压力容器设计制造200问答 .doc

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1、压力容器设计制造200问答（第三章）加入日期:2008-10-28 | 来源:程力压力容器 第三章 钢制焊接压力容器 3-1 什么叫工作压力？什么叫设计压力？什么叫计算压力？ 答：工作压力指在正常工作情况下，容器顶部可能达到的最高压力。设计压力指设定的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，其值不低于工作压力。计算压力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。 3-2 设计压力与计算压力有何不同，如何确定？ 答：设计压力是对容器的各个腔体而言的，是容器选择材料、划分类别、提出制造和检验要求、确定试验压

2、力等的依据，也是确定容器各个受压元件计算压力的依据。液化气槽车各个腔体的设计压力是根据其工作压力、安全阀的开启压力或爆破片的爆破压力等确定的。设计压力不得低于工作压力，装有安全泄放装置时，不得低于安全阀的开启压力或爆破片的爆破压力。计算压力是对容器的各个受压元件而言的，仅用于确定容器各个受压元件满足强度、稳定和刚度要求的厚度。容器各个受压元件的计算压力是根据容器各个腔体的设计压力加液柱静压力对它单独和共同作用的情况确定的。对于单腔容器，介质全为气体时，容器上各个受压元件的计算压力均为该容器的设计压力；介质中有液体时，受液柱静压力作用的受压元件的计算压力为容器的设计压力加上液柱静压力。对于多腔容

3、器中受多腔压力作用的受压元件，应根据生产操作中可能出现的情况确定其计算压力，如：确定换热器管板的计算压力时，要考虑壳程压力单独作用、管程压力单独作用和它们共同作用的情况；确定带夹套的容器中内容器上被夹套包围的受压元件的计算压力时，要考虑内容器压力单独作用、夹套压力单独作用和它们共同作用的情况，同时还要考虑其在夹套试验压力下的稳定性。 3-3 何谓临界状态、临界温度、临界压力？ 答：临界状态是物质气液态平衡共存时的边缘状态。在此状态下，液体密度和饱和蒸气密度相同，因而它们的界面消失。这种状态只能在临界温度和临界压力下实现，可用临界点表示。临界温度是物质处于临界状态时的温度。是当采用加压的方法使气

4、体液化时所允许的最高温度。在这个温度以上，物质只能处于气体状态，不能单用压缩方法使之液化。临界压力是物质处于临界状态时的压力。是在临界温度时使气体液化所需的最小压力，也就是液体在临界温度时的饱和蒸气压。 3-4 在固定式液化气体压力容器设计中，如何确定设计压力？ 答：1盛装液化气体的固定式压力容器的设计压力按下述规定确定： a）盛装临界温度大于等于50液化气体的固定式压力容器，设计有可靠的保冷设施时，其设计压力不得低于所盛装液化气体在可能达到的最高工作温度下的饱和蒸气压力；无保冷设施时，其设计压力不得低于所盛装液化气体在 50时的饱和蒸气压力。 b）盛装临界温度小于 50液化气体的固定式压力容

5、器，设计有可靠的保冷设施，并有试验实测最高工作温度且能保证低于临界温度时，其设计压力不得低于所盛装液化气体在试验实测最高工作温度下的饱和蒸气压力；无试验实测温度或无保冷设施时，其设计压力不得低于所盛装液化气体在设计所规定的最大充装量时，温度为 50的气体压力。 2固定式液化石油气液化气储罐的设计压力应按不低于 50时混合液化石油气组分的实际饱和蒸气压来确定，设计单位应在图样上注明限定的组分和对应的压力。若无实际组分数据或不做组分分析，其设计压力按下述规定确定： a）混合液化石油气 50饱和蒸气压力小于等于异丁烷 50饱和蒸气压力，设计有可靠的保冷设施时，其设计压力不得低于可能达到的最高工作温度

6、下异丁烷的饱和蒸气压力；无保冷设施时，其设计压力不得低于 50异丁烷的饱和蒸气压力。 b）混合液化石油气 50饱和蒸气压力大于异丁烷 50饱和蒸气压力且小于等于丙烷 50饱和蒸气压力，设计有可靠的保冷设施时，其设计压力不得低于可能达到的最高工作温度下丙烷的饱和蒸气压力；无保冷设施时，其设计压力不得低于 50丙烷的饱和蒸气压力。 c）液化石油气汽车罐车混合液化石油气 50饱和蒸气压力大于丙烷 50饱和蒸气压力，设计有可靠的保冷设施时，其设计压力不得低于可能达到的最高工作温度下丙烯的饱和蒸气压力；无保冷设施时，其设计压力不得低于50丙烯的饱和蒸气压力。 注液化石油气指国家标准 GB11174 规定

7、的混合液化石油气；异丁烷、丙烷、丙烯 50的饱和蒸气压力应按相应的国家标准和行业标准的规定确定。 3-5 GB150-1998 标准规定对压力容器设计应考虑的载荷有哪些？ 答：1内压、外压或最大压差； 2液体静压力；需要时，还应考虑下列载荷： 3容器的自重（包括内件和填料等），以及正常工作条件下或压力试验状态下内装物料的重力载荷； 4附属设备及隔热材料、衬里、管道、扶梯、平台等的重力载荷； 5风载荷、地震力、雪载荷。 6支座、底座圈、支耳及其他型式支撑件的反作用力； 7连接管道和其他部件的作用力； 8温度梯度或热膨胀量不同而引起的作用力； 9包括压力急剧波动的冲击载荷； 10冲击反力，如由流体

8、冲击引起的反力等。 11运输或吊装时的作用力。 3-6 GB150-1998 标准除了规定的常规设计方法以外还允许采用什么方法进行设计？ 答：还允许用以下方法设计，但需经全国压力容器标准化技术委员会评定、认可。 包括有限元法在内的应力分析； 验证性实验分析（如实验应力分析、验证性液压试验）； 用可比的已投入使用的结构进行对比经验设计。 3-7 什么叫计算厚度、设计厚度、名义厚度、有效厚度？ 答：计算厚度指按有关公式计算得到的厚度。需要时，尚应计入其他载荷所需厚度。设计厚度指计算厚度与腐蚀裕量之和。名义厚度指设计厚度加上钢材厚度负偏差后向上圆整至钢材标准规格的厚度，即标注在图样上的厚度。有效厚度

9、指名义厚度减去腐蚀裕量和钢材厚度负偏差。 3-8 钢制压力容器圆筒加工成形后不包括腐蚀裕量的最小厚度是多少？ 答：1对碳素钢、低合金钢制容器，不小于 3mm； 2对高合金钢制容器，不小于2mm； 3对钢制管壳式换热器，按GB151的规定； 4对钢制塔式容器，按JB4710的规定。 3-9 厚度附加量由哪两部分组成？ 答：液化石油气汽车罐车厚度附加量按下式确定： C=C1+C2 式中：C 厚度附加量，mm； C1钢材厚度负偏差，mm； C2腐蚀裕量，mm。 3-10 钢材厚度负偏差如何确定？ 答：钢板或钢管的厚度负偏差按钢材标准的规定。当钢材的厚度负偏差不大于0.25mm，且不超过名义厚度的6时

10、，负偏差可忽略不计。 3-11 为什么要考虑腐蚀裕量？具体规定如何？ 答：为防止容器元件由于腐蚀、机械磨损而导致厚度削弱减薄，应考虑腐蚀裕量。具体规定如下： a）对有腐蚀或磨损的元件，应根据预期的容器寿命和介质对金属材料的腐蚀速率确定腐蚀裕量； b）容器各元件受到的腐蚀程度不同时，可采用不同的腐蚀裕量； c）介质为压缩空气、水蒸汽或水的碳素钢或低合金钢制容器，腐蚀裕量不小于1mm。除此以外的其他情况可参照下表选取： 腐蚀程度 腐蚀速率（mm/年） 腐蚀裕量（mm） 不腐蚀 0.05 0 轻微腐蚀 0.050.13 1 腐 蚀 0.130.25 2 重腐蚀 0.25 3 注：表中的腐蚀裕量系指均

11、匀腐蚀。 最大腐蚀裕量不应大于 6mm，否则应采取防腐措施。 3-12 GB150-1998 中为什么螺栓材料的许用应力选取的较低？ 答：螺栓材料的许用应力选取的较低，是因为：第一，由于螺栓在工作过程中绝不允许出现塑性变形，否则将会引起法兰密封的失效，所以螺栓只需对材料在设计温度下的屈服点和持久强度取安全系数，而未规定对强度限和蠕变限的安全系数。第二，螺栓在工作时的受力状态比较复杂，它在承受轴向拉力为主的同时，还要承受弯矩和扭矩，在拧紧时尚需克服摩擦阻力矩，而在上述强度计算中均把受力状态简化为只受轴向拉力，因此，应降低其许用应力，也即其安全系数应比其他元件的安全系数为大。第三，螺栓的安全系数按

12、螺栓规格的大小分档，这是因为小直径螺栓在安装使用过程中出现超载的可能性大，因此，小直径螺栓的安全系数较大直径螺栓的安全系数大。第四，螺栓的安全系数随螺栓的热处理状态不同而不同，这是因为材料通过调质处理后，屈服点提高较多，而强度限提高较少，致使材料的屈强比提高，降低了抗塑性变形的能力，因此调质状态螺栓的安全系数高于热轧和正火状态螺栓的安全系数。 3-13 不锈钢复合钢板在设计计算中如需计入复层材料的强度时，其设计温度下的许用应力如何确定？ 答：对于复层与基层结合率达到 JB4733-1996 标准中 B2 级板以上的复合钢板，在设计计算中如需计入复层材料的强度时，设计温度下的许用应力按 GB-1

13、50 中不锈钢复合钢板公式确定。 3-14 计算成形封头厚度时，选取许用应力应注意什么问题？ 答：由于成形封头在图纸上标注的厚度是名义厚度，它不包括封头成形减薄量，即冲制封头时用的钢板的厚度一般均厚于封头的名义厚度。因此，当用封头名义厚度选取许用应力时，可能导致许用应力偏高，造成安全隐患。例如，设计温度为200的标准椭圆形封头，选材为16MnR板，通过计算取名义厚度为16mm，刚好能满足强度要求，这时16mm厚的16MnR钢板的许用应力按GB150-1998表4-1选取为 170MPa。但是，考虑到封头成形减薄量，冲制封头的板厚会是 18mm，这时按GB150-1998表4-1，板材的许用应力

14、是159MPa。再按159MPa计算原封头，16mm 的厚度就会满足不了要求。因此，在计算成形封头厚度时，当封头名义厚度恰好是许用应力表中分挡板厚的上限时，特别要注意许用应力的修正。 3-15 内压容器试验压力如何确定？ 答：内压容器液压试验压力的最低值按下式确定： pT=1.25p（/t） 内压容器气压试验压力的最低值按下式确定： pT=1.15p（/t） 式中：pT 试验压力，MPa； p 设计压力，MPa； 容器元件材料在试验温度下的许用应力，MPa； t容器元件材料在设计温度下的许用应力，MPa。 注： 1 容器铭牌上规定有最大允许工作压力时，公式中应以最大允许工作压力代替设计压力 p

15、。 2 容器各元件（圆筒、封头、接管、法兰及紧固件等）所用材料不同时，应取各元件材料的/t 比值中的最小者。 3-16 真空容器如何进行压力试验？其试验压力如何确定？ 答：真空容器以内压进行压力试验。 真空容器液压试验压力的最低值按下式确定： pT =1.25p 真空容器气压试验压力的最低值按下式确定： pT =1.15p 式中： pT 试验压力，MPa； p 设计压力，MPa。 3-17 对于由两个（或两个以上）压力室组成的容器，确定试验压力时有何要求？ 答：对于由两个（或两个以上）压力室组成的容器，应在图样上分别注明各个压力室的试验压力，并校核相邻壳壁在试验压力下的稳定性。如果不能满足稳定

16、要求，则应规定在作压力试验时，相邻压力室内必须保持一定压力，以使整个试验过程（包括升压、保压和卸压）中的任一时间内，各压力室的压力差不超过允许压差，图样上应注明这一要求和允许压差值。 3-18 容器进行液压试验时，对试验液体有什么要求？ 答：试验液体一般采用水，需要时也可采用不会导致发生危险的其它液体。试验时液体的温度应低于其闪点或沸点。奥氏体不锈钢制容器用水进行液压试验后应将水渍清除干净。当无法达到这一要求时，应控制水的氯离子含量不超过25mg/L。试验温度： a）碳素钢、16MnR 和正火 15MnVR 钢容器液压试验时，液体温度不得低于5；其他低合金钢容器，液压试验时液体温度不得低于15

17、。如果由于板厚等因素造成材料无延性转变温度升高，则需相应提高试验液体温度； b）其他钢种容器液压试验温度按图样规定。 3-19 何种情况下方可采用气压试验？对试验的安全和试验用气体有何要求？ 答：下列情况下方可采用气压试验： 1容器容积过大，无法承受液体的重量； 2结构复杂，液压试验不足以充分检验各个部位的试压要求； 3由于结构原因用液体不适合的，如容器内不允许有微量残留液体而无法排净或不能充满液体的容器； 4其它难以克服的困难，诸如大型容器供水困难者。气压试验应有安全措施。该安全措施需经试验单位技术总负责人批准，并经本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、氮气或其它惰性气体

18、。碳素钢和低合金钢容器，气压试验时介质温度不得低于 15；其他钢种容器气压试验温度按图样规定。 3-20 何种情况下的压力容器应进行气密性试验？ 答：符合下列情况时，压力容器应进行气密性试验。（1）介质为易燃、易爆；（2）介质为极度危害或高度危害时；（3）对真空度有较严格要求时；（4）如有泄漏将危及容器的安全（如衬里等）和正常操作者。 3-21 试述第一、三、四强度理论？ 答：第一强度理论即最大主应力理论，其当量应力强度S=1。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，材料即发生断裂破坏。第三强度理论即最大剪应

19、力理论，其当量应力强度S=1-3，它认为引起材料发生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，材料即发生屈服破坏。第四强度理论亦称最大应变能理论，其当量力强度为 它认为引起材料发生屈服破坏的主要因素是材料的最大变形能，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变形能，材料即发生屈服破坏。我国标准 GB150-1998钢制压力容器液化气槽车中强度计算主要是以第一强度理论为基础的。我国标准JB4732-1995钢制压力容器分析设计标准中应力强度计算采用的是第三强度理论。 3-22 GB150-1998

20、 中内压圆筒计算厚度的基本公式和适用范围是什么？ 答：基本公式： =pc*Di/（2t- pc） 适用范围为D0/Di1.5或pc 0.4t。 3-23 GB150-1998 中内压球壳计算厚度的基本公式及适用范围是什么？ 答：基本公式： =pc*Di/（4t- pc） 适用范围为pc 0.6t。 3-24 内压圆筒厚度计算公式中的焊接接头系数指的是何类焊接接头系数？具体说明。 答：指的是A类焊接接头系数，具体就是指的圆筒纵向焊接接头系数。 3-25 外压元件破坏形式有哪两种？外压元件的设计应包括哪两方面的内容？ 答：外压元件破坏主要有强度不足引起的破坏和失稳破坏两种。设计应包括强度计算和稳定

21、性校核。因失稳往往在强度破坏前发生，所以稳定性计算是外压元件设计中主要考虑的问题。 3-26 GB150-1998 对外压圆筒（D0/e20）有效厚度的计算是如何规定的？ 答：a）假设 n，令 enC，定出 L/Do 和 Do/e； b）在 GB150-1998中图6-2的左方找到L/Do值，过此点沿水平方向右移与Do/e线相交（遇中间值用内插法），若L/Do值大于50，则用L/Do=50查图，若L/Do值小于0.05，则用L/Do=0.05查图； c）过此交点沿垂直方向下移，在图的下方得到系数A（也可用表6-1查取）； d）按所用材料选用GB150-1998中图6-36-10，在图的下方找到

22、系数A；若A值落在设计温度下材料线的右方，则过此点垂直上移，与设计温度下的材料线相交（遇中间温度值用内插法），再过此交点水平方向右移，在图的右方得到系数B，并按下式计算许用外压力p： 若所得A值落在设计温度下材料线的左方，则用下式计算许用外压力p： e）p应大于或等于 pc，否则须再假设名义厚度n，重复上述计算，直到p大于且接近于pc为止。 3-27 带锥形封头或有锥壳变径段的外压容器的计算长度应如何确定？ 答：以圆筒锥壳的交线为界确定外压元件的计算长度是有条件的，无条件地以交线为界是错误的。如图3-1所示，只有当圆筒锥壳的交线是支撑线时，即该连接处的惯性矩满足 GB150-1998 中 7.

23、2.5.3 条规定所需惯矩的要求时，该交线才能作为外压元件计算长度的一条界线。当圆筒锥壳的交线不是支撑线时，即该连接处的惯性矩不能满足所需惯性矩的要求时，则该交线不能为外压元件计算长度的界线，如图3-2所示。图中L范围以内的外压元件，如图中所示的大、小圆筒和锥壳，其外压计算长度均为L，并应按各自的直径和相应的厚度进行外压计算。此外，锥壳（含折边锥壳）的厚度还不得小于相连接圆筒的厚度。 3-28 常见的液化石油气储罐容器封头有哪几种？各有何优缺点？ 答：常见的液化石油气储罐容器封头有半球形封头、碟形封头、椭圆形封头、球冠形封头、锥形封头、平盖等。从受力情况看，依次为：半球形、椭圆形、碟形、球冠形

24、、锥形、平盖最差。从制造上看，平盖最易，其次为锥形、球冠形、碟形、椭圆形、半球形。锥形封头受力不佳，但有利于流体均匀分布和排料，使用也较多。 3-29 GB150-1998 对碟形封头球面部分的内半径和封头转角内半径有何要求？ 答：碟形封头球面部分的内半径应取不大于封头的内直径，通常取0.9倍的封头内直径，封头转角内半径应不小于封头内直径的 10，且不得小于 3 倍的名义厚度n。 3-30 受内压的碟形封头和椭圆形封头的形状系数是什么？ 答：碟形封头的形状系数M按下式计算： 式中Ri为球面部分内半径，r为转角内半径。液化石油气汽车槽车椭圆形封头的形状系数 K 按下式计算： 式中 Di 为封头内

25、直径，hi 为封头曲面深度。标准椭圆形封头K=1。 3-31 GB150-1998 中受内压碟形封头计算厚度的公式是什么？ 答：计算厚度公式： =M*pc*Ri/（2t-0.5pc） 式中M为碟形封头形状系数。 3-32 GB150-1998 对碟形封头的有效厚度有何限制？ 答：对于Ri=0.9Di、r=0.17 Di的碟形封头，其有效厚度应不小于封头内直径的0.15，其他碟形封头的有效厚度应不小于 0.30。但当确定封头厚度时已考虑了内压下的弹性失稳问题，可不受此限制。 3-33 GB150-1998 中受内压液化石油气汽车槽车椭圆形封头计算厚度的公式是什么？ 答：计算厚度公式： =pc*D

26、i/（2t-0.5pc） 式中K为椭圆形封头形状系数。 3-34 GB150-1998 对椭圆形封头的有效厚度有何限制？ 答：标准椭圆形封头（K=1）的有效厚度应不小于封头内直径的0.15，其他椭圆形封头的有效厚度应不小于 0.30。但当确定封头厚度时已考虑了内压下的弹性失稳问题，可不受此限制。 3-35 GB150-1998 中受内压（凹面受压）球冠形端封头的计算厚度公式是什么？ 答：计算厚度公式： =Q*pc*Di/（2t-pc） 式中Q为系数，由GB150-1998中图7-5查取。 3-36 GB150-1998 对受外压（凸面受压）球冠形端封头计算厚度的确定是如何规定的？ 答：封头的计

27、算厚度按下列两种方法确定，取其较大值： 1按以下步骤确定外压球壳的有效厚度： a）假设 n，令 enC，定出Ro/e； b）用下式计算系数 A： c）根据所用材料选用 GB150-1998 中图 6-36-10，在图的下方找出系数A，若A值落在设计温度材料线的右方，则过此点垂直上移，与设计温度下的材料线相交（遇中间温度值用内插法），再过此交点水平方向右移，在图的右方得到系数 B，并按下式计算许用外压力p： 若所得 A值落在设计温度下材料线的左方，则用下式计算许用外压力p： d）p应大于或等于Pc，否则须再假设名义厚度n，重复上述计算，直到p大于且接近Pc为止。 2按受内压（凹面受压）球冠形端封

28、头的计算厚度公式计算封头的计算厚度。 3-37 GB150-1998对两侧受压的球冠形中间封头计算厚度的确定是如何规定的？ 答：1当不能保证在任何情况下封头两侧的压力都同时作用时，应分别按下列两种情况计算，取较大值： a）只考虑封头凹面侧受压，封头计算厚度按受内压（凹面受压）球冠形端封头的计算厚度公式计算，其中 Q 值由 GB150-1998 中图7-6 查取； b）只考虑封头凸面侧受压，封头计算厚度按上述 a）中公式计算，但其中Q值由GB150-1998中图7-7查取。此外还不应小于按GB150-1998中6.2.2（本教材 3-36 题第一种方法）确定的有效厚度。 2当能够保证在任何情况下

29、封头两侧的压力同时作用时，可以按封头两侧的压力差进行计算： a）当压力差的作用使封头凹面受压时，封头计算厚度按上述第1种情况a）的方法计算； b）当压力差的作用使封头凸面侧受压时，封头计算厚度按上述第1种情况b）的方法计算。 3-38 GB150-1998 对锥壳的设计范围有何限制？对其几何形状有何要求？ 答：仅适用于锥壳半顶角600的轴对称无折边锥壳或折边锥壳。对其几何形状有如下要求： 1对于锥壳大端，当锥壳半顶角 300 时，可以采用无折边结构；当300时，应采用带过渡段的折边结构，否则应按应力分析方法进行设计。 2大端折边锥壳的过渡段转角半径r应不小于锥壳大端内直径Di的10，且不小于该

30、过渡段厚度的3 倍。 3对于锥壳小端，当锥壳半顶角450时，可以采用无折边结构；当450时，应采用带过渡段的折边结构。 4小端折边锥壳的过渡段转角半径 rs 应不小于锥壳小端内直径 Dis 的 5，且不小于该过渡段厚度的3倍。 5锥壳与圆筒的连接应采用全焊透结构。 3-39 当锥形封头的锥壳半顶角600 时，GB150-1998 对其厚度计算是如何规定的？ 答：当锥壳半顶角600时，锥形封头的厚度可按平盖计算，也可以用应力分析方法确定。 3-40 GB150-1998 中受内压锥壳计算厚度的公式是什么？其中 DC 的含义为何？ 答：受内压锥壳厚度的计算式为： =pc*Dc/（2t-pc） *（

31、1/cos） 式中 DC 的含义是：当锥壳由同一半顶角的几个不同厚度的锥壳段组成时，锥壳段的直径是逐段变化的，各锥壳段的厚度均按此式计算，式中的 Dc 分别为各锥壳段大端内直径。 3-41 受内压无折边锥壳大、小端若需增加厚度予以加强时，GB150-1998 对此有何要求？加强段厚度如何计算？ 答：若需要增加厚度予以加强时，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具有相同的厚度。受内压无折边锥壳大端加强段的厚度按下式计算： r=Q*pc*Di/（2t-pc） 式中Q为应力增值系数，由GB150-1998中图7-12查取。 受内压无折边锥壳小端加强段的厚度按下式计算： r=Q*p

32、c*Dis/（2t-pc） 式中Q为应力增值系数，由GB150-1998中图7-14查取。 3-42 受内压折边锥壳大端厚度的确定，在 GB150-1998 中是如何规定的？ 答：受内压折边锥壳大端厚度的确定，在 GB150-1998 中，是分别计算出过渡段厚度及与过渡段相接处的锥壳厚度，取其较大者。过渡段厚度计算式： =K*pc*Di/（2t-0.5pc） 式中的系数K值由表7-4查取。 与过渡段相接处的锥壳厚度计算式： =f*pc*Di/（t-0.5pc） 式中的系数f值由表7-5查取。 3-43 GB150-1998 中圆形平盖厚度计算公式是如何推导而来的？ 答：圆形平盖厚度计算公式是基

33、于假定薄的圆形平板受均布载荷，周边简支或刚性固支连接情况下推导而得的。 3-44 GB150-1998 对紧缩口封头纵向截面弯曲应力的校核是如何规定的？ 答：作用于纵向截面的弯曲应力是m=M/Z0.8t，此弯曲应力不得大于紧缩口封头设计温度下材料许用应力的0.8倍。 3-45 GB150-1998 规定在什么情况下压力容器壳体上开孔可不另行补强？ 答：壳体开孔满足下述全部要求时，可不另行补强： a）设计压力小于等于2.5MPa； b）两相邻开孔中心的间距（对曲面间距以弧长计算）应不小于两孔直径之和的两倍； c）接管公称外径小于或等于89mm； d）接管最小壁厚满足下表要求： 接管公称外径 25

34、 32 38 45 48 57 65 76 89 最小壁厚 3.5 4.0 5.0 6.0 注： 1 钢材的标准抗拉强度下限值b540MPa时，接管与壳体的连接宜采用全焊透的结构型式。2 接管的腐蚀裕量为 1mm。 3-46 压力容器开孔补强有几种？采用补强圈结构补强应遵循什么规定？ 答：压力容器的开孔补强，从设计方法区分大致下述几种： 1等面积法； 2极限分析法； 3安定性分析； 4其他方法，如实验应力分析法、采用增量塑性理论方法研究容器开孔及其补强等等。从补强结构区分，其基本结构大致可分为两类： 1补强圈搭焊结构； 2整体补强结构。当采用补强圈结构补强时，应遵循下列规定： 1所采用钢材的标

35、准常温抗拉强度b540MPa； 2补强圈厚度小于或等于 1.5n； 3壳体名义厚度 n38mm。若条件许可，推荐以厚壁接管代替补强圈进行补强。 3-47 GB150-1998 对压力容器壳体上开孔的最大直径有何限制？ 答：限制如下： 1对于圆筒：当其内径 Di1500mm 时，开孔最大直径 d Di，且d 520mm；当其内径Di1500mm时，开孔最大直径d Di，且d 1000mm。 2凸形封头或球壳的开孔最大直径 d Di。 3锥壳（或锥形封头）的开孔最大直径d Di，Di为开孔中心处的锥壳内直径。 3-48 GB150-1998 中内压容器壳体（不含平盖）开孔补强所需补强面积的计算公式

36、是什么？ 答：内压容器壳体（不含平盖）开孔所需补强面积按下式计算： A=d+2et（1-fr） 式中为按内压计算时壳体开孔处的计算厚度。 3-49 GB150-1998 中外压容器壳体（不含平盖）开孔补强所需补强面积的计算公式是什么？ 答：外压容器壳体（不含平盖）开孔所需补强面积按下式计算： A=0.5d+2et（1-fr） 式中为按外压计算时壳体开孔处的计算厚度。 3-50 GB150-1998 中平盖开孔补强所需补强面积的计算公式是什么？ 答：平盖开孔所需补强面积按下式计算： A=0.5dp 式中p为平盖计算厚度。 3-51 GB150-1998 对压力容器开孔的有效补强范围及有效补强面积

37、是如何规定的？ 答：1有效补强范围是指： a)有效宽度 ，取二者中较大值。 b)有效高度：外侧高度 ，取二者中较小值；内侧高度 ，取二者中较小值。 2有效补强面积是指，在有效补强范围内容器本体可作为补强的截面积 Ae 与在有效补强范围内另加的补强面积A4之和。其中： AeA1A2A3 式中： A1壳体有效厚度减去计算厚度之外的多余面积； A2接管有效厚度减去计算厚度之外的多余面积； A3焊缝金属截面积。 A4AAe 式中：A 开孔削弱所需要的补强截面积。 3-52 螺栓法兰联接设计包括哪些内容？ 答：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

38、寸； 4进行应力校核(计算中所有尺寸均不包括腐蚀裕量)。 3-53 用钢板制造整体带颈法兰时，须符合什么要求？ 答：必须符合下列要求： 1钢板应经超声检测，无分层缺陷； 2应沿钢板轧制方向切割出板条，经弯制，对焊成为圆环，并使钢板表面成为环的侧面； 3圆环的对接接头应采用全焊透结构； 4圆环对接接头应经焊后热处理及100射线或超声检测，合格标准按JB4700的规定。 3-54 法兰在什么情况下应进行正火或完全退火热处理？ 答：在下列任一情况下应进行正火或完全退火热处理： 1法兰断面厚度大于76mm的碳素钢或低合金钢制法兰； 2焊制整体法兰； 3锻制法兰。 3-55 什么叫窄面法兰？什么叫宽面法

39、兰？ 答：垫片的接触面位于法兰螺栓孔包围的圆周范围内的，称作窄面法兰。垫片的接触面分布在法兰螺栓中心圆内外两侧的，称作宽面法兰。 3-56 GB150-1998中法兰按其整体性程度分为几种型式？各型式的特点和计算方法如何？ 答：分为三种型式： 1松式法兰：法兰未能有效地与容器或接管连接成一整体，不具有整体式连接的同等结构强度。不带颈的松式法兰按活套法兰计算，带颈的松式法兰可按整体法兰计算。 2整体法兰：法兰、法兰颈部及容器或接管三者能有效地连接成一整体结构。其计算按整体法兰进行。 3任意式法兰：是一些焊接法兰见 GB150-1998 图 9-1 中(h)、(i)、(j)、(k)。其计算按整体法

40、兰，但为了简便，当满足下列条件时也可按活套法兰计算： 015mm，Di/0300，pc 2MPa，操作温度小于或等于370。 3-57 密封的基本条件是什么？什么叫密封比压？什么是垫片系数？何以要校核垫片宽度？ 答：垫片强制密封有两个条件：即预密封条件和操作密封条件。预密封条件的意义是：法兰的密封面不管经过多么精密的加工，从微观来讲，其表面总是凹凸不平的，存在沟槽。这些沟槽可成为密封面的泄漏通道。因此必须利用较软的垫片在预紧螺栓力作用下，液化石油气储罐使垫片表面嵌入到法兰密封面的凹凸不平处，将沟槽填没，消除上述泄漏通道。为此在垫片单位有效密封面积上应有足够的压紧力。此单位面积上的压紧力，称为垫

41、片的密封比压力（单位为 MPa），用 y 表示。不同的垫片有不同的比压力。垫片材料愈硬，y愈高。操作密封条件的意义是：经预紧达到预密封条件的密封面，在内压作用下，由于压力的轴向作用，密封面会产生分离，使垫片与密封面间的压紧力减小，出现微缝隙，内压介质有可能通过缝隙产生泄漏。为保证其密封，必须使垫片与密封面间保持足够大的流体阻力，只有当其阻力能大于由介质内外压差引起的推动力时，垫片方能密封而不产生泄漏。由于垫片与密封面间的流体阻力与垫片压紧力成正比，为此在垫片与密封面间必须保持足够大的压紧力，以确保其缝隙足够的小而使流体阻力足够的大。使垫片与法兰密封面间保持足够大的阻力使密封面不发生泄漏时，施加

42、于垫片单位有效密封面积上的压紧力与其内压力的比值，称为垫片的垫片系数，以m表示。不同的垫片有不同的m值，且m随垫片的硬度增大而增大。垫片在螺栓预紧时承受最大的压紧力，有可能被压缩成塑性变形而失去回弹能力，当法兰密封面在介质压力作用下产生分离时，垫片不能产生回弹去“贴紧”密封面，使其间不能保持足够的接触力（即垫片压紧力）而引起泄漏。因此，垫片在预紧时，既要压紧以使其单位有效密封面积上的压紧力不小于y值，又不能使其压紧力过大以防止被压成塑性变形。对平面密封的情况，为防止垫片被压成塑性变形应控制垫片预紧压紧力不大于4y。垫片在预紧时，如果单位有效密封面积上的压紧力小于y，会使“泄漏通道”不能消除，而

43、达不到预密封要求；相反，当垫片预紧力过大（4y）时，由于垫片失去弹性，会使垫片在内压作用时产生泄漏。垫片计算中的垫片最小宽度的校核就是出于这一目的。但此校核允许以经验替代，即垫片的最小宽度可按经验确定（参考有关垫片标准决定）。当无经验时，建议对其进行校核，以确保密封的可靠性。 3-58 何谓垫片有效密封宽度？如何计算？ 答：法兰在预紧前垫片能与法兰密封面接触上的宽度，称为垫片接触宽度，以N表示。当法兰螺栓预紧后，由于法兰环产生偏转，法兰密封面在靠近内径处会产生分离，使其与该部位的垫片脱离接触，故垫片只有在靠近外径处才能被压紧。此能被压紧的部分的宽度称为垫片基本密封宽度，以 bo 表示。不同密封

44、面型式的垫片基本密封宽度的计算见 GB150-1998 中表 9-1。然而垫片被压紧并不等于能起密封作用，只有被压得相应紧的垫片宽度才能起有效密封作用。垫片实际能起有效密封作用的宽度只有基本密封宽度的一部分，即更靠近垫片外径的部分，此真正能起密封作用的垫片的宽度，称为垫片有效密封宽度，以b表示，其值按以下规定计算：当bo 6.4mm时，bbo；当bo 6.4mm时，b2.53 。 3-59 垫片压紧力有几种？如何计算？ 答：有两种： 1预紧状态下需要的最小垫片压紧力； 2操作状态下需要的最小垫片压紧力。 3-60 突面法兰、凹凸面法兰、榫槽面法兰的密封面各有什么优缺点？ 答：突面法兰密封面具有

45、结构简单，加工方便，且便于进行防腐衬里等的优点。由于这种密封面和垫片的接触面积较大，如预紧不当，垫片易被挤出密封面，也不易压紧，密封性能较差。适用于压力不高的场合，一般使用在 PN2.5MPa 的压力下。凹凸面法兰密封面相配的两个法兰接合面一个是凸面、一个是凹面。安装时易于对中，能有效地防止垫片被挤出密封面，密封性能比突面密封面为好。榫槽面法兰密封面由一个榫面和一个槽面相配而成，密封面更窄。由于受槽面的阻档，垫片不会被挤出压紧面，且少受介质的冲刷和腐蚀。安装时易于对中，垫片受力均匀，密封可靠。适用于易燃、易爆和有毒介质的场合。只是由于垫片很窄，更换时较为困难。 3-61 GB150-1998 中法兰的应力校核有哪些？ 答：需进行下列应力校核： 1轴向应力对 GB150-1998 中图 9-1(d)、(e)、（f）所示的整体法兰： 对按整体法兰计算的任意法兰及 GB150-1998 中图 9-1(g)所示的整体法兰： 对GB150-1998中图9-1(c)所示的整体法兰及图9-1(b-1)、(b-2)所示的带颈松式法兰： 2径向应力 3环向应力 4组合应力 ， 5剪应力在预紧和操作两种状态下的剪应力应分别小于或等于翻边(或圆筒)材料在常温和设计温度下的许用应力的0.