补强圈的设计与制造

采用补强圈补强是常用的压力容器开孔补强结构，制造方便，造价低廉，使用经验成熟，能有效地降低开孔接管根部的峰值应力。1补强圈厚度壳体焊上补强圈后，使该处的容器壳体刚性变大，对接管与壳体的角焊缝的冷却收缩起较大的约束作用，容易在焊缝处造成裂纹。在补强圈外围因外形尺寸突变，引起不连续应力，造成新的应力集中，使其焊缝脚趾处易于开裂。补强圈越厚，这种可能性越大。所以笔者认为，补强圈的厚度一般不应超过开孔处壳体的厚度，GB150－89《钢制压力容器》63．2条关于“补强圈的厚度应小于或等于1．5δn（δn为壳体厚度）；”…     

封头设计中给出最小厚度的必要性

GB150-1998《钢制压力容器》和JB/T4746-2002《钢制压力容器用封头》规定：对于按规则设计的封头,成形封头实测的最小厚度不得小于封头名义厚度减去钢板厚度负偏差C1,因为封头名义厚度包含设计者按钢板规格向上圆整值,将造成封头人为增厚。增加了制造厂毛坯重量,影响了企业经济效益。因此提出在设计中给出封头设计的最小厚度（设计者考虑了圆整值）,并以设计者给出的封头设计的最小厚度作为封头成形厚度的最小值（成形封头实测的最小厚度）。     

封头设计中考虑工艺减薄量的必要性

通过对GBl50--1998和JB／T4746--2002标准的对比分析，提出在设计中考虑工艺减薄量，并以封头名义厚度减去加工工艺减薄量之差或设计厚度(δ C2)作为封头成形厚度的最小值。     

球壳大开孔平齐接管补强设计方法评价

为了对球壳大开孔补强结构做出合理安全评价,利用我国现行标准中的补强方法,对D=500 mm,直径厚度比D/T=68、接管与壳体半径比r/R分别为0.5,0.6,0.7,0.8的球壳大开孔结构进行了补强计算,对补强后的球壳大开孔平齐接管结构,选择其高应力区的若干截面,按照"分析设计"方法进行了应力强度评定.结果表明,按极限分析法和压力面积法进行补强后的结构按分析设计可以通过;随着D/δ的增大,接管有效厚度与最小厚度之比g值随之增加;时多数大开孔情况,利用极限分析法补强后的结构更安全.     

压力容器开孔补强之等面积法与薄膜应力法

介绍ASME规范第Ⅷ卷第1册针对内压下压力容器壳体的开孔补强的设计提出的等面积法,以及附录1-10中补强设计两种计算方法。从理论及应用实践上对同时适用于壳体径向平齐接管开孔补强的上述两种方法进行对比和分析,结合实例,按照JB 4732-1995(2005年确认)《钢制压力容器-分析设计标准》对危险截面进行应力分析及评定。     

单个开孔补强计算的简化

压力容器开孔引起的应力集中可采用补强圈补强的方式来减小，由于补强圈补强结构简单、材料易得、制造容易，具有一定的补强效果，故应用相当广泛。补强圈补强计算依据的是等面积原则，即处于有效补强区内可起补强作用的金属截面积Ａ应该等于或大于开孔所削去的壳体承受压...     

容器开孔补强设计的分析与探讨

以等面积补强法为准则,对我国目前主要使用的开孔补强设计标准进行了分析研究,并提出一些建议。从另一角度分析了等面积补强时容器上椭圆形开孔长短径之比不大于2.0的要求;圆筒体切向接管时应使接管开孔直径大于等于圆筒体内径的四分之一,对圆筒体应取与壳体轴线平行的纵向最大直径为开孔直径,对球壳应取纵向和环向中的最大直径为开孔直径;圆筒体轴向斜接管的轴线与圆筒体表面法线的夹角应小于等于60°;对复合材料接管补强指出了其接管名义厚度、接管计算厚度和强度削弱系数的计算方法。     

压力容器简体与补强圈间接触特性的研究

在应用薄壳理论对压力容器开孔补强结构进行分析时，常常假设补强圈与壳体间没有接触，对于该假设的合理性并没有相应的依据。文中采用ANSYS软件提供的非线性有限元技术，分别模拟内压、接管横向、纵向弯矩作用下补强圈与圆柱壳体间的接触行为。分析与试验数据表明，有限元接触分析能很好预测补强圈的应力场，同时对补强圈与简体之间的间隙量及开孔率对接触的影响也作了初步探讨。     

圆柱壳开孔接管结构弹性失稳临界压力研究

针对外压圆柱壳开孔接管结构,通过有限元非线性屈曲分析,较为系统地讨论了不同开孔率d/D、接管与筒体厚度比δ_(et)/δ_e、筒体径厚比D_o/δ_e及筒体长径比L/D_o参数下临界压力P_(c)r的变化规律,同时与GB150-2011半面积补强法计算结果进行比较分析。研究结果表明,开孔率较小或较薄壁筒体接管开孔结构下,开孔接管对筒体临界压力无明显削弱;较厚壁短圆筒及大开孔时,开孔接管结构的削弱作用尤为显著。基于规则设计的半面积补强法结果与屈曲分析结果存在一定差异。较小D_o/δ_e及短圆筒下,半面积补强计算结果偏于冒进,安全裕度不够;较大D_o/δ_e及长圆筒下,半面积补强计算结果则偏于保守。     

压力容器设计时厚度附加量C的讨论

为了向国际先进标准靠拢.原三部“设计规定”修改后,上升为国家标准“GB150—89钢制压力容器”之后,在压力容器设计时,关于厚度附加量的组成有所改变。 GB150—89参照ASME规范以及等效采用ASME的日本JISB8243规范,将厚度附加量C的组成减少为两部分,即C=C_1 C_2,其中C_1为钢板或钢管厚度负偏差;C_2为腐蚀裕量。设计时不再考虑原三部“设计规定”中的C_3,C_3为加工成形减薄量。即图样上注明的厚度,不再     

对ASME压力容器规范Ⅷ-1大开孔补强计算方法的质疑

关于压力容器大开孔的补强计算,中国的HG20582与欧盟的EN13445基本相同,美国的ASME规范Ⅷ-1附录1—7中的方法与前者有所不同。本刊2004年第3期刊载的“压力容器大开孔补强设计的压力面积法与ASME法的分析比较”一文曾对此进行过讨论。本刊编委福州市煤气公司吴大声高工对ASME计算方法持有异议,撰写了“对ASME压力容器规范Ⅷ-1大开孔补强计算方法的质疑”一文与有关专家探讨。清华大学陆明万教授和中石化工程建设公司桑如苞高工应本刊的邀请撰写了“关于ASME开孔计算中环向弯矩项的来源”一文做出了解释。本刊现将两篇文章一并刊出,希望业内专家进一步切磋交流。     

压力容器设计时厚度的讨论

讨论了压力容器厚度的选取，以及厚度变化对强度的影响。阐述了当图样设计厚度处于相应材料厚度范围临界值时，材料许用应力随板厚变化而变化的问题。并举例说明当制造工艺人员考虑加工成型减薄量而增加板厚时，材料强度会降低，设计人员必须增加最小厚度值以保证受压元件成型后的最小厚度仍能满足强度要求。     

基于欧盟标准的开孔蠕变分析计算

高温条件下服役的压力容器设计一直是各国标准所关注的重点之一。常规设计中通常采用10万小时1%蠕变极限及持久极限来进行控制,但该方法对于更长时间服役要求以及高温高应力区蠕变加速的现象没有详细考虑,需要采用定期检查高应力区域厚度来保证。目前,ASMEⅧ-2—2015以及JB 4732—1995(R2005)中均未直接提及针对性的蠕变分析。主要以EN 13445-3—2015附录B为基础,利用ANSYS软件对压力容器的典型开孔补强结构进行蠕变分析;通过对不同结构参数的开孔进行对比分析,为相似设备提供可用于插值简化计算的表格,并进行了验证性计算,结果表明该方法偏差为10%左右。     

与圆柱壳相连接的锥壳小端应力分析与设计方法

本文对于锥壳小端与圆柱壳相连接的情况给出了薄壳理论的简单边界效应解,并利用这个解给出了锥壳半顶角α≤60°时锥角小端变径段的补强设计厚度曲线,厚度补强系数δ/δ_0取决于α与p/[σ]~tφ。对于各种不同锥顶角,不同厚度的一批算例进行有限元分析。证明这个解是可靠的。当α>45°时,锥壳小端与圆柱壳的连接部分具有较大的峰值应力,因而建议采用具有圆弧过渡段的结构型式。有限元分析表明不大的过渡圆弧使可以大大减小峰值应力,而过渡圆弧的存在对连接部位的局部薄膜应力影响不大,从而仍可以采用上述无过渡圆弧的简单边界效应解来得到厚度补强系数。本方法已为我国三部“钢制石油化工压力容器设计规定”(1982年版)及国标“钢制压力容器”所采用,取代了三部“设计規定”(1977年版)的锥壳变径段小端设计公式,从而大大减薄了设计的厚度。     

两销定位的设计

在机械加工中,工件常采用两孔定位,在设计相应的夹具中,就采用两销一面定位。这样加工出的工件,易于保证质量,夹具制造也方便。在设计夹具时,为使圆柱销和菱形销能同时装进工件孔中,必须使菱形销的圆弧部分宽度做得适当,以便能补偿在最坏情况下(两孔做到最小尺寸,两销做到最大尺寸)的误差间隙。根据这一原理,则有如下公式:b≤(φ_2·△_(2min)/2(δ_1 δ_2)-△(1min)式中:b——菱形销圆弧部分宽度(图1中AB)φ2——菱形销直径名义尺寸△1min——菱形销和孔配合的最小间隙δ_1——工件上两孔间的距离公差δ_2——夹具上两销间的距离公差在最坏情况下,装配     

2类轴承实体保持架的等锁量设计

用现行的2类加强型圆柱滚子轴承优化设计方案,设计出的保持架兜孔对滚子锁量分配不合理,内锁口锁量δ_2大于外锁口销量δ_1,造成材料的浪费。 根据国外材料的分析和国内实际使用情况,提出2类轴承实体保持架的等锁量设计方法。将兜孔外侧锁量δ_1>1.4mm作为保险锁量,并对不同系列、不同尺寸段的2类轴承实体保持架的壁厚系数值给于修正调整。推导出2类轴承实体保持架等锁量设计的计算公式。附图6幅,表4个。     

有限元对火箭弹发动机壳体建模仿真分析

火箭弹发动机的外形结构的基本特点是相对厚度很小,长径比和孔的深径比都比较大,所以其部分相对厚度较大,类似于这种壁薄、细长的筒形件,对其强度要求是很严格的。针对发动机壳体薄壁细长的特点,文中利用了两种单元形式：壳单元和实体单元对简化的发动机壳体进行了数值仿真,壳单元中以实常数形式设定壳体厚度,实体单元相对增加厚度方向单元的数目,对比结果表明壳单元跟实体单元对发动机壳体强度仿真结果相近,由于壳单元大大减小了仿真计算量,所以壳单元可以作为薄壁细长结构仿真的优选单元。     

通用可调锪孔工具

在加工沉孔深度有公差要求的工件时,利用钻床刻度盘不易控制尺寸精度。为此,我们制作了该工具。使用时将工具锥柄装入钻床主轴锥孔,限位螺母6触到导套12后被限位。限位螺母6的下端面至刀头前端面的最小尺寸L,最大尺寸为: L δL=H h δh(H—模板尺寸;h—沉孔深度;δh—孔深公差)螺母4与6背紧后,     

从盲孔中提取断销的方法

在设备维修中,常有壳体类零件,要求在不损坏孔的前提下,从φ2盲孔中将残存的定位断销提出来,经采用粘结剂粘连和钻孔攻丝均难以凑效的情况下,我们偿试着利用CO_2气体半自动保护焊,焊连的方法取得了成功,现介绍如下:1.在一平整、大小便于握持的材料为Q235,厚度为δ=2的薄钢板片上,钻φ2孔数个,去毛刺。将钢板上φ2孔与盲孔对正。2.利用焊丝直径φ1.2,材料为结构钢的CO_2气     

蒸汽过滤器疲劳强度与寿命分析

蒸汽过热器是将蒸汽从饱和温度进一步加热至过热温度的一种压力容器。该设备是根据ASME规范设计,在常温7.1 MPa静水压力下经过测试确保轴承的能力。但蒸汽过热器的工作温度约为350℃,弹性模量和屈服应力都会发生很大的变化,在工作温度下的试验难于实现,此时可以借助有限元分析软件提供参考。对某20万吨合成氨厂的蒸汽过热器大开孔壳体建立了三维弹塑性有限元模型,有限元计算所得到的接管与圆筒相贯线处的位移变形与试验所得结果一致,有限元模型可用;对运行工况下的蒸汽过滤器进行了有限元模拟,得到了大开孔区应力分布云图及疲劳强度;进行ANSYS疲劳计算(ASMEⅧ-2),并与按ГОСТP25859计算的结果进行了对比。