矿用隔爆型矩形箱体外壳强度设计计算
2010-10-03 20:33:43 作者：phpcms 来源：浏览次数：33
0 引言
矿用隔爆型外壳是电气设备的一种防爆形式，其外壳能够承受通过外壳任何接合面或结构间隙渗透到外壳内部的可燃性混合物在内部爆炸而不损坏，并且不会引起外部由一种、多种气体或蒸汽形成的爆炸性环境的点
0 引言
矿用隔爆型外壳是电气设备的一种防爆形式，其外壳能够承受通过外壳任何接合面或结构间隙渗透到外壳内部的可燃性混合物在内部爆炸而不损坏，并且不会引起外部由一种、多种气体或蒸汽形成的爆炸性环境的点燃。
1 矩形箱体外壳的外壁结构简化及强度计算
该种结构外壳的外壁可简化为在整个板面上作用均布载荷，四边固定的等厚矩形板模型。根据弹性力学计算，最大应力点发生在矩形长边的中心位置，即图 1中的P点。最大挠度位置发生在板面中心位置，即0 点。当板与板为锐角相交时，则应力将增加。若用圆角相交时，应力集中将会降低所以在设计时尽量在板与板相交处靠圆角相交每块板的模型可以用图 1的结构简图表示
板面中心的最大弯曲正应力：
式中α、β——与矩形长和宽比值有关的系数( 见表 1 ) ；
b——矩形板的宽度，m m；
q——实验压力，MP a ；
t——矩形板的厚度，m m；
E——材料的弹性模量。
防爆外壳通常采用一般碳钢Q235 。可以根据第三强度理论
式中σs ——材料屈服点；
n ——材料屈服极限的安全系数，一般碳钢n=1.25。
在不加加强肋的情况下，矩形外壳外壁厚度可根据式 ( 5 ) 得出
在实际设计中，当边长较长，一般单边超过 3 0 0mm的矩形薄壁板在满足强度时，还要考虑壳体变形。多采用焊接加强肋的办法来提高强度和刚度。
2 螺栓大小的计算
矩形外壳的连接法兰单个螺栓轴向载荷分布不均匀，根据压力类容器计算方式，当 A ／ B>2时
( 尺寸见图3 ) ，近似认为箱体内压力形成的轴向载荷由长边上的螺栓承担，单个螺栓最大载荷
Q= 0 .66 B c q+ 2 d c m q ( 7 )
式中 B——过螺栓中心矩形的短边长度， mm；
c——螺栓中心距离， mm；
d——密封垫有效宽度， m m；
m——密封垫系数。
当A ／ B≤2时，近似认为箱体内压力形成的轴向载荷均匀的分布在以矩形短边为直径的当量圆周上，单个螺栓最大载荷:
式中 A ——过螺栓中心矩形的长边长度，m m；单个螺栓面积
3 法兰部分强度计算
3． 1 法兰部分
法兰和竖板之间为焊接，法兰受内部载荷时，螺栓中心距离 c ；螺栓受预紧时，法兰受力如图4所示。Q是螺栓作用给法兰的预紧力，它沿螺栓的中心线等距均匀分布，Ⅳ为下法兰上的密封垫反作用力，显然它们构成力偶作用在法兰上。当有水压作用时，轴向作用力使Ⅳ减小，而螺栓力 Q增大，这时 Q为与Ⅳ之和。考虑到Ⅳ与的相距很近，可以认为作用法兰的力矩可以用 Q和 +Ⅳ合力组成的力偶来代替。
3.2 焊缝部分
3 ． 3 校核计算
4 应用实例
以某矿用隔爆兼本质安全型壳体为例，外壳和螺栓材料采用普通碳钢 Q 2 3 5 A，材料屈服点σs= 2 3 5 MP a ，材料安全系数取 n=1.25 ；内腔尺寸要求长 a= 5 3 0 m m，宽 b= 4 2 0 mm，高 1 9 0 m m。设计时过螺栓中心矩形的短边长度 B= 4 4 4 mm，过螺栓中心矩形的长边长度 A=5 5 4 mm，螺栓中心距离为1 2 0 mm。
4 ． 1 壳体外壁厚度计算
可简化为在整个板面上作用均布载荷，四边固定的等厚矩形板模型。在不加加强肋的情况下设计最小厚度可以根据式( 6 ) 计算。
( 1 ) 盖及底板计算
内腔尺寸长a= 5 3 0 m m，宽 b= 4 2 0 m m，矩形长宽比值 1.23 ，查表 1 ，取
a = 0.3834 。根据式( 6 ) 计
算的盖及底板的厚度:
为节省材料，减少壳体重量，最好将壳体盖子及其底板设计为法兰边与较薄板材的焊接式结构，盖子法兰厚度取 2 0 m m，较薄板材取 1 0 mm，较薄板材焊接加强肋增加强度和刚度。整体重量可以比实际设计重量减少 1 0 k g 。
( 2 ) 左右及前后竖板计算
左右竖板长为4 2 0 mm，宽为 1 9 0 mm ，矩形长宽比值2.21 ，查表 1 ，取：α=0.5。根据式( 6 ) 计算左右
及前后竖板的厚度
前后竖板与左右竖板厚度一致。为节省材料减少壳体重量，在设计时减小壁厚，可以选为6 m m，通过焊接加强肋的方式增加强度和刚度。
4 ． 2 螺栓大小计算
A ／ B≤2 ，近似认为箱体内压力形成的轴向载荷均匀分布在以矩形短边为直径的当量圆周上，单个螺栓最大载荷根据式( 8 ) 和式( 9 ) 计算，结果为
Q=1 7 2 0 8 N
D =1 0．7 9 mm
M1 2螺栓小径为10.2 m m，为增加安全系数，建议采用大于M1 2螺栓，或者采用高强度螺栓。
4 ． 3 法兰部分计算
法兰和竖板之间为焊接，螺栓中心距离为 1 2 0mm，根据式( 2 1 ) 计算法兰厚度
δ≥6.59mm.
法兰厚度可以取δ= 10 mm。
由此可知在螺栓力一定时，法兰螺栓孔中心到竖板外侧边缘的距离越小，法兰承受的外力偶矩越小。在满足螺栓截面一定，并留有紧固螺母所必须间距的前提下，应以螺孔中心到竖板外侧边缘的距离尽可能小为原则。
5 结语
通过对隔爆外壳壳壁、法兰和螺栓的强度设计计算，能较准确地推导出满足试验要求的外壳各部分材料要求厚度。对于外形尺寸较大的外壳，往往通过理论计算出的数值要求外壳各部分都比较厚，造成外壳比较笨重。所以实际应用中对宽度大于300m的隔爆壳体，通常对外壳壳壁取理论值的1/2，然后焊接加强肋增加壳壁的强度和刚度。
㈡基础环板设计 1. 基础环板内、外径的确定 裙座通过基础环将塔体承受的外力传递到混凝土基础上，基础环的主要尺寸为内、外直径（见下图），其大小一般可参考下式选用 （4-68） 式中： D ob-基础环的外径，mm； D ib-基础环的内径，mm； D is-裙座底截面的外径， mm。 2. 基础环板厚度计算 在操作或试压时，基础环板由于设备自重及各种弯矩的作用，在背风侧外缘的压应力最大，其组合轴向压应力为： （4-69） 式中： A b-基础环面积，mm2； W b-基础环的截面系数，mm3； （1）基础环板上无筋板 基础环板上无筋板时，可将基础环板简化为一悬臂梁，在均布载荷σbmax的作用下，基础环厚度： （4-70） 式中： δb-基础环厚度，mm； [σ]b-基础环材料的许用应力，MPa。对低碳钢取[σ]b=140MPa。 （2）基础环板上有筋板 基础环板上有筋板时，筋板可增加裙座底部刚性，从而减薄基础环厚度。此时，可将基础环板简化为一受均布载荷σbmax作用的矩形板（b×l）。基础环厚度：
（4-71） 式中： δb-基础环厚度，mm； M s-计算力矩，取矩形板X、Y轴的弯矩M x、M y中绝对值较大者，M x、M y按表4-35计算，N·mm/mm。无论无筋板或有筋板的基础环厚度均不得小于16mm。 ㈢地脚螺栓 地脚螺栓的作用是使设备能够牢固地固定在基础底座上，以免其受外力作用时发生倾倒。在风载荷、自重、地震载荷等作用下，塔设备的迎风侧可能出现零值甚至拉力作用，因而必须安装足够数量和一定直径的地脚螺栓。塔设备在基础面上由螺栓承受的最大拉应力为： （4-72） 式中： σB-地脚螺栓承受的最大拉应力，MPa。 当σB≤0时，塔设备可自身稳定，但为固定塔设备位置，应设置一定数量的地脚螺栓。 当σB>0时，塔设备必须设置地脚螺栓。地脚螺栓的螺纹小径可按式（4-73）计算： （4-73） 式中： d1-地脚螺栓螺纹小径，mm； C2-地脚螺栓腐蚀裕量，取3mm； n-地脚螺栓个数，一般取4的倍数；对小直径塔设备可取n=6； [σ]bt-地脚螺栓材料的许用应力，选取Q-235-A时，取[σ]bt=147MPa；选取16Mn时，取[σ]bt=170MPa。圆整后地脚螺栓的公称直径不得小于M24。 ㈣裙座体与塔体底封头的焊接结构 裙座体与塔体的焊接形式有下表所示的两种： 名称结构要求特点适用对象 对接焊 缝裙座与塔体直径相等，二者对 齐焊在一起 焊缝承受压应力作用，可承受较高 的轴向载荷 大型塔设备 搭接焊 缝 裙座内径稍大于塔体外径焊缝承受剪应力作用，受力条件差小型塔设备 1．裙座体与塔体对接焊缝（如附图）J-J 截面的拉应力校核 （4-74）
《化工设备机械基础》 塔设备设计 课程设计说明书 学院：木工学院 班级：林产化工0 8 学号： 姓名：万永燕郑舒元 分组：第四组 目录
前言 摘要 塔设备是化工、石油等工业中广泛使用的重要生产设备。塔设备的基本功能在于提供气、液两相以充分接触的机会，使质、热两种传递过程能够迅速有效地进行；还要能使接触之后的气、液两相及时分开，互不夹带。因此，蒸馏和吸收操作可在同样的设备中进行。根据塔内气液接触部件的结构型式，塔设备可分为板式塔与填料塔两大类。板式塔内沿塔高装有若干层塔板(或称塔盘)，液体靠重力作用由顶部逐板流向塔底，并在各块板面上形成流动的液层；气体则靠压强差推动，由塔底向上依次穿过各塔板上的液层而流向塔顶。气、液两相在塔内进行逐级接触，两相的组成沿塔高呈阶梯式变化。填料塔内装有各种形式的固体填充物，即填料。液相由塔顶喷淋装置分布于填料层上，靠重力作用沿填料表面流下；气相则在压强差推动下穿过填料的间隙，由塔的一端流向另一端。气、液在填料的润湿表面上进行接触，其组成沿塔高连续地变化。目前在工业生产中，当处理量大时多采用板式塔，而当处理量较小时多采用填料塔。蒸馏操作的规模往往较大，所需塔径常达一米以上，故采用板式塔较多；吸收操作的规模一般较小，故采用填料塔较多。 板式塔为逐级接触式气液传质设备。在一个圆筒形的壳体内装有若干层按一定间距放置的水平塔板，塔板上开有很多筛孔，每层塔板靠塔壁处设有降液管。气液两相在塔板内进行逐级接触，两相的组成沿塔高呈阶梯式变化。板式塔的空塔气速很高，因而生产能力较大，塔板效率稳定，造价低，检修、清理方便 关键字 塔体、封头、裙座、。 第二章设计参数及要求 符号说明 Pc ----- 计算压力，MPa； Di ----- 圆筒或球壳内径，mm； [Pw]-----圆筒或球壳的最大允许工作压力，MPa； δ ----- 圆筒或球壳的计算厚度，mm； δn ----- 圆筒或球壳的名义厚度，mm； δe ----- 圆筒或球壳的有效厚度，mm；
塔设备强度设计计算 管理提醒： 本帖被tandongchi 从图纸专区移动到本区(2010-07-21) 一、塔体的强度计算 安装在室外的高度与直径比（H/D）较大的塔设备，除承受操作压力外，还要承受质量载荷、风载荷、地震载荷和偏心载荷等，见塔设备各种载荷示意图。因此，在进行塔设备设计时必须根据受载情况进行强度计算与校核。 ㈠按设计压力计算筒体及封头壁厚 按本篇第十五章"容器设计基础"中内压、外压容器的设计方法，计算塔体和封头的有效厚度。 ㈡塔设备所承受的各种载荷计算 以下要讨论的载荷主要有：操作压力；质量载荷；风载荷；地震载荷；偏心载荷。 １．操作压力 当塔为内压时，在塔壁上引起周向及轴向拉应力；当塔为外压时，在塔壁上引起周向及轴向压应力。操作压力对裙座不起作用。 ２．质量载荷 塔设备的质量包括塔体、裙座体、内构件、保温材料、扶梯和平台及各种附件等的质量，还包括在操作、停修或水压试验等不同工况时的物料或充水质量。 设备操作时的质量 m0=m1+m2+m3+m4+m5+ma+me （4-42） 设备的最大质量（水压试验时） mmax =m1+m2+m3+m4+mw+ma+me （4-43） 设备最小质量 mmin =m1+0.2m2+m3+m4+ma+me （4-44） 式中： m1:塔体和裙座质量，Kg； m2:内件质量，Kg； m3:保温材料质量，Kg； m4:平台、扶梯质量，Kg； m5:操作时塔内物料质量，Kg； ma:人孔、接管、法兰等附件质量，Kg； me:偏心质量，Kg； mw:液压试验时，塔内充液质量，Kg； 0.2m2:考虑内件焊在塔体上的部分质量，如塔盘支承圈、降液管等。 当空塔吊装时，如未装保温层、平台、扶梯等，则mmin应扣除m3和m4。 在计算m2、m4及m5时，若无实际资料，可参考表4-25进行估算。 表4-25 塔设备部分内件、附件质量参考值 名称笼式扶梯开式扶梯钢制平台圆形泡罩塔盘条形泡罩塔盘筛板塔盘浮阀塔盘舌型塔盘塔盘充液 单位质量 40Kｇ/m 15～24 Kｇ/m 150Kｇ/m2 150Kｇ/m2 150Kｇ/m2 65Kｇ/m2 75Kｇ/m2 75Kｇ/m2 7 0Kｇ/m2
一、塔器的分类及用途 1.塔设备的作用： 2.塔器的分类:①按操作压力分②按单元操作分③按内件结构分：填料塔和 板式塔 3.填料塔的结构：①塔体②支座③人孔或手孔④吊柱及扶梯⑤操作平台 ⑥填料⑦除沫器，等等 4.板式塔的结构：①塔体②支座③人孔或手孔④吊柱及扶梯⑤操作平台⑥ 塔盘等。 5.填料塔使用场合：①分离程度要求高的情况②具有腐蚀性的物料的情况 ③容易发泡的物料的情况 6.板式塔使用场合：①液相负荷较小时②含固体颗粒，容易结垢，有结晶 的物料等。 二、填料塔 1.填料塔的特点： 2.填料分类：散装填料和规整填料 散装填料的分类：（1）环形填料（2）开孔环形填料（3）鞍形填料 （4）金属环矩鞍填料 规整填料分类：（1）丝网波纹填料（2）板波纹填料 填料的选用： 3.液体的分布器分类：（1）管式液体分布器：重力型和压力型（2）槽式液体 分布器（3）喷洒式液体分布器（4）盘式液体分布器 4.液体的分布器作用： 5.了解填料支撑的种类，结构 三、板式塔的种类 1、泡罩塔的结构 优点： 缺点： 2、浮阀塔的结构 优点： 缺点： 3、筛板塔的结构 优点： 缺点: 4、无降液管塔 5、导向筛板塔 6、斜喷型塔 四、板式塔的塔盘 1、板式塔的塔盘分类：溢流型和穿流型 2、板式塔的塔盘结构分类：①整块式塔盘：定距管式塔盘和重叠式塔盘 ②分块式塔盘 3、塔盘支撑结构种类，结构 五、塔设备的附件 1、除沫器的作用： 2、常用的除沫装置：丝网除沫器、折流板式除沫器、旋流板除沫器
3、吊柱的结构： 六、塔设备的计算 塔设备的各种载荷，计算中需要知道设计哪些载荷 塔设备标准的适用范围，什么样的设备，才算是塔设备 设计压力，设计温度如何考虑 材料的选择，负偏差，腐蚀裕量，最小厚度 1.了解塔设备的受力模型，塔设备受力模型的理论基础 地震受力模型 地震水平力如何计算， 地震垂直力如何计算；什么情况下考虑地震垂直作用力 地震弯矩如何计算 多质点的地震弯矩是如何叠加的 风载受力模型 风作用力的计算 风弯矩的计算 地震作用和风载作用是如何叠加的 2.塔设备强度计算包括哪些步骤 3.塔的固有周期，振型的概念是什么，又是如何参与到塔设备计算中的 七、塔设备零部件 1.裙座 1.1 裙座材料的选择，地脚螺栓的选择，许用应力的确定 1.2 裙座的类型，每种类型适用场合，每种结构有何要求 1.3 裙座与塔壳的连接形式，焊缝有和要求 1.4 排气孔，排气管和隔火圈的规格数量的确定 1.5 裙座上面引出管的结构如何设计 1.6检查孔规格，数量的确定 1.7地脚螺栓座的结构有哪些，每种结构尺寸如何确定的 2.塔壳 通常包括的元件有哪些，塔壳结构有哪些 3.静电接地板如何设置 4.地脚螺栓模板的用途，结构如何考虑 5.设置吊柱的目的（分段塔可不设置吊柱），结构尺寸的确定 6.塔设备吊耳如何选择，如何计算 八、设备法兰（专题讨论） 1）设备法兰的类型，以及各种类型的优缺点，各适用什么场合 2）设备法兰的标准号，在选用标准设备法兰需要注意什么 3）非标设备法兰如何计算，结构尺寸如何确定，怎样才算是最优设计 4）设备法兰材料有哪些，如何选择 5）设备法兰的制造，法兰的制造技术要求有哪些 九、螺栓和螺母， 1）螺栓材料选择，标准的选择，载荷计算
第四章塔设备机械设计 塔设备设计包括工艺设计和机械设计两方面。机械设计是把工艺参数、尺寸作为已知条件，在满足工艺条件的前提下，对塔设备进行强度、刚度和稳定性计算，并从制造、安装、检修、使用等方面出发进行机构设计。 4.1设计条件 由塔设备工艺设计设计结果，并查相关资料[1],[9]知设计条件如下表。 表4-1 设计条件表
4.2设计计算 4.2.1全塔计算的分段
图4-1 全塔分段示意图 塔的计算截面应包括所有危险截面，将全塔分成5段，其计算截面分别为：0-0、1-1、2-2、3-3、4-4。分段示意图如图4-1。
4.2.2 塔体和封头厚度 塔内液柱高度：34.23.15.004.05.0=+++=h （m ） 液柱静压力：018.034.281.992.783101066=???==--gh p H ρ（MPa ） 计算压力：1=+=H c p p p MPa （液柱压力可忽略） 圆筒计算厚度：[]94.60 .185.017022000 0.12=-???=-= c i c p D p φσδ（mm ） 圆筒设计厚度：94.8294.6=+=+=C c δδ（mm ） 圆筒名义厚度：108.094.81=?++=?++=C c n δδ（mm ） 圆筒有效厚度：8210=-==-=C n e δδ（mm ） 封头计算厚度：[]93.60 .15.085.017022000 0.15.02=?-???=-= c i c h p D p φσδ（mm ） 封头设计厚度：93.8293.6=+=+=C h hc δδ（mm ） 封头名义厚度：108.093.81=?++=?++=C hc hn δδ（mm ） 封头有效厚度：8210=-==-=C hn he δδ（mm ） 4.2.3 塔设备质量载荷 1. 塔体质量 查资料[1],[8]得内径为2000mm ，厚度为10mm 时，单位筒体质量为495kg/m ，单个封头质量为364kg 。 通体质量：5.121275.244951=?=m （kg ） 封头质量：72823642=?=m （kg ） 裙座质量：14850.34953=?=m （kg ） 塔体质量：5.1434014857285.1212732101=++=++=m m m m （kg ） 0-1段：49514951-0,01=?=m （kg ）
完井工程大作业二一口井套管柱设计 班级：油工101 学号：004 姓名：王涛 课程：完井工程 任课教师：孙展利
1基本数据 1)井号：广斜-1井；2)井别：开发井；3)井型：定向井 3井身结构如图所示 4套管柱设计有关数据和要求 表层套管：下深150m，外径Φ339.7mm，一开钻井液密度1.1g/cm3，防喷器额定压力21Mpa,安全系数:抗挤S c=1.0，抗拉S t=1.6，抗内压S i=1.0。要求表层套管的抗内压强度接近防喷器的额定压力，套管钢级用J-55，套管性能见下表。 油层套管：下深3574m，外径Φ139.7mm，二开最大钻井液密度1.32g/cm3，安全系数:抗挤S c=1.125，抗拉S t=1.80(考虑浮力)，抗内压S i=1.10。由于地层主要为盐岩、泥岩，易塑性流动和膨胀，外挤载荷要求按上覆岩层压力的当量密度 2.3g/cm3来计算，按直井(井斜角小)和单向应力来设计，套管钢级选N-80、P-110。 要求要有明确的步骤和四步计算过程(已知条件、计算公式、数据带入、计算结
油层套管设计： 已知条件： 油层套管下深H=3574m，外径Φ139.7mm，二开最大钻井液密度ρ m = 1.32g/cm3，安全 系数:抗挤S c =1.125，抗拉S t =1.80(考虑浮力)，抗内压S i =1.10。 上覆岩层压力的当量密度ρ o =2.3g/cm3，按直井(井斜角小)和单向应力来设计，解： 根据题目要求，本定向井按照直井(井斜角小)和单向应力来设计，根据题目要求外挤 载荷要求按上覆岩层压力的当量密度ρ o =2.3g/cm3来计算 第一段套管设计： 1.计算第一段套管应具有的抗挤强度（即第一段套管底端的抗挤强度） 1）按抗挤强度设计第一段套管，因为套管底端的外挤压力最大，所以以套管底端的外挤压力作为第一段套管应具有的抗挤强度，按全掏空计算井底外挤压力， P b =0.00981*ρ o *H=0.00981*2.3*3574=80.64Mpa 2）第一段套管应具有的抗挤强度应为 P c1= P b *S c =80.64*1.125=90.72Mpa 2.根据第一段套管应具有的抗挤强度，查套管性能表选用P-110，壁厚10.54mm套管， 其抗挤强度为P c’=100.25 Mpa，抗拉强度为T t1 =2860.2KN，重量W 1 =0.3357KN/m 第二段套管设计： 1. 第一段套管的顶截面位置取决于第二段套管的可下深度，第二段套管选用抗挤强度比第一段套管低一级的套管，查套管性能表可选P-110，壁厚9.17mm套管，其抗 挤强度为P c’’=76.532 MPa，抗拉强度T t2 =2437.6KN，重量为W2=0.2919KN/m 2. 按抗挤强度计算第二段套管的可下深度： H 2= P c’’ /(0.00981*ρ o * S c )=76.532/(0.00981*2.3*1.125)=3023m 3.实际套管因为是10m一根，因此要对可下深度取整，再加上数据误差的安全考虑， 实际第二段套管的深度为H 2=3000m，则第一段套管的段长为L 1 =3574-3000=574m 4.校核第一段套管的安全系数：
3.3.5花键的连接强度计算 花键连接的强度计算与键连接相似，首先根据连接的结构特点、使用要求和工作条件选定花键类型和尺寸，然后进行必要的强度校核计算。花键的主要失效形式是工作面被压溃（静连接）或工作面过度磨损（动连接）。因此静连接通常按工作面上的挤压应力进行强度计算，动连接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。 计算时，假定载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上的压力的合力F 作用在平均直径d m 处，即传递的转矩T=zFd m /2,并引入系数Ψ来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响，则花键连接的强度条件为 静连接 σp =m 3 zhld 10·2ΨT ≤[σp ] 动连接 p= m 3zhld 10·2ΨT ≤[p] 式中: Ψ——载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般去Ψ=0.7~0.8，齿数多时取偏小值； z ——花键的齿数； l ——齿的工作长度；mm h ——花键齿侧面的工作高度，矩形花键，h=（D-d ）/2-2C,此处D 为外花键的大径，d 为内花键的小径，C 为倒角尺寸，单位均为mm ；渐开线花键，a=30°，h=m ，a=45°，h=0.8m ，m 为模数； d m ——花键的平均直径，矩形花键，d m =（D+d ）/2;渐开线花键，d m =d i ，d i 为分度圆直径，mm ； [σp ]——花键连接的许用挤压应力，MPa ； [p]——花键连接的许用压力，，MPa ； 花键传递的转矩 T=zFd m /2
T=64×23518×0.32÷2=240824N ·m σp =m 3 zhld 10·2ΨT =65≤[σp ]
基于GB/T17855-1999 方法的端面花键齿承载能力计算1. 术语、代号及说明
2. 计算（渐开线花键） 2.1 名义切向力Ft Ft=2000 × T/D 本例：Ft=2000×T÷19.098=104.72T N 2.2 单位载荷W W=Ft/z ×l ×cos αD 本例：W=104.72T/24×25×cos34 °=0.2105T N/mm 2.3 系数 （1）使用系数K1 （2）齿侧间隙系数K2 当花键副的受力状态如图 1 所示时，渐开线花键或矩形花键的各键齿上所受的载荷大小，除取决于键齿弹性变形大小外，还取决于花键副的侧隙大小。在压轴力的作用下，随着侧隙的变化（一半圆周间隙增大，另一半圆周间隙减小），内花键与外花键的两轴线将出现一个相对位移量e0。其位移量e0 的大小与花键的作用侧隙（间隙）大小和制造精度高低等因素有关。产生位移后，使载荷分布在较少的键齿上（对渐开线花键失去了自动定心的作用），因而影响花键的承载能力。此影响用齿 侧间隙系数K2 予以考虑. 通常K2 =1.1 ～3.0 。 当压轴力较小、花键副的精度较高时，可取K2=1.1 ～1.5; 当压轴力较大、花键副的精度较低时，可取K2=2.0～3.0; 当压轴力为零、只承受转矩时，K2=1.0 。
图 1 只承受压轴力F、无转矩T，内外花键的位置 （3）分配系数K3 花键副的内花键和外花键的两轴线在同轴状态下，由于其齿距累积误差（分 度误差）的影响，使花键副的理论侧隙（单齿侧隙）不同，各键齿所受载荷也不同。 这种影响用分配系数K3 予以考虑。对于磨合前的花键副，当精度较高时（按GB/T 1144 标准为精密级的矩形花键或精度等级按GB/T3478.1 标准为5 级或高于5级时），K3=1.1 ～1.2; 当精度较低时（按GB/Tll44 标准为一般用的矩形花键或精度等级按GB/T3478.1 标准低于 5 级时），K3= 1.3 ～1.6 。对于磨合后的花键副，各键齿均参与工作，且受载荷基本相同时，取K3=1.0 。 （4）轴向偏载系数K4 由于花键副在制造时产生的齿向误差和安装后的同轴度误差，以及受载后的扭转变形，使各键齿沿轴向所受载荷不均匀。用轴向偏载系数K4 予以考虑。其值可从表3 中选取。 对于磨合后的花键副，各键齿沿轴向载荷分布基本相同时，可取K4=1.0 。当花键的精度较高和分度圆直径D或平均圆直径dm 较小时，表 3 中的轴向偏载系数K4 取较小值，反之取较大值。 本例：假设K1=1.25 、K2=1.2 、K3=1.3 、K4=1.2 2.4 承载能力计算 （1）齿面接触强度计算
设计举例： 例题：某井177.8 mm(7 英寸)油层套管下至3500 m ，下套管时的钻井液密度为1.303 /cm g ，水泥返至2800 m ，预计井内最大内压力 35 MPa ，试设计该套管柱 （规定最小段长500 m ）。规定的安全系数：Sc=1.0，Si = 1.1，St =1.8 解：（1）计算最大内压力，筛选符合抗内压要求的套管 抗内压强度设计条件为： 筛选套管： C-75，L-80，N-80，C-90，C-95，P-110 按成本排序： N-80 < C-75 < L-80 < C-90< C-95< P-110 （2）按抗挤设计下部套管段，水泥面以上双向应力校核 1）计算最大外挤力， 选择第一段套管 Pa D p m oc 5.4463535003.181.981.9max =??==ρ 1oc c c p S p ?≤ 5.446350.15.4463548401=?≥ 安全 2）选择第二段套管 选低一级套管，第一段抗拉强度校核 22oc c c p S p ?≤ 229.81m c c D S p ρ?≤ 2237301 29259.819.81 1.3 1.0 c m c p D m S ρ≤ ==?? 第二段套管可下深度D 2，第一段套管长度L 1 取D 2=2900m (留有余量) m D D L 60029003500211=-=-= 双向应力强度校核，最终确定D 2和L 1 D 2 =2900 m ＞2800 m ，超过水泥面，考虑双向应力
危险截面：水泥面2800m 处 浮力系数：834.085 .73.111=-=-=s m f K ρρ 轴向拉力： ()()水泥面11222800 0.8340.42346000.379529002800243.2m B F K q L q D kN ??=+-?? ??=??+?-=?? 存在轴向拉力时的最大限度允许抗外挤强度： 水泥面 22 2243.21.030.7437301 1.030.74354922686.7m ca c s F p p kPa F ?? ??=-=?-= ? ? ??? ?? 2280035492 0.9919.81 1.32800 ca C oc p S p '= == 1.0 安全 水泥胶结面处 套管2： 危险截面 2700 m 处，Sc = 1.02 > 1.0 安全 两段套管交接处 试取D 2 = 2700 m ，L 1 = 800m 计算套管抗拉安全系数：112655.6 7.84 1.80.4234800 sll t a F S F '= ==>? 安全 最终结果：D 2 = 2700 m ，L 1 = 800m 3）选择第三段套管； 轴向拉力：() 211223 m B F K q L q D D ??=+-?? 存在轴向拉力时的最大限度允许抗外挤强度： 2333 23 3 1.030.74 1.09.81m c s ca c ccD m F p F p S p D ρ? ? - ?? ? '= =≥ 试算法，取 D3 =1700 m , 计算得 Sc= 1.03 计算第二段顶部的抗拉安全系数 () ()211223 0.42348000.379427001700718a F q L q D D kN =+-=?+?-=
渐开线花键完整计算 1、模数是径节制的Dp24，换算公式是25.4÷24≈1.0583。 2、棒间距是用量棒直径和分度圆齿槽宽根据公式算出来的。计算公式可参考国标。棒间距的计算公式是由几何学决定的，美标德标都一样。在量棒直径的选择上各个标准可能会有差异。 3、标准齿形定义为在分度圆上齿厚和齿槽宽相等，而分度圆直径定义为模数×齿数。分度圆周长=mzπ=2zE，所以E=mπ÷2=1.0583×π÷2≈1.6624，而图里面的齿槽宽比标准的大不少，所以图里的花键不是标准的齿形，也就是说是带变位系数的，也就是说实际上分度圆不是等分齿距的，内花键的齿槽宽是大于内花键的齿厚的。所以图里真实的齿槽宽需要根据棒间距和量棒直径逆推算。 4、实际齿槽宽就是根据棒间距的实际测量值逆推算出来的，最大最小实际齿槽宽分别对应着棒间距的最大最小值。作用齿槽宽是考虑到花键的几何公差后的最大实体边界对应的齿槽宽。花键加工过程中，齿距会有误差，24个齿就对应有24个齿距，都可能会有误差；齿形会有误差，齿形也叫齿廓就是那条渐开线，几何上是一条平滑的曲线，但现实中是锯齿状凹凸不平的；齿向会有误差，齿向误差也叫螺旋线误差，就是看齿宽两侧渐开线对应的点在齿面上画过去的线是平的还是鼓的，还是左歪还是右歪。以上3种误差的存在，会造成内花键的实体边界不在几何学上的位置上。内外花键配合实际上是广义的轴孔配合，公差原则也是存在的，基本上等于采用包容原则。 5、大小径在几何上的约束没那么多。大径不超出齿廓两侧渐开线的交点，小径不小于基圆，然后配对的内外花键大小径之
间互相留点间隙，在几何上就不会有什么干涉。但在受力上，小径要根据外花键的齿根强度取舍。一般只要不根切问题都不大。如果需要标准背书，大小径也可以按照标准给的比例系数确定。6、题主的图挺像我一客户的风格，都是参数栏放图纸左下角，参数栏也不给齿形齿向齿累公差，令人无法直观判断精度等级以及参数之间是否会有矛盾。如果再遇上热处理变形量随机，生产厂家那就要焦头烂额了。
1.压力容器主要由哪几部分组成?分别起什么作用?答：压力容器由筒体、封头、密封装置、开孔接管、支座、安全 附件六大部件组成。筒体的作用：用以储存物料或完成化学反应所需要的主要压力空间。封头的作用：与筒体直接焊在一起，起到构成完整容器压力空间的作用。密封装置的作用：保证承压容器不泄漏。开孔接管的作用：满足工艺要求和检修需要。支座的作用：支承并把压力容器固定在基础上。安全附件的作用：保证压力容器的使用安全和测量、控制工作介质的参数，保证压力容器的使用安全和工艺过程的正常进行。 2.介质的毒性程度和易燃特性对压力容器的设计、制造、使用和管理有何影响？ 答：介质毒性程度越高，压力容器爆炸或泄漏所造成的危害愈严重，对材料选用、制造、检验和管理的要求愈高。如Q235-A或Q235-B钢板不得用于制造毒性程度为极度或高度危害介质的压力容器；盛装毒性程度为极度或高度危害介质的容器制造时，碳素钢和低合金钢板应力逐张进行超声检测，整体必须进行焊后热处理，容器上的A、B类焊接接头还应进行100%射线或超声检测，且液压试验合格后还得进行气密性试验。而制造毒性程度为中度或轻度的容器，其要求要低得多。毒性程度对法兰的选用影响也甚大，主要体现在法兰的公称压力等级上，如内部介质为中度毒性危害，选用的管法兰的公称压力应不小于；内部介质为高度或极度毒性危害，选用的管法兰的公称压力应不小于，且还应尽量选用带颈对焊法兰等。易燃介质对压力容器的选材、设计、制造和管理等提出了较高的要求。如Q235-A·F不得用于易燃介质容器；Q235-A不得用于制造液化石油气容器；易燃介质压力容器的所有焊缝（包括角焊缝）均应采用全焊透结构等。 3.《压力容器安全技术监察规程》在确定压力容器类别时，为什么不仅要根据压力高低，还要视压力与容积的乘积pV大小进行分类？答：因为pV乘积值越大，则容器破裂时爆炸能量愈大，危害性也愈大，对容器的设计、制造、检验、使用和管理的要求愈高。 1.一壳体成为回转薄壳轴对称问题的条件是什么?几何形状承受载荷边界支承材料性质均对旋转轴对称 2.推导无力矩理论的基本方程时，在微元截取时，能否采用两个相邻的垂直于轴线的横截面代替教材中与经线垂直、同壳体正交的圆锥面？为什么？答：不能。如果采用两个相邻的垂直于轴线的横截面代替教材中与经线垂直、同壳体正交的圆锥面，这两截面与壳体的两表面相交后得到的两壳体表面间的距离大于实际壳体厚度，不是实际壳体厚度。建立的平衡方程的内力与这两截面正交，而不是与正交壳体两表面的平面正交，在该截面上存在正应力和剪应力，而不是只有正应力，使问题复杂化。 3.试分析标准椭圆形封头采用长短轴之比a/b=2的原因。答：a/b=2时，椭圆形封头中的最大压应力和最大拉应力 相等，使椭圆形封头在同样壁厚的情况下承受的内压力最大，因此GB150称这种椭圆形封头为标准椭圆形封头 4.何谓回转壳的不连续效应？不连续应力有哪些特征，其中β与两个参数的物理意义是什么？ 答：回转壳的不连续效应：附加力和力矩产生的变形在组合壳连接处附近较大，很快变小，对应的边缘应力也由较高值很快衰减下来，称为“不连续效应”或“边缘效应”。
基于GB/T17855-1999方法的端面花键齿承载能力计算1.术语、代号及说明
2.计算(渐开线花键) 2.1名义切向力 本例： N 2.2单位载荷 本例：=0.2105T N/mm 2.3系数 （1）使用系数
（2）齿侧间隙系数 当花键副的受力状态如图1所示时，渐开线花键或矩形花键的各键齿上所受的载荷大小，除取决于键齿弹性变形大小外，还取决于花键副的侧隙大小。在压轴力的作用下，随着侧隙的变化(一半圆周间隙增大，另一半圆周间隙减小)，花 键与外花键的两轴线将出现一个相对位移量。其位移量的大小与花键的作用侧隙(间隙)大小和制造精度高低等因素有关。产生位移后，使载荷分布在较少的键齿上(对渐开线花键失去了自动定心的作用)，因而影响花键的承载能力。此影响用齿侧间隙系数予以考虑.通常=1.1～3.0。 当压轴力较小、花键副的精度较高时，可取=1.1～1.5;当压轴力较大、 花键副的精度较低时，可取=2.0～3.0;当压轴力为零、只承受转矩时，=1.0。 图1 只承受压轴力F、无转矩T，外花键的位置（3）分配系数
花键副的花键和外花键的两轴线在同轴状态下，由于其齿距累积误差(分度误差)的影响，使花键副的理论侧隙(单齿侧隙)不同，各键齿所受载荷也不同。 这种影响用分配系数予以考虑。对于磨合前的花键副，当精度较高时(按GB/T 1144标准为精密级的矩形花键或精度等级按GB/T3478.1标准为5级或高于5级时)，=1.1～1.2;当精度较低时(按GB/Tll44标准为一般用的矩形花键或精度等级按GB/T3478.1标准低于5级时)， 1.3～1.6。对于磨合后的花键副，各键齿均参与工作，且受载荷基本相同时，取=1.0。 （4）轴向偏载系数 由于花键副在制造时产生的齿向误差和安装后的同轴度误差，以及受载后的扭转变形，使各键齿沿轴向所受载荷不均匀。用轴向偏载系数予以考虑。其值可从表3中选取。 对于磨合后的花键副，各键齿沿轴向载荷分布基本相同时，可取=1.0。 当花键的精度较高和分度圆直径D或平均圆直径较小时，表3中的轴向偏载系数取较小值，反之取较大值。
高温高压井管柱设计和分析软件– WellCat WellCat可为管柱设计提供一体化设计和分析解决方案。WellCat解决了管柱设计学科中的最复杂问题，即精确预测井下温度、压力剖面、管柱载荷和由之引起的位移等难题。在Windows操作环境下的Wellcat软件由5个可独立运行的模块（Drill钻井、Pro开发、Casing套管、Tube油管、Multistring多管串）组成。 对高温高压油井不采用WellCat进行设计的潜在危险是，由于环空流体膨胀可能造成管柱失效，造成井漏和井喷，考虑到油藏的油气损失、勘探和开发费用以及对健康安全和环境（HSE）的影响。 该软件主要解决常温套管设计软件所不能解决的如下管柱设计中的最复杂的难题： ①水下油井的环空热膨胀是否会引起套管损坏――内层管柱挤毁，外层管柱崩裂？ ②由温度、压力产生的对整个套管和油管系统的载荷会不会引起井口移位运动及载荷的重新分布？ ③如何消除套管和油管的弯曲，或将其限制在一定的范围内？ ④在深井钻井过程中，套管在未凝固的水泥是否弯曲，在采油过程中，如何避免这类问题？ ⑤小排量的反循环顶替封隔液对油管是起加热还是冷却作用？ ⑥在确保安全和可靠的前提下，有没有大幅度降低管材成本的途径？ 解决以上问题，需要解决三大重点问题，这也是WELLCAT所具有的三大主要功能： 功能之一：精确模拟井的生命周期中任何时刻时的井下温度场与压力场 功能之二：分析各种工况下管柱的受力情况，完成三轴应力校核 功能之三：模拟流体膨胀与管柱变形情况，计算由此而来的附加载荷 WELLCAT具有五个独立的模块，分别是：Drill钻井、Pro开发、Casing套管、Tube 油管、Multistring多管串。 ?瞬态及稳态分析 ?在分析热交换过程中，考虑井眼周围一定范围内的地层温度的变化，提高了温度模拟精度
齿数Z / 44模数M / 2压力角ao30花键组合长度lmm32外花键外径deemm90外花键短径模具mm84.4内花键短径diimm86根圆角半径ρmm0.8渐开线起始圆直径dfemm85.7工作齿高度h wmm2全齿高度hmm2.8弦齿厚度sfnmm4.297319输入扭矩tn.m11458.8材料抗拉强度σbmpa980材料屈服强度σsma835安全系数SH / 1.25齿根弯曲强度安全系数SF / 1服务系数K1 / 1.25齿隙系数K2 / 1.1分配系数K3 / 1.1轴向偏心载荷系数K4 / 1.5应力转换系数K / 0.15齿磨损允许的压应力σh1mpa10齿磨损允许的压应力σh2mpa9.4弯矩mbn.m0作用直径dhmm85 .18773应力集中系数αTN / 2.238703公称切向力ftn260427.3单位载荷wn / mm213.5764剪应力τ渐开线花键如下：tnmpa94.401321，齿面的允许接触强度[σH] mpa294.4353σhmpa106.78822，齿根的允许弯曲强度[σF] mpa431.9559计算渐开线花键的承载力1.花键对的基本参数，齿表面压应力（计算值），2。工作条件参数3，检查结果σfmpa168.26663，齿根的容许剪切强度[τF] mpa215.978，τfmaxmpa211.33654外部花键的抗扭强度（允许值）[σv] mpa368.0441σvmpa163.5079齿表面摩擦的允许压应力[σH1] mpa110σhmpa106.7882齿表面摩擦的允
许压应力[σH2] mpa9 .4σhmpa106.7882b，花键对的耐磨性很长，并且齿表面的压应力（计算值）不符合要求。5当花键对工作108个周期时，齿面的压应力（计算值）满足要求。齿根的最大剪切应力（计算值）满足要求。等效应力（计算值）满足要求。弯曲应力（计算值）满足淬火和回火淬火淬火95110135170185185205碳钢化碳碳化碳化碳化碳化碳化碳钢化碳镍铁合金的三重淬火0.36363636364≤1.0> 1.0-1.5> 1.5-2.2.1.1-1.31.2-1.1.3-1.1.2-1.1.2-1.1.2 -1.1.2-1.3-1.71.6-2.41.7-2.91.4-2.91.8-2.81.9-3.51.5-2.12.0-3-3.22.1-4.11.11.2-1.61.3-2.11 .1 1.4.4.4- 2.11.4-2.4-2.1.2-1.1.1.1.1.1.- 2.41.3-1.81.5-2.51.6- 3.01.4-2.01.7-2.91.8-3.61.5- 2.21.9- 3.32.0- 4.21.6-2.42.1-3.62.2-4.81.3-2.01.4-2.81.5-3.41.4-2.21.6-3.21.7-屈服强度[σS] 83578535545抗拉强度[σb] 1080980600，材料的机械性能等级机械性能等级20ccrmnti40cr> 30-50> 50-80> 80-120> 120机械性能等级20ccrmnti40cr> 30-50> 50-80> 80-120> 120系列或模数/ mm平均圆直径DM灯系列或m≤2≤30> 30> 30> 50> 50> 50> 50> 50-120> 120> 120或模量/ mm平均圆直径DM灯系列或m ≤2≤30> 30> 30> 50> 50> 50>
渐开线花键计算公式 30°平齿根花键计算书第1页 模数m = 3 齿数z = 15 标准压力角αD = 30° 配合代号：H7/h7 分度圆直径D = m×z = 45 基圆直径Db = m×z×cos(αD) = 38.9711 周节p = π×m = 9.42477796076937 内花键大径Dei = m×(z+1.5) = 49.5 外花键作用齿厚上偏差esv = 0 (根据<<机械传动设计手册>>1463页表9-1-49或由公差代号计算) 外花键渐开线起始圆直径最大值： DFemax = 2×((0.5Db)^2+(0.5Dsin(αD)-(hs-0.5esv/tan(αD))/sin(αD))^2)^0.5 = 41.8669 (其中hs = 0.6m = 1.8) 内花键小径Dii = DFemax+2CF) = 42.47 (其中CF = 0.1m = .3) 内花键基本齿槽宽E = 0.5πm = 4.71238898 外花键基本齿厚S = 0.5πm = 4.71238898 内花键： 内花键总公差T+λ= 40i*+160i** = 179 其中i* = 0.45(D)^(1/3) + 0.001D (D = (30×50)^0.5 = 38.7298334620742) i** = 0.45(E)^(1/3) + 0.001E (E = (3×6)^0.5 = 4.24264068711928) 周节累积公差Fp = 7.1(L)^0.5 + 18 = .078 其中分度圆周长之半L = πmz/2 = 70.6858347057703 齿形公差ff = 6.3ψf + 40 = .062 其中公差因数ψf = m + 0.0125D = 3.48412291827593 齿向公差Fβ= 2.0×(g)^0.5 + 10 = .023 其中花键长度g = 40 综合公差λ= 0.6((Fp)^2 + (ff)^2 + (Fβ)^2)^0.5 = .061 作用齿槽宽最小值Evmin = 0.5πm = 4.712 实际齿槽宽最大值Emax = Evmin + (T+λ) = 4.891 实际齿槽宽最小值Emin = Evmin + λ=4.773 作用齿槽宽最大值Evmax = Emax - λ= 4.83 外花键： 外花键大径Dee = m×(z + 1) = 48 外花键小径Die = m×(z - 1.5) = 40.5 外花键总公差T+λ= 40i*+160i** = 179 其中i* = 0.45(D)^(1/3) + 0.001D (D = (30×50)^0.5 = 38.7298334620742)
齿数Z/44模数M/2压力角ao30花键组合长度lmm32外花键外径deemm90外花键短直径模具mm84.4内花键短直径diimm86齿根圆角半径ρmm0.8渐开线起始圆直径dfemm85.7工作齿高h wmm2全齿高hmm2.8弦齿厚度sfnmm4.297319输入扭矩tn.m11458.8材料抗拉强度σbmpa980材料屈服强度σsma835安全系数SH/1.25齿根弯曲强度安全系数SF/1使用系数K1/1.25齿隙系数K2/1.1分布系数K3/1.1轴向偏心载荷系数K4/1.5应力转换系数K/0.15齿面磨损许用压应力σh1mpa10轮齿磨耗许用压应力σh2mpa9.4弯矩mbn.m0作用直径dhmm85.18773应力集中系数αTN/2.238703名义切向力ftn260427.3单位载荷wn/mm213.5764剪应力τ渐开线花键为：tnmpa94.401321，齿面许用接触强度[σH]mpa294.4353σhmpa106.78822，齿根许用抗弯强度[σF]mpa431.9559计算渐开线花键1的承载能力。花键副的基本参数，齿面压应力（计算值），2。工况参数3，检验结果σfmpa168.26663，齿根许用抗剪强度[τF]mpa215.978，τfmaxmpa211.33654外花键抗扭强度（许用值）[σv]mpa368.0441σvmpa163.5079齿面摩擦许用压应力[σH1]mpa110σhmpa106.7882齿面摩擦许用压应力[σH2]mpa9.4σhmpa106.7882b，花键副
的耐磨性很长，齿面压应力（计算值）不符合要求。5花键副工作108周时，齿面压应力（计算值）符合要求。齿根最大剪应力（计算值）符合要求。等效应力（计算值）符合要求。碳合金渗碳和渗碳的计算值应满足渗碳温度为1851.1.361.361.361.1碳化温度大于1851.1.361.1碳化温度的要求。1.1.1.2-1.1.1.2-1.1.2-1.1.2-1.1.2-1.1.2-1.3-1.71.6.6-2.41 41.7.7-2.91.4-2.91.8-2.81.9-2.51.5-2.12.12.0-3-3.22.1.1-4.11.11.11.11.2.2-1.61.3-2.11.11.3-2. 11 11.4.4.4-2.11.11.4.4.4-2.4.4.4-2.4.4.4-2.2.1.1.1.1.1.1.1.1.1.1.1.1.1.1 6-3.01.4-2.01.7-2.91.8-3.61.5-2.21.9-3.32.0-4.21.6-2.42.1-3.62.2-4.81.3-2.01.4-2.81.5-3.41.4-2.21.6-3.21.7-屈服强度[σS]83578535545抗拉强度[σb]1080980600，材料机械性能等级20ccrmnti40cr>30-50>50-80>80-120>120机械性能等级20ccrmnti40cr>30-50>50-80>80-120>120系列或模块/mm平均圆直径DM灯系列或m≤2≤30>30>50>50>50>50>50-120>120>120或模数/mm平均圆直径DM灯系列或m≤2≤30>30>30>50>50>50>50>80>80>120>120>120>120>K4系列或2 第十七章塔设备强度设计计算 一、塔体的强度计算 安装在室外的高度与直径比（H/D）较大的塔设备，除承受操作压力外，还要承受质量载荷、风载荷、地震载荷和偏心载荷等，见塔设备各种载荷示意图。因此，在进行塔设备设计时必须根据受载情况进行强度计算与校核。 塔设备各种载荷示意图 ㈠按设计压力计算筒体及封头壁厚 按本篇第十五章"容器设计基础"中内压、外压容器的设计方法，计算塔体和封头的有效厚度。 ㈡塔设备所承受的各种载荷计算 以下要讨论的载荷主要有：操作压力；质量载荷；风载荷；地震载荷；偏心载荷。 １．操作压力 当塔为内压时，在塔壁上引起周向及轴向拉应力；当塔为外压时，在塔壁上引起周向及轴向压应力。操作压力对裙座不起作用。 ２．质量载荷 塔设备的质量包括塔体、裙座体、内构件、保温材料、扶梯和平台及各种附件等的质量，还包括在操作、停修或水压试验等不同工况时的物料或充水质量。 设备操作时的质量 m0=m1+m2+m3+m4+m5+m a+m e（4-42） 设备的最大质量（水压 试验时） m max （4-43） =m1+m2+m3+m4+m w+m a+m e 设备最小质量m min =m1+0.2m2+m3+m4+m a+m e（4-44） 式中： m1:塔体和裙座质量，K g； m2:内件质量，K g； m3:保温材料质量，K g； m4:平台、扶梯质量，K g； m5:操作时塔内物料质量，K g； m a:人孔、接管、法兰等附件质量，K g； m e:偏心质量，K g； m w:液压试验时，塔内充液质量，K g； 0.2m 2:考虑内件焊在塔体上的部分质量，如塔盘支承圈、降液管等。 当空塔吊装时，如未装保温层、平台、扶梯等，则m min 应扣除m 3和m 4。 在计算m 2、m 4及m 5时，若无实际资料，可参考表4-25进行估算。 表4-25 塔设备部分内件、附件质量参考值 ㈢ 圆筒的应力 1．塔设备由内压或外压引起的轴向应力 （4-55） 式中 σ1-由内压或外压引起的轴向应力，MP a ； p -设计压力，MP a ； D i -筒体内径，mm ； δei -i -i 截面处筒体有效壁厚，mm 。 2．操作或非操作时，重量及垂直地震力引起的轴向应力（压应力） （4-56） 式中： σ2-重量及垂直地震力引起的轴向应力，MP a ；第十七章 塔设备强度设计计算
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