第四章壓力容器

一、容器的分類與結構

圖2-1臥式容器的結構簡圖

（二）分類

第一種：按設計壓力分類

按承壓方式，壓力容器可分為壓容器與外壓容器。壓容器又可按設計壓力（P）大小分為

四個壓力等級。

外壓容器中，當容器的壓力小于0.IMPa時又稱為真空容器。

第二種：按作用原理（即用途〕分類

第三種：按安全技術管理分類

第四種：按容器壁溫分類，可分為常溫、中溫、高溫和低溫容器四種。

第五種：按壁厚分類，分為薄壁容器（6/DjWO.l）和厚壁容器6/D；＞0.1

二、容器機械設計的根本要求

在進展壓力容器機械設計時.它的總體尺寸、零部件尺寸由工藝條件決定或由經驗所得.

因此我們這里主要是指結構設計。

要求有以下幾個方面。

（一）安全性

1、強度：強度就是容器抵抗外力破壞的能力。容器應有足夠的強度，否那么造成事故。

2、剛度：是指容器或構件在外力作用下維持原有形狀的能力。承受壓力的容器或構件，必

須保證足夠的穩定性，以防止被壓癟或出現折皺。

3、密封性：設備密封的可靠性是安全生產的重要保證之一，因為化工廠中所處理的物料中

很多是易燃、易爆或有毒的，

設備的物料如果泄漏出來，不但會造成生產上的損失，更重要的是會使操作人員中毒，甚至

引起爆炸；

反過來，如果空氣混入負壓設備，亦會影響工藝過程的進展或引起爆炸事故。

因此，化工設備必須具有可靠的密封性，以保證安全和創造良好的勞動環境以與維持正常的

操作條件。

1/27

4、酎久性：化工設備的設計使用年限一般為10年―15年，但實際使用年限往往超過這個

數字，

腐蝕、疲勞、靖變或振動等，都會影響耐久性，尤其是腐蝕，所以以后的設計中會看到考慮

腐蝕余量。

（二）可行性

包括制造、安裝、操作、維修與運輸的可能性、方便性。

（三）經濟性指五個方面。

①單位生產能力：

②消耗系數；

③設備價格；

④管理費用：包括勞動工資、維護和檢修費用等。管理費用降低，產品本錢也隨之降低。但

管理費用不是一個孤立的因素，

例如有時采用高度自動化的設備，管理費用是降低了，但投資那么會增加。

⑤產品總本錢：是生產中一切經濟效果的綜合反映。一般要求產品的總本錢愈低愈好，但如

果一個化工設備是生產中間產品，

那么為了使整個生產的最終產品的總本錢為最低，此中間產品的本錢就不一定選擇最低的指

標，而應從整個生產系統的經濟效果來確定。

三、容器零部件的標準化

1.標準化的意義

①組織現代化生產的重要手段之一。實現標準化，有利于成批生產，縮短生產周期，提高產

品質量，降低本錢從而提高產品的競爭能力。

②標準化為組織專業化生產提供了有利條件。有利于合理地利用國家資源，節省原材料，能

夠有效地保障人民的安全與健康；

采用國際性的標準化.可以消唳貿易障礙提高競爭能力，實現標準化可以增加零部件的互換

性。

有利于設計、制造、安裝和檢修，提高勞動生產率。我國有關部門已經制定了一系列容器零

部件的標準，

例如圓簡體、封頭、法蘭、支座、人孔、手孔、視鏡和液面計等。

2、容器零部件標準化的根本參數一一公稱直徑DN和公稱壓力PN。

①公稱直徑：是將農器與管子直徑加以標準化以后的標準直徑.

A.壓力容器（筒體、封頭）的公稱直徑：由鋼板卷制的筒體，公稱直徑是指它的徑；

B.當簡體的直徑較小，直接采用無縫鋼管制作時，容器的公稱直徑應是指無縫鋼管的外徑；

封頭的公稱直徑與筒體一致。

B.管子：公稱直徑既不是它的徑，也不是外徑，而是小于管于外徑的一個數值。

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只要管子的公稱直徑一定，它的外徑也就確定j,血管子的徑那么根據壁厚的不同有多種尺

寸，它們大都接近于管子的公稱直徑。

C.其它零部件的公稱直徑：有些零部件的公稱直徑，如壓力容器法蘭，鞍式支座等就是指

與它相配的筒體與封頭的公稱直徑。

D.而管法蘭、手孔等那么是指與它相配的管子的公稱直徑。

公稱壓力：是旃所能承受的壓力圍分為假設千個等級，因為公稱直徑一樣的同類零件，

只要它們的工作壓力不一樣，那么它們的其他尺寸也就不會一樣。所以規定了假設干個

壓力等級,

這種規定的標準壓力等級就是公稱壓力，以PN表示。

四、壓力容器相關的法規與標準

相關標準與規定近300個，其中GB150T998《鋼制壓力容器》是我國壓力容器標準體

系中的核心標準。

在壓力容器的標準與規定中，一局部是技術性的規定，另一局部是法規性的規定（有強

制性），

目前法規性規定的標準有3個：GB150-1998《鋼制壓力容器》；《特種設備安全監察條例》;

《壓力容器安全技術監察規程》。

第三章壓薄壁容器的應力分析

本章重點：薄膜理論與其應用

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本章難點：薄膜理論公式推導

建議學時：6學時

工程實際中，應用較多的是薄壁容器，并且，這些容器的幾何形狀常常是軸對稱的，而

且所受到的介質壓力也常常是他對稱的，甚至于它的支座，或者說約束條件都對稱于回轉軸,

我們把幾何形狀、所受外力、約束條件都對稱于回轉軸的問題稱為軸對稱問題。

第一節回轉殼體的應力分析一薄膜應力理論

一、薄膜容器與其應力特點

（一）壓薄壁容器的結構與受力:

（二）壓薄壁容器的變形:

（三）壓薄壁容器的力:

結論

在任何一個壓力容器中，總存在著兩類不同性質的應力：薄膜應

力、邊緣應力

圖3-1內壓薄膜^^

二、根本概念與根本假設

（一）回轉殼體中的根本的幾何概念

1、面

（1）中間面：平分殼體厚度的曲面稱為殼體的中間面，中間面與殼體外外表等

姐離，它代表了殼體的幾何特性。

（2）回轉曲面：由平面直線或平面曲線繞其同平面的回轉軸回轉一周所形成的

曲面O

（3）回轉殼體：由回轉曲面作中間面形成的殼體稱為回轉殼體。

2、線

（1）母線：繞回轉軸回轉形成中間面的平面曲線.

（2）經線：過回轉軸的平面與中間面的交線。

（3）法線：過中間面上的點且垂直于中間面的直愛稱為中間面在該點的法線。

（法線的延長線必與回轉軸相交）

（4）緯線：以法線為母線繞回轉軸回轉一周所形成的圓錐法截面與中間面的交

線平行圓：垂直于回轉軸的平面與

（5）中間面的交線稱平行圓。顯然，平行圓即緯淺。

3、點

4、半徑

（1）第一曲率半徑：中間面上任一點M處經線的曲率半徑為該點的“第一曲率

半徑"R"R^MKp

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4

數學公式：卜1

（2）第二曲率半徑：通過經線上一點M的法線作垂直于經線的平面與中間面相

割形成的曲線MEF,此曲線在M點處的曲率半徑稱為該點的第二曲率半徑見。

第二曲率半徑的中心落在回轉機上，其長度等于法線段MK?,即

圖3-4回轉殼體的幾何帶性

二、回轉殼體的無力矩理論與兩個根本方程式

殼體理論的根本概念

殼體在外載荷作用下，要引起殼體的彎曲，這種變形由殼體的彎曲和中間面上的拉或壓

應力共同承當，求出這些力或力矩的理論稱為一般殼體理論或有力矩理論，比擬復雜；但是,

對于殼體很薄，殼體具有連續的幾何曲面，所受外載荷連續，邊界支承是自由的，殼體的彎

曲應力與中間面的拉或壓應力相比，中到可以忽略不計，認為殼體的外載荷只是由中間面的

應力來平衡，這種處理方法，稱為薄膜理論或無力矩理論。

1.有力矩理論

不要求。

2.無力矩理論（應用無力矩理論，要假定殼體完全彈性，材料具有連續性、均勻性各

各向同性，此外，對于薄壁殼體，通常采用以下三點假設使問題簡化）

1）小位移假設

2）直法線假設

R）不擠壓假設

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（二）回轉殼體應力分析與根本方程式由M,定回轉先伴環內應力時“小?元體的農建

（1）微體平衡方程式

￡k+￡k=￡

&R26

①取微元體一由三對■曲面截取而得

截面I：殼體的外外表；

截面2：兩個相鄰的，通過殼體軸線的經線平面;

截面3：兩個相鄰的，與殼體正交的圓錐法截面

②受力分析和平衡方程

分析計算后可得《壇&

§一殼體的壁厚，mm；

與一回轉殼體曲面在所求應力點的第一曲率半徑，nun；

此一回轉殼體曲面在所求應力點的第二曲率半徑，mm；

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m一經向應力，MPa；

°。一環向應力，MPa；

P—殼體的壓力，MPa.

上式稱為微體平衡方程式，也稱拉普拉斯方程式，它說明回葩殼體上任一點處的0-、%

與壓P與該點曲率半徑凡、“葭壁厚b的關系。

G=困

（2）區域平衡方程式一25

用截面法將殼體沿經線的法線方向切開，即在平行園直徑D處有垂直于經線的法向圓錐

面截開，取下部作脫離體，建立好力平衡方程式

圖3-5回轉殼體上的徑向應力分析

分析可得:

PR?

（三）薄膜理論的適用條件

1、殼轉殼體曲面在幾何上是軸對稱，殼體厚度無突變；曲率半徑是連續變化的，材料是各向

同性的，且物理性能（主要是E和口）應當是一樣的；

2、載荷在殼體曲面上的分布是軸對稱和連續的；

3、殼體邊界的固定形式應該是自由支承的；

4、殼體的邊界力應當在殼體曲面的切平面，要求在邊界上無橫剪力和彎矩。

5、6/DiWO.l

第二節薄膜理論的應用

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討論：①環向應力是經向應力的2倍，所以環向承受應力更大，環向上就要少削弱面積,

故開設橢圓孔時，橢圓孔之短軸平行于向體軸線，如圖

圖371■壁到腕上開孔的有利形狀

2%=余源，噌=冊

所以應力與3/1）成反比，不能只看壁厚大小。

二、受氣體壓的球形殼體

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討論：對一樣的壓，球殼的環向應力要比同直徑、同厚度的圓筒殼的環向應力小一半，這是

球殼顯著的優點。

三、受氣體壓的錐形殼體

圖3?17落膜理地應用之四3-18俄米封頭應力分析

圓錐形殼半錐角為a,A點處平行圓半徑r,那么在A點處:

討論：(1)應力隨r的增大而增大，在鏈底處廠口/2時，應力最大，在錐頂處，應力為零。

因此，一般在錐頂開孔。

(2)應力隨半錐角a的增大而增大，故a角要選擇適宜，不宜太大。

(3)錐形殼體環向應力是經向應力兩倍。

四、受氣體壓的橢球殼

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圖3-13藩臏理論應用之三

1.第一曲率半徑號

R】為殼體經線的曲率半徑，根據(3-3)式

現殼體的經線為橢圓曲線，其曲線方程為

+必一1

而十廬一1

由此得

心,,~■1I-

a2y3

代人上述用表達式，得

以/=加一汨代人上式

得&=磊5TQ?)產2

2.第二曲率半徑

采用作圖法，如圖，自任意點A(x.y)作經線的垂線，交回轉軸于。點，那么0A即為&2,

根據幾何關系，得

Rz=產c

sinO

因為y'=tg。

所以sina=[]+（：，）2["

于是得到

y、

3、應力計算公式

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a,b一一分別為橢球殼的長、短半徑，nun;

x——橢球殼上任意點即橢球殼中心軸的距離mm：其它符號意義與單位同前，

五、受氣體壓的碟形殼

【例3-1】有一外徑為0219的氧氣瓶，最小壁厚為S=6.5mm,材質為40Mn2A,工作壓力為

15MPa.試求氧氣瓶筒壁的應力。

解氣瓶筒身平均直徑為

-6=219—6.5=212.5

umm

PD15x212.5

經向應力：5"=45=4x6.5=122.6(MPa)

PD15x212.5

環向應力：°。=26=2x6,5=245.2(MPa)

【例3-2】有圓簡形容器，兩端為橢圓形封頭，圓簡平均直徑D=2020m壁厚6=20面,工作壓

力p=2MPa。

(1)試求筒身上的經向應力區”和環向應力

(2)如果橢圓形封頭的a/b分別為2,和3,封頭厚度為20nlm,分別確定封頭上最大經向

應力與環向應力與最大應力所在的位置。

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解：1.求筒身應力

經向應力：4=翳=喂券=50.5（"而）

崇富…）

環向應力：

2.求封頭上最大應力

a/b=2時，a=1010mm,b=505mm

pa/2x1010.、

b",=*(7)=-^^-x2=lOinli(AWfPDa)

2dh2x20

=2x1010=1/p

182x20

=5(2嘖)=喂票、(2-4)=-101(9)

最大應力有兩處：一處在橢圓形封頭的頂點，即x=0處；一

頭的底邊，即x=a處。如圖3-19a所示。

a/b二行時，a=1010mm,b=714nm

嗤和部血

2x1010

0T=50.5(AfPtf)

2x20

pa,,a-2x1010”.、

q=——(27)=-----------x(2—2)=A0

*26h12x20

最大應力在x=0處，如圖3-19b所示。

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a/b=3時，a=1010mm,b=337mm

paa2x1010

=J-）=-----------x3=151.5（MP。）

26b2x20

pa2x1010

%=2廠方利=50?5（時而）

%=瑞（2一j）=L：X（2-32）=一353.5（MPa）

最大應力在x=a處，如圖379c所示。

第三節壓圓筒邊緣應力的概念

一、邊緣應力的概念

二、邊緣應力的特點一局部性、自限性

三、對邊緣應力的處理

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容器即告失效（失去正常的工作能力），也就是說，容器的每一局部必須處于彈性

變形圍。保證器壁的相當應力必須小于材料由單向拉伸時測得的屈服點，即b當

2.強度安全條件：為了保證結構安全可靠地工作，必須留有一定的安全裕度，使結構中的

最大工作應力與材料的許用應力之間滿足一定的關系。即

（7°

2不同

一極限應力（由簡單拉伸試驗確定）

〃一安全系數

bl—許用應力

0■當一相當應力，由強度理論來確定。

二、強度理論與其相應的強度條件

以圓筒形容器作例

PD

18

第一強度理論一一最大主應力理論（適用于脆性材料）

蝙=(T]=彖㈤

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第二輕度埋論一一最大變形理論I與實際相關較大，未用J

第三強度理論一一最大剪應力理論（適用于塑性材料）

〃/__PDn_PD

b當=CT|-^3=--0=<[cr]

第四強度理論一一能量理論（適用于塑性材料）

理=JgL%）2+（%—4）2+（6―6H

廠----2-------J^PDPD八'

壓力容器都采用塑性材料制造，應采用第三或第四強度理論，我用第三強度理論。

第二節壓薄壁圓殼體與球殼的強度設計

一、設計計算

（一）圓簡形容器

1、強度設計公式

cr'!.'-cri-cr3--0-<[cr]

根據前面所講的第三強度理論，有2b2b

將平均直徑換為圓筒徑°=°，+8

將壓力〃換為計算壓力P，；考慮焊接制造因素。，將M換為M'。

那么有：2b

b=P，°

故：2[b"-pc

其中計算壁厚，mm

H'一材料在設計溫度下的許用應力，MPa

2、厚度的定義

6=*，

計算厚度2⑸‘0-Pc

設計厚度當=b+02

名義厚度+G+圓整值=b+c+圓整值

有效厚度工二6,一。

其中G—鋼板壁厚負偏差；。2一腐蝕裕度；c=ci+c2

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如T圖

圓整值

加工減薄量

最小厚度：殼體加工成形后，不包括腐蝕裙量的最小厚度6小

1碳素鋼、低合金鋼制容器511K23mm；

2高合金鋼制容器5f22mm:

3碳素鋼、低合金鋼制塔式容器6111n2111ax]

2

不銹鋼制塔式容器3in》max{1000,3nun

3、校核公式

假設心，要計算一臺容器所能承受的載荷時

4、采用無^鋼管作圓體時，公稱直徑為鋼管的外徑,

6=--------------(nun)

2[打。+比

>=x1C(m/n)

2㈤O+Pc2

0,=P<So-。)<[cry蟻MPa)

2a

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0]=坐等（財4）

DQ-2

上述公式的適用國為Pc

（二）球形容器

對于球形容器，由于其主應力為

PD

=%

4b

利用上述推導方法，可以得到球形容器壁厚設計計算公式，即

3=—膽—(mm)

4[a](t)-pc

6d=—+C2(mm)

4[a](jf-Pc

4,_P,(，+2)

(J―1<[a]^(MPa)

4a

(MPa)

上述球形容器計算公式的適用圍為Pc40.6[。]'0

二、設計參數確實定

1、壓力

工作壓力“W：指在正常工作啃況下，容器頂部可能達到的最高壓力。

設計壓力〃：指設定的容器頂部的最高壓力，它與相應的設計溫度一起作為設計載荷條件,

其值不低于工作壓力。

計算壓力P。：指在相應設計溫度下，用以確定殼體各部位厚度的壓力，其中包括液柱岸壓

力。當殼體各部位或元件所承受的液柱靜壓力小于5%設計壓力時，可忽略不計。

2、設計溫度

指容器在正常工作情況下，在相應的設計壓力下，設定的元件的金屬溫度（沿元件金屬截面

厚度的溫度平均值）。

設計溫唐是選擇材料和確定許用應力時不可少的參數C

3、許用應力和安全系數

（1）許用應力的取法

巴巴（。0.2）

常溫容器b]=min{%，%}

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b/（&.2）

中溫容器M'=min{q凡）

高溫容器[b]'=min{〃，）

（2）安全系數的取法

安全系數是不斷開展變化的參數，科技開展，安全系數變?。?/p>

要求記憶:常溫下,碳鋼和低合金鋼%=3.0,%=1.6

4、焊接接頭系數,

焊縫區是容器上強度比擬薄弱的地方。焊縫區的強度主要決定于熔焊金屬、焊縫結構和施焊

質量。焊榜接頭系數°的大小決定于焊幅接頭的型式和無損檢測的長度比率。

5、厚度附加量C=G+02

G一鋼板壁厚負偏差；

按相應的鋼板或鋼管標準的規定選取.當鋼材的厚度負偏差不大于0.25mm,且不超過名義

厚度的6%時，負偏差可以忽略不計。

G一腐蝕裕量；

為防止容器元件由于腐蝕、機械磨損而導致厚度削弱減薄，應考慮腐蝕裕量。

三、壓力試驗與強度校核

容器制成以后（或檢修后投入生產之前）.必須作壓力試驗或增加氣密性試驗，其目的在

于檢驗容器的宏觀強度和有無滲漏現象，即考查容器的密封性，以確保設備的安全運行。

對需要進展焊后熱處理的容器，應在全部焊接工作完成并經熱處理之后，才能進展壓力試驗

和氣密試驗，對于分段交貨的壓力容器，可分段熱處理.在安裝工地組裝焊接，并對焊接的

環焊縫進展局部熱處理之后，再進展壓力試驗。

壓力試驗的種類、要求和試驗壓力值應在圖樣上注明。壓力試驗一般采用液壓試驗。對

于不適合作液壓試驗的容器，例如容器不允許有微量殘留液體.或由于結構原因不能充滿液

體的容器，可采用氣壓試驗。

1.試驗壓力

2.壓力試驗的應力校核

3.壓力試驗的試臉要求與試檢方法

各種類型例題共3個

第三節壓圓筒封頭的設計

容器封頭又稱端蓋，按其形狀可分為三類；凸形封頭、錐形封頭和平板形封頭。其中凸

形封頭包括半球形封頭、橢圓形封頭、碟形封頭（或稱帶折邊的球形封頭）和球冠封頭（無折

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邊球形封頭）四種。

一、半球形封頭

半球形封頭（圖4—3）是由半個球殼構成的，它的計算壁厚公式與球殼一樣

5=—幽—

二、橢圓形封頭

橢圓形封頭（圖4—4）是由長短半袖分別為a和h的半橢球和高度為h。的短圓筒（通稱

為直邊）兩局部所構成。直邊的作用是為了保證封頭的制造質量和防止簡體與封頭間的環向

焊受邊緣應力作用。

有以下結論：當橢球殼的長短半軸a/b>2時，橢球殼赤道上出現很大的環向應力（圖3—

25（c））,其絕對值遠大于頂點的應力。從而引入形狀系數K。［也稱應力增加系數）

根據強度理論（具體推導過程可參閱華南理工大學P57）,受壓（凹面受壓）的橢圓形

封頭的計算厚度公式為：

6=「:P，D，----（mm）

2口］0.5p,

標準橢圓封頭K=1（a/b=2）,計算厚度公式為

§=「產，-------（mm）

2口］。-OS

橢圓封頭最大允許工作壓力計算公式為：

2㈤’她

[P-，]=(MPa)

明+0.53e

GB150T998規定：

KW1時,心N0.15%。,

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K>1時，420.30%，

但當確定封頭厚度時，已考慮了壓下的彈性失穩問題，可不受此限制。

現行的橢圓形封頭標準為/T4737-95。

三、碟形封頭

由三局部構成：以凡為半徑的球面；以I?為半徑的過渡圓?。凑圻叄?

高度為“。的直邊。

M=—3+

4

同樣，引入形狀系數」，那么其計算厚度公式為

Mp,R,

mm

2ble-0.5A

牒形封頭球面部分內半徑,mm；

r——過渡圓弧內半徑,mm；（圖4-5）

M——碟形封頭形狀系數：

3+的，其值列于表4-12,其他符號同前。

標準碟形封頭：球面半徑尺二09。，過渡圓瓠半徑r=0.17D,,

此時M-L325,計算壁厚公式:

6

二12P國mm

2口］'°-0.50。

GB150-1998規定:

MW1.34時,420.15%。

M>1.34時,心之030%。

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但當確定封頭厚度時，已考慮/壓T的彈性失穩問題，可不受此限

制。

四、球冠形封頭

五、錐形封頭

錐形封頭廣泛應用于許多化工設備（如蒸發器、噴霧枯燥器、結晶器與沉降

器等）的底蓋，它的優點是便于收集與卸除這些設備中的固體物料。此外，有一

些塔設備上、下局部的直徑不等，也常用錐形殼體將直徑不等的兩段塔體連接起

來，這時的錐形殼體稱為變徑段。

六、平板封頭

平板封頭是化工設備常用的一種封頭。平板封頭的幾何形狀有圓形、橢圓形、長圓形、

矩形和方形等，最常用的是圓形平板封頭。

在各種封頭中，平板結構最簡單，制造就方便，但在同樣直徑、壓力下所需的厚度最大,

因此一般只用于小直徑和壓力低的容器。

但有時在高壓容器中，如合成塔中也用平蓋，這是因為它的端蓋很厚且直徑較小，制造

直徑小厚度大的凸形封頭很困難。

設計公式是半經驗公式，推導不要求。

8p一一平板封頭的計算厚度mni

D----計算直徑mn

pc一一計算壓力MPa

0一—焊接接頭系數

K----結構特征系數

一一材料在設計溫度下的許用應力MPa

第四節封頭的選擇

一、幾何方面

二、力學方面

三、制造與材料消耗方面

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第五章外壓圓筒與封頭的設計

本章重點：臨界壓力與外壓圓筒的工程設計方法

本章難點：臨界壓力

建議學時：6學時

第一節概述

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一、外壓容器的失穩

1、外壓容器的定義

2、外壓薄壁容器的受力

0=心々=四

對于薄壁殼體來講，壓薄壁圓筒受的是拉應力，即46,°26。而外壓薄

壁圓筒所受的是壓應力，這種壓縮應力的數值與壓容器一樣，只是改變了應力的方向，然而，

正是由于方向的改變，使得外壓容器失效形式與壓不同。外壓容器很少因為強度不足發生破

壞，常常是因為剛度不足而發生失穩。下面我們來看看失穩的定義。

3、失穩與其實質

失穩：承受外壓載荷的殼體，當外壓載荷增大到某一數值時，殼體會突然失去原來的形

狀，被壓扁或出現波紋，載蒞卸除后，殼體不能恢復原狀，這種現象稱為外壓殼體的失穩

（Instability）

二、容器失穩型式的分類

1、按受力方向分為側向關程與軸向失穩

1容器由均勻側向外壓引起的失穩，叫側向失穩，特點是失穩時，殼體橫斷面由原來的圓形

變為波形，波數可以是兩個、三個、四個……，如下圖）

圖5-1外壓回筒側向失穩后的形狀

2、按壓應力作用圍分為整體失穩與局部失穩

第二節臨界壓力

一、臨界壓力的概念

二、影響臨界壓力的因素

（-）簡體幾何尺寸的影響

（二）筒體材料性能的影響

圓筒失穩時，在絕大多數情況下，簡壁的壓應力并沒有達到材料的屈服點。（是彈性失

穩）故這種情況失穩與材料的屈服點無關，只與材料的彈性模數E和泊松比口有關。材料的

彈性模數E和泊松比口越大，其抵抗變形的能力就越強，因而其臨界壓力也就越高。

但是，由于各種鋼材的E和u值相差不大，所以選用高強度鋼代替一般碳素鋼制造外壓

容器，并不能提高簡體的臨界壓力

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（三）面體械圓度和材符不均勻性的影響

1、穩定性的破壞并不是由于殼體存在橢圓度或材料不均勻而引起的。無論殼體的形狀

多么準確，材料多么均勻，當外壓力達到一定數值時也會失穩.

2、但是殼體的橢圓度與材料的不均勻性能使其臨界壓力的數值降低，使失穩提前發生。

三、長圓筒、短圓筒、鋼性圓筒的定性描述

相對幾何尺寸兩端邊界影響臨界壓力失穩波形數

長圓筒L/D,,較大忽略只與S/D。有關，2

與L/D。無關

短圓筒L/D。較小顯著與SJD。有關，與大于2的整數

L/R有關

剛性圓筒

L/Do較小S/Do不失穩

較大

四、臨界］玉力的理論計算公式

（一）長圓筒