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1、卧式压力容器优化设计方法【摘要】本文就卧式压力容器优化设计方法进行了探讨,结合了具体的实例，系统分析了卧式压力容器的优化设计方法，并对比了优化方案，以期能获得理想的结构设计方案。【关键词】卧式压力容器；壳体厚度；优化设计0引言压力容器是专用的轻化工设备，其设计除了具有一般通用机械设计的共性之外，更要考虑生产和使用过程的安全性(如易燃、易爆、腐蚀等)，使得优化设计参数增加及难度增大。对于卧式压力容器来说，壳体的厚度并不是决定于内压强度的。本文就卧式压力容器优化设计方法进行了探讨，旨在为优化卧式压力容器而提供参考借鉴。1容器概述介质为油气、污油、H2S,最高
2、工作压力为0.2MPa,最高工作温度为200°Co该容器的设计标准和现场自然条件见表1,容器主要受压元件标准椭圆形左、右封头，以及圆筒设计压力均为0.38MPa,设计温度为220°C,材料为Q245R(GB712-2008),腐蚀裕量为3mm,焊接接头参数为1。2问题的提出查看容器的计算书可以发现，壳体的内压计算厚度仅为5.8mm,而原设计方案壳体的有效厚度为10.7mm,故壳体的最大允许工作压力（0.70MPa）远远高于设计压力（0.38MPa）,壳体总体应力水平很低。很明显，原设计方案中，壳体的厚度不是由内压，而是由容器某些位置（如支座截面处或最大弯
3、矩截面处）的局部应力（表2中符号说明见JB/T4731-2005《钢制卧式容器》）决定的。问题由此产生，能否通过优化结构设计，达到减薄壳体厚度的目的呢？当壳体的轴向应力、周向应力或剪应力不满足许用值时，通常采用增加壳体厚度；改变鞍座型式；设置加强圈三种方法来解决：原设计方案采用的是通过增加壳体厚度，降低壳体总的应力水平达到解决问题的目的，这也是目前大多数设计人员普遍采用的方法。采用这种方法虽然简单易行，但得到的壳体厚度往往较大，材料的性能得不到有效的发挥和利用，不是优化的设计方案。2.1结构设计优化1）改变鞍座的型式鞍座的型式通常选用行业标准JB/T47
4、12.1—2007《容器支座第1部分：鞍式支座》，其中有轻型和重型两大类，轻型（A型）为焊制，120°包角，有垫板；重型（B型）按型式（焊制或弯制）、包角（120。或150°）及有无垫板分为BI、BII、BIILBIV、BV等五种。一般来说，卧式容器通常选用A型鞍座，换热器通常选用BI型（焊制，120。包角，有垫板）鞍座。可能是考虑到该设备是大直径的薄壁容器这一特点，原设计方案没有选用A型鞍座，而是选用了BI型鞍座。但计算结果表明，选用A型鞍座与选用:BI型鞍座所得到的结果是相同的，即选用型鞍座并未达到降低应力、减小壳体厚度的目的。查看表3的数据可以发现
5、，原设计方案中该容器最危险的部位位于鞍座垫板边缘处，在压力试验工况下，圆筒周向应力。6'为控制因素（应力值为169.03MPa,许用值为220.5MPa）o影响大小的系数K6与鞍座包角有关，包角越大，K6越小，也随之减小。这也解释了选用A型鞍座与选用BI型鞍座得到的壳体厚度是相同的原因，因为两种型式鞍座的包角相同。故通过增大鞍座包角，采用BII型（重型焊制，150。包角，有垫板）支座重新计算，壳体的名义厚度可以从14咖降至12mm,此时支座截面处或最大弯矩截面处的应力见表3。通过对比可以看出，虽然壳体的厚度减小了，但最危险的部位（仍位于鞍座垫板边缘处）在
6、压力试验工况下，圆筒周向应力却降到了153.07MPa。表明采用增大鞍座包角这一措施可有效地减小壳体厚度，并改善容器的受力情况。2）设置加强圈虽然采用增大鞍座包角这一措施可有效地减小壳体厚度，并改善容器的受力情况，但此时壳体的有效厚度仍有8.7mm,故壳体最大允许工作压力（0.57MPa）仍远远高于设计压力，优化设计的效果并不太理想。如采用设置加强圈，能否有效改变这种情形呢？加强圈的设置有三种不同型式，即在圆筒内鞍座平面上或靠近鞍座两侧设内部加强圈，或在圆筒外靠近鞍座两侧设外部加强圈。通过计算，即使采用A型鞍座，如在圆筒内鞍座平面上设1个L180mmX1
7、4mm的内部加强圈，或在圆筒内靠近鞍座两侧各设1个LllOmmX14mm的内部加强圈，或在圆筒外靠近鞍座两侧各设1个L125mmX8mm的外部加强圈，壳体的名义厚度均可降至10mm,相应的支座截面处或最大弯矩截面处的应力。此时，壳体的有效厚度仅为6.7mm,属于正常的规格圆整，没有其他额外的裕量。壳体的厚度可同时满足结构总体应力和局部应力的需要，材料的性能得到了有效的发挥和利用。数据表明，无论是在圆筒内鞍座平面上或靠近鞍座两侧设内部加强圈，或在圆筒外靠近鞍座两侧设外部加强圈，压力试验工况均为危险工况，对应于三种不同的型式，最危险的部位分别位于鞍座边角处圆
8、筒（应力值。7为209.7MPa,许用值为220.5MPa）,加强圈横截面上靠近
