壳体局部应力校核方法

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局部应力计算方法的对比研究_下

中图分类号: TQ050. 2
文献标识码: A
文章编号: 1009-3281( 2008) 05-0006-07
Comparison and R esearch ofM ethods for Calculating L ocal Stresses( )
Q IN Shu- jing1, W ANG Q i2
有限元方法计算得到的结果在关于横向力对壳体应力的影响方面在一定程度上支持了以上的分析。使用表 4中的结构 1、5、6, 对它们都只分别作用一个横向力, 该横向力的大小与对这几个结构作用的沿接管轴向力一样数值, 计算结果如表 6。
表 6 球壳与接管连接结构作用横向力产生的应力
结构序号方法横向力 /N 膜应力 /M Pa 表面应力 /M Pa
摘要: 在压力容器设计中经常需要考虑管道通过接管而施加于设备上的力和力矩, 这些外力和外力矩会在容器与接管连接的局部区域产生高应力, 从而有可能使得该区域的强度不够而使容器失效。长期以来, 工程中计算局部应力最常用的方法为 W RC 107和 W RC 297公报中提供的方法。当超出这两个方法的范围时, 一般会采用有限元分析的方法。在 2002年颁布的欧盟压力容器设计标准 EN 13445中, 提供了另一种局部应力计算方法。在这些方法重叠的适用范围内, 设计人员可以自行确定选用哪一个方法。通过对这四种方法计算结果的对比, 分析这些方法在工程应用中的安全性和经济性, 以给设计人员在方法选择时提供参考。通过对大量算例的结果比较, 可以确定, EN 方法的结果作为壳体强度评定的依据是足够安全的, 但不能作为接管强度评定的依据; W RC 297方法的应力计算结果一般总是偏于保守 ; 而 W RC 107方法的结果, 一方面没有给出接管的应力, 另一方面, 在大部分情况下, 计算得到的壳体应力往往偏小。从理论上讲, 用有限元方法可以得到最可靠的应力分析结果, 但该方法相对其他方法而言, 总是更费时费力。因此, 通过分析, 对给定的壳体与接管连接结构及载荷工况下如何合理选择另外三种方法中的一种给出了一些推荐意见, 从而使得在保证安全的前提下, 可以降低综合设计成本。关键词: 局部应力; 计算方法; 强度条件; 作用力和力矩

容器吊耳的强度核算

115×
20+ (
015× (50- 20) 50- 20) 2×6
×10970
= 10617M Pa
则 Ρm + Ρb = 13712M Pa< 115[ Ρ]
= 115×160= 240M Pa
即吊耳强度满足要求。
径向推力Q 作用下吊耳处最大应力 ΡlQ 为
ΡlQ =
1155×
(
700 6
ΡQ + ΡM l+ ΡM c≤2[ Ρ] (有内压存在时) (17) ΡQ + ΡM l+ ΡM c≤3[ Ρ] (无内压存在时) (18) 式 (14)～ (16) 是 D ekker[6] 在比较和分析
了B edna r 的线载荷法[4]、B S5500- G215 的方
法[7 ]以及W RC 107 推荐的方法[8 ]后, 通过对线载荷法的改进而得出的, 在外载作用下, 柱壳
4 计算实例
一外径 1400mm、壁厚 6mm、长 2500mm 的钢制卧式容器, 自重 915kN , 容器上方设置两个厚 6mm、宽 50mm 的经向吊耳, 以起吊安装该容器, 试对其进行强度核算。已知容器及吊
耳材料的屈服点 Ρs= 250M Pa, 许用应力[ Ρ]= 160M Pa, 弹性模量 E = 192000M Pa, 吊耳孔直径 40mm , 吊钩轴直径 38mm , 起吊角 30°。吊钩施加于每个吊耳上的力 F 为
图 3 带有加强板的吊耳
ΡQ =
415
RT
2ΠroT Q
(14)
ΡM l= 115
RT
Πro2T M l
(15)
ΡM c= (1+ 1105

管壳式换热器部件的应力分析及强度校核

管壳式换热器部件的应力分析及强度校核盖超会;高兴;刘俊;刘慧【摘要】本文对某换热器的前管板在机械载荷和热载荷下利用有限元分析软件ANSYS进行强度分析。

在分析时，首先进行热分析得出温度分布，得出温度最大值出现在换热管与管板接触区，且最大值为150.408℃。

然后在热分析的基础上进行应力分析，得出最大应力出现在螺栓连接处，且为174 MPa。

最后参照JB4732-1995《钢制压力容器分析设计标准》采用线分析法选取7处危险区域进行应力评定，得出3处应力（为机械载荷和热载荷的总应力）最大为174 MPa小于安全值438 MPa。

所以该换热器在运行过程中是安全的。

%The strength analysis of tube plate of a heat exchanger based on finite element analysis software ANSYS was carried out. Firstly, the thermal analysis was carried out in the process, the highest temperature portion was the part that the plate contacted with tubes ,and the highest temperature was150.408 ℃.Secondly, the stress analysis was carried out based on the thermal analysis, the maximum stress part was in the connecting part of bolts. Thirdly, the stress assessment was carried out according to JB4732-1995 Steel Pressure Vessels-Design by Analysis, seven parts were selected for stress assessment. The maximum stress was 174 MPa,it was less than the safe stress of 438 MPa. Therefore, the heat exchanger during operation was safe.【期刊名称】《当代化工》【年(卷),期】2014(000)003【总页数】4页(P429-431,473)【关键词】机械载荷;热载荷;强度分析;应力评定【作者】盖超会;高兴;刘俊;刘慧【作者单位】武汉软件工程职业学院，湖北武汉 430205;武汉工程大学，湖北武汉 430074;武汉工程大学，湖北武汉 430074;武汉工程大学，湖北武汉 430074【正文语种】中文【中图分类】TQ051热交换器（即换热器）是一种转换冷热流体之间热量的设备。

固体发动机壳体弹塑性问题的实验应力计算方法

固体发动机壳体弹塑性问题的实验应力计算方法固体发动机壳体是航天器的重要组成部分，其强度和稳定性对于保证航天器的安全运行起着重要的作用。

在设计和制造固体发动机壳体时，需要进行弹塑性问题的实验应力计算，以评估其性能并进行必要的优化。

本文将介绍固体发动机壳体弹塑性问题的实验应力计算方法。

首先，固体发动机壳体的应力计算可以使用有限元方法进行。

有限元方法是一种数值计算方法，通过将实际结构划分为有限个小单元，然后利用数学模型和边界条件，求解每个小单元的应力和位移，从而获得整体结构的应力分布情况。

在固体发动机壳体的应力计算中，可以将壳体划分为多个小单元，然后采用有限元分析软件进行计算。

其次，固体发动机壳体弹塑性问题的实验应力计算需要考虑材料的本构关系。

壳体材料通常是金属材料，其弹塑性行为可以用各向同性的线性弹性模型和von Mises屈服准则进行描述。

根据von Mises屈服准则，壳体的屈服判据可以表达为：f = √[(σ1-σ2)^2 + (σ2-σ3)^2 + (σ3-σ1)^2 + 3τij^2] - σy <= 0其中，f为屈服准则；σ1、σ2、σ3为壳体各个主应力；τij为壳体剪应力；σy为屈服强度。

在实验应力计算中，可以通过施加不同的载荷和边界条件，来模拟固体发动机壳体在实际工作状态下的应力分布情况。

例如，可以施加压力载荷，模拟燃烧室内高压气体对壳体的冲击力；还可以施加温度变化载荷，模拟发动机在工作过程中的温度变化对壳体的影响。

通过实验应力计算，可以获得固体发动机壳体在不同工作条件下的应力分布情况，进而评估其性能是否满足要求。

最后，固体发动机壳体弹塑性问题的实验应力计算还需要考虑材料的变形特性。

在实验应力计算中，需要将壳体的应力与变形进行耦合。

可以通过引入壳体的几何非线性效应和材料的本构非线性效应，来模拟壳体在工作过程中的变形特性。

例如，可以考虑壳体的大变形，以及材料的塑性变形。

通过实验应力计算，可以获得固体发动机壳体在不同工作条件下的应变分布情况，进而评估其变形程度是否满足要求。

耳式支座处筒体局部应力的校核方法

- 104 -节能减排石油和化工设备2020年第23卷图1 带有耳式支座的筒体耳式支座处筒体局部应力的校核方法金刚1，金东杰2，张焱2（1.生态环境部核与辐射安全中心，北京 102445）（2.中核能源科技有限公司，北京 100193）[摘要] NB/T 47065.3-2018中给出了部分耳式支座处不同规格筒体的许用弯矩值，超出标准给出部分需要设计人员单独对筒体的局部应力进行校核，本文根据NB/T 47065.3、HG/T20582和AD2000等标准提出耳式支座处筒体的局部应力校核方法并对其进行讨论。

[关键词] 耳式支座；局部应力；压力容器作者简介：金刚（1964—），男，北京人，大学本科学历，高级经济师。

从事进口核级设备技术研究和管理工作。

为控制压力容器耳式支座处的筒体局部应力，NB/T 47065.3-2018《容器支座第3部分：耳式支座》标准给出了耳式支座对筒体的弯矩计算公式[1]，并要求设计人员应校核耳式支座处圆筒所受支座弯矩不超过许用弯矩，并在附录B 中给出了部分耳式支座处筒体的允许弯矩值。

但附录B 只给出了压力小于1.6MPa 的容器筒体的允许弯矩值，并不能完全满足设计要求，这就需要设计人员对耳式支座处的筒体局部应力进行校核，保证筒体局部应力满足设计要求。

1 NB/T 47065.3的筒体局部应力计算方法NB/T 47065.3在耳式支座处筒体应力的校核采用如下公式进行：M L ≤[M L ] (1)式中：M L —耳式支座处筒体所受的支座弯矩，kN•m ；[M L ] —耳式支座处筒体的许用弯矩，kN•m 。

M L 可根据支座的实际载荷和对筒体的作用力臂乘积求出，计算比较方便。

但对于[M L ]，当超出附录B 的范围时，计算方法比较复杂。

标准的编制说明中给出了容器筒体限定的支座许用外弯矩的计算方法，该方法参照了AD 规范S3/4中的方法进行计算，但计算过程需要通过多次迭代才能求出耳式支座许用外弯矩，没有一定计算机编程能力的人员很难实现。

轴式吊耳强度计算及壳体局部应力校核方法

,
〕
尸
二
式中
二
司「
— 吊耳的横截面积 — 吊耳的许用剪切应力 — 〕
,
吊耳的剪切应力
。
一
,
,
〔取司
。仁〕
一
,
,
。
能满足式
和式
的吊耳其强度是足够的
,
。
校核轴式吊耳焊缝截面应力为安全起见校核管轴焊缝时不计筋板焊缝仅以轴式吊耳管轴周边焊缝承受载荷计算川
作用在轴式吊耳上沿圆筒轴向的外
。
,
计算附件参数月和
。。
下
— 角焊缝的计算长度 —
二
焊缝的剪切应力
,
,
对于管轴取
,
式中
二
。
一
,
「司
—
焊缝许用剪切应力〔司
。
,
二
, 「
,
几
一设备外径
—厚度参数 —下占
,
—壳体厚度
壳体平均半径
二。
卷
帐尹
式中
岭若
、若
中
刀
若。
二
玖
‘
二
。
占
峡叽
、
涵
,
戈
涵
、若
以上各式中
, 中、
、
气
—沿圆筒的轴向的和周向的内力
。
通过与平衡梁配合使用可
, ,
,
使吊耳受力状态尽量合理主要承受竖直载荷而

应力校核讲解

15600.8
kg
液压试验
26330.9
kg
单位长度载荷
操作工况
23.3655
N/mm
液压试验
39.4361
N/mm
支座反力
操作工况
76522
N
液压试验
129153
N
129153
N
系数确定
系数确定条件
A>Ra/2
θ=120
系数
K1=0.106611
K2=0.192348
K3=1.17069
K4=
K5=0.760258
设计温度t
50.00
C
内径Di
2000.00
mm
曲面深度hi
525.00
mm
材料
Q345R (板材)
设计温度许用应力t
189.00
MPa
试验温度许用应力
189.00
MPa
钢板负偏差C1
0.30
mm
腐蚀裕量C2
2.00
mm
焊接接头系数
1.00
压力试验时应力校核
压力试验类型
液压试验
试验压力值
pT= 1.25p =2.7500(或由用户输入)
189
MPa
接管轴线与筒体表面法线的夹角(°)
0
凸形封头上接管轴线与封头轴线的夹角(°)
接管实际外伸长度
250
mm
接管连接型式
安放式接管
接管实际内伸长度
0
mm
接管材料
16Mn
接管焊接接头系数
1
名称及类型
管材
接管腐蚀裕量
2
mm
补强圈材料名称

压力管道局部应力分析

I.
采用有限元法对特殊管件进行分析，得到应力集中系数；
II. 应力增大系数等于应力集中系数的一半。
应力增大系数应用的注意事项！
根据GB 50316、ASME B31.1和ASME B31.3的规定，计算二次应力时应采用应力增大系数。这是由于采用应力增大系数的目的，是考虑局部应力集中的影响，而局部应力集中主要对管件的疲劳破坏产生作用。因为局部的高应力循环，将使材料产生裂纹并不断扩展，最终导致破坏。校核二次应力的目的正是为了防止疲劳破坏，因此在计算二次应力时必须考虑应力集中的影响，应该采用应力增大系数。另外，根据ASME B31.3的标准释义，计算一次应力可不考虑应力增大系数。这主要是因为校核一次应力是为了控制管道的整体破坏，局部的应力集中对管道的整体破坏影响不大。另外一次应力采用弹性分析方法，认为某一点达到屈服管道失效，已经非常保守，如果在考虑应力集中的影响将导致过分保守。
l 为了能够表示出WRC107、297计算的误差，使用有限元分析软件(NozzlePro/FEpipe)来进行对比计算。
l 有限元法严格按照理论分析方法，结合ASME Ⅷ-2 中的应力分类来对特定结构进行应力计算，当满足理想化假设条件时，其结果与真实应力十分接近，并且有限元分析法不受任何几何条件的限制，计算精度与网格划分的疏密程度相关。
可以提高至0.6
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压力管道局部应力分析
WRC107应用范围及限制条件
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压力管道局部应力分析
WRC107应用范围及限制条件
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压力管道局部应力分析
WRC297应用范围及限制条件
l WRC297继承了WRC107的一些限制条件，另外，当连接区域的接管壁厚小于补强壁厚时，其局部应力计算值可能过于保守

压力容器开口补强及其在耐压试验工况下的应力校核

压力容器开口补强及其在耐压试验工况下的应力校核摘要：阐述等面积法开口补强原理，并对及其在耐压试验下的校核提出分析讨论。

关键词：开口补强耐压试验压力应力校核由于工艺操作及壳体结构的要求，压力容器经常需要在壳体或封头上开孔。

开孔不仅会削弱结构本身的强度，同时也会因结构的不连续产生较大的应力集中，开口接管的应力校核是保障压力容器安全运行的重要环节。

在压力容器的设计中，一般可以把应力分为三类：一次应力、二次应力、峰值应力。

[1]压力容器的开口接管处理论上同时存在这三种应力。

等面积法补强是以两边受拉伸的无限大平板开小孔的应力集中作为理论基础的，补强准则是开孔截面的许用拉伸应力大于未开孔时该处的许用拉伸应力，仅涉及一次应力问题。

该法对二次应力通过开孔大小、长短径比值和开孔率来加以限制，认为在满足标准要求的范围内，二次应力不会对容器造成破坏。

对于峰值应力，等面积法没有考虑，所以标准要求等面积法不能用于疲劳容器。

即在标准要求的适用范围内，等面积法的设计过程仅是对一次应力的补强过程，本文在此基础上进行以下讨论。

GB/T150-2011[2]并未对耐压试验工况下壳体的开口补强校核做强制性要求，标准规定，只有当耐压试验压力大于标准要求的最小值时，才应在耐压试验前，校核各受压元件在试验条件下的应力水平，并提出了壳体元件的应力校核条件。

但是标准要求的试验压力最小值超过了正常操作时的设计压力值，在此情况下不要求耐压试验应力校核是否合理？我们通过以下讨论说明。

内压工况下，GB/T150-2011[2]要求的耐压试验最小值为：(1)液压试验y的取值为1.25。

液体耐压试验的压力为，可以看做设计温度和试验温度下压力的折算，而液压实验的超压试验性，主要体现在系数1.25上，现从以下几方面加以阐述和论证。

一、弹性失效准则下的筒壁应力分析根据拉美公式，仅受内压的圆筒筒壁的应力分布见表1：表1 内压工况厚壁圆筒筒壁应力值内壁处外壁处注：表中为所受内压，，将表1三个主应力分别代入常规设计的弹性失效设计准则：最大拉应力准则、最大切应力准则、形状改变比能准则，得到相应准则下应力强度和径比计算公式，同时将中径公式的相应参数汇总，见表2所示。

圆柱壳局部应力的计算

圆柱壳局部应力的计算圆柱壳是一种常用的结构形式，其应力分布对于工程设计和结构的稳定性至关重要。

本文将着重讨论圆柱壳的局部应力计算方法及其相关理论。

首先，我们来了解一下圆柱壳的基本概念和几何特征。

圆柱壳是由平行于对称轴的两个等大小并互相垂直的曲面组成的结构，其截面轮廓可以是圆形、椭圆形或其他非对称形状。

圆柱壳最常见的应用是储罐、管道和蒸汽锅炉等。

接下来，我们介绍一些计算圆柱壳局部应力的常用方法。

1.弯曲应力法：弯曲应力法是一种基于材料力学理论的计算方法，通过假定圆柱壳处于等效平面弯曲状态，将其应力分布简化为轴向拉应力和环向压应力的组合。

采用该方法计算圆柱壳的局部应力，需要考虑壳体曲率半径、壁厚和工作温度等参数。

2.压力容器设计法：压力容器设计法是一种根据壳体受内外压力的作用，计算圆柱壳局部应力的方法。

按照ASME（美国机械工程师学会）和PD5500（英国标准）等规范，压力容器的设计需要满足一定的强度计算标准和材料的安全系数要求，可以通过计算获得内壁最大张应力和外壁最大压应力。

3.有限元法：有限元法是一种基于数值分析的计算方法，适用于复杂结构的应力计算。

对于圆柱壳的有限元分析，首先需要将壳体划分为大量小单元，然后通过有限元软件计算每个单元的应力，并最终获得整个圆柱壳的应力分布。

有限元法的优点是可以考虑更为复杂的几何形状和边界条件，提供更为准确的应力计算结果。

以上方法只是计算圆柱壳局部应力的几种常见方法，实际应用中还可以根据具体情况选择其他合适的方法。

此外，圆柱壳的应力分布还受到其他因素的影响，例如温度变化、材料的弹性模量和热膨胀系数等。

对于考虑这些因素的计算，可以采用更为复杂的分析方法，如温度应力分析、热弹性分析等。

总结起来，圆柱壳局部应力的计算方法包括弯曲应力法、压力容器设计法和有限元法等。

不同的方法适用于不同的工程需求和计算对象，工程师需要根据具体情况选取合适的方法进行计算，并结合实际条件和安全规范进行合理设计。

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（４）吊耳下部Ｂ点处壳体内、外表面所受的周
向应力：
曰点内表面：Ｏｒ娲＝Ｎ十／８—６Ｍ十／８２
（１３）
Ｂ点外表面：盯幽，＝Ｎ十／８＋６Ｍ十／８２
（１４）
（５）吊耳下部Ｂ点处壳体内、外ｘ／６２
（１５）
Ｂ点外表面：％。，＝暇／８＋６ＭＪ８２
（１６）
（６）吊耳下部Ｂ点处壳体中面所受的周向、轴
４）因ｏｒ。是由外载荷引起的局部薄膜应力，许用值取１．５［ｏｒ］。。综上所述：
ｏｒ。＜３［盯］ｓ，盯ｉ＜１．５［ｏｒ］ｓ，盯ｋ＜１．５［／９＂］ｓ（２０）只要式（２０）满足，吊耳处壳体局部应力合格。
３结语综上所述，通过对轴式吊耳在就位这种危险
工况下吊耳、壳体受力状态的分析，总结出轴式吊耳强度校核及吊点处壳体局部应力的计算方法。
轴式吊耳受力分析见图２。应对管轴的危险截面、焊缝截面进行弯曲、拉伸及剪切应力校核。
轴式吊耳与设备或衬板的连接处，常焊有加强筋板，为简化计算并偏于安全，计算时不予计人。
万方数据
图２直立状态时轴式吊耳受力分析１．１．１校核轴式吊耳危险截面应力
管轴与衬板连接端面为危险截面。
收稿日期：２００９～０４—２４。作者简介：王贵丁，男，福建泉州市人，２００２年毕业于北京化工大学化工设备与机械专业，获工学学士学位，工程师，从事石油化工设备的设计工作。联系电话：０１０—８４８７８５１７
根据Ｒ。∞、ｙ及肘。，可算得Ｍｉ、Ⅳｆ（ｉ＝ｘ，咖）。根据标准ＨＧ２０５８２－－１９９８表２６—４可以求得图４所示各个位置的应力。其中Ａ。、Ｂ。、ＧＵ、Ｄ。分别为点Ａ、曰、ｃ、Ｄ处壳体外表面；ＡＬ、ＢＬ、ｃＬ、Ｄ。分别为点Ａ、曰、Ｇ、Ｄ处壳体内表面；Ａｍ、Ｂｍ、ｃｍ、Ｄ。分别为点Ａ、Ｂ、ｃ、Ｄ处壳体中面；根据表２６—４可知：点Ａ、日处壳体不存在由Ｋ引起的剪切应力；点Ｃ、Ｄ处壳体不存在由Ｍ。＋引起的周向和轴向应力。同时，点Ａ与点曰处壳体周向和轴向应力大小相等，方向相反；点ｃ与点Ｄ处壳体剪切应力大小相等，方向相反；因此只需校核点Ｂ、点Ｄ处壳体应力即可。
本文链接：/Periodical_syhgsj200904003.aspx
第２６卷
王贵丁．轴式吊耳强度计算及壳体局部应力校核方法
·９·
（１）吊耳的弯曲应力校核。计算公式如下：
Ｗ＝仃（《一田）／（３２ｄ。）
（２）
Ｍ＝Ｐ。Ｌ
（３）
盯Ｍ＝Ｍ／Ｗ＜［ｏｒ］
（４）
式中：卜吊耳的抗弯［１７截＂］面＝Ｏｒ模ｂ／量４，ｍｍ３；（５）
ｄ。——管轴外径，ｍｍ；
ｄｉ——管轴内径，ｄｉ＝ｄ。一２Ｓ，ｍｍ，Ｓ为管轴
式中：鸭、帆——分别是由外载荷引起在圆筒上
沿圆筒的轴向的和周向的内力矩，Ｎ·ｍｍ／ｍｍ；
虬、眠——分别是由外载荷引起在圆筒上
沿圆筒轴向的和周向的内力，
Ｎ／ｒａｍ；
孝喻、亭蚴、亭＂亭脚——分别为由力矩Ｍ。在圆筒上引起的轴向弯曲应力系数、周向弯曲应力系数、轴向薄膜应力系数、周向薄膜应力系数；其数值分别根据参数ｐ和ｙ查图２６—１２和２６—１３（取大者）、２６—１０和２６—１１（取大者）、２６—１５、２６—１４选取（见标准ＨＧ２０５８２—１９９８）。
１９６５．
［６］ＨＧ２０５８２－－１９９８外载荷对筒体引起的局部应力计算［ｓ］．
万方数据
轴式吊耳强度计算及壳体局部应力校核方法
作者：作者单位：刊名：
英文刊名：年，卷(期)：
王贵丁， Wang Guiding 中国石化工程建设公司,北京,100101
石油化工设计 PETROCHEMICAL DESIGN 2009,26(4)
壁厚，ｍｍ；
Ｍ——吊耳的径向弯矩，Ｎ·ｍｍ；
￡——管轴长度，ｍｍ；
盯Ｍ——吊耳的最大弯曲应力，ＭＰａ；
［矿］——吊耳的许用应力，ＭＰａ［３１；
盯。——常温下吊耳的抗拉强度，ＭＰａ。
（２）吊耳的剪切应力校核。计算公式如下：
吊耳的应力校核：
下＝Ｐ。／Ａ＜［下］
（６）
式中：ｒ——吊耳的剪切应力，ＭＰａ；
Ａ——吊耳的横截面积，Ａ＝７ｒ（ｄ。一ｓ）ｓ，耐；
图４局部应力计算示意
（１）根据设备就位时轴式吊耳的受力分析可知：
ＭＬ＝Ｍ＝Ｐｖ厶；Ｋ＝Ｐｖ
（１０）
式中：帆——作用在轴式吊耳上沿圆筒轴向的外
力矩，Ｎ·ｔｒｉｍ；
Ｋ——作用在轴式吊耳上沿圆筒轴向的外
力，Ｎ。
（２）计算附件参数届和ｙ：
卢＝０．８７５ｄｏ／２Ｒ。ｙ＝Ｒ。／Ｔ
（１１）
卜壳体厚度，ｍｍ；式中：Ｒ。——壳体平均半径，Ｒ。＝０．５（玩一Ｔ），ｎｕｎ；
图１直立状态时受力分析
１直立状态时轴式吊耳强度分析
设备直立状态（图１），单个吊耳设计载荷可用下式计算：
Ｐｖ＝ＫｏＱ。ｇ／２
（１）
式中：尸。——就位时单个吊耳设计载荷，Ｎ；
麟——动载和偏重影响系数，可取１．６５【２１；Ｑ：——设备的吊装总质量，ｋｇ；
ｇ——重力加速度，ｍ／ｓ２。
１．１轴式吊耳的强度校核
向薄膜应力：
Ｂ点中面轴向应力：Ｏｒ十。。＝～／８
（１７）
Ｂ点中面周向应力：唧。＝以／８
（１８）
（７）在Ｄ点处壳体所受的剪切应力为：
ｒ。＝ＶＬ／／（０．５儡ｒｄ０６）
（１９）
以上各式中ｏｒ＂％——分别为壳体上各点的周向
正应力和轴向正应力，
ＭＰａ，ｉ＝Ｂｕ，Ｂ。，ＢＬ；
丁。——圆筒上的剪切应力，ＭＰａ。（８）计算Ｂ、Ｄ点处壳体内外表面、中面的复合应力强度为：１）因Ｂ点剪切力为零，所以日点处壳体内外表面复合应力强度：Ｏｒ：＝取盯妒％或（盯州一吒。）的绝对值的最大值，式中ｉ＝Ｂ∞ＢＬ。因ｏｒｉ是由外载荷引起的薄膜加弯曲应力，许用值取３［Ｏｒ］。，［ｏｒ］。为壳体材料许用应力。点Ｂ处壳体中面复合应力强度为：２）ｏｒ＿『＝取盯村，％或（ｏｒ村一％）的绝对值的最大值，式中，＝Ｂ。。因Ｏｒ，是由外载荷引起的局部薄膜应力，许用值取１．５［ｏｒ］。。３）点Ｄ处壳体复合应力强度为．ｏｒ。＝２ｒ。。
对于大型立式设备，通常采用轴式吊耳作为设备上的主吊点旧Ｊ。通过与平衡梁配合使用，可使吊耳受力状态尽量合理，主要承受竖直载荷，而由绳子夹角引起的水平载荷则可忽略不计。本文着重分析了在采用抬吊法吊装时，立式设备轴式吊耳强度和设备吊点处壳体的局部应力的计算方法。轴式吊耳的最危险受力状态，发生在立式设备起吊至直立状态但尚未就位时旧Ｊ。
Ｄ０——设备外径，ｍｍ；６——厚度参数，ｍｍ，在吊耳不带垫板情况下，６＝Ｔ。
（３）计算外载荷引起的内力矩丝及内力批（ｉ＝疋，咖）。根据标准ＨＧ２０５８２—１９９８可得如下公式：
万方数据
石油化工设计
第２６卷
ＭｘＲ弗／ＭＬ＝毛墩Ｍ々Ｒｍｌ３／ＭＬ＝考Ｍ々Ｎ《Ｒ２一／ＭＬ＝专‰Ｎ÷Ｒ２。。ｒ／ＭＬ＝考№ ０１２、）
学工业出版社，２００４．［５］ｌｏｃａｌＳｔｒｅｓｓｉｎＳｐｈｅｒｉｃａｌａｎｄＣｙｌｉｎｄｒｉｃａｌＳｈｅｌｌｓｄｕｅｔｏＥｘｔｅｒｎａｌ
ｌｏａｄｉｎｇｓ，ｂｙＫ．Ｒ．ｉｃｈｍａｎ，Ａ．Ｇ．ＨｏｐｐｅｒａｎｄＪ．Ｌ．Ｍｅｒｓｈｏｎ，ＭＡＲＣＨ１９７９ＲＥＶＩＳＩＯＮＯＦ：ＷＲＣＢＵＬＬＥＴＩＮ１０７／ＡＵＧＵＳＴ
参考文献：［１］ＳＩ－Ｉ／Ｔ３５１５－－２００３大型设备吊装工程施工工艺标准［ｓ］．
［２］ＨＧ／Ｔ２１５７４—２００８化工设备吊耳及工程技术要求［ｓ］．［３］塔设备设计／魏兆灿，李宽宏编．化工设备设计全书［Ｍ］．上
海：上海科学技术出版社，１９８８．［４］钢架／夏颂祺，丁伯民编．化工设备设计全书［Ｍ］．北京：化
避鲈攒恭
石油化工设计
ＰｅｔｒｏｃｈｅｍｉｃａｌＤｅｓｉｇｎ
轴式吊耳强度计算及壳体局部应力校核方法
王贵丁
（中国石化工程建设公司，北京１００１０１）
摘要：采用起重机抬吊法吊装大型立式设备，轴式吊耳的最危险受力状态发生在立式设备起吊至直立状态但尚未就位时，笔者就这种工况下轴式吊耳的载荷、壳体受力状态进行分析，提出了对轴式吊耳进行强度计算及吊耳处壳体局部应力校核的计算方法。
参考文献(6条) 1.HG 20582-1998 外载荷对筒体引起的局部应力计算 2.K R ichman;A G Hopper;J L Mershon Local Stress in Spherical and Cylindrical Shells due to External loadings 3.夏颂祺;丁伯民化工设备设计全书 2004 4.魏兆灿;李宽宏化工设备设计全书 1988 5.HG/T 21574-2008 化工设备吊耳及工程技术要求 6.SH/T 3515-2003 大型设备吊装工程施工工艺标准
（８）
丁丁＝＝＾ｉ、／ｏｒ２＋＋１．１．５５７７ｆ２。＜＜［ｌ叮叮－］ｊｆｆ
（９））
（９０＇ｆＭ
式中：Ｏｒ似——弯矩引起的弯曲应力，ＭＰａ；
危，——为管轴周边焊缝的最小焊角高度，
ｍｍ；
ｒ，——焊缝的剪切应力，ＭＰａ；ｚ。——角焊缝的计算长度，对于管轴，取ｚ。
＝７ｒ（ｄ。一Ｓ），ｍｍ；［下］，——焊缝许用剪切应力，［丁］，＝０．５［盯］，
［７］——吊耳的许用剪切应力，［ｒ］取０．６［口］
～０．８［ｏｒ］，ＭＰａ。
能满足式（４）和式（６）的吊耳，其强度是足够的。
１．１．２校核轴式吊耳焊缝截面应力
为安全起见，校核管轴焊缝时，不计筋板焊
缝，仅以轴式吊耳管轴周边焊缝承受载荷计算Ｈｏ。
盯脚＝４Ｍ／（０．７７ｒｄ２０ｈｆ）
（７）
丁ｆ＝Ｐｖ／（ｈｆｆ。）
关键词：轴式吊耳；局部应力；校核
起重机抬吊法吊装工艺是采用主吊起重机提升卧置设备上部，同时采用辅助起重机抬送设备下部。当设备接近直立状态时，辅助起重机松吊钩。待设备竖直稳定后，主吊车继续提升或回转，将设备吊运到安装位置就位…。由于技术发展，起重机性能不断提高，抬吊法吊装工艺在工程建设中广泛应用。