第四章 开孔补强设计
压力容器开孔补强设计
内径Di≤1500mm时，开孔最大直径d≤
，且d≤520mm；
内径Di＞1500mm时，开孔最大直径d≤
，且d≤1000mm。
*
中心处的锥壳内直径。
b. 凸形封头或球壳上开孔最大直径d≤
。
c. 锥壳（或锥形封头）上开孔最大直径d≤
，Di为开孔
d. 在椭圆形或碟形封头过渡部分开孔时，其孔的中心线宜垂直 于封头表面。
4.3.5 开孔和开孔补强设计
4.3.5 开孔和开孔补强设计
补强材料一般需与壳体材料相同，若补强材料许用应力小于壳体材料许用应力，则补强面积按壳体材料与补强材料许用应力之比而增加。若补强材料许用应力大于壳体材料许用应力，则所需补强面积不得减少。
要求：
孔周边会出现较大的局部应力，采用分析 设计标准中规定的方法和压力面积法等方 法进行分析计算。
表4-14 不另行补强的接管最小厚度 mm
6.0
5.0
4.0
3.5
89
76
65
57
48
45
38
32
25
接管公称外径
最小厚度
*
四、等面积补强计算
GB150对开孔最大直径的限制：
主要用于补强圈结构的补强计算。
基本原则：
使有效补强的金属面积，等于或大于开孔 所削弱的金属面积。
（1）允许开孔的范围
图4-37 （b）厚壁接管补强
高强度低合金钢制压力容器由于材料缺口敏感性较高，一般都采用该结构，但必须保证焊缝全熔透。
应用
4.3.5 开孔和开孔补强设计
*
过程设备设计
厚壁接管补强
开孔和开孔补强设计
过程设备设计
开孔补强的设计原则
开孔补强的设计原则
开孔补强的设计原则主要包括以下几点：
1.确定开孔位置和大小：开孔应尽量位于结构受力较小的
区域，并且开孔的大小应越小越好，以减少对整体结构的强度影响。
2.保证补强圈的刚度：补强圈的刚度应大于开孔周围材料
的刚度，以降低应力集中程度。
3.增加加强筋：对于大孔径的开孔，应在孔边增加加强筋，
以提高开孔附近材料的承载能力。
4.优化焊接工艺：焊接工艺的选择应保证焊接质量和补强
效果，同时避免产生焊接变形和残余应力。
5.考虑整体结构：开孔补强设计应综合考虑整体结构的强
度、刚度和稳定性要求，以确保结构的安全性和可靠性。
浅谈压力容器设计中开孔补强设计的应用
浅谈压力容器设计中开孔补强设计的应用设备开孔是压力容器设计及制造过程中一个重要环节，它有助于扩展压力容器的功能性，同时也为开孔设备的维护工作提供便利。
然而不正確的开孔设计，很容易导致设备整体结构受力情况发生转变，使设备在运行中存在较大的安全隐患，所以改善开孔补强设计水平，消除安全隐患非常必要。
标签：压力容器;开孔补强设计;应用一、开孔补强设计压力容器在开孔作业后，其自身受压的平衡性、受压面积以及开孔边缘的应力效应都会存在一定程度上的破坏，进而导致压力容器强度降低，无法达到使用要求。
所以在压力容器设计中，需要通过合理的开孔补强措施来保证压力的平衡性。
我国对于压力容器开孔作业制定了一系列的规范要求，并对锥壳、圆筒以及凸形封头的开孔直径做出明确规定，以增强容器强度。
二、开孔补强的限制条件和设计方法1、限制条件在压力容器开孔作业中，对于开孔直径、形状均有着明确的限制：1）在圆筒开孔作业时，如果圆筒的内径在1500mm以下，那么其开孔直径不得大于0.5D与520mm中的较小值;如果圆筒的内径尺寸大于1500mm，则开孔直径不得大于0.33D与1000mm中的较小值。
2）球状外壳的开孔直径不得超过0.5D。
3）锥形封头的开孔直径要在0.33D以内。
4）椭圆形、长圆形以及圆形结构在进行开孔作业时，其长短轴的比例需控制在2.0以内。
2、设计方法开孔补强的设计方法主要分为两种，局部补强和整体补强。
1）局部补强局部补强具有一定的针对性，是在固定位置上实施开孔作业，且补强的面积相对较小。
该种设计方式主要针对的是钢材屈服强度不超过540MPa、补强厚度在壳厚度的1.5倍以下、容器壳厚度在38mm以内的材料。
其优势为成本低廉，操作便捷，补强时间短，适用范围较广。
不过在使用局部补强时，需要注意的内容有：开孔补强位置在焊缝最大应力区域内，补强作业前需要对焊缝进行磨平处理和无损检测;在开孔作业时很容易存在误差，导致补强件与结构表面的融合效率较差，很容易因为温差变化导致位置出现裂缝，影响容器质量。
容器的开孔补强
容器的开孔补强
一、开孔应力集中现象及其原因
由于各种工艺、结构、操作、维护检修等方面的要求，需要在压力容器上和封头上开孔或安装接 管。例如人孔、手孔、介质的出入口等。容器开孔之后，由于器壁金属的连续性受到破坏，在 孔边附近的局部地区，应力会急剧增加。这种局部的应力增长现象，称为“应力集中”。在应
力集中区城的最大应力值，称之为“应力峰值”。
容器的开孔补强
二、开孔补强设计Hale Waihona Puke 原则与补强结构1．补强设计原则
(1)等面积补强法的设计原则 (2)塑性失效补强原则
2．补强形式
目前采用的补强形式主要有：①内加强平齐接管；②外加强平齐接管；③对称加 强凸出接管；④密集补强
3．补强结构
(1)补强圈补强结构 (2)加强元件补强结构
(3)整体补强结构
4．等面积补强法的设计
(1)开孔有效补强范围的计算 (2)补强面积的计算
容器的开孔补强
环保设 备
开孔补强设计精编WORD版
开孔补强设计精编W O R D版IBM system office room 【A0816H-A0912AAAHH-GX8Q8-GNTHHJ8】Hefei University《化工机械与设备》过程考核之三——典型化工设备零件机械设计题目：4MPa反应釜开孔补强零件设计系别：化学材料与工程系班级：09化工（4）姓名：梅源学号：队别：Team 36教师：胡科研日期：2011-12-11目录1前言及概念.........................................................1.1开孔补强的适应范围和方法.......................................1.2满足开孔条件时，可采用的三种补强方法...........................1.3开孔补强的目的.................................................1.4补强结构(补强元件类型) .........................................1.4.1加强管补强..................................................1.4.2整体锻件补强 (4)1.4.3加强圈的补强................................................1.5壳体开孔的有关规定.............................................1.5.1允许不补强时开的最大孔直径...................................................................1.5.2壳体上允许开的最大孔直径dmax1.6等面积补强计算方法.............................................1.6.1各国压力容器规范主要采用的准则(补强准则的种类) (6)1.6.2等面积补强的原则............................................1.6.3等面积补强计算方法..........................................2工艺设计...........................................................2.1设计要求.......................................................2.2连续釜式反应器工艺设计.........................................2.2.1单段连续釜式反应器..........................................2.2.2反应器直径和高度的计算......................................3 机械设计...........................................................3.1手孔的开孔补强计算.............................................3.1.1计算是否需要补强............................................3.1.2计算开孔失去的面积A. .......................................3.1.3计算有效补强面积A..........................................3.2进料口的开孔补强计算 (11)3.2.1计算是否需要补强............................................ 4补强结构图......................................................... 5总结............................................................... 6参考文献...........................................................1前言及概念在日常的压力容器设计工作中，经常会遇到压力容器开孔补强问题。
过程设备设计第4章习题
C.二次应力是指由相邻部件的约束或结构的自身约束所引起的正应力或切应力。 D.二次应力是局部结构不连续性和局部热应力的影响而叠加道一次应力之上的应力增量 4.8 交变载荷 以下载荷属于交变载荷的有： （ ） A.压力波动 B.开车停车 C.加热或冷却时温度变化引起的热应力变化 D.振动或容器接管引起的附加载荷 4.9 设计准则 下列有关压力容器设计准则的叙述，正确的有： （ ） A.弹性失效设计准则以容器整个危险面屈服作为实效状态。 B.弹塑性失效设计准则认为只要载荷变化范围达到安定载荷，容器就失效。 C.弹性失效设计准则较塑性失效设计准则更保守。 D.爆破失效设计准则认为压力达到全屈服压力时容器失效。 4.10 加强圈 为提高外压圆筒稳定性，需设置加强圈，下列有关加强圈的设计，正确的有： （ ） A.加强圈的最小间距应小于失稳临界长度。 B.在设计过程中，有可能通过增加加强圈的数量使圆筒厚度减薄。 C.加强圈与圆筒的连接可采用连续的或间断地焊接。 D.加强圈不可设置在筒体内部 4.11 封头 压力容器封头较多，下列叙述正确的有： （ ） A.凸形封头包括半球形封头、椭圆形封头、碟形封头、球冠形封头和锥壳。 B.由筒体与封头连接处的不连续效应产生的应力增强影响以应力增强系数的形式引入厚度 计算式。 C.半球形封头受力均匀，因其形状高度对称，整体冲压简单。 D.椭圆形封头主要用于中、低压容器。 4.12 高压密封 下列属于提高高压密封性能的措施有： （ ） A.改善密封接触表面 B.改进垫片结构 C.采用焊接密封元件 D.增加预紧螺栓数量 4.13 安全阀 安全阀的优点包括： （） A.完全密封 B.多次使用 C.泄压反应快 D.只排出高于规定压力的部分压力 4.14 支座 在立式容器支座中，中小型直立容器常采用（ ）高大的塔设备则广泛采用（ ） ，大型卧式 储存采用（ ） A.耳式支座 B.裙式支座
浅谈压力容器设计中开孔补强设计的应用
浅谈压力容器设计中开孔补强设计的应用1. 引言1.1 引言在压力容器设计中，开孔补强设计是非常重要的一个环节。
对于压力容器来说，开孔部分通常是存在的，但是如何进行补强设计，能够有效地提高容器的承载能力和安全性，是设计中需要重点考虑的问题。
开孔补强设计的应用不仅可以保证压力容器的正常使用，还可以延长其使用寿命，减少事故发生的可能性。
在压力容器设计中，开孔补强设计需要考虑多个因素，包括材料的选择、补强结构的设计、开孔位置和大小等。
通过合理的开孔补强设计，可以有效地避免开孔处的应力集中，减少裂纹的产生和扩展，提高容器的整体强度和稳定性。
在本文中，我们将深入探讨压力容器设计中开孔补强设计的重要性和意义，介绍常见的开孔补强设计方法，并分析开孔补强设计中需要考虑的因素。
我们还将通过实例分析，展示开孔补强设计在实际工程中的应用和效果。
通过对开孔补强设计的深入研究，可以为压力容器设计提供更加科学和有效的指导，保证容器的安全运行。
2. 正文2.1 压力容器设计的重要性压力容器设计是工程领域中非常重要的一部分，它涉及到人们日常生活中广泛使用的许多设备和设施，比如锅炉、储罐、管道等。
压力容器设计的质量和安全性直接影响到设备的稳定运行和人员的生命财产安全，因此设计过程中必须十分严谨和谨慎。
压力容器设计需要满足一定的强度和刚度要求，以承受内部或外部的压力载荷。
设计不合理或强度不足可能导致容器发生破裂或变形，造成严重的事故。
压力容器设计还需要考虑到材料的选择、耐腐蚀性能、尺寸和形状等因素，以确保设备在各种工况下都能正常运行。
在压力容器设计中，开孔补强设计是一项重要的技术。
通过在容器上开孔并在周围进行补强，可以提高容器的承载能力和疲劳寿命。
开孔补强设计不仅可以减少材料的使用量，降低制造成本，还可以提高容器的整体性能和安全性。
在压力容器设计中，合理应用开孔补强设计技术是至关重要的。
2.2 开孔补强设计的意义开孔补强设计的意义在于提高压力容器的结构强度和稳定性，有效减轻压力容器在运行过程中的应力集中和疲劳损伤，延长压力容器的使用寿命，同时也能减小结构的重量和成本，提高压力容器的安全性和经济性。
压力容器开孔及补强设计
平板开椭圆孔的应力集中
1、几点结论
•在球壳上开圆孔的应力集中系数（ ）小于开
椭圆孔的应力集中系数（
）
•在圆柱壳上开圆孔时的应力集中系数（
）
•若要开设椭圆孔，则应使椭圆孔的长轴与壳体
轴线垂直此时（
）
压力容器开孔及补强设计
内压壳体开孔的应力集中
•由于开孔后多焊有不同厚度的接管，应力集中系 数比较复杂，采用理论计算和实验测定相结合的 办法。
•当 越大，即开孔直径越大时应力集中系数越高。 相反，减小孔径，增大壳壁厚度均可降低应力集 中系数。 •内伸式接管的应力集中系数较低，尤其是内伸接 管壁厚较厚时能有效地降低应力集中。
压力容器开孔及补强设计
内压壳体开孔的应力集中
过小或过大时上述曲 线均会有较大的误差
球壳带平齐式接管的应力集中系数
壳壁过厚，即 过 小时，应力沿壁厚分 布的不均匀性增大， 应力集中系数将明显 比图示值减小
(mm)
检查孔最少数 量
检查孔最小尺寸(mm)
人孔
手孔
备注
300-500 500-1000
>1000
手孔2个
人孔1个或手孔 2个(当容器无法
开人孔时)
人孔1个或手孔 2个(当容器无法
开人孔时)
Ф400或长 圆孔
400×250， 380×280
Ф400或长 圆孔
400×250， 380×280
Ф75或长 圆孔
•（2）两相邻开孔中心的距离(对曲面间距以弧长计算)应 不小于两孔直径之和的两倍；
•（3）接管公称外径小于或等于89mm；
•（4）接管最小壁厚满足下表3-9的要求。
接管公称 外径
25 32 38 45 48 57 65 76
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第 开孔补强设计根据GB 150规定，当在设计压力P c ≤2.5MPa 的在壳体上开孔，两相邻开孔中心的间距大于两孔直径之和的两倍，且接管公称外径不大于89mm 时，接管厚度满足要求，不另行补强，故该储罐中只有DN=500mm 的 人孔需要补强。
1. 补强设计方法判别按HG/T 21518-2005,选用回转盖带颈对焊法兰人孔。
开孔直径22C d d i +==500+2×2=504 mm 。
∵ 2/i D d <=3000/2=1500 mm故可以采用等面积法进行开孔补强计算。
接管材料选用10号钢，其许用应力[σ]t=117MPa根据GB150-1998中式8-1，开孔所需补强面积()r et f d A -+=12δδδ 其中：壳体开孔处的计算厚度δ=17.758mm 接管的有效厚度21C C nt et --=δδ=20-0-2=18mm 强度削弱系数[][]r tn r f δδ/==117/170=0.689所以开孔所需补强面积为()r et f d A -+=12δδδ=504×17.758+2×17.758×18×0.311 =4238.452mm 2. 有效补强范围2.1有效宽度B 的确定按GB150中式8-7，得：d B 21==2×504=1008 mmnt n d B δδ++=22=504+2×18+2×20=580mm B=()max 2,1B B=1008 mm2.2有效高度的确定 (1）外侧有效高度h的确定根据GB150中式8-8，得：11h =ntd δ=18504⨯=95.25mm12h =接管实际外伸高度H=H 1=280mm 1h =(()min 12,11h h =95.25mm(2）内侧有效高度2h的确定根据GB150-1998中式8-9，得：21h =ntd δ=18504⨯=95.25mm22h =0()min 22,212h h h ==03. 有效补强面积根据GB150中式8-10 到 式8-13，分别计算如下：321A A A A e ++= 3.1 筒体多余面积AA=(B-d)(δe-δ)-2δet(δe-δ)(1-fr)=(1008-504)(20-17.758)-2×20(20-17.758)(1-0.689)=1102.0782mm 3.2接管的多余面积 接管厚度：ct ic t P D P 5.0φ]σ[2δ==9184.15.09.011725009184.1⨯-⨯⨯⨯=4.94mm()21222h f h A r t e +-=δδ()2C e -δ=2×92.25×(20-17.758)×0.689+0=285.004 2mm4.接管区焊缝截面积(焊角取6.0mm ）262/123⨯⨯=A =36 2mm5.补强面积321A A A A e ++==1102.078+285.004+36=1451.0822mm因为，A e ＜A 所以开孔需另行补强。
所需另行补强面积：e A A A -=4=4238.45-1451.082=2787.368 2mm 补强圈设计：根据500=n D 取补强圈外径1n D =840mm 。
因为1n D B >，所以在有效补强范围。
补强圈内径1d =530+2=532mm 补强圈厚度：1δ=114d D A n -=532840348.2787-=20.30mm圆整取名义厚度为1δ=22mm查GB/T 4736-2002 《补强圈》，选取厚度为22mm的补强圈。
第五章 容器强度的校核1. 水压试验校核试验压力：tT PP ][][25.1σσ=设计温度 C T050= 时 MPa T 170][][==σσMPa P P T358.29184.125.125.1=⨯==圆筒的应力 ee i T TD P δδσ2)(+=MPa T 036.200758.172)758.173000(358.2=⨯+=σ由《钢制压力容器》查表8-7得20mm的16MR 的强度指标为MPa s 315=σ ,MPa s 5.2833159.09.0=⨯=σS T σσ9.0<所以，水压校验符合要求 .2.1.2筒体最小厚度校验()mm 758.71C δmm 61000D 2δ2i m in =-≤==n ，满足要求4.2.2筒体轴向应力计算与校核4.2.2.1筒体轴向弯矩计算筒体中间处截面的弯矩用下式计算：()⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡-+-+=L A 4L 3h 41L h R 214FL M i 22i 2m 1 式中 F ——鞍座反力，N ；m R ——椭圆封头长轴外半径，mm ；L ——两封头切线之间的距离，mm ；A ——鞍座与筒体一端的距离，mm ；1h ——封头短轴内半径，mm 。
其中：mm520122203002δ2DN R nm =⨯+=+=。
所以：]4341)(21[4212L A h L h R FL M i i m -+-+=式中KNmg F 12.5502==；mm D h ii 7504==；mm L 11580= ；mm A 760=将数值代入公式得mm⋅⨯=⨯-⨯⨯+-+⨯=N 10041.1]0115807640115830764101158)0755202(11[41158012.550M 92221支座处截面上的弯矩⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡+-+---=L 3h 41AL 2h R L A 11FA M i 2i 2m 2所以： mm ⋅⨯-=⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡⨯⨯+⨯⨯-+--⨯-=N 019861.0115830754111580076276051011158007611076550120M 8222 4.2.2.2筒体轴向应力计算由《化工机械工程手册》得 1.0K K 21==。
因为：21M M >>，且mm 6072/R A m =<，所以，最大轴向应力出现在跨中面，校核跨中面应力。
4.2.2.3由弯矩引起的轴向应力筒体中间截面上最高点处em R M δδ211114.3-=式中 mm 180220C C 21n e =--=--δ=δ所以：125.818152014.310041.1R 14.3M 29e2m 111-=⨯⨯⨯-=δ-=δa MP筒体中间截面上最低点处：MPa 125.81121=δ-=δ。
鞍座截面处最高点处：MPa 55.11815200.114.310986.1R K 14.3M 28e2m 123=⨯⨯⨯⨯--=δ-=σ鞍座截面处最低点处：MPa 55.1R K 14.3M e2m 124-=δ⨯=σ4.2.2.4由设计压力引起的轴向应力由： em ppR δσ2=所以：MPa 56.991821520358.2p=⨯⨯=σ4.2.2.5轴向应力组合与校核最大轴向拉应力出现在筒体中间截面最低处，所以MPa 685.10721p 2=σ+σ=σ，许用轴向拉压应力[]MPa 0.170t=σ，由上述计算得： t ][2σσ<，合格。
最大轴向压应力出现在充满水时，在筒体中间截面最高处，MPa 125.8111=σ-=σ，轴向许用应力：MPa 10113.1152018094.0R 094.0A 3me-⨯=⨯=δ=课本： t AE 32B =，5t 10001.2⨯=E计算得MPa 2.145B =，取许用压缩应力[]MPa ac150=σ，[]ac σσ<1，符合强度要求。
4.2.3.3 封头最小厚度校验mm6Di 100020220c c 21n m in=≥--=--δ=δ，满足要求4.2.3.4 封头强度校核s ee i t t D P σσ94.02)(≤∆∆+=m m 18C n e =-∆=∆MPa 358.2p 25.1][][P25.1P tT ==σσ=5.28331519.0679.197182)183000(358.2t =⨯⨯<=⨯+=σMPa经强度校核满足要求4.2.4筒体和封头切向应力校核因筒体被封头加强，筒体和封头中的切向剪应力分别按下列计算。
4.2.4.1筒体切向应力计算由《过程设备设计》查得401.0880.043==K K ，。
所以：MPa 69.17181520550120880.0R F K em 3=⨯⨯=δ⋅⋅=τ4.2.4.2封头切向应力计算MPa06.8181520550120401.0R F K em 4h =⨯⨯=δ⋅⋅=τ[][]MPa 161823000358.2117025.12DN P K 25.125.1eth t=⨯⨯⨯-⨯=δ⋅⋅-σ⨯=δ-σ因 h t h σστ-<][25.1， 所以合格。
4.2.5.筒体环向应力的计算和校核4.2.5.1.环向应力的计算1）在鞍座处横截面最低点255b FK k e ⋅⋅⋅-=δσ式中：2b ——筒体的有效宽度，mm 。
由《化工机械工程手册》（上卷，P11-101）查得，013.0K 760.0K 65==，。
式中1.0=k ，考虑容器焊在鞍座上由公式得e m R b b δ⋅+=56.12式中：b ——鞍座轴向宽度，mm 。
所以mm 04.91818152056.1660b 2=⨯⨯+=所以MPa53.204.91818550120760.01.05-=⨯⨯⨯-=σ2）鞍座边角处轴向应力因为 8567.71520/11500L/R m<==，且 所以 MPa 3.41182550120013.031804.918455012026-=⨯⨯⨯-⨯⨯-=σ4.2.5.2.环向应力的校核2e6e262FK 3b 4Fδ-δ=δ[]MPa ts 0.170=<σσ，合格。
[]MPa t5.21217025.125.1=⨯=<σσ，合格。
4.2.5.3鞍座有效断面平均压力鞍座承受的水平分力F K F s ⋅=9由《化工机械工程手册》（上卷，P11-103）查得，204.09=K 。
所以N 48.112224*********.0F s =⨯=。
鞍座有效断面平均应力式中：S H ——鞍座的计算高度，m m ； 2δ——鞍座的腹板厚度，m m 。
其中s H 取鞍座实际高度（m m250H=）和mm 667.5063/52013/R m ==中的最小值，即mm 250H =s 。
腹板厚度mm 8b 0=所以 MPa408.37122501122249=⨯=σJB/T 4731-2005 表5-1选择鞍座材料为16MnR ，使用温度为-20~250℃，许用应力为[]sa ∂= 170MPa 。