Di
的结果更安全）
8
开孔补强计算时所用的有效厚度没有考虑制造减薄量 切向接管补强计算的限制
对于长圆形开孔，GB150 规定长、短轴之比不得大于2.0。 在HG20582 中有同样的规定
平盖的补强计算 1）平盖上开孔可用两种方法进行计算：整体补强法和等 面积法； 2）标准法兰盖上开孔后，需进行法兰盖厚度校核和开孔 补强计算 关于不需另行补强的开孔 凡不符合GB150-1998 中8.3节条件的都需考虑补强及进 行补强计算(特别需注意表8-1的条件) 外压壳体上的大开孔补强尚没有标准所提供的常规计算 方法
当预紧工况起主要作用时，封头焊入深度对法兰厚度没有影响；
当操作工况起主要作用时：
1. 浮头法兰受内压作用时，封头薄膜力的水平分力对法兰环作 用的扭矩一般不可能大于其它几个力对法兰环所作用的扭矩之 和。因此，封头焊入深度应尽可能取较小的值，以使封头薄膜 力的水平分力对法兰截面形心作用的力臂有较大值； 2. 浮头法兰受外压作用时，一般来说，封头薄膜力的水平分力 对法兰环将起主要作用，封头焊入深度的值不宜取得太小
0.2 0.008
0.3
0.4
0.017 0.045
一般性结论： 1）在小直径接管的情况下（ d ≤ 0.25），等面积法的有效
Di
补强范围小于压力面积法的有效补强范围，使得补强
计算结果较为保守；
2）在接管直径较大时，一般总是压力面积法的结果更为保
守，除非压力很高的情况 （当 d = 0.5 时，压力 p 需大于0.09[σ]t 才会使等面积法
• 锥壳与筒体连接处是否作为
支撑线由设计人员自行确定。
1. 大、小端连接处都不作为支撑线： 计算长度 L = 900+1000+800 = 2700 mm 分别计算大端筒体、锥壳、小端筒体的厚度。锥壳的最终厚度 取三者中大值；
2. 小端连接处作为支撑线： 计算长度 L = 900+1000 = 1900 mm 分别计算大端筒体、锥壳的厚度。锥壳 的最终厚度取两者中大值；
操作工况下：
Mo
=
⎧ ⎨ ⎩
FD FD ⋅ (
⋅ LD + FG LD − LG )
⋅ +
LG FT
+ FT ⋅ (LT
⋅ LT − Fr ⋅ Lr − LG ) − Fr ⋅ Lr
Lr
=
δ
' f
2
− δh 2 cos β
−l
结论：
式(1)得到的厚度不
是计算厚度，只能用于检
验假定厚度δf’是否合格。
z 达到密封效果所需要的最小垫片 反力FR与压力和介质有关, 应由实验 测得, 按EN13445，取为:
FR = π ⋅ DG ⋅ b ⋅ m I ⋅ p
z 为了保证密封应满足:
Fg ≥ FR
z 已知垫片性能、螺栓材料和总截
面积以及设计压力后, 螺栓的予紧力
应满足:
Fb ≥ FP + FR − w
其中:
rm t
= 5时，
t
t
t
例：rm = 10 t
， T = 5 ，无法进行插值
t
z 局部应力计算时，当外载荷大小和方向不变的条件下， 管子外径不变：管子厚度↑ ：管子上的应力↓，壳体上的应力↑ 管子厚度不变：管子外径↑ ：管子上的应力↓，壳体上的应力↓
z 对于椭圆封头和碟形封头上的接管上作用外加机械载荷，程 序在计算壳体上的局部应力时，是以椭圆封头的当量半径和碟 形封头球冠部分的半径按球壳进行计算。在使用其他软件计算 时，要注意，对于椭圆封头和碟形封头，输入的局部应力计算 处的壳体半径并不是筒体半径
建议用户自行确定后将试验压力值输入
标准的作用和地位
采用标准的目的是使得产品设计既满足安全要求,又具有较 好的经济性。 所有的标准在被法规引用前都不是强制性的，仅当被法规 引用后，才会成为强制性标准。 国家标准(GB)中规定的往往是为保证安全所需要的最低要 求。
3
工程设计方法与结构的安全性
压力试验是通过实验的方法来验证容器的宏观强度和密封性, 而不是通过计算来校核容器的强度 GB151中对封头在压力试验工况下的强度校核是不必要的
SW6确定试验压力的方法
在筒体单独计算时，程序仅取筒体材料的许用应力比值； 在设备计算时，程序会比较所有需计算零部件的许用应力 比值，选取最小值用来计算试验压力的最低值。
气压试验：
PT＝1.15
P
[σ ] [σ ]t
试验压力的上限为满足以下公式：
σT
=
pT
(Di
Байду номын сангаас2δ
+
e
δ
e
)
≤
⎧0.9Φσ ⎩⎨0.8Φσ
s s
(水压试验 ) (气压试验 )
在标准GB150－1998中对外压容器的试验压力有如下的 规定： 液压试验： pT = 1.25 p 气压试验： pT = 1.15 p 带夹套的容器，当夹套内压力为正时，其内筒即为外压容器
标准容器法兰选用举例： 法兰材料：锻件20钢； 设计温度：250 如选用压力等级为 0.25 MPa 的甲型平焊法兰，则该 法兰的最大许用工作压力为 0.17 MPa
5
法兰设计的 Waters 法
Waters法是一个强度计算方法，而法兰的失效主要是刚度不 够而引起的泄漏。故法兰计算的强度条件为：
( ) σ H ≤ 1.5[σ ]tf 2.5 or 1.5[σ ]tn
σ R ≤ [σ ]tf σ T ≤ [σ ]tf
σH
+σ R 2
≤ [σ ]tf ,
σH +σT 2
≤ [σ ]tf
在进行法兰计算时，SW6认为用户输入的尺寸是已扣除了腐 蚀余量后的尺寸
法兰在设计压力下计算通过，并不能保证在压力试验时不发 生泄漏；同样，法兰在设计压力下计算通过，实际上也不能保 证在操作工况下，介质一定不泄漏
3. 大、小端连接处都作为支撑线 以 1000mm 作为锥壳长度, 对锥壳单独 计算其所需要的厚度
• 同一个结构可用不同的模型进行计算，
从而得到不同的结果
关于法兰选用和设计计算
标准容器法兰的最大允许工作压力应按 JB/T 4700 的表6和表7确定
标准容器法兰的公称压力是以板材16MnR在常温下的 强度为依据而制定
关于壳体上安放的接管上受到机械外载时的 局部应力计算
• 对于筒体上接管受到机械外载时，如按HG20582 (即WRC107)
计算，将只计算筒体的强度；如按WRC297 计算，则还计算和校 核接管根部的强度。理论上要求按HG20582 计算时，接管应具有 足够的强度和较大的刚度
• 外力作用点的说明如下：
在GB150的3.5.1节中说明： “由两室或两个以上压力室组成的容器，确定设计压力时， 应考虑各室之间的最大压力差。”
SW6中对于带夹套容器内筒的最低试验压力按如下确定：
注：现程序中仍按“容器顶部的最高压力”定义设计压力
2
压力试验的目的： 1. 检验受压壳体的宏观强度； 2. 检验接头的可靠性： - 焊接接头的致密性 - 法兰接头的密封性
Web Site：
SW6v4.0 的升级内容 SW6 的基本使用方法和技巧 在使用SW6进行承压元件设计时，如何 正确理解和使用标准中的条款 塔器、换热器、卧式容器、立式容器计算 方法的说明
软件使用的一些基本技巧
在WORD中形成计算书时，有时会出现字体很小的情况。应 在“工具-选项”对话框中点击“Web选项”按钮，然后在打开 的对话框中，将“取消下述软件不支持的功能”选择框的钩 去掉。
• 限制局部应力的强度条件可为
局部薄膜应力 ≤ 1.5[σ]t
(1)
局部薄膜应力 + 弯曲应力 ≤ 3.0[σ]t
(2)
在机械外载作用下，壳体上的局部应力将主要由局部薄膜应力
+ 弯曲应力 控制
10
浮头法兰厚度计算
δ f = J a 或 δ f = L + J p + L2
(1)
取上两式中之大值。
法兰设计时，选用法兰、垫片、螺柱、螺母的材料，需注意 匹配恰当；实际装配时，应注意螺栓的上紧程度
例:
P = 0.8 MPa;
t=120℃ ;
Di = 1000mm;
选标准乙型法兰；PN=1.0MPa；法兰材料：锻件16Mn
垫片：内有石棉纤维橡胶垫；
螺栓：40Cr；
按GB150第9章计算，该法兰不合格。
工程规范中一些计算方法的说明
椭圆封头的设计计算公式：
δ
=
KpDi
2[σ ]tφ − 0.5 p
适用范围
1 ≤ Di ≤ 2.6 2h
ASME VIII-1采用的是第一强度理论 该公式考虑了椭圆封头与筒体连接处产生的边缘应力与压 力产生的薄膜应力叠加后的总应力，最大应力出现在封头与筒 体连接处。但该公式并没有采用应力分类的概念
4
关于受外压筒体和变径段的壁厚计算
• 锥壳与筒体连接处不作为支撑线时(见图b) ，按 L 和各自的
直径、壁厚进行校核，且锥壳厚度应不小于与之连接的筒体
厚度；
(a)
(b)
• 锥壳与筒体连接处作为支撑
线时(见图a) ，按GB150 中 7.2.5.2节计算锥壳厚度，并校 核与大、小端筒体连接处的 刚度是否足够；
FP
=
π 4
⋅ DG2
⋅
p
金属垫片
FR = π ⋅ DG ⋅ b ⋅ m I ⋅ p
Fg ≥ FR
Fb ≥ FP + FR − w
其中: