压力容器设计一般要点.doc

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第四章 压力容器设计 Design of Pressure Vessels
4.1概述 Introduction
在绪论中，介绍了过程设备设计的基本步骤。
就是根据给定设计条件和规范标准的规定,确保安全，经济，正确选择材料，进行结构，强度或刚度设计，密封设计。
设计时应综合考虑各个环节：材料，结构，强度，（刚度），制造，使用，安装，运输，检验等。每个环节都应重视。
4.1.1设计要求 Specification
压力容器设计的基本要示：安全性，经济性。
在保证安全前提下尽可能经济（材料，制造，安装，维修等等）
4.1.2设计文件 Design Files
设计文件包括：
设计条件，设计图样，强度计算书及安装，使用说明书（按分析设计提供应力分析报告）。
强度计算书和设计图样具体内容见P114。
4.1.3设计条件 Design Condition
通常用图表表示：简图，设计要求，接管表等，通称为设计条件图。
不同类型的，除公共基本设计要求外，还应注明各自的特殊要求，换热器，换热管规格，管长，根数、排列，换热面积和程数等。
4.2设计准则 Design Criterions
4.2.1压力容器失效 Pressure Vessel Failure
压力容器失效：压力容器在规定的使用环境和时间内，因尺寸，形状，或材料性能发生改变而不能达到设计要求的现象。
最终形式：泄漏，过度变形，断裂
（1）压力容器失效形式
大致分为以下四大类：
a.强度失效
因材料的屈服或断裂引起的失效。
①韧性断裂
容器发生了有充分塑性大变形的破裂，破裂前其应力达到或接近所用材料的强度极限。
主要原因：厚度过薄（未经计算，腐蚀）、内压过高，操作失误，反应失控。
避免：严格按规范进行设计，选材，运输，安装，使用和检修。
②脆性断裂：这是一种没有经过充分塑性大变形的容器破裂
原因：材料的脆性，严重的超标缺陷或两种原因兼而有之。
断裂时可能裂成碎片飞片，也可能沿纵向裂开一条缝，见彩色封面
根源：材料选用不当，焊接与热处理不当使材料脆化外，低温长期在高温下运行，应变时效也会使材料脆化。
材料原始缺陷或使用中产生缺陷
③疲劳断裂
交变载荷最容易使容器的应力集中部位材料发生疲劳损伤，萌生疲劳裂纹并扩展导致失效，疲劳断裂的最终失效方式，一种是泄漏，称为“未爆光漏（LBB）”。另一种是爆破称为“未漏光爆”。
这二种疲劳断裂失效均无明显的塑性变形，接近于脆性断裂的宏观形态。
④蠕变断裂
高温容器长期运行和受载，金属材料会随时间而不断发生蠕变损伤，以至出现鼓胀与减薄，直至破裂。
宏观表现为：过度变形（蠕胀），最终由蠕变裂纹扩展而爆破。
按断裂时的应力来看，蠕变断裂又具有脆性断裂的特征。
⑤腐蚀断裂
也分二种情况：
因均匀腐蚀，厚度减薄等引起，有明显的塑性变形，因晶间腐蚀，应力腐蚀引起的，则无明显的塑性变形。
b.刚度失效
过度的弹性变形引起的失效。
如塔在风载荷时，发生过大弯曲变形，内部附件无法正常工作。
c.失稳失效
容器在压应力作用下丧失稳定性，突然失去原有的规则几何形状（皱折变形）引起的失效。
可以是总体的，也可以局部的。
弹性失稳：弹性程度与载荷不成比例，其临界压力与材料强度无关。
非弹性失稳：容器中的应力水平超过材料屈服点，临界压力与材料强度有关。
d.泄漏失效：
由于泄漏引起的失效。
主要是可拆式接头或其它接头的密封性能。管子与管板。
注：在实际中，往往是多种形式的交互失效，腐蚀疲劳，蠕变疲劳。
（2）失效判据和设计准则
a.失效判据
用来判别失效的依据。只要这个量达到某一数值，压力容器就失效，某一种场合的失效判据，不一定适用另一场合。
b.设计准则
失效判据还不能直接用于压力容器的设计。
工程上还须考虑许多不确定因素，如：材料性能的不稳定，制造水平，检验手段等。
常用的方法是引入安全系数，从而得到相应的设计准则。
所以容器设计时，先要确定最有可能发生的失效形式，选择合适的失效判据和设计准则,确定相应的规范标准，再进行设计。
4.2.2强度失效设计准则
屈服和断裂是常温，静载下强度失效的主要形式。
（1）弹性失效设计准则：
防止容器总体部位发生屈服变形，而将最大设计应力限制在材料的屈服点以下，保证容器始终处于弹性状态。
屈服数学表达式为：
（4－1）
相应设计准则： （4－2）
用最大拉应力则： （4－3）
而根据二个屈服失效判氢则有
Tresca: （4－4）
也称最大切应力准则
Mises(形状比能屈服失效判据)
（4－5）
应力强度（相当应力）
工程上，将强度设计准则中直接与许用应力比较的量，称应力强度。 分别表示最大拉应力，最大切应力和形状改变比能准则的序号
所以
（2）塑性失效设计准则：
容器某处弹性失效后并不意味着容器失去承载能力，只有进入整体屈服或局部区域沿整个壁厚进入全部屈服，称塑性失效。对内压厚壁圆筒，整个载面屈服时的压力就是全屈服压力。
塑性失效判据为设计压力： （4－6）
塑性失效判据设计准则为： （4－7）
：全屈服安全系数。
（3）爆破失效设计准则
非理想塑性材料在屈服后尚有增强的能力，对于厚壁容器，在整体屈服后仍有继续增强的承载能力，直到容器达到爆破。
设计准则： （4－8）
爆破压力
爆破安全系数
（4）弹塑性失效设计准则
当容器某一局部弹塑性区域内的塑性区中的应力超过了由“安定性原理”确定的许用值时，才认为结构丧失了“安定”而发生了弹塑性失效。
弹塑性失效认为只要载荷变化的范围达到安定载荷，容器就失效。
（5）疲劳失效设计准则
将容器的应力集中部位的最大交变应力的应力幅限制在低周疲劳设计曲线确定的许用应力幅之内时，才能保证在规定的循环周次内不发生疲劳失效。
（6）蠕变失效设计准则
将高温容器的蠕变变形量（相应的应力）限制在某一允许的范围之内，便可保证在规定时间不发生蠕变失效。
（7）脆性断裂失效设计准则
脆性断裂失效属断裂力学研究领域
传统强度设计均假设材料无缺陷为前提，压力容器是否发生脆性断裂，主要取决于：材料韧性，缺陷处的应力水平，缺陷的几何参数。
设计时，假设裂纹存在时，利用断裂力学方法进行裂纹安全性评估，保证容器不发生脆断。
这儿并不意味着允许存在假设的裂纹。
4.2.3刚度失效设计准则
刚度设计准则 （4－9）

，：载荷作用下的位移，转筒。
4.2.4稳定失效设计准则
外压力<周向临界压力（均布外压）
压应力<轴向临界应力（轴向压缩）
4.2.5泄漏失效设计准则
密封装置的介质泄漏不保超过许用泄漏率。
4.3常规设计 Design by Rules
4.3.1概述
（1）设计思想
按规则设计
载荷：只考虑最大载荷工况，不考虑交变载荷。
理论：材料力学，板壳理论中理论公式

校核时，应力强度限制在材料许用应力之内，对不连续处边缘应力采用分析设计标准中有关规定，或引入各种系数来限制。（椭圆形，碟形中形状系数）
（2）弹性失效设计准则
薄壁中，韧性较好
采用: （4－4）
或 （4－5）
厚壁圆筒：
或 （4－10）
可根据三向应力计算式代入（4－3）~（4－5）
得到相应设计准则下的各类公式
各种强度理论比较：P124 图4－1
三点结论：P124
4.3.2圆筒设计 Cylinder Design
4.3.2.1结构 Structure
分单层式和组合式两大类：
单层式：优: 结构简单
缺：（因素的制约）
①纵向或环向焊缝缺陷检测与消除困难
②厚钢板性能不及薄钢板，发生低应力，脆断可能性较大
③需要大型加工设备
组合式，有很多种结构形式
a.多层包扎式
简节由厚度为12～25㎜的内筒外部包以多层，4～12㎜的层板组成筒节，筒节之间由深焊缝焊接而成。P126 图4－2（a）
优：不需大型加工设备
与单层相比，安全可靠减少脆断可能性，预应力有利改善应力分布，适应介质容易。
缺：制造工序多，周期长，效率低，深环焊缝对质量和安全有影响。
b.热套式
用厚钢板（30㎜以上）卷焊成直径不同但可过盈配合的筒节，将外层筒节加热到一定温度后,套到内筒上，冷却收缩后贴紧成厚壁圆筒
P124 图4－2（b）
优：除包扎式的优点大多数外，且工序少，周期短。
c.绕板式 图4－2（c）
在内筒外面缠绕若干层3－5㎜的薄钢板，外筒由二、三块互片构成，作为保护层。
优：机械化程度高，材料利用率高
缺：绕板后容易造成累积间隙，影响质量
d.整体多层包扎式 图4－3
内筒拼接则所需长度，二端焊上法兰（封头），在整个筒身上逐层包扎层板。
优：各层环焊缝可错开，纵焊缝也可错开，圆筒与法兰（封头）环焊缝改为一定斜角的斜面焊缝。
e.绕带式
在内筒外面缠绕钢带的方式
①扁平钢带倾角错绕式（中国首创）（图4－4c）
②型槽绕带式 （图4－4a,b）
型槽钢带螺旋式缠绕在持制的内筒上。
4.3.2.2内压圆筒的强度设计
（1）单层圆筒
由
考虑焊接接头影响，乘上焊接接头系数、
所以
得 （4－13）
这里P采用计算压力Pc, 计算厚度
对已有圆筒进行强度校核时，应力强度判别如下：
（4－14）
有效厚度
名义厚度
厚度附加量
设计温度下圆筒的计算应力
同样，圆筒的最大允许工作压力为

三种不同公式的应力强度的比较（P123表4－1）
由形状比能准则的对应的应力强度为

由中径公式相应的应力强度为

随K的增大而增大
当K=1.5
当K=1.5
代入 （4－15）
得
所以（4－13）的适用范围为：
当 常采用以下准则：
（1）用塑性失效设计准则
Mises屈服失效判据为（全屈服压力）
（2－52）
代入（4－7）
所以
圆筒计算厚度为
（4－16）
取2.0～2.2
采用爆破头效设计准则
用Faupel公式
（2－53）
代入（4－8）
所以
所以 （4－17）
取 2.5～3.0
（2）多层厚壁圆筒 Layered thick walled shell
制造中，施加了一定预应力
设计时，偏于安全而不考虑预应力的影响，只有在压力很高时，才考虑预应力的作用。
当计算压力不超过时，仍按（4－13）计算只是其许用应力用组合许用应力
（4－18）
多层圆筒内筒名义厚度
层板总的各义厚度
多层圆筒层板总厚度
设计温度下，内筒材料许用应力
设计温度下，层板材料许用应力
内筒，层板的焊接接头系数
一般取包扎式，其余
常规设计不对圆筒热应力校核（因保温）
4.3.2.3设计技术参数的确定 Design Coefficients
技术参数有：设计压力，设计温度，厚度及附加量，焊接接头系数，许用应力等。
（1）设计压力 Design pressure
设计压力其值不得低于最高工作压力。
最高工作压力指容器顶部在正常工作过程中可能产生的最高表压。
设计压力分别按内压，外压取值。装安全阀，取1.05～1.1（最高工作压力）“爆破”片：取爆破片最低标定爆破压力加上所选爆破片制造范围的上限。
计算压力：相应设计温度下，用以确定最危险截面厚度的压力，包括液体静压力。通常计算压力=设计压力+液柱静压力。
（2）设计温度 Design temperature
指容器在正常操作情况下，设定元件的金属温度（沿元件金属截面的平均温度）。
当元件金属温度不低于0℃时，设计温度不得低于元件金属可能达到最高温度。
当元件金属温度低于0℃时，其值不得高于元件金属可能达到的最低温度。
当压力容器具有不同的操作工况时，应按最苛刻的压力与温度的组合确定其设计条件。
（3）厚度及厚度附加量 Thickness and additional thickness
由前面理论公式计算得到的厚度称计算厚度。
这儿未包括厚度附加量C。
C由三部分组成：
C1：钢板厚度负偏差
C2：腐蚀裕量
C3：加工减薄量，由制造厂（非设计者）确定
设计厚度
名义厚度圆整至标准规格的厚度，也是标注在图样上厚度。

有效厚度
成形后厚度：制造厂考虑加工减薄量，并按规格第二次向上圆整得到坯板厚度，实际上减去加工减薄量，即为出厂时容器的实际厚度，一般要求，成形后厚度>设计厚度。
最小厚度：不包括腐蚀量的最小厚度
碳素钢，低合金钢
高合金钢
图4－5各种厚度间的示意图：
（4）焊接接头系数 Welded joint efficiency factor
绝大多数容器采用焊接结构，焊接时可能出现各种焊接缺陷（如未熔透、气孔、夹渣等），且焊缝的热影响区易形成粗大晶粒而使强度或塑性降低。
表示焊缝金属与母材强度的比值。
可按P134 表4－3查
（5）许用应力 Allowable stress
是壳体等受压之件的材料许用强度。
取材料强度失效判据的极限值与要应的材料设计系数（安全系数）之比。过大，过小都不适宜。
材料强度失效判据极限值可用：
（持久强度），（蠕变极限）表示
（蠕变温度下）
：设计温度下的屈服点。
当碳素钢、低合金钢设计温度超过420℃，铬钼钢高于450℃，奥化体不锈钢设计温度高于550℃
或
材料设计系数，主要是保证受压元件的强度有足够的安全储备量。
我国现在取
4.3.2.4外压圆筒设计Cylinder design under external pressure
要根据第二章公式计算，首先要假设t确定Lcr，再进行计算，比较，直至合格为止，比较繁琐，下面介绍圆算法和工程设计方法。
（1）图算法的原理
将（2－19）（2－97）中
得，长圆筒临界压力：
短圆筒临界压力：
相应力临界周向应力为：
失稳时周向应变： （4－21）
则长圆筒： （4－22）
短圆筒： （4－23）
分析（4－22）（4－23）知：
（4－24）
这样，对不同的以εcr=A为横注标
为纵座标，就可能得到P138 图4－6所示的一系列曲线。
在图4－6中，与纵坐标平行的直线簇表示长圆筒（与无关）倾斜线簇表示短圆筒。（与，均有关）
若已知和就可从图4－6找出A（即周向应变）。
对不同的材料，还要通过另一种图线得到与Pcr的关系

而许用外压力，引入稳定性安全系数m
所以
即
即
令
所以 （4－25）
所以B～A的关系，即～的关系。
乘以，即可作上B～A的关系曲线。
同一种材料，温度不同，曲线也不同
P139－140，图4－7，4－8，4－9代表几种不同材料的B～A关系。
从图4－6中查得A，然后在图4－7～4－9中查得相应设计温度下的B值，然后由下式：

计算许用外压力。
在图4－7～4－9曲线中，直线部分表明处于弹性部分，由A查B时，若相交不到，直接由下式求取B：。
（2）工程设计方法
工程设计中，根据值分为厚壁圆筒和薄壁圆筒，按GB150，<20厚壁，薄壁。
a.薄壁圆筒，仅校核稳定性：
①设，则计算L/Do，
②由图4－6查取A
③根据材料A和设计温度，得B值。
见图4－10，求解过程。
④比较计算外压力与
若且接近，则合理，否则得新假设。
b.对<20厚壁圆筒
同时考虑失稳和强度失效
对<20求B值与相同
对<4按下式求A （4－28）
其许用外压力应不低于下列计算值
（4－29）
为满足强度，其许用外压力不低于
（4－30）
应力
最终取（4－29）（4－30）中值。
（3）圆筒轴向许用压应力的确定：
设则按下式计算A
（4－31）
选取相应材料的厚度计算图，查取B，
（4）有关设计参数的规定
a.设计压力
确定外压容器设计压力，分别情况对待
①正常工作情况下，可能出现的最大内外压力差
②真空容器按外压考虑
有安全控制装着 1.25倍最大内外压力差 小值
{0.1倍最大内外压力差 小值

无安全控制装置，取0.1
③夹套容器：可能出现的最大压力差的危险工况
b.稳定性安全系数
圆筒在成型，焊接，焊后热处理后存在各种缺陷，将影响计算的精确性加上载荷不安全对称在计算许用设计外压力时，必须考虑稳定性安全系数m。
按GB150规定：圆筒m=3.0
球壳m=14.52
此外对形状偏差也有具体规定。
c.外压计算长度 Calculated length
外压圆筒的计算长度，圆筒外部或内部两相邻刚性构件之间的最大距离。刚性构件：封头，法兰，加强圈。
P142图4－11，计算长度取法示意图。
（5）加强圈的设计计算 Stiffening ring
加强圈的益处：长圆筒短圆筒,减小圆筒厚度，提高稳定性。
设计的主要内容有以下三方面
a.加强圈的问题
当圆筒已知，计算外压Pc给定则可由短圆筒许用外压力公式（2－97）

所以加强圈之间最大间距
（4－33）
当加强圈数量越多，Lmax越小，则越小。
b.加强圈截面尺寸
每个加强圈承受两侧各范围内的截荷，
其临界载荷按圆环失稳公式计算：
（4－34）
：加强圈单位周长上的临界压力
I：加强圈截面对其中性抽的惯性矩
Ds：加强圈中性轴的直径
假设圆筒本身无刚性加强圈中心线两侧范围内的临界压力全部作用在加强圈上，则每个加强圈单位周长上所承受的临界压力为：

代入（4－34）取Do=Ds
则
所以 （4－35）
上式也可变换为
而 代入
所以 （4－36）
而实际上是由加强圈和圆筒共同承受外压力，所以应计算其组合惯性矩。对上图中带加强圈的圆筒，可视为厚度的当量圆筒，则
（4－37）
As：单个加强圈的截面积
在（4－36）中用，并考虑焊接增加的惯性矩，再乘以1.1得
（4－38）
加强圈设计中，正常是已知Pc求其所需惯性矩，所以先假设加强圈个数及间距Ls，然后选择尺寸，计算或查得As，再计算组合Is。
根据已知的Pc,Do和选择的计算，当量圆筒周向失稳时的B值：
（4－39）
再由B值查取A值，代入（4－38）求得所需最小惯性矩I比较Is与I，若Is>I并接近，则合乎要求，否则重选。
c.加强圈的结构尺寸
加强圈常用扁钢，角钢，工字钢等。材料多为碳素钢，可设在容器内部或外部，与圆筒过接：连续或间断焊，应整圈围绕在圆筒的周围上，不允许削弱或割断。
若因工艺需要开排液孔（内部）则削弱弧长按P146。
4.3.3封头设计 Head
封头种类较多:如凸形封头，锥壳，变径段，平盖.
凸形封头包括：半球形，椭圆形，碟形和球冠形.
对受内压封头的强度计算，一般封头均与圆筒相过接，所以不仅需考虑本身，内压引起的薄膜应力，还要考虑连接处的不过续应力。
设计时，优先选用标准中推荐的型式与参数，然后根据情况进行强度和稳定性计算，确定厚度。
4.3.3.1凸形封头 Convex Head
（1）半球形封头 Hemispherical head
a.受内压半球形封头
计算厚度为 （4－40）
公式适用范围：相当于
优点：应力为相同直径圆筒的一半
缺点：深度大，加工困难，常用于高压容器
b.受外压的半球形封头
钢制半球形封头在均匀外压作用的临界压力为：
引入稳定性安全系数, 取m=14.52
许用外压力 （4－41）
令，
所以
代入（4－41）则 （4－42）
这儿A仅是一个符号，无物理意义，而许用外压力也可表示为：
[ (4-43)
图算法步骤：
①假设
②（4－42）算A
③选用厚度计算图，由A查B（或用（4－41）直接计算）
④按（4－43）计算
⑤若且接近，则假设合理，否则重复上述步骤
（2）椭圆形封头 Elliptical head
由半个椭球面和短圆筒组成，短圆筒直接由冲压时制成，可使封头与圆筒的焊缝避开几何形状变化（曲率半径改变）处深度浅，易加工，应用较多（中低压）。
a.受内压的椭圆形封头
厚度计算参照直径为Di的半球形封头的计算公式再乘以形状系数K来计算：
（4—45）
形状系数（应力增强系数） （4－44）
：长短轴比值
K与的关系见P148，图4－16
虚线表示实际关系，实线为（4－44）计算关系
标准椭圆形封头， K=1
所以 （4－46）
椭圆形封头最大允许工作压力可从（4－45）
推得 （4－47）
为防止大直径，薄壁椭圆形封头在过渡转角处产生过高的周向压应力，而导致局部屈曲，一些规范对引都有相应规定。
b.受外压（凸面受压）椭圆形封头
计算公式和图算法类似于半球形封头，只是原外半径Ro由当量外半径代替。
K1查P149表4－5
Do：圆筒部分外直径。
（3）碟形封头 Dished head
带拆边的球面封头，由半径的球面，半径r的过渡球壳和短圆筒组成。
存在二处曲率半径突变，受力状况不佳。
a.受内压（凹面受突压）碟形封头
与椭圆形封头类似，也以半球壳计算公式乘以形状系数M来计算
（4－49）
形状系数（应力增强系数）
（4－48）
最大允许工作压力为
（4－50）
注：是球面半径，而非圆筒半径。
标准碟形封头， , ：圆筒内直径
与椭圆形封头类似，避免过渡区出现周向屈曲，GB150中有相应尺寸的规定。
b.受外压（凸面受压）碟形封头
仍采用半球形封头计算公式和图算法，其中Ro由球面部分的外半径代替。
（4）球冠形封头 图4－15d Dished only
碟形封头中r=0时，即为球冠形封头。
优：结构简单，制造方便
常用于容器隔开二独立受压空间的中间封头。
4.3.3.2锥壳 Conical Shell
分为无折边和折边 P151图4－18
缺：几何形状不连续，应力分布较差
优：有利于物料排放和分散，用于中、低压容器。
结构设计：
大端半顶角°可采用无折边
>30°采用带过渡段的折边结构

小端 °可采用无折边
>45°采用带过渡段的折边结构
小端
当>60°，厚度按平盖计算：
（1）受内压无折边锥壳
a.锥壳厚度
最大薄膜应力为锥壳大端的周向应力
即
D：圆筒平均直径

由最大拉应力准则，且
所以 （4－51）
Dc：锥壳计算内直径（大端）
：锥壳计算厚度
b.锥壳大端
大端与圆筒连接处，曲率半径突变，过接处产生显著边缘应力，根据需要决定是否设加强（增加厚度）
见图4－19，由与的交点决定。曲线上方，无需加强。曲线下方需增加厚度，即设置加强段，加强段厚度为 （4－52）
Di：大端内直径
Q：应力增值系数，由图4－20查P153
加强段在锥壳圆筒段的长度有相应规定，小端厚度与大端类似。
（2）受内压折边锥壳
锥壳厚度仍按（4－51）
a.锥壳大端
厚度接下二式中取较大值
（4－53）
K：系数，根据查表4－6
（4－54）
f：系数由表4－7查
r：大端过渡段转角半径
b.锥壳小端
分两种情况
°若无折边，则按无折边小端计算公式
°若有折边，厚度另行计算，参照文献
（3）受外压锥壳
°按等效圆筒，°按平盖计算
4.3.3.3平盖 Flat Head
由于实际支承情况，介于简支与固支之间，工程计算，以圆平板理论为基础，通过系数K来反映支承情况。
平盖与筒体常见连接形式见表4－8
（1）圆形平盖厚度
最大应力 （4－55）
引入焊接接头系数：
所以 （4－56）
K：结构特征系数，表4－8
Dc：平盖计算直径，见表4－8简图
（2）非圆形平盖厚度
根据表4－8中，不同连接形式，取不同公式
4.3.3.4锻制平封头 Forged flat head
图4－21，厚度为
（4－59）
：开孔削弱系数
（内直径）范围内沿直径断面开孔内径总和最大值。
4.3.4密封装置设计 Sealing Device
压力容器，管道的连接形式
①不可拆：焊，铆。
②可拆：从制造，工艺安装，运输，维修等各面考虑。
形式有：法兰连接，螺纹连接，承插式连接
螺栓法兰结构 P157 图4－22
由联接件（螺栓、母），被联接件（法兰），密封件（垫片）组成。
螺栓法兰连接的基本要求：
1.密封可靠
尤其在操作压力及温度有波动时，介质有腐蚀性的情况下，仍保证紧密不漏。
2.足够的强度和刚度：不削弱整体结构强，也不产生过大变形转角
3.装拆方便：可多次重复使用
本节内容：
密封原理，影响密封因素，密封结构分类及选用，密封结构强度计算。
4.3.4.1密封机理及分类 Principle and Classification
1）密封机理 Sealing mechanism
下面以螺栓法兰结构，说明密封机理
结构简图如右；
如将压紧面与垫片的表面放大，
可看到二个面都是凹凸不平。
a.流体在密封口的泄漏途径
①通过垫片本身泄漏——渗透泄漏
通过材料本体毛细管的泄漏。因素：介质压力，温度，粘度，垫片结构。
②通过压紧面泄漏——界面泄漏
因素：界面的间隙

b.密封机理
压力介质通过密封口的阻力大于密封口两侧的介质压力差时，介质就被密封，而这种阻力的增加是依靠增大密封面上的密封比压来实现的。
密封比压：保证密封性而在垫片上必须施加的压应力。

c.保证密封的措施 ensure
①预紧时
螺栓力通力压紧面作用到垫片上，当垫片的单位面积上所受压紧力达到某一值时，使垫片压实，形成的始密封条件，压紧力过小，垫片压不紧，不能阻止泄漏，压紧力过大，使垫片压出或损坏。
②操作时
有了压力，螺栓伸长，法兰分开，但垫片具有足够回弹能力，依靠回弹量来补偿螺栓的伸长和压紧面的分离，从而保证良好的密封。
d.垫片的性能参数 Performance parameters of gasket
①垫片比压力
预紧时，使垫片变形与压紧面密合，以形成初始密封条件。此时垫片的单位接触面积上的最小压紧力。
②垫片系数 m无因次
操作密封比压与介质压力之比称垫片系数。操作密封比压指操作状态下保证法兰的密封性能而必须施加在垫片上的压应力。
常用垫片的垫片比压力和垫片系数m是P160，表4－9。
从表中可以看出y,m的值与垫片的材料，结构厚度有关。但据研究还应与垫片尺寸，介质性质、压力、温度，压紧面粗糙度有关。
（2）密封分类 Sealing classification
根据获得密封比压力的方法之不同，压力容器密封可分为：强制式和自紧式两种。
强制式密封，完全依靠过接件的作用力，强行挤压密封元件达到密封。需较大预紧力，约为工作压力产生的轴向力的1.1～1.6倍。
自紧式密封：主要依靠容器内部的介质压力压紧元件实现密封。
所需预紧力较小，约工作压力产生轴向力的20%以下。
自紧式又可分为：
轴向自紧密封：密封元件的轴向刚度小于被连接件的轴向刚度。
径向自紧密封：密封元件的径向刚度小于被连接件的径向刚度。
半自紧密封，密封结构按分类原则属于非自紧式的强制式密封，又具有一定的自紧性能，如：高压容器中的双锥密封结构。
4.3.4.2影响密封性能的主要因素 Main Factors
以螺栓法兰连接结构为例，说明影响因素。
（1）螺栓预紧力
适当提高螺栓预紧力可增加垫片密封能力（可使垫片保留较大的接触面比压力），此外，可通过减小螺栓直径，增加螺栓数量，使预紧力尽可能均匀地作用在垫片上，来提高密封性能。
（2）垫片性能
变形能力大，使垫片易填满压紧面上间隙，回弹能力大，能适应操作压力和温度的波动，能适应介质的压力，温度和腐蚀性。
（3）压紧面的质量
形状和粗糙度应与垫片相匹配，表面不允许有刀疤和划痕，保证压紧面的平面度，及与法兰中心轴线垂直度。
（4）法兰刚度
刚度大的法兰变形小，使预紧力均匀传给垫片。提高刚度措施:增加法兰环厚度，缩小螺栓中心圆直径，增大法兰环外径，刚度过大，使笨重造价高。
（5）操作条件
压力和温度的联合作用，尤其高温波动，严重影响密封性能，致使密封疲劳而失效。高温下，介质粘度小，易泄漏，介质同的腐蚀性加剧，法兰螺栓，垫片产生高温蠕变与应力松驰，使密封失效。
4.3.4.3螺栓法兰连接设计 Bolted flange connection
（1）螺栓法兰连接的密封设计
设计目的：①保证连接处不泄漏②具有足够强度。关键是前者
a.法兰压紧面选择：
压紧面形式P162图4－25, 全平面、突面、凹凸面、榫槽面、环连接面
突面：结构简单加工方便，面上开2－4条槽
凹凸面：易于对中，适于
榫槽面：不会被挤出，少受介质腐蚀，所需螺栓力小。
b.垫片选择
根据介质的压力,温度，腐蚀性和压紧面形状来选择垫片的结构形式，材料，尺寸。
选用见 P164，表4－10
c.螺栓设计
包括：计算螺栓载荷，选择螺栓材料，计算螺栓直径与个数，确定尺寸，螺栓间距。
①垫片压紧力
预紧时，垫片最小压紧力为
（4－60）
b.垫片有效密封宽度
密封基本宽度bo：垫片实际宽度的一部分P166表4－11。有效密封宽度b比bo更小一些，当垫片较宽时，由于螺栓载荷和内压的作用，使法兰偏转故b比bo更小。b与bo的关系：

>6.4
DG:垫片压紧力作用中心圆计算直径
DG等于垫片接触的平均直径。
>6.4 DG等于垫片接触外径-2b
：垫片比压力，由P160表4－9查
操作时，垫片最小压紧力为
（4－61）
注：由于原定义时取2倍垫片有效接触面积上的压紧载荷等于操作压力的倍，故式中需乘2。
：计算压力
②螺栓载荷计算
预紧状态，需要的最小螺栓载荷为
（4－62）
操作状态，最小螺栓载荷包括介质产生的轴向力和保持垫片密封所需垫片压紧力
（4－63）
③螺栓设计
螺栓材料硬度比螺母离30HB以上，分别算出二种工况所需螺栓的总截面积，取较大者，来确定螺栓直径与个数，预紧时按常温计算，所需螺栓面积
（4－64）
：常温下螺栓材料的许用应力
操作时，按设计温度考虑所需螺栓面积
（4－65）
螺栓所需截面积Am取Aa,Ap的较大值。

do：螺栓根径或最小截面直径
n：螺栓个数
do或n是互相关联的，一般根据经验先假设n(偶数，最好为4的倍数)，算出根径do；
（4－66）
然后根据标准，圆整，使实际螺栓面积，确定n要考虑，密封性和安装方便，太多（少）均不适宜
螺栓最大间距：
（4－67）
：螺栓公称直径
：法兰有效厚度
见P168 表4－12
新的螺栓法兰连接设计方法：（PVRC螺栓法兰连接委员会提出）
特点：①规定所设计密封连接的允许密封度给出允许泄漏量的大小
②只要按标准制订的试验方法，也能推广到新型垫片，得到新垫片设计参数
③根据泄漏率与设计压力来确定密封度，求出螺栓载菏，校核法兰强度。
（2）法兰结构类型及标准
法兰标准有容器法兰和管法兰两大类
a.法兰结构类型
按圆筒，法兰环及锥颈三部分的整体性程度分为三种：
①松式法兰 Loose flange
法兰不直接固定在壳体上，或者虽固定而不能保证法兰与壳体作为一个整体承受螺栓截荷的结构。
活套法兰：不会在壳体或管子产生附加弯曲应力
螺纹法兰：对管壁附加应力较小，高压管道中采用，造价高，安装较麻烦。
②整体法兰 Integral flange
法兰与壳体锻，式铸，或全焊透，有一锥形截面的颈，变称为高颈法兰。
强度和刚度较好，用于温度，压力较高场合。
③任意式法兰 Optional flange
结构简单，加工方便，受力特征介于上述二者之间。
适用：中低压容器或管道
b.法兰标准 Flange Standard
为便于成批生产，降低成本提高生产效率，保证互换，制订一系列法兰标准。
①选择法兰的主要参数
公称直径：DN Norminal diameter
容器和管道标准化后的尺寸系列。对容器，公称直径指容器内径（用管子作容器的除外）
对管子：指名义直径，接近管子内径的一个整数。
如DN100元缝钢管，外径108，壁厚不同，内径也不同。水煤气管：
DN
外径
厚
8㎜
13.5㎜
2.25
15㎜
21.25㎜
2.75
25㎜
33.5㎜
3.25
50㎜
60㎜
3.5
公称压力 PN Norminal pressure
压力容器或管道的标准化压力等级。按所受的压力分为若干标准等级，每个PN表示一定温度和材料的法兰最高操作压力。选用时，应选压力相近且稍高一级的公称压力。
分：常压，0.25,0.6,1.0,1.6,2.5,4.0,6.3,……