压力容器设计基础知识培训.ppt

压力容器设计基础知识培训,技术中心 郝世荣,主要内容,1、总论 2、受压元件 3、外压元件（圆筒和球壳）4、开孔补强,主要内容,1、总论 2、受压元件 3、外压元件（圆筒和球壳）4、开孔补强,1.1 GB/T 150适用范围适用的温度范围：1）设计温度范围：-269900。2）钢材不得超过按GB/T150.2所列材料的允许使用温度范围。3）其他金属材料制容器按相应规范所列材料的的允许使用温度范围。,第2条GB/T150.2所列钢材使用温度范围不含有色金属。其中奥氏体不锈钢的最低使用温度为-253（对应液氢设计温度），S31008最高使用温度为800，部分奥氏体不锈钢最高使用温度为700。,第1条款说明了本标准涵盖的所有容器设计温度范围为-269900，其下限值269对应于铝的极限使用（设计）温度，上限值900对应于镍合金的极限使用（设计）温度。,1、总论-GB150适用范围,适用的压力范围：钢制容器适用于设计压力不大于35MPa，不低于0.1MPa及真空度高于0.02MPa。特殊材质容器的设计压力按相应标准。,1、总论-GB150适用范围,真空容器,常压容器,压力容器,钢制容器设计压力适用范围，对其他金属材料制容器设计压力适用范围见相应标准规范,容规与GB/T150的适用情况介绍,GB/T150,真空度,容规,容规附件A,1、总论-GB150与容规适用范围,JB4732,1、总论-设计参数,1.2.1 压力（6个压力）工作压力Pw：在正常工况下，容器顶部可能达到的最高压力。设计压力Pd：设定容器顶部的最高压力，与相应设计温度相对应作为设计载荷条件下容器顶部的最高压力，其值 PdPW。计算压力Pc：在相应设计温度下，用于确定元件厚度的压力，并且应当考虑液柱静压力等附加载荷。试验压力Pt：进行耐压或泄漏压力试验时容器顶部的压力。最大允许工作压力Pwmax：在设计温度下，容器顶部所允许承受最大压力，是根据容器受压元件的有效厚度计算得到,是考虑了该元件承受的所有载荷而计算得到的。安全泄放装置整定压力Pz：PwPz(1.05-1.1)Pw 装有超压泄放装置的压力容器 Pd Pz,1.2 设计参数,压力,设计压力Pd与计算压力Pc的区别性质不同:设计压力Pd指整台设备,计算压力Pc指具体部位的不同受压元件。取值依据不同:Pd其值不低于工作压力,综合考虑若干因素;Pc用于来确定具体元件的厚度,其中包括液柱静压力,对于夹套容器设计要考虑各压力腔之间的最大压力差。用途不同:Pd用来确定容器类别,确定Pt。Pd出现在技术特性表和产品铭牌上,而Pc出现在计算书上。,1、总论-设计参数,1、总论-设计参数,对于设计图纸中注明最高允许工作压力的压力容器，允许超压泄放装置的整定压力高于设计压力，但不高于该压力容器的最高允许工作压力。容器最大允许工作压力一般大于设计压力，当设计文件未注明最大允许工作压力时，则设计压力视为其最大允许工作压力，计算采用的厚度应为有效厚度减去除压力外的其它载荷（如风弯矩、地震载荷）等，以及开孔补强所需厚度的厚度的计算值，并应减去液注静压力。最大允许工作压力计算麻烦，需要进行全面强度校核（法兰、补强、外压、局部不连续等）设计压力与计算压力的区别：在设计温度下设计压力是指容器顶部的工作压力，而计算压力除考虑设计压力外，还应考虑壳体该部位的液注静压力。装有安全阀的压力容器，其设计压力、工作压力、试验压力与安全阀排放压力、开启压力之间的关系示意：,1、总论-设计参数,设计压力的确定：1）通常情况下,1、总论-设计参数,2）设计压力必须与相应的设计温度作为设计条件，且还应考虑容器在运行中可能出现的各种工况，并以最苛刻的工作压力与相应的温度的组合工况，确定设计压力。3）盛装液化石油气和液化气的容器的设计压力，1）无安全装置时，设计压力应不低于安全阀开启压力的1.05倍工作压力，2）装有安全装置时设计压力应不低于安全阀的开启压力（开启压力取工作压力的1.051.1倍工作压力）。3）工作压力指盛装液化石油气和液化气的容器顶部可能达到的最高工作温度下的饱和蒸汽压力。常温液化石油气和液化气的工作压力（饱和蒸汽压力）力见容规。4）带夹套的真空容器，容器壳体的计算外压力为设计外压与夹套设计内压力之和，且还应校核夹套试验压力下容器的壳体的外压稳定性。5）真空容器确定壳体厚度时，设计压力是按外压考虑的，有安全阀设计压力为1.25倍最大内外压差或0.1MPa的最大值，无安全阀，取0.1MPa。,1、总论-设计参数,1.2 设计参数 1.2.2 温度工作温度Tw：在正常工况下元件的金属温度，实际工程中，往往以介质的温度表示工作温度。试验温度Tt 指耐压试验时容器壳体元件的金属温度，工程中也往往以试验介质温度来表示试验温度。设计温度Td：容器在正常工况下，设定元件的金属截面的平均温度，由于金属壁面温度计算很麻烦，一般取介质温度加或减10-20得到。,温度,设计常温储存压力容器(无保温)时，应当充分考虑在正常工作状态下大气环境温度条件对容器壳体金属温度的影响，其最低设计金属温度不得高于历年来月平均最低气温的最低值。,设计金属温度的选取应考虑环境温度的影响，从而正确选材,设计温度的确定原则 1）设计温度不得低于元件金属可能达到的最高温度，对低于0 时，设计温度不得高于元件可能达到的最低温度 2）当容器各部件工作温度不同时，应分别设定各自的设计温度 3）对具有不同工况的容器，应按最苛刻工况设计，并注明各工况对应的设计温度及设计压力值 4）容器内介质用蒸汽直接加热或间接加热时，设计温度取介质的最高温度。5）容器的受压元件两侧与不同介质直接接触时，应以较苛刻侧（最高或最低）的工作温度确定元件的设计温度。,1、总论-设计参数,1、总论-设计参数,1.2 设计参数 1.3.3 设计时应载荷 1.压力 1)内压、外压或最大压差;2)液柱静压力;3)试验压力。2.重力载荷 1)容器空重:容器壳体及内外部固定件(如接管、人孔、法兰、支承圈、支座及内部元件等)的质量;2)可拆内件的重力载荷:容器内部可拆卸构件(如填料、填料格栅、支承梁、除沫器、催化剂及可拆塔盘板等)的质量;3)介质的重力载荷:正常工作状态下容器内介质的最大质量;（含液体介质、固体物料或填料）4)隔热材料的重力载荷:如保温(或保冷)层及其支持件、内部隔热材料等的质量;,1、总论-设计参数,5)附件的重力载荷:与容器直接连接的平台、扶梯、工艺配管及管架等附件的质量;6)水压试验时，容器内水的质量。3.风载荷和地震载荷：根据容器的类型（如塔器、球形容器等）4.雪载荷 5.偏心载荷：由于内件或外部附件(或设备)的质心偏离容器壳体中心线而引起的载荷。6.局部载荷:容器壳体局部区域上作用的载荷(如支座、底座圈、支耳及其他型式支撑件对壳体的反作用力、管道推力等)。7.冲击载荷:由于容器受工作介质的冲击或压力急剧波动以及运输、吊装时产生的附加载荷。8.温度梯度或热膨胀量不同引起的作用力。9.循环载荷:对某些特定操作条件的容器，承受压力循环载荷及热应力循环作用。,1、总论-设计参数,载荷组合：应考虑安装、水压试验及工作状态下可能出现的最不利组合；,1、总论-设计参数,1.2 设计参数 1.3.3 壁厚（6个厚度）c 计算厚度，由计算公式得到，保证容器强度，刚度和稳定的厚度d 设计厚度，d=c+C2（腐蚀裕量）保证规定使用寿命所需厚度n 名义厚度，n=d+C1（钢材负偏差）+（圆整量）e 有效厚度，e=n-C1-C2=c+（决定元件的承载能力）min 设计要求的成形后最小厚度，minn-C1 壳体加工成形后最小厚度是为了满足安装、运输中刚度而定；而min是保证正常工况下强度、刚度、寿命要求而定。）坯 坯料厚度坯=d+C1+C3（其中：C3 制造减薄量，主要考虑材料（黑色，有色）、工艺（模压，旋压；冷压，热压），所以C3值一般由制造厂定。）,厚度,需要时，还需考虑GB150.1中其他载荷,1、总论-各厚度之间的相互关系,各厚度之间的相互关系,1、总论确定最小厚度应考虑的因素,1)对卧式容器，应取卧式容器计算所采用的有效厚度和按“中径公式”计算得到的厚度两者中的较大值作为计算厚度。2)对于有开孔补强计算的容器应当考虑补强这一因素。即根据圆筒、封头是否参与补强，若参与补强的话，则“计算厚度”尚应加上参与补强金属（A1）所要求的厚度.此时，如采用等面积补强法，“计算厚度”应采用如下形式：2=A1/（B-d）-2（nt-C）(1-fr)+1 式中：A1-壳体有效厚度减去计算厚度之外的多余面积mm2 1-按GB150各章计算的厚度；mm 2满足设计要求的计算厚度；mm 此时，笫一项为壳体参与补强所需厚度，笫二项为GB150中各章公式所要求的厚度。显然，如果少了笫一项就会迼成局部不安全。,关于最小厚度确定应考虑的因素,压力容器最小厚度的确定应当考虑制造、运输、安装等因素的影响。最小厚度规定需要参考相应的产品技术标准。当设计压力较低时，由内压强度计算公式计算的计算厚度较小，往往不能满足制造、运输、安装等方面的刚度要求，因而对容器规定了最小厚度min；复合钢板复层最小厚度、容器壳体内表面堆焊层规定最小厚度。法兰、管板及平盖的不锈钢堆焊层，机加工后面层规定最小厚度。,1、总论-确定最小厚度应考虑的因素,3)受外压的容器壳体和封头的计算厚度。在GB150“外压圆筒和外压球壳”中，只有名义厚度n和有效厚度e,并没有直接出现外压壳体的计算厚度。此时，计算厚度应按照相应外压壳体的计算方法得出的P=PC(P:许用外压力；PC：计算外压力)时的有效厚度。如果是外压容器的开孔补强问题，则更增加了判断的难度。,最小厚度,对“成型后的最小厚度”。,对碳钢和低合金钢制容器,不小于3mm；对高合金钢容器,不小于2mm；碳素钢和低合金钢制塔式容器的最小厚度为2/1000的塔器内直径,且不小于3mm;对不锈钢制塔式容器的最小厚度不小于2mm；管壳式换热器壳体的最小厚度应符合GB/T151热交换器的相应规定。,一般图样上封头应标注名义厚度（最小成形厚度），标注最小成形厚度可避免制造厂为保证“名义厚度减负偏差”选购材料厚度二次圆整导致材料浪费。成形封头实测的最小厚度不得小于封头名义厚度减去钢板厚度负偏差C1,但当设计图样标注了封头成形后的最小厚度，实测最小厚度不小于图样标注的最小成形厚度。,1、总论-确定最小厚度应考虑的因素,1.2 设计参数 1.2.4 腐蚀裕量 对于均匀腐蚀的压力容器，腐蚀裕量根据预期的压力容器的使用年限和介质对材料的腐蚀速率确定；同时，还要当考虑介质流动对受压元件的冲蚀、磨损等影响。,腐蚀裕量：年腐蚀速率设计寿命。当容器各元件受到的腐蚀程度不同时，可以采用不同的腐蚀裕量。设计单位应在设计图样上注明压力容器设计使用寿命。注意：压力容器的设计寿命不一定等于实际使用寿命，它仅仅是设计者预期的使用条件而给出的估计值，需要考虑设备建造费用、更换周期以及材料、结构、防腐、限制蠕变或疲劳等因素，结合经验给出。,1、总论腐蚀裕量,下列情况不考虑腐蚀裕量,介质对不锈钢无腐蚀作用时（不锈钢、不锈复合钢板或有不锈钢堆焊层的元件）；可经常更换的非受压元件；有可靠的耐腐蚀衬里；法兰的密封表面；管壳式换热器的换热管、拉杆、定距管、折流板和支持板等非受压元件；用涂漆可以有效防止环境腐蚀的容器外表面及其外部构件（如支座、支腿、底板及托架等，但不包括裙座）。,压力容器设计寿命主要考虑因素：（1）材料；（2）C2；（3）结构设计合理性及防腐；（4）制造工艺；（5）非正常工况；（6）对于低温绝热容器，应考虑绝热寿命。一般来说设计寿命10-15年，通常，塔器、反应器15年；石化行业难以更换的塔器20年，换热器、容器类10年。,1、总论压力容器设计寿命主要考虑因素,1、总论-许用应力,1.2 设计参数 1.2.4 许用应力许用应力是材料力学性能与相应安全系数之比值：b/nb s/ns D/nD n/nn 当设计温度低于20取20的许用应力。,主要内容,1、总论 2、受压元件 3、外压元件（圆筒和球壳）4、开孔补强,2、受压元件圆筒和球壳,薄壁圆筒容器在工程中采用无力矩理论来进行应力计算，在内压P作用下，筒壁承受轴向应力和切向应力（薄膜应力）作用。由于壳体壁厚较薄，且不考虑壳体与其它连接处的局部应力，忽略了弯曲应力，这种应力称为薄膜应力。,第一强度理论（最大主应力理论）认为材料的三个主应力中只要最大的拉应力1达到了极限应力，材料就发生破坏。强度条件：1 t,2.1内压圆筒和球壳,2、受压元件圆筒和球壳,圆筒和球壳壁厚是根据弹性力学最大主应力理论中径公式导出：,中径（Di+）替代Di,2、受压元件圆筒和球壳,是以 薄壁容器内径公式导出，认为应力是均匀分布。随壁厚增加K值增大，应力分布不均匀程度加大，当K=1.5时，由薄壁公式计算应力比拉美公式计算应力要低23%，误差较大；当采用（Di+）替代Di内径后，则其应力仅相差3.8%，这样扩大了公式应用范围（K1.5），误差在工程允许范围内。,圆筒受力图,2、受压元件圆筒和球壳,圆筒环向应力是轴向应力2倍，最大主应力为环向应力，所以公式中焊接接头系数为纵向焊缝接头系数。,而球壳环向应力和径向应力是相等。按中径公式可推导出，球壳壁厚,适用范围Pc0.6t，相当于K1.353公式中焊接接头系数为所有拼接焊缝接头系数。,2、受压元件封头,2.2 封头 2.2.1 椭圆封头(曲率连续)1）应力分布 标准椭圆封头（a/b=2）应力分布：,径向应力r为拉伸应力，封头中心最大，沿径线向封头底边逐渐减小。,周向应力在封头中心为拉伸应力，并沿径线向封头底边逐渐减小，由拉伸应力变为压缩应力，至底边压应力最大。且a/b越大，底部压应力愈大。出于上述考虑，GB150规定a/b2.6。,2、受压元件封头,所以在内压作用下，封头短轴要伸长，长轴要缩短称之为趋圆现象，在曲面与直边相连部分，封头底边径向收缩，圆筒径向胀大，在边界力作用下产生附加弯距（弯曲应力），封头上最大应力为薄膜应力和弯曲应力之和。,2、受压元件封头,计算公式,a/b越大，越扁平，长轴收缩多，变形越大，应力也大，所以控制K不大于2.6。K与Di/2hi关系查表 5.1,2、受压元件封头,3）稳定性 在内压作用下，长轴缩短，产生压应力，存在周向失稳可能，标准控制最小厚度来保证。（GB150 表5-1 下部说明）在外压作用下，短轴缩短，产生压应力，球面部分存在失稳可能，用图表法进行校核计算。,碟形壳的应力与变形,2、受压元件封头,2.2 封头 2.2.2 碟形封头(曲率不连续)1）应力分布 碟形封头由球面、环壳和圆筒组成，应力分布与椭圆封头相似。径向应力 r为拉伸应力，在球面部分均匀分布，至环壳应力逐渐减小，到底边应力降至一半。周向应力在球面部分为均匀分布拉伸应力，环壳上为压缩应力，在连接点到底边逐渐减小，而在球面与环壳连接处最大。,应力突变发生在球面与环壳连接处,2、受压元件封头,碟形封头与椭圆封头形状相似，不同点是应力与变形都是不连续的，而且有两个拐点（球面与环壳、环壳与圆筒）在两个边界上产生附加力矩（弯曲应力）在内压作用下，球面外凸，环壳内缩，圆筒外胀。当r/R越小，球面与环壳处产生应力最大；r/R1趋于球壳，弯距0；所以蝶形封头最大应力在球面与环壳过度区。,2、受压元件封头,2）碟形封头的计算公式,Ri/r越大，变形越大，应力也大，所以M随R/r增大而增大，M与Ri/r查GB150表5-3,3）稳定性,在内压作用下，长轴缩短，产生压应力，存在周向失稳可能，标准控制最小厚度来保证。（GB150 表5-3 下部说明）在外压作用下，短轴缩短，产生压应力，球面部分存在失稳可能，用图表法进行校核计算。,同椭圆形封头,2、受压元件封头,2.2 封头 2.2.3 锥形封头1）定义 锥形封头半顶角60，以大端直径为当量圆筒直径(Di/cos)方法计算（即按当量圆筒一次薄膜应力计算）。同一直径处周向应力等于轴向应力2倍；不同直径处，应力是不同的。半顶角60，按圆平板计算，此时应力以弯曲应力为主，与薄膜理论不适应的。大端30采用无折边结构；30带折边 小端45采用无折边结构；45带折边,2、受压元件封头,2）应力分析大端 轴向力T2分解成沿母线方向N2和垂直与轴线方向P2。N2 轴向拉伸应力 P2 大端径向收缩，产生径向弯曲应力，并使周向应力与压力作用产生周向应力，方向相反而相对减小，所以大端以一次轴向拉伸应力+二次轴向弯曲应力为强度控制条件,2、受压元件封头,2）应力分析小端 轴向力T1分解成母线方向N1和垂直于轴线方向P1.N1 轴向拉伸应力 P1 小端径向张大，产生周向应力。此周向应力与压力作用产生周向应力方向一致，相互叠加，所以小端以一次周向应力+由边界力引起周向应力为强度条件控制值,通常情况下，锥壳为一个厚度。则应取上述三个厚度中最大值。,2、受压元件封头,3）计算公式 锥壳厚度,由于受边界条件影响，是否需要在大、小端增设加强段，由GB150 图7-11、7-13判断，交点在左边表示二次应力影响不大，不起控制作用，按上式计算即可；当交点在右边时，需增设加强段。大端厚度：小端厚度：,Q应力增值系数，体现边界应力作用。,挠度反映板的刚度；应力则反映强度。所以周边固支平盖的最大挠度和最大弯曲应力比周边简支要小，从强度和刚度要求来说，周边固支比周边简支的为好。,2、受压元件封头,2.2 封头 2.2.4平盖 平盖厚度是基于圆平板在均布载荷作用下一次弯曲应力来计算：K为结构特征系数，分固支（焊接）和简支（螺栓）查表7-7。比较两种边界条件下得最大挠度与最大应力，可知：,封头的受力情况优劣由好到差的顺序,球形封头 椭圆封头 蝶形封头 球冠形封头 锥形封头 平盖,2、受压元件封头,主要内容,1、总论 2、受压元件 3、外压元件（圆筒和球壳）4、开孔补强,3.1 失稳外压元件承受的压应力，其破坏形式主要是失稳，失稳可分为周向失稳和轴向失稳。周向失稳 断面由圆形变成波形 轴向失稳 轴线由直线变成波形线,3、外压元件（圆筒和球壳）,周向压缩应力引起,轴向压缩应力引起,3、外压元件（圆筒和球壳）,3.2 外压容器的设计外压容器圆筒和球壳的设计主要是稳定性计算。外压容器圆筒壁厚的计算，主要是为了防止在外压作用下壳体的失稳。为了防止失稳，应使壳体防止失稳的许用压力P大于或等于计算压力Pc.圆筒稳定安全系数取3.0，球壳稳定安全系数取14.52。1）周向失稳计算外压容器壳体壁厚计算一般采用图算法，根据壳体直径（或半径），计算长度，假设壁厚(e)和所用材料牌号，利用图表查取系数，然后代入公式得到许用外压力P，使PPc；否则重新计算直至合格为止。2）轴向失稳计算由圆筒或管子的半径，壁厚e和所用材料牌号，用图表查取系数，代入公式得B值，使计算压力Pc小于或等于许用轴向压缩应力。许用轴向压缩应力取设计温度下材料许用应力和B值的较小值。,在GB150“外压圆筒和外压球壳”中，只有名义厚度n和有效厚度e,并没有直接出现外压壳体的计算厚度。此时，计算厚度应按照相应外压壳体的计算方法得出的P=PC(P:许用外压力；PC：计算外压力)时的有效厚度。,3、外压元件（圆筒和球壳）,3、外压元件（圆筒和球壳）,3.3 防止外压圆筒失稳措施防止外压圆筒失稳措施主要有：1）增加圆筒壁厚；2）缩短圆筒的计算长度；3）设置加强圈。加强圈设置应整圈围绕在圆筒上，并要求有足够截面积和组合惯性距。加强圈可设置在容器内部或外部。加强圈和圆筒之间连接可采用连续焊或间断焊。间断焊外部不少于圆筒周长的1/2，内部不少于1/3。,主要内容,1、总论 2、受压元件 3、外压元件（圆筒和球壳）4、开孔补强,4.1 等面积补强法适用范围 等面积补强法适用于在筒体、封头上开圆孔，椭圆孔或长圆孔。当在壳体上开非椭圆孔或长圆孔时，其长短径比为a/b2。适用范围如下1)当筒体Di1500时，开孔最大允许直径d1/2Di，d520mm)；筒体 Di1500时，开孔最大允许允许d1/3Di(且筒体d1000mm)；2）凸形封头或球壳开孔最大允许直径 d1/2Di 3）筒体 Di1500或锥形封头开孔最大允许直径 d1/3Di开空中心处的内直径；,4、开孔补强-等面积补强,GB/T 150 规定,容器本体的开孔与补强计算方法，包括等面积补强法及分析法。,开孔不仅削弱容器强度，也造成局部应力集中，是造成容器破坏重要因素，所以开孔补强是压力容器设计重要组成部分。,等面积补强原则 1）等面积补强法（d1/2Di）：有效补强面积大于或等于开孔失去面积 式中为开孔处计算厚度，注意：对椭圆封头和碟形封头中心部位和边缘部位是不同的。,4、开孔补强-等面积补强,内压：,外压：,一般情况下要求椭圆封头开孔位于椭圆中心80%直径范围内，蝶形位于球面部分，避开应力突变部位。,开孔补强形式与作用 1）型式 两种开孔补强型式整体补强和局部补强（补强圈）整体补强 增加壳体厚度（经济性差）厚壁管（推荐）整体补强锻件与壳体焊接（嵌入式接管）见 GB/T150 图D6 a），b）局部补强 补强圈（推荐）2）作用内压容器对开孔截面拉伸强度补偿。外压容器对开孔截面压缩稳定性补偿，防止失稳。,4、开孔补强-等面积补强,开孔补强的规定 1）不另行补强的最大开孔直径 应满足规定 2）采用补强圈补强要求 b540MPa;1.5n;n38mm3）整体补强要求 下列情况之一，应采用整体补强（增加壳体厚度或采用补强锻件与壳体相焊）。HG20583 钢制化工容器结构规定。b540MPa 1.5n n38mm Pd4.0MPa Td350 介质为极度，高度危害介质,4、开孔补强-等面积补强,4.2 分析法（圆筒径向接管开孔补强设计）分析法是根据弹性薄壳理论得到的应力分析法，用于内压作用下具有径向接管圆筒的开孔补强设计，其适用范围为,适用下列参数范围：,分析法的力学模型,4、开孔补强分析法,补强设计的分析法的适用范围与要求：适用于内压作用下的具有单个径向接管的补强计算；当圆筒具有两个以上开孔时，相邻两开孔边缘距离不小于、圆筒、接管或补强件材料的标准室温屈服强度与抗拉强度下限值之比0.8。接管或补强件与圆筒应采用全焊透结构，确保补强结构的整体性，圆筒或接管的整体补强应满足补强范围尺寸或整体加厚圆筒，补强范围内A、B内焊缝应提出无损检测要求。,4、开孔补强分析法,开孔补强设计的分析法与等面积补强法具有同样的设计可靠性,4、开孔补强-分析法,等效应力校核设计准则：等效薄膜应力 SII 2.2 t等效弯曲应力 SIV 2.6 t,4、开孔补强-分析法,2）补强结构尺寸设计,GB/T150分析法给出两种等效的补强计算途径：1）等效应力校核,根据强度与结构设计初步设定的圆筒与接管的初始厚度进行插图计算，不满足则重新假设厚度，直至满足下校核计算,4.3压力面积补强法,4、开孔补强-压力面积补强法,HG/T20582中压力面积法来自AD规范，在欧洲被认可，因安全性，开孔变大后用力平衡的方法计算过于粗略，会引起过大误差，其安全裕量国内做过研究，国内认为开孔大时不安全，压力面积法薄壳时尤其冒进，如挤压三通，几何模型和材料性能都与常规开孔偏离较大，所以中国规范历来不认可这种补强方法。在设计中不推荐运用。,谢 谢！2017年6月,