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各国螺栓连接法兰盖开孔补强对比周洪宇;李振武;李小芬【摘要】因为平盖在压力作用下主要受到的是一次弯曲应力,所以平盖开孔补强区别于柱壳和球壳上的开孔补强.列举了ASMEⅧ-1,GB 150,EN 13445和ΓOCT P 52857对螺栓连接平盖中心开单个孔的标准要求,并运用了一个工程实例来比较这四个规范的计算结果,从而得出了不同规范的区别,另外对GB 150关于平盖的计算提出了相应的建议.【期刊名称】《化工设备与管道》【年(卷),期】2016(053)003【总页数】5页(P12-16)【关键词】平盖;开孔不强;压力容器规范【作者】周洪宇;李振武;李小芬【作者单位】北京市艾思弗计算机软件技术有限责任公司,北京 100089;北京市艾思弗计算机软件技术有限责任公司,北京 100089;北京化工大学,北京100029【正文语种】中文【中图分类】TQ050.2;TH121螺栓连接平盖开孔在压力容器设计中是常见的结构，例如人孔法兰盖上的视镜、换热器平盖管箱上的接管、带内伸的可拆卸式接管等等。
因此螺栓连接平盖的开孔补强计算是压力容器强度计算中一个重要的内容。
同时各国压力容器标准规范对平盖的开孔补强都有着各自不同的要求和计算方法。
本文就螺栓连接平盖中心开单个孔，且开孔直径小于平盖直径一半（下文简称为：平盖开孔补强）的ASME Ⅷ-1（美国），GB 150（中国），EN 13445（欧盟）和ГОСТ P 52857（俄联邦）的标准要求和强度计算方法进行对比。
螺栓连接平盖在内压或者外压下主要的变形形式为弯曲，从而在平盖内部产生一次弯曲应力，所以平盖的开孔补强主要是保证平盖在开孔后的截面抗弯性能不能低于开孔前的。
常见的平盖补强方法有三种：抗弯截面校核，整体增加平盖厚度和径向加筋板。
本文考虑的是不加径向加筋板时的平盖开孔补强。
对于这样的结构各国规范在具体计算中的要求是不完全相同的。
1.1 ASME Ⅷ-1（2013版）［1］对平盖开孔补强的要求文献［1］在UG-39（b）（1）中规定当开孔直径小于平盖一半时，通过开孔中心所有平面的补强总截面积应不小于：其中 d——开孔直径；tn——接管壁厚；fr1——接管许用应力与容器许用应力的比值；t ——平盖所需的最小厚度。
２０２０，３０（６）张皓斌 厚壁圆筒强度及开孔补强的分析与讨论 厚壁圆筒强度及开孔补强的分析与讨论张皓斌 华陆工程科技有限责任公司西安７１００６５摘要 本文简要介绍厚壁圆筒体厚度计算的两种方法：按拉美公式和Ｔｒｅｓｃａ屈服准则进行设计，并对采用两种计算方法得到的结果进行分析、对比，指出厚壁圆筒体厚度应按Ｔｒｅｓｃａ屈服准则进行设计，可以更充分地发挥材料的承压潜能，是更为合理的设计。
同时对圆筒体上常用的三种开孔补强方法：等面积补强法、应力分类法及极限载荷法进行简要介绍，并通过算例对按照三种补强方法计算得到的结果进行分析与总结，指出每种方法在计算时的优劣势，对以后的工程设计起到一定的指导作用。
关键词 厚壁圆筒 拉美公式 Ｔｒｅｓｃａ屈服准则 等面积补强法 应力分类法 极限载荷分析法张皓斌：工程师。
２００５年０７月毕业于西北大学过程装备与控制工程专业。
主要从事化工压力容器设计与管理工作。
联系电话：（０２９）８７９８９２２９；Ｅ－ｍａｉｌ：ｚｈｂ２０７５＠ｃｈｉｎａｈｕａｌｕｅｎｇ ｃｏｍ。
在工程设计中，为处理问题方便通常将整体式圆筒分为厚壁筒和薄壁筒。
一般将Ｋ＝Ｄｏ／Ｄｉ≤１ ２称为薄壁筒，将Ｋ＝Ｄｏ／Ｄｉ＞１ ２称为厚壁筒。
薄壁圆筒强度设计的理论基础是旋转薄壳的无力矩理论，因此计算的应力都是沿壁厚均匀分布的薄膜应力，且忽略了垂直于容器壁面的径向应力。
由于薄壁圆筒的计算公式简单、计算方便，所以在工程中得到了大量的应用。
同时为了解决部分厚壁筒体采用薄壁公式时引起的较大误差，采取增大计算内径，将圆筒计算中的内径修改为中径，扩大了公式的使用范围。
经计算当Ｋ＝１ ５时，由中径公式计算的应力值与拉美公式环向最大应力（内壁处）的计算值相差仅３ ８％，此误差在工程设计的允许范围内，所以我国的ＧＢ／Ｔ１５０ ２－２０１１和ＪＢ４７３２－１９９５标准中给出的中径公式范围都是Ｋ小于等于１５。
厚壁圆筒强度设计的理论基础是由弹性力学应力分析导出的拉美公式。
球形封头开孔补强四种设计方法对比孙 禹∗ 华陆工程科技有限责任公司 西安 710065摘要 本文简要介绍了如何使用解析法、应力分类法、极限载荷法和弹塑性分析法确定压力容器结构的最大允许载荷，并以球壳模型和球壳+接管模型为算例，分别使用上述四种方法确定结构的最大允许载荷，通过对数值计算结果的对比分析得出以下结论：常规设计方法的安全裕量随着厚径比的增大而逐渐减小，在使用常规设计法确定结构尺寸时，对于壁厚较大的设备应适当提高设计裕量；使用应力分类法确定厚壁容器的结构尺寸时可能偏于危险，此时应采用更为合理的极限载荷分析法或者弹塑性应力分析法。
关键词 解析法 应力分类法 极限载荷分析法 弹塑性应力分析法 最大允许载荷。
∗ 孙 禹：工程师。
2015年毕业于北京化工大学 动力工程及工程热物理专业获硕士学位。
现主要从事压力容器设计工作。
联系电话：029-********，E-mail ：************************。
压力容器的设计根据计算方法不同可以分为常规设计法和分析设计法。
因为一般压力容器厚度方向尺寸远远小于另外两向尺寸，所以常规设计将压力容器简化为薄壳结构，以回转薄壳无力矩理论为基础，求得结构尺寸的解析解。
经过多年的发展，常规设计理论已经日趋完善，目前工程领域中绝大多数压力容器均可以通过常规设计完成设计工作。
近年来，随着计算机处理能力的不断提升，以有限单元法为理论基础的分析设计取得了很大的发展，在压力容器设计领域逐渐占有一席之地，尤其在常规设计无法解决的领域发挥了极大的作用，帮助设计人员完成设计工作，使得在复杂温度场、交变载荷等苛刻工况作用下的设备得以安全运行[1]。
壳体与接管相贯的结构在压力容器中最为常见，壳体开孔处的强度问题也直接影响设备的安全。
常规设计对壳体的开孔补强主要采用等面积补强法；分析设计根据材料模型和结构响应不同可分为弹性分析和塑性分析，目前，国际上广泛应用的主要有应力分类法、极限载荷分析法、弹塑性应力分析法。
压力容器接管区应力集中弹塑性有限元分析压力容器在石油化工企业生产过程中是一种非常常见的设备，压力容器设备具有储存液体、气体的作用。
压力容器主要包括：储运容器、反应容器、热换器以及分离器。
压力容器接管区的主要目的是为了符合工艺需求，但是也造成接管区出现复杂的应力状态，通过对压力容器接管区应力进行对比和分析，在掌握压力容器的筒体、接管以及连接部位应力状况的基础上，对比压力容器接管区应力集中弹性塑形变化，并提出相关的解决措施，能够有效提高压力容器接管区的强度。
不断对压力容器进行改进，使压力容器的设计，制造，检验以及使用等环节都能得到充分保障，实现了压力容器的迅速发展。
标签：压力容器;应力集中;有限元分析压力容器是一种广泛应用于石油化工企业的常用设备，压力容器由于结构和工艺要求存在差异性，一般情况下需要进行开孔装接管。
但是压力容器在运行过程中具有突变的几何形，在接管区域往往会形成不连续的应力变化，导致接管区出现应力集中的情况，引起压力容器局部发生高应力现象，因此，需要利用有限元分析开孔接管区的应力集中变化，确保压力容器能够安全运行。
一般情况下，压力容器接管器具有复杂的应力状况，导致该现象的原因主要包括：第一，对压力容器进行开孔会对容器壳体造成破坏，缩小容器承载面积，导致压力容器边缘接管区域出现应力集中。
第二，压力容器接管区会出现断层性结构，接管区域和壳体在受到内压影响下会发生变形，在协调变形中会出现边缘应力，因此，需要利用有限元分析法进行压力容器应力集中计算。
1模型的有限元分析1.1几何模型机载荷在进行模拟过程中使用有限元模型主要是根据压力容器的结构特性和荷载特征。
但是在实际应用过程中，压力容器的结构特征和载荷特征为轴对称，因此在实验过程中，可以在对称面施加一定的对称约束力，并且在接管端不施加轴向移位约束，并对压力容器的筒体以及接管区域施加压力载荷，可以忽略重力及外压对计算结果的影响。
1.2网格划分基于仅是对于在内压作用下接管应力的研究，因此针对这些情况，可以实行结构对称性应用，利用有限元模型对接关系进行建模，接管除外伸长度与筒体长度都要比起边缘应力缩减长度要大。
第二章考虑材料塑性的极限分析知识要点1.塑性变形在常温下，与时间无关的不可恢复的永久变形称为塑性变形。
塑性变形是不可逆的永久变形，应力超过了材料的线弹性范围，胡克定律不再成立，其应力-应变关系一般呈非线性关系。
塑性变形与加载历程有关，其应力与应变间的对应关系呈多值性。
2.塑性极限分析（1）塑性极限分析的假设①荷载为单调增加的静荷载。
若有多个荷载同时作用，则各个荷载按比例同时由零增至终值。
②结构（或荷载）在达到极限状态前，保持几何不变体系。
③材料的应力-应变关系理想化为刚塑性模型或理想弹塑性模型，如图2-1（a）(b)所示。
（2）屈服荷载，极限荷载结构（或构件）开始出现塑性变形的荷载，称为屈服荷载，记为F；s结构（或构件）开始出现大的塑性变形成为几何可变机构，而处于极限状态时的荷载，称为极限荷载，记为F。
u（3）屈服扭转（或弯矩），极限扭矩（或弯矩）圆轴（或梁）横截面上的最大应力达到材料的屈服极限而开始出现塑性变形时，横截面内的扭矩（或弯矩）称为屈服扭矩（或弯矩）记为T（或s M）；圆轴（或梁）横截面上的应力全部达到材料的屈服极s限，此时横截面各点均发生塑性变形，整个截面进入完全塑性状态达到极限状态时的扭矩（或弯矩）称为极限扭矩（或弯矩）记为T（或uM）。
u（4）塑性铰当梁的某截面达到极限状态时，该截面两侧的两段梁将绕其中性轴作相对转动，犹如在该截面处安另了一个铰链，故称其为塑性铰。
塑性铰并不等同于真实的铰链，而是由于截面达到完全塑性引起的，它能承受弯矩，即截面上的极限弯矩。
（5）残余应力当结构或构件达到极限状态后，卸除荷载至零，构件截面上的应力，称为残余应力。
由于卸载后外荷载为零，故残余应力必自相平衡。
残余应力最大值为材料的屈服极限。
习题详解2-1 一组合圆筒，承受荷载F，如题图（a）所示。
内筒材料为低碳钢，横截面面积为A，弹性模量为1E，屈服极限为1s ；外1筒材料为铝合金，横截面面积为2A ，弹性模量为2E ，屈服极限为2s σ。
防止塑性垮塌的新准则陆明万;段成红;孙禹【摘要】介绍了作者最新提出的防止塑性垮塌的新准则,并与ASME Ⅷ-2规范和EN 13445标准中的相应准则进行比较.新准则吸收了ASME和EN标准的优点,并能较好地处理屈强比较低或几何强化较明显的情况.%A new protection criterion against plastic collapse presented by authors is introduced in this parison of this criterion with corresponding one of the ASMEⅧ-2 code and the EN 13445 standard is given.The new criterion is not only able to absorb the advantages of the ASME code and EN standard but also able to deal well with the conditions of low yield-strength ratio materials and remarkably geometrical strengthening effects.【期刊名称】《压力容器》【年(卷),期】2017(034)001【总页数】5页(P41-44,40)【关键词】防止塑性垮塌;极限载荷分析;弹塑性应力分析;分析设计【作者】陆明万;段成红;孙禹【作者单位】清华大学航天航空学院,北京 100084;北京化工大学机电工程学院,北京 100029;华陆工程科技有限责任公司,陕西西安 710065【正文语种】中文【中图分类】TH49;T-652.6欧盟标准EN-13445—2002[1]和美国ASME Ⅷ-2—2007规范[2]的颁布开创了压力容器弹塑性分析设计的新阶段。
塑性垮塌是压力容器部件在一次加载情况下的失效模式，欧盟EN标准和美国ASME规范分别给出了不同的防止塑性垮塌的准则。
