它方向的应

力）；

4）壳体极薄，如同薄膜，不能承受外力矩，壳壁截面上只产生正应力，不

存在力矩，故适于平面应力分析。

以上各点假设，在D级压力容器的实际应用中是足够准确的。 2． 薄壁圆筒的应力分析

圆筒是压力容器和管壳式换热器的主要受压元件，在D级压力容器中的圆筒，常称为“薄壁圆筒”（图6）。薄壁圆筒在内压力P作用下，在圆筒的任意点处（或称任意单元体），将产生三个应力，即经线方向的应力，称经向应力（又称轴向应力），用σ2表示；由于内压使圆筒均匀向外膨胀，在圆周方向产生拉应力，称周向应力（或称环向应力），用σ1表示，另外，在沿直径的方向也产生应力，称为径向应力，用σ3表示，但σ3远小于σ1和σ2，在薄壁容器中不考虑。即按两向应力状态考虑。 2．1 轴向应力的计算

计算采用材料力学中的“截面法”，即用一垂直于轴线的假想截面AA（图7），将圆筒分成两部分，考察其中一部分的平衡，由平衡条件得到：

NX –ΣPX = 0 或 NX = ΣPX

式中：PX 是作用在封头上的总压力，

NX 是筒体圆截面上的内力产生的轴向应力的总和。 如何计算PX 呢？下面介绍一个定理：

《作用在任意曲面上的均匀分布的介质压力P，其分力在给定轴上的投影，等于压力P与曲面在垂直于给定轴的平面上的投影面积的乘积》

证：设曲面为F，压力为P，轴为X轴，曲面上的微元面积dF（图8）微元曲面的法线与X轴之间的夹角为，PX 是P在X轴方向的投影. 解：按三角关系知：

，总的投影的合力为：

微元在垂直于X轴的平面Y上的投影面积为DF*，

所以，故，

，因此定理已证明。

根据上述定理，ΣPX 仅与圆筒的横截面积有关，与封头的曲面形状无关。 故对压力P作用的直径为D的容器的轴向的作用力ΣPX 为：

由于壁薄，可将沿壁厚的轴向应力σ1看成是均匀分布的，应力的总和与轴向的合力平衡，得：

------------------------------------------------(1)

式中：D - 圆筒的平均直径，D = DI +δ

δ- 计算厚度。

2．2 环向应力的计算

求解环向应力，仍采用“截面法”，设想将圆筒沿轴线剖开，将圆筒分成相等的两部分，考察其中任一部分的平衡（图9）。根据在Y轴方向的平衡条件， 设压力P在Y轴方向的投影之和为ΣPY，在圆筒上环向应力σ2的总和为N2，其中：

积分

故：ΣPY = D²P²L ( 此式可直接用上述定理得到) 由于σ2沿壁厚δ和长度L的分布及大小均相等，故N2 与σ2 的关系如下：

N2 = σ2²2²δ²L

根据内力和外力的平衡条件，得：

σ2²2²δ²L = D²P²L

------------------------- （2）

从（1）式和（2）式的比较可见，σ2 = 2σ1

因此，在薄壁圆筒形容器的计算中，用环向应力公式计算壁厚。 3． 旋转薄壁容器的应力分析 3．1 薄壁壳体的一般方程式

上述是圆筒的例题，本节将分析一般的旋转薄壳体的应力。图10是受内压力作用下的旋转薄壳的应力分布图，任取微元A，其经线长度为ds1，曲率半径为r1，纬线长度为ds2，曲率半径r2，ds1对应的中心角为dθ1，

ds2对应中心角为dθ2，经向应力为σ1，纬向应力为σ2，作用在微元A上压力P的合力为：

与ΣP平衡的内力是由微元的四个周边截面的应力在合力ΣP方向投影的应力和来承担，即：

ΣP = 2 F1 + 2 F2

式中：F1 和F2 分别为纬向和经向应力在法向投影的合成力，根据力的平衡条件，可得：

因为：和，代入上式并简化后得：

--------------------------------- （3）

式（3）就是薄壁壳体压力与应力的关系的方程式，称为拉普拉斯方程式。

式中：P- 内压力；σ1--经向应力；σ2-- 环向应力；r1—经线曲率半径（第一曲率半径）；r2-纬线曲率半径（第二曲率半径）。

r1 根据经线方程确定，若经线方程为：

f(x),则可按下式求出r1

式中: y1 – 为

y11 –为

------------------------ （4） f(x)的一阶导数 f(x)的二阶导数

--------------------------- -- (5)

式中：r为中心圆半径。为微元的法线与旋转轴y的夹角。

3．2 经向应力σ1和环向应力σ2的计算

方程式（3）存在经向应力σ1和环向应力σ2，因此要求通过几何关系建立第二个式子，求出经向应力σ1。 3．2．1经向应力σ1

以垂直轴线的平面将壳体切开成两部分，保留其上部，所切平面为直径D=2R的中心圆（图11），根据压力和应力的平衡条件，压力P产生的总向上力ΣP与截面产生的经向应力σ1在Y轴上的总分应力平衡。即：

根据平衡条件得：因

，代入上式得：

简化后得：------------------------------- （6）

或为： --------------------------- （6）

1

3．2．2 环向应力σ2

根据经线方程式（4）求出r1，和根据式（6）求出的经向应力σ1，一并代入式（3），则可求出环向应力σ2。

4． 应用举例

4．2 圆筒形壳体 4．1．1经向应力σ1

圆筒形壳体的经线为旋转轴的平行线，圆筒的直径D=2r。=90，sin=1.

故按式（6）得：

4．1．2环向应力σ

2

0

在（3）式中；，因圆筒的经向曲率半径，故

因此（3）可简化为 如令

，

因，故可得：

，则上式可得：

4．2 球壳

化工容器的球形容器和球形封头均属球壳，它的特点是

故代入（3）式后得：

4．3 椭球壳（椭圆封头）

椭圆封头是由四分之一的椭圆曲线绕主轴旋转一周而成，其截面为半椭圆，应力计算用（3）式，式中的关键是经线曲率半径r1和纬线曲率半径r2的确定， 4．3．1 曲率半径r1和r2

曲率半径r1可根据（4）式和椭圆的经线方程确定：

式中a和b 分别为椭圆的半长轴和半短轴，x和y分别代表

椭圆曲线上任一点的横坐标和纵坐标（图12）。令k=a/b，椭圆方程稍加变化后，

可得：

----------------------------------------（a）

其一阶导数为： ----- （b）

（b）的二阶导数为：

其中（b）一阶导数的平方为：

------------（c）

------------------------- （d）

将（c）（d）代入式（4）后可得：

上式简化后可得：

-------------------------（8）

从图1-14，知： ---------------------------------（e）

所以： 将 微分得：

故： 因此：，又因：

故： 令，代入后得： --(f)

因此： 简化后得：

------------------------------------(g)

椭圆的经线方程稍加变化，得：，代入上式得：

----- (9)

4．3．2 椭圆封头经向应力σ1和环向应力σ2的计算

1）经向应力σ1的计算按（6）式求得：

---------------------------（10）

2) 环向应力σ2的计算按（3）式求得：

简化后得：代入r2后，得式：

， ------ （11）

4．3．3 椭圆封头的应力分布情况分析 1）经向应力σ1的分析（以标准椭圆封头

为例）

当x=a 时，即在封头的最大直径处，

当x=0时，即封头的顶点处，

通过计算结果说明，在顶点处的经向应力是在最大直径处产生的经向应力的2倍。由中间向外，应力逐步减少。 2）环向应力σ2的分析（k=2）

在x=a 处，即在封头的最外端处，

将x=a代入下式 ， 得：

----------------------------------- （12）

在x=0 处，即在封头中心处。 将x=0代入应力σ2的公式后得：

----------------- （13）

从分析看出，由中心向外直到最外侧，环向应力σ2由拉应力逐步减小至0，再变为压应力。当环向应力σ2为0时，x 的位置按下式计算：

故：

椭圆封头的应力分布见图1-15。 4．4 锥形壳（锥形封头）

锥形壳用作容器的封头或过度段，锥体的母线是斜直线段，r1=∞，而环向的曲率半径与半锥角α有关（图13），任意A点处的环向曲率半境r2，有如下关系：

经向应力σ1按（6）式计算得：

--------------------- （14）

将经向应力σ1错就错代入（3）式：，经简化后可得：

--------------------------------------- (15)

4，5 薄壁圆环（弯管段）

薄壁圆环包括圆形弯管和U形圆筒容器等，它在内压力作用下的应力如下： 设圆环（图14）的中心半径为RO，圆环内半径为r，计算壁厚为δ，在任意点a 上因内压力P产生的应力为σ1 和σ2 。

5．5．1 薄壁圆环的环向应力σ2

薄壁圆环上任一点a 处的环向应力的垂直分量向下，其值为：

，与作用在aca1c1的环形截面的内压力的合力为： ，在平衡状态下，应为：

所以：

因：

------------------------------ （14）

，代入（14）式得：

-------------------（14a）

①在圆环中心圆线的位置b上（图14的b，b1点），则θ=0，sinθ=0- （14a）可简化为

------------------------------------ （14b）

②在圆环的最外侧e点处，σ2垂直向下，θ=900 ，sinθ=1，

故：，------------------------------------- （14c）

③在圆环的内侧f 点， θ=3π/2 则，

故：， ------------------------------------ （14d）

通过三点计算的应力可以看出，外侧点e处的σ2最小，内侧f点的σ2最大，在b点处，σ2处于中间，如果厚度δ相同，则沿断面的应力σ2分布见图18。 5．5．2 薄壁圆环的经向应力σ1 由于

，代入（3）式得：

， 将，代入得：

，---------------------------------------- （15）

通过分析说明，经向应力σ1与直圆筒σ1相同。在管截面壁厚相同的情况下，σ2大于σ1；弯管内侧处于最大的应力状态（图15），故破坏常发生在弯管的内侧。

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