1　什么是压力容器的失效？其表现形式有哪几种？

压力容器由于载荷或温度过高而失去正常工作能力称为失效，其表现形式一般有四种情况：

一是强度失效，因材料屈服或断裂引起的压力容器的失效；

二是刚度失效，由于压力容器的变形大到足以影响其正常工作而引起的失效；

三是失稳失效，在压应力作用下，压力容器突然失去原有的规则几何形状而引起的失效；

四是泄漏失效，由于泄漏而引起的失效。

2　什么是压力容器的常规设计法和分析设计法？

目前容器设计有常规设计和分析设计两种方法。

常规设计又称“按规则进行设计”，以区别于分析设计，设计主要思想如下。

① 常规设计法将容器承受的“最大载荷”按一次施加的静载荷处理，不涉及疲劳问题，不考虑热应力。

② 以薄膜应力(平均应力)为基础，只要将此值限定在以弹性失效为准则所确定的许用应力范围内，则认为筒体和部件是安全的。对于边缘应力和峰值应力等局部应力，一般不作定量计算或仅以应力增强系数引入强度计算公式，并取与薄膜应力相同的强度数据。此设计方法简明，但不及分析设计法合理，且偏保守。

③ 常规设计中规定了具体的容器结构形式。

分析设计的主要思想如下。

为克服常规设计方法的局限性，1965年美国颁布了首部分析设计标准。经过40多年的发展，分析设计的内涵不断得到扩充和调整。分析设计是指以塑性失效准则为基础、采用精细的力学分析手段的压力容器设计方法。目前，应力分析设计法主要包括应力分类法和基于失效模式的直接法。

常规设计和分析设计之间既有独立性又有互补性。两者的独立性表现为：常规设计能独立完成的设计，可以直接应用，而不必再做分析设计；分析设计所完成的设计，也不受常规设计能否通过的影响。两者互补性表现为：常规设计不能独立完成的设计(如疲劳分析、复杂几何形状和载荷情况)，可以用分析设计补充完成；反之，分析设计也常借助常规设计的公式来确定部件的初步设计方案，然后再做详细分析。

3　什么是极限分析法？

极限分析法基本思想是：

① 假定结构材料为理想弹塑性材料；

② 按照塑性失效观点，在某一载荷下，结构进入整体或局部区域的全域屈服后，变形将无限制地增大，结构达到了它的极限承载能力，这种状态即为塑性失效的极限状态，这一载荷即为塑性失效时的极限载荷。

4　什么是安定性？

安定性状态是指结构件中的某一微小区域，在载荷、温度变化过程中，仅在第一次变化时出现一定量的塑性变形，而在以后的循环变化过程中，不再出现新的塑性变形，其应力-应变将保持在新的弹性循环中，此时即认为结构处于安定状态。按照安定性理论，当按弹性关系算得的虚拟应力(或称名义应力)σ不超过2σ s (σ s <σ≤2σ s ，σ s 为屈服极限)时，第一次加载的应力-应变关系按图2-1(a)中的OAB线变化，卸载时沿BC线下降(平行于OA)直至D点。此后的加卸过程就会始终沿着扩大了弹性范围的DB线进行，呈完全弹性状态，而不会出现新的塑性变形。此时的结构即处于安定性状态。而当虚拟应力σ>2σ s 时，第一次加载的应力-应变沿图2-1(b)中的OABC线变化，卸载时沿CDE线进行。由于卸载时出现了反向屈服，此后的加载循环将沿着EBCDE线进行，从而造成结构的反复拉、压塑性变形，这时的结构是不安定的。这种不安定性会引发疲劳裂纹而导致疲劳破坏。因此，保持结构处于安定性状态的界限应力值为2σ s 。将其折算为许用应力表达式，由[σ]=σ s /n s ，σ s =n s [σ]=1.5[σ](按ASME规范取值，n s =1.5)得2σ s =3[σ]，因此结构处于安定性状态的强度条件为σ≤3[σ]，安定性概念主要用于确定二次应力的许用应力值。

5　什么是一次应力、二次应力和峰值应力？其特征各如何？

(1)一次应力p　是指平衡外加机械载荷所必需的应力。它随外载荷的增加而增加，不会因达到材料的屈服强度而自行限制，所以，其特征是“非自限性”。一次应力分为三种，即一次总体薄膜应力、一次弯曲应力和一次局部薄膜应力。

(2)二次应力Q　是指由相邻部件的自身约束所引起的正应力或切应力。二次应力不是由外载荷直接产生的，其作用不是为平衡外载荷，而是使结构在受载时变形协调，其基本特征是具有“自限性”，也就是当局部范围内的材料发生屈服或小量的塑性流动时，相邻部分之间的变形约束得到缓解而不再继续发展，应力就自动地限制在一定范围内。

(3)峰值应力F　是由于局部结构的不连续(如开孔、小圆角半径、焊缝咬边等)引起的应力集中而叠加到一次或二次应力上的增量，其值等于该处总应力减去一、二次应力后的差值。峰值应力的特点是应力峰值高，但作用区域小，其周围被广大弹性应力区所包围，局部区域的屈服不会引起整体结构的变形，因而常规设计中一般不作定量计算。但峰值应力是疲劳破坏或脆性断裂的可能根源，必要时应按应力分析进行疲劳设计。

6　应力分类设计方法中对各类应力是如何限制的？

根据美国《ASME锅炉及压力容器规范》第Ⅷ篇第二分篇中的规定，采用应力分类方法进行压力容器的强度设计时，应按照第三强度理论来计算应力强度S m ：

S m =σ 1 -σ 3

式中，σ 1 及σ 3 分别为三向应力中的最大和最小主应力。

各类应力的应力强度的限制应同时满足下列5个强度条件，这就是：

① 一次应力中的总体薄膜应力p m 的应力强度S Ⅰ 应小于许用应力KS m ;

② 一次应力中的局部薄膜应力p l 的应力强度S Ⅱ 应小于1.5KS m ;

③ 一次薄膜(p m 或p l )和弯曲应力p b 之和的应力强度S Ⅲ 应小于1.5KS m ；

④ 一次应力中的总体薄膜应力p m 或局部薄膜应力p l 和弯曲应力p b 与二次应力Q之和的应力强度S Ⅳ 应小于3KS m ;

⑤ 一次应力(包括总体薄膜应力或局部薄膜应力与弯曲应力)与二次应力Q及峰值应力F之和的应力强度不能超过由疲劳曲线所确定的2倍许用应力2S a 。

7　什么是金属的蠕变？其影响因素有哪些？

金属长时间在高温和应力同时作用下，应力保持不变，其塑性变形随时间的延长而缓慢增长的现象称为金属的蠕变。高温、应力和时间是蠕变发生的三要素。应力越大，温度越高，且在高温下停留时间越长，蠕变越甚。

8　压力容器在什么情况下需考虑蠕变问题？如何进行蠕变设计？

蠕变产生的必要条件是高温。故设计中是否考虑蠕变问题，首先取决于金属温度的高低。通常，碳钢在400℃、低合金在450℃、耐热合金在600℃以上时应考虑蠕变问题。在压力容器蠕变设计中，各国规范均采用了简单处理方法，即借助于普通温度下压力容器的设计公式来确定壁内的相当应力，而其许用应力则取材料在高温下的蠕变极限和持久极限分别除以相应安全系数后的较小者。

9　金属构件高温下应力松弛与蠕变有何异同？

在高温下工作的金属构件，其弹性变形随时间增长不断转变成塑性变形而引起的弹性应力下降的现象，称为应力松弛。应力松弛与蠕变两种现象的实质是相同的，都是高温下随时间发生的塑性变形的积累过程。所不同的是应力松弛是在总变形量一定的特定条件下发生的弹性变形转化为塑性变形的过程；而蠕变所产生的塑性变形，随着时间的增加而增加。

10　什么是有限单元法？在压力容器设计中有何意义？

有限单元法亦称有限元素法或有限元法。它是由结构力学分析中发展引申出来的一种力学分析方法。系将连续的弹性体假想成(离散或分割成)由有限个单元组成的单元组合体结构，将连续弹性体问题转化为适合于数值解法的结构形问题，按结构分析方法求解，用离散的组合体结构的力学分析结果来逼近连续的真实弹性体的力学特性。

有限单元法可以用来解决固体力学中的大部分问题。例如，杆系结构、平板、薄壳、二维和三维体等的静态应力、热应力、振动和稳定性等问题，以及弹塑性、蠕变等材料非线性问题和大挠度等几何非线性问题。在结构形状、载荷方式特别复杂的情况下，这种方法的优越性是任何其他经典方法所不及的。此外，有限单元法还可以应用于流体力学、传热学等领域。

在压力容器设计中，尤其是按应力分析的方法进行设计时，有限单元法得到了广泛应用。对于容器接管部位、支座部位等难于精确计算的高应力集中部件，以及受复杂载荷作用，包括压力载荷、温度载荷、重力载荷及其他机械外载荷等的受压元件，都可以应用有限单元法获得较精确的应力分析结果。

11　薄壁容器和厚壁容器如何划分？其强度设计的理论基础是什么？有何区别？

壁厚与内径之比δ/D i ≤0.1，亦即外径与内径之比K=D o /D i ≤1.2者为薄壁容器，反之为厚壁容器。

薄壁容器强度设计的理论基础是旋转薄壳的无力矩理论及由此导出的薄膜应力公式。由此算得的应力是两向应力，且沿壁厚均布，是一种近似计算结果。厚壁容器强度设计的理论基础是由弹性应力分析所导出的拉美公式。由此算得的应力是三向应力，且沿壁厚为非均布，内壁绝对值最大，外壁最小，可较为精确地表征壁内应力的实际分布规律，既适用于厚壁容器，也适用于薄壁容器。

12　为什么圆筒中径公式可以适用到径比K≤1.5？

按照形状改变比能屈服失效判据计算出的内压厚壁圆筒初始屈服应力与实测值较为吻合，因而与形状改变比能准则相对应的应力强度σ eq4 能较好地反映厚壁圆筒的实际应力水平。 K 2 p c /(K 2 -1)，与中径公式相对应的应力强度σ eqm =(K+1)p c /2(K-1)σ eq4 /σ eqm 随径比K值的增大而增大。当K=1.5时，比值σ eq4 /σ eqm ≈1.25，这表明内壁实际应力强度是按中径公式计算的应力强度的1.25倍。中国《固定式压力容器安全技术监察规程》规定，常规设计方法的n s ≥1.5、n b ≥2.7。考虑到厚壁压力容器用钢的屈强比大于0.58，许用应力主要取决于钢材的抗拉强度，相对于屈服强度的安全系数n s ≥0.58×1.5=0.87。在这种情况下，若圆筒径比不超过1.5，仍可按中径公式计算圆筒厚度。因为在液压试验(p T =1.25p)时，圆筒内表面的实际应力强度最大为许用应力的1.25×1.25=1.56倍，即1.56[σ]=1.56R eL /1.57<R eL ，说明圆筒内表面金属仍未达到屈服强度，处于弹性状态。对应这个条件下的p c ≤0.4[σ] t Ф。

13　什么是无力矩理论？其适用范围有何限制？

理论可以证明，在薄壳内，弯曲应力与拉(压)应力的比值数量级仅为δ/R。因此，弯曲应力影响甚小，即使忽略不计，仍能满足工程要求。通常把忽略弯矩影响，而仅计拉(压)应力的应力分析方法称为旋转薄壳的无力矩理论或薄膜理论，由此求得的应力称为薄膜应力。反之，把不忽略弯矩影响而对薄壳进行应力分析的方法称为有力矩理论。

薄膜理论是对旋转薄壳而言，其应用必须同时符合以下条件：

① 壳体曲面必须连续，不存在曲率或厚度突变；

② 外载荷必须连续，不存在外力矩或集中载荷；

③ 壳体边界必须自由，不存在支撑或约束。

以上如有一条不满足，壳体相应部分的内力矩将起显著作用，而不能忽略，此时就应按有力矩理论进行应力分析。

14　在仅受气压时，圆锥壳与圆筒壳中的薄膜应力有何异同？为什么半顶角不宜大于60°？

相同处是圆锥壳和圆筒壳中的环向应力均为径向应力的2倍，且沿壁厚均布。区别是：在同样条件下，锥壳中的应力为圆筒壳中应力的1/cosα倍，因此，半顶角越大，锥壳中的应力水平越高；圆筒壳中各应力沿径(纵)向是均布的，而锥壳中的各应力沿径(纵)向则是线性分布，距锥顶愈远，应力愈大，大端有最大值，锥顶处为零。

当半顶角α>60°时，锥壳受力接近于薄板弯曲，壁内将产生较大的弯曲应力，而基于无力矩理论的薄膜应力将与此存在过大的偏差。故规定锥壳半顶角不宜大于60°，否则应按平盖计算。

15　圆筒壳、圆锥壳和球壳在仅受液压时或仅受气压时的薄膜应力分布及大小有何区别？

在仅受气压时，壳内各处压力是均布恒定的；而在仅受液压时，壳内各处压力是随液体深度不同而变化的。故两种情况下的薄膜应力大小与分布亦不同。

对于圆筒壳，在仅受气压时，其环向应力σ t 为径向应力σ Ф 的2倍，且沿壳体均布。但在仅受液压时，其径(轴)向应力与支承点有关，在支点以上轴向应力σ l 为零，支点以下恒为常数；其环向应力则与支承点无关，但与液体深度成正比；仅在最下端有σ t =2σ l ，其余各处均不像仅受气压时那样有2倍关系。

对于圆锥壳，在仅受气压时，σ t =2σ l ，且沿壳径线呈线性分布，大端最大，锥顶为零。但在仅受液压时，其最大环向应力σ t 位于1/2锥高处，最大径向应力位于距锥顶3/4锥高处，且各处两向应力不一定为2倍关系。

对于球壳，在仅受气压时，其σ t =σ l ，且沿整个壳体均布。但在仅受液压时，其应力大小及分布与支座位置有关。一般情况下，支座上侧有最大环向拉应力，但上顶点处应力恒为零，下顶点处环向和径向应力相等，其余各处两向应力均不相等。当支座位置φ 0 >120°时，支座下部出现径向压应力，使该处具有失稳倾向。另外，支座反力G产生的水平分力p，对支座会产生压应力，但若支座位于赤道处即φ 0 =π/2时，则p=0，压应力消失，失稳倾向可以消除。

16　在均布内压作用下，碟形壳、椭圆壳和球壳中的薄膜应力各有何特点？

根据无力矩理论公式计算的各种壳体中的薄膜应力的大小，均随其曲率半径而改变。

对于球壳，各处均具有相同的曲率半径，故其薄膜应力沿整个球壳均布且大小相等，受力情况最好，但壳的深度大，不利于整体成型。碟形壳，就由半径R较大的球面部分和半径r小得多的过渡弧面组成。由于R和r弧面连接点处曲率发生大的突变，故其薄膜应力在此处也发生显著突变，且环向应力在r过渡弧内为压应力。

椭圆壳，沿径向各处曲率均不等，但其变化是连续的，相邻任意点间的曲率差别甚小，故其薄膜应力的变化是连续的，渐变的，没有碟形壳那样的应力突变点。但壳的深度及薄膜应力的大小和分布与其长短半轴之比a/b有关。

① a/b愈大，壳深愈小，应力分布愈不均，尤其环向应力。当 时，在赤道及其附近会产生环向压应力，且随a/b的增加，压应力值显著上升，作用范围向顶点方向扩展；当a/b=2时，在顶点和赤道处，分别具有等值的最大环向拉应力和压应力，且其值恰好与同样条件下圆筒中的环向应力绝对值相等。

② 在壳顶点处，具有等值的最大环向拉应力和径向拉应力，且其值随a/b的增加而增大。

③ 不论a/b大小，径向应力均为拉应力，且在赤道处有与相同条件下圆筒中轴向应力相等的最小值pa/(2δ)。

17　什么是薄壳的“不连续效应”或“边缘效应”？解决边缘问题的理论基础是什么？

工程中用的压力容器多为非单一壳体，例如圆筒上具有封头、接管和支座等。在不同壳体的连接点及其附近均不满足无力矩理论的适用条件。在均布载荷作用下，连接点两侧的不同壳体理论上应产生的位移和变形是不同的，但实际上是连在一起的，连接点处不可能分离，因此必将因变形协调而产生相互约束和附加弯矩。但由于壁较薄，抗弯能力弱，故引起的弯曲应力会很大，其值往往远超过薄膜应力，此时弯矩的影响就不能忽略。由于这种总体结构不连续，组合壳在连接处附近的局部区域出现衰减很快的应力增大现象，称为“不连续效应”或“边缘效应”。由此引起的局部应力称为“不连续应力”或“边缘应力”。边缘应力包括局部弯曲应力和沿壁厚均布的局部薄膜应力等，但弯曲应力占主导。故边缘问题的求解必须采用有力矩理论。分析组合壳不连续应力的方法，在工程上称为“不连续分析”。

18　边缘应力有何特点？GB 150中如何对待？

边缘应力有如下特点。

(1)局部性　通常边缘应力中以径向弯曲应力为最大，且在连接处具有较高的峰值，但其作用范围不大，随离开边缘的距离增加而迅速衰减。例如圆筒，在距连接点 处，附加弯曲应力已降至应力峰值的5%。

(2)自限性　边缘应力是由于边界两侧彼此弹性约束而产生的，当其峰值达材料的屈服极限时，若材料塑性较好，连接的局部处会发生屈服而使弹性约束缓解，边缘应力不再上升，且这种局部屈服不会立即使容器发生整体失效。由此可见，边缘应力对容器安全的影响不及薄膜应力严重。所以在GB 150等常规设计中，对边缘应力不作定量计算，而是采用合理的连接结构、局部加强或在薄膜应力强度计算式中引入应力增强系数来体现边缘应力的影响。但对于塑性较差的高强度钢制容器，或因操作而使材料有脆化倾向及以疲劳破坏为主的容器，则要求按应力分类设计法对边缘应力进行计算。此时，是将边缘应力划为二次应力，并取较大的许用应力值进行限制。

19　降低局部应力的措施有哪些？

降低局部应力的措施有以下几点。

(1)合理的结构设计　减少两连接件的刚度差；尽量采用圆弧过度；局部区域补强；选择合适的开孔方位。

(2)减少部件传递的局部载荷　例如，对管道、阀门等设备附件设置支撑或支架，可降低这些附件的重量对壳体的影响。对接管等附件加设热补偿元件可降低因热胀冷缩所产生的热载荷。

(3)尽量减少结构中的缺陷　在压力容器制造过程中，由于制造工艺和操作等原因，可能在容器中留下气孔、夹渣、未焊透等缺陷，这些缺陷会造成较高的局部应力，应尽量避免。

20　椭圆封头和碟形封头的结构尺寸有何限制规定？

椭圆封头和碟形封头分别是由椭圆壳和碟形壳与高为h的圆筒直边构成。其中椭圆壳与直边圆筒壳的连接点，碟形壳中大R球面壳和直边圆筒壳与小r过渡弧面的连接点，均属不同曲率壳体的连接，形成了几何尺寸的突变，故这些连接点及其附近均会产生边缘应力。在内压作用下，连接点及其附近不仅仅存在总体薄膜应力，而且还有边缘应力。故封头中的实际应力不可能是单纯的薄膜应力，而应是总体薄膜应力、局部边缘薄膜应力和边缘弯曲应力之和∑σ，此称为综合应力。

碟形封头较椭圆封头多了大R和小r不同壳的连接点，且曲率突变大，故边缘应力作用范围大，综合应力值较高。在受内压时其最大综合应力为以弯曲应力为主的径向拉应力∑σ l ，位于球面部分与过渡弧交界处的内表面，因此该处易产生环向裂纹。所以GB 150中规定过渡弧半径不小于10%D i (D i 为封头内直径)，且不小于3倍的名义厚度；球面半径R≤D i ；并以R=0.9D i ，r=0.17D i 为标准碟形封头。

在碟形封头的过渡弧面内，存在有较高的环向综合压应力。计算表明，当r/D i ≥0.10时，封头壁厚小于内径的0.25%就会引起失稳而产生局部皱折。为此，GB 150中对于R i /r≤5.5的碟形封头，其有效厚度应不小于内直径的0.15%，其他碟形封头的有效厚度应不小于封头内直径的0.30%。由于同样原因，对椭圆封头的壁厚也规定了上述限制，即D i /2h i ≤2(D i 为封头内直径，h i 为内表面深度)的椭圆封头的有效厚度应不小于封头内直径的0.15%，D i /2h i >2的椭圆封头的有效厚度不小于封头内直径的0.30%。但当确定封头厚度时已考虑了内压下的弹性失稳问题，可不受此限制。

不论从单纯的薄膜应力还是包括边缘应力在内的综合应力来看，碟形封头的受力状态均不如标准椭圆封头好，故目前设计中很少采用碟形封头。但其深度较椭圆封头小，便于加工成型，尤其适于手工锻打加工，所以在某些情况下仍有采用。

21　在什么情况下两种壳的连接边缘会产生横推力？有何危害？如何控制或防止？

两种不同壳体在经线方向以非公切线相连时，其相连边缘就要产生横推力。以无折边锥形封头和球面封头与圆筒的连接最为典型。例如图2-2中，T是锥壳径向薄膜应力对圆筒的作用，其水平分量N即为横推力。可见，此处横推力是锥壳径向薄膜应力的水平分量对圆筒壳连接边缘的横向作用力，分布于连接处整个圆周，方向指向轴心，对连接环焊缝极为不利，是引起焊缝开裂的重要原因。在圆筒壳壁薄且连接环焊缝强度足够时，甚至有时可使连接点处的圆筒被拉瘪。为此，可采取使连接边缘局部加厚或增设加强圈来提高连接刚性。加强圈以设于圆筒连接边缘为佳。若使锥形封头带有如图2-3所示的过渡圆弧或折边而变为公切线连接，则锥形封头在连接处的径向薄膜应力就与圆筒壳中的轴向薄膜应力作用于同一直线上，因而使横推力完全消除。

22　在GB 150中，为什么规定当半顶角α≤30°时，锥形封头大端可用无折边结构？而α>30°时要采用带过渡段的折边结构？

应力分析表明，无折边锥形壳的大端具有最大的薄膜应力；同时在与圆筒壳的连接处，由于边界效应还会产生很大的边缘应力和横推力。在内压作用下，由于上述应力和力的共同作用，在大端连接边缘的内表面将产生以弯曲应力为主导的最大综合径向拉应力。且综合应力和横推力均随半顶角α的增加而增大，当α>30°时增大尤为显著。因此，GB 150中规定无折边锥形封头限用于α≤30°场合。

当锥形封头设有过渡段时，可使其连接边缘由非公切线连接变为公切线连接。这不但可完全消除了横推力，同时也使边缘应力得以减小或消除，而且还使连接环焊缝避开了边缘应力峰值区，从而使连接边缘的受力状况显著改善。为此，GB 150中规定，当α>30°时，锥形封头要设过渡段折边，过渡段转角的半径不小于封头大端内直径的10%，否则应按应力分类法进行设计。

23　设计内压无折边锥形封头时，大端和小端主要控制应力的性质及其强度限制条件有何区别？对大端的连接结构有何要求？

第22题已指出，内压作用的无折边锥形封头，在其大端连接边缘处的内表面具有以弯曲应力为主导的最大综合径向拉应力。GB 150中即以该应力为确定壁厚的基础，并按应力分类设计原则控制该最大综合径向拉应力强度≤3[σ] t ，若此条件不能满足，则要求对大端连接边缘进行局部补强。同时，由于连接环焊缝的内壁承受最大综合径向拉应力而处于锥形封头的最危险区，故还要求焊缝必须采用全焊透结构，且尽可能为圆滑过渡。

在锥体的小端，由于直径减小，主要控制应力变为局部环向边缘薄膜应力与总环向薄膜应力之和。按照应力分类原则，应限制其应力强度≤1.5[σ] t 。但在GB 150中，为安全计，控制小端环向应力强度≤1.1[σ] t 。

24　内压无折边球面封头与半球形封头的结构和应力有何区别？

通常半球形封头是半个球壳或带圆筒直边的半个球壳。半球壳与直边或圆筒的连接均为切线连接，故无横推力，且边缘应力较小，可不予考虑。而无折边球面封头是部分球壳直接焊到圆筒壳或法兰上，是交错的非公切线连接。在连接点沿球壳切线方向对圆筒壳有一圈拉力。为此，GB 150中按应力分类设计原则，以控制连接边缘最大径向综合拉应力强度≤3[σ] t 来确定无折边球面封头的壁厚。

对于半球形封头，圆筒在连接边缘处的外表面具有最大环向综合拉应力，其值仅为1.031pR/δ;而半球形封头在连接边缘的内外表面均具有最大环向拉应力，其值更小，仅为0.75pR/δ。可见，当采用与筒体等厚的半球封头时，边界效应的影响甚小，此时可仅按薄膜应力进行设计，而不必考虑边缘应力的影响。

25　椭圆和碟形等封头，为什么均带有直边？

是为了防止封头与筒体连接环焊缝与边缘应力作用区重合。若封头无直边，其与筒体间的连接环焊缝就成为不同几何形状壳体间的连接点，不但产生焊接残余应力和各种焊接缺陷，同时还产生边缘应力，使受力状况恶化。若封头带有直边，则连接焊缝处就变成了曲率相同的封头直边圆筒与圆筒壳间的连接。在壁厚相同时，连接焊缝处就不产生边缘应力，而仅存在焊接残余应力。若壁厚不等，则可将厚者在连接处局部削薄至等厚，这既可消除边缘应力，也可变为等厚对接焊，利于保证焊接质量。而在封头直边圆筒与封头弧面的连接点，则是无焊缝的切线交界点，不但无横推力，且边缘效应相对也小些。

26　高压容器是否一定是厚壁容器？

不一定，高压容器是指设计压力p≥10MPa的压力容器；而厚壁容器则通常是指容器的外内径之比K=D o /D i ≥1.2或容器的壁厚与内径之比δ/D i ≥0.1的压力容器。使用中的容器，有不少情况是p>10MPa，但K<1.2。

27　厚壁筒体的应力状况与薄壁筒体有何不同？其沿壁厚方向的应力分布有什么特征？

薄壁筒体承受较低的压力作用，在器壁内所产生的沿半径方向的应力σ r 很小，可以忽略不计，因此薄壁筒体内的应力可视为两向应力状态。同时，薄壁筒体由于壁厚较薄，内外壁面的应力差别不大，可以视为应力沿壁厚方向均匀分布。而厚壁筒体承受环向应力σ θ 、轴向应力σ z 和径向应力σ r 的三向应力作用，且σ θ 和σ r 沿壁厚不均匀分布。仅受内压作用的厚壁筒体的应力分布曲线如图2-4所示。

① 轴向应力σ z 为拉应力，且沿壁厚均布，其值为：

σ θ =p/(K 2 -1)

式中，p为操作压力，MPa；K为筒体的外、内径之比。

② 径向应力σ r 为压应力，沿壁厚不均匀分布，外壁面为零，内壁面为-p。

③ 环向应力σ θ 为拉应力，沿壁厚亦为不均匀分布，内壁大，外壁小。由理论关系式σ z =(σ θ +σ r )/2，可见σ z 与σ r 的分布对称于σ z ，故此，内壁面的应力值σ θi =2σ z +p，外壁面为σ θ0 =2σ z 。

由上可见，不均布应力σ r 、σ t 都是内壁大，外壁小，内、外壁的应力差值均为p。因此，对于压力不太高的薄壁筒体，可以近似认为应力沿壁厚均匀分布，且可忽略径向应力σ r ，视为两向应力状态。

28　关于厚壁容器有哪几种失效观点？基于这些失效准则的强度设计有何异同？

目前关于厚壁容器的强度计算主要存在3种不同的失效观点。

(1)弹性失效观点　它将容器的应力限制在弹性范围，认为筒体内壁面出现屈服时即为承载的最大极限。

(2)塑性失效观点　它将容器的应力限制在塑性范围，认为容器内壁面出现屈服而外层金属仍处于弹性状态时，并不会导致容器发生破坏，只有当容器内外壁面全屈服时才为承载的最大极限。

(3)爆破失效观点　它认为容器由韧性钢材制成，有明显的应变硬化现象，即便是容器整体屈服后仍有一定的承载潜力，只有达到爆破时才是容器承载的最大极限。

29　什么是米赛斯(Mises)屈服准则？

屈服准则亦称屈服条件或塑性条件。它是指在三向应力状态下材料发生塑性屈服时应力所满足的条件。米赛斯屈服条件认为材料承载时的最大剪应力等于 时，材料开始进入塑性状态，即：

或

对于厚壁筒体，其屈服条件为：

30　对于内压内加热的圆筒体，为什么要求校核其外壁的组合应力？而内压外加热时，则要求校核其内壁的组合应力？

由内压引起的危险环向应力在内壁高，外壁低，且均为拉应力。由温度引起的热应力，当内加热时，内壁为压应力，外壁为拉应力。温度应力与压力应力叠加后，内壁组合应力降低，外壁组合应力增加，因而需要校核外壁组合应力。而当外加热时，内壁温度应力为拉应力，外壁的温度应力为压应力，温度应力与压力应力叠加后，外壁的应力得到改善，而内壁的应力更加恶化，因而需要校核内壁的组合应力。

31　超高压容器是否可以采用弹性失效准则确定壁厚？

将厚壁筒体的内壁应力(拉美公式)代入米赛斯屈服条件，有：

由此可见，由于K 2 /(K 2 -1)>1，当p接近或大于 或者 时，无论壁厚取多厚，筒体内壁总处于塑性状态，因此不可能再采用弹性准则来确定壁厚。

32　什么是厚壁筒体的“自增强”？

厚壁筒体在内压作用下，壁内呈现内壁大外壁小的不均布应力。为了改善筒体中这种应力分布的不均匀性，可在厚壁筒体投入使用前，预先进行超压处理，在严格控制的超载压力下，使筒体内层部分产生塑性变形，形成塑性区，而外层材料仍处于弹性状态。保持此压力一段时间后卸压，筒体内层发生塑性变形的部分因有残余变形而不可能恢复到初始的位置，仍处于弹性阶段的外层材料则趋于恢复到原来的状态，但它受到不能恢复到原状的内层材料的阻挡而不能完全复原。因而在筒体壁内形成内层受压外层受拉的预应力状态。当筒体投入运行，承受操作压力后，因操作压力引起的内大外小的拉应力与预处理形成内压外拉的预应力相叠加，使得原水平较高的内壁应力有所降低，而原水平较低的外壁应力则适当增大，应力沿壁厚分布趋向于均匀，从而提高了筒体的屈服承载能力。这种通过有控制的超压处理，仅使内层屈服而外层仍保持弹性，并利用其自身的弹性收缩来产生预应力，从而达到提高筒体承载能力的处理方法称为厚壁筒体的自增强。

33　热套式筒体的“最佳过盈量”是根据什么原则取定的？

热套式筒体利用内筒外径与外筒内径间的过盈量来形成内压外拉的预应力，使得与内压引起的环向拉应力叠加后，内层筒体应力降低，外层筒体应力增加，从而改善了筒体的应力分布。预应力的大小取决于过盈量的大小。理想的设计，应使操作应力与预应力叠加后，使得各层筒体综合应力相等，即所谓等强度设计原则。满足这一要求的套合过盈量称为最佳过盈量。

34　承受均布载荷薄圆平板的应力分布有什么特点？为什么平板盖比相同条件下的凸形封头的厚度要大得多？

承受均布载荷薄圆平板的应力分布特点有以下几点。

① 板内为环向应力σ θ 和径向应力σ r 二向应力。

② 二向应力沿厚度均呈线性分布，在板的上下表面有最大值，是纯弯曲应力。

③ 应力沿半径方向的分布及最大应力点的位置与周边的支承方式有关。周边简支时，最大应力位于板中心；周边固支时，最大应力位于板边缘。

④ 板中的最大弯曲应力σ max 与半径和厚度之比的平方(R/δ) 2 成正比，而薄壳中的最大薄膜应力σ max 与(R/δ)成正比。因此在相同的载荷与几何参数条件下，薄板所需的厚度要比薄壳的厚度大得多。

35　对于厚平板盖为什么要校核其危险环断面的组合应力？

以常见的双锥密封盖为例。平盖的厚度计算公式是基于板中最大弯曲应力公式导出的。而事实上双锥密封盖中除了螺栓力矩和均布压力造成的弯曲应力外，在平盖的环断面，尤其是垫圈反力处的环断面还承受较大的剪切力的作用。因此，按最大弯曲应力算得板厚后，还应对最大剪力处的剪应力与该点处的弯曲应力之综合当量应力加以校核。

36　受均载矩形平板的应力是如何分布的？

矩形平板受垂直于板面的均匀载荷作用后，将产生两向(x向和y向)弯曲变形，因而也产生两向弯曲应力σ x 、σ y 。应力沿板厚方向呈线性分布，为纯弯曲应力。上下板面处分别有最大拉、压应力。应力沿板面方向的分布与矩形板的长宽比值a/b及板周边的支承形式有关。简支时，最大应力出现在板中心处平行于长边的截面上。固支时，最大应力则出现在板长边中点处。

37　什么是外压容器的稳定性和临界压力？内压容器是否存在稳定性问题？

承受外压载荷的壳体，当外压载荷增大到某一值时，壳体会突然失去原来的形状，或出现波纹，载荷卸去后，壳体不能恢复原状，这种现象称为外压壳体的屈曲或失稳。其实质是壁内压应力由失稳前单纯的压应力状态突然跃变为失稳时主要是弯曲应力状态。容器失去稳定性时的最小外压力称为临界压力p cr ，其值越大，表明容器抗失稳能力越强。对于薄壁容器，只要壁内存在压应力，就有失稳的可能。稳定问题不仅仅限于外压容器，内压容器有时也有稳定问题。例如受重量载荷和风弯矩作用产生轴向压应力的直立内压设备及有局部压应力产生的内压封头，以及内压卧式容器的鞍座处等，均有稳定性问题存在。

38　容器失稳有哪些类型？各有何特点？

按照受力方向和失稳时的变形特征，有周向失稳和径(轴)向失稳。前者由周向压应力引起，失稳后其横断面由原来的圆形变为波形；后者由经(轴)向压应力引起，失稳后其经线由原来的直线变为波形线，而横断面仍为圆形。

按照压应力作用的范围，有整体失稳和局部失稳。前者压应力均布于全部周向或经向，失稳后整个容器被压瘪，外压容器即属此；后者压应力作用于某局部处，失稳后局部被压瘪或皱折，如内压封头的局部失稳等。按照失稳前薄膜应力与材料屈服极限间的关系，有弹性失稳和非弹性失稳。

39　什么是弹性失稳和非弹性失稳？用高强度钢代替低强度钢可否提高容器的弹性稳定性？

失稳时壁内压应力小于材料的比例极限，应力与应变符合虎克定律时，称为弹性失稳。此时失稳临界压力与材料屈服极限无关，仅与弹性模数E及泊松比μ有关。由于各种钢的E、μ差别甚小，故用高强度钢代替低强度钢来提高容器的弹性稳定几乎无效。若失稳前壁内应力大于材料比例极限，应力与应变呈非线性关系，则称非弹性失稳。非弹性失稳时临界压力与材料屈服极限σ s 有关，此时采用高强度钢代替低强度钢即可提高容器的稳定性。

40　外压长圆筒和外压短圆筒有何区别？在设计外压圆筒时，为什么广泛采用加强圈结构？

长圆筒的计算长度大于临界长度，其相对长度L/D足够大，两端边界或封头对筒体中间部分无加强作用，故其临界压力与筒体长度无关，且失稳时，凹陷波数n=2。短圆筒的计算长度小于临界长度，两端边界或封头对筒体中间部分有加强作用，其临界压力与长度成反比，失稳时，其凹陷波数n>2。在直径和壁厚相同时，短圆筒的临界压力高于长圆筒，且长度L愈小，临界压力愈高。在外压圆筒上增设加强圈，是为了减小短圆筒的计算长度或使长圆筒变为L适当的短圆筒，提高抗失稳能力。此法较增加壁厚节省材料，并可减轻重量约1/3。若是不锈钢圆筒，在外部增设碳钢加强圈则更为经济。此外，加强圈还可减少大直径薄壁圆筒形状缺陷的影响，提高结构可靠性。

41　外压圆筒设计为什么要用图算法？说明GB 150外压算图中A和B的意义及算图的由来和应用范围。

按外压圆筒临界压力的弹性理论公式计算壁厚较为麻烦，且还要反复试算；若为非弹性失稳，弹性理论公式还不适用。采用图算法，可使设计变得较为简便，而且不论长圆筒和短圆筒、弹性失稳和非弹性失稳、薄壁圆筒与厚壁圆筒，均可由图算法进行设计。

GB 150中的算图来源于受均布外压圆筒，是以米赛斯公式为基础的长、短圆筒的简化临界压力公式进行计算和绘制而成。图中A等于圆筒在临界压力时的周向应变，亦可称周向临界应变；B等于圆筒在临界压力下的周向许用压应力的2倍。故外压圆筒的许用压力[p]=Bδ e /D o ，而不是[p]=2Bδ e /D o 。GB 150.3中图4-2表示周向临界应变A与圆筒几何参数L/D o 、D o /δ e 的关系，与材料无关，可适用于各种钢制的长、短圆筒。GB 150.3中图4-3等表示A与材料2倍许用压应力B之间的关系，仅限于图中规定的材料。该图除用于径向外压圆筒外，还可用于轴向压缩圆筒和外压球壳等的计算。但因图中许用压应力B值是按径向外压圆筒安全系数m=3确定的，所以后者在使用算图时，必须由GB 150规定的A值换算公式，求出与径向外压中相当的A值，再去查B值。由此查得的B值就符合轴向压缩圆筒或球壳的安全系数了。

42　GB 150中，为什么在外压圆筒设计计算时将D o /δ e ≥20与D o /δ e <20两种情况区别对待？

D o /δ e ≥20相当于D o /D i ≤1.1～1.2，基本属于外压薄壁圆筒。薄壁圆筒在失稳时，其薄膜应力往往低于材料的比例极限，因而属于弹性失稳。其破坏以失稳为主，设计时仅进行稳定性计算即可。而D o /δ e <20相当于D o /D i >1.1～1.2，属于外压厚壁圆筒。又称刚性圆筒。计算表明，厚壁圆筒达临界压力时，其周向应力均往往已超过材料屈服极限，因而属于非弹性失稳。其破坏既有强度问题，也有失稳问题，但以强度破坏为主。不过，工程中很少发现有刚性圆筒失稳的。

43　GB 150中，对于D o /δ e <20的圆筒，为什么对其中D o /δ e <4.0者又区别对待？

计算表明，对于D o /δ e <4的长圆筒达到临界压力时，其周向应变为6.875%，因而周向应力早已达材料屈服极限。对于D o /δ e <4的短圆筒，由于其临界压力较同样壁厚的长圆筒要高，故其周向应力早已达材料屈服极限。亦即此时短圆筒和长圆筒应具有相同的许用压应力(B值)。因此，对于D o /δ e <4的外压厚壁圆筒，均按长圆筒计算其周向临界应变A值就行了。而对于其他厚壁圆筒的A值，则按短圆筒由GB 150.3—2011中图4-2查取。

44　仅受轴向压缩或弯曲的圆筒与仅受径向外压的圆筒和复合载荷同时作用的圆筒壳，其稳定性有何区别？设计时有何要求？

对于薄壁容器，在直径和壁厚相同时，按线性小挠度理论，仅受轴向压缩圆筒的临界压力为仅受均布径向外压长圆筒临界压力的2.2D/δ倍；而外压球壳的临界应力则与仅受轴向压缩圆筒相同；纯轴向弯曲的临界应力为轴向压缩临界应力的1.3倍。显然，受均布径向外压圆筒的稳定性最差，故其许用压应力限制较严，其值为 =(1/2)B。而对于轴向压缩与弯曲，或二者同时作用的圆筒，其许用压应力则放宽，均取 =B。

若圆筒同时受有轴向压缩、弯曲载荷及均布外压，其周向和轴向临界应力将因其互相影响而下降，如只分别计算在均布外压和轴向压缩时的稳定性，则不能保证安全。此时应按轴向压缩和外压对圆筒失稳相互影响曲线进行稳定性设计，且轴向压应力应为轴向压缩、弯曲和均布外压三者产生的轴向压应力之和。但对于径向和轴向同时受均布外压的圆筒，因其周向失稳的临界压力较轴向要小得多，故可不计轴向压应力的影响，按仅受径向外压进行计算即可。

45　为什么外压凸形封头均规定按外压球壳进行稳定性设计？

椭圆、碟形等凸形封头受内压时，在其曲率半径小的过渡区产生周向压应力，在封头；顶部曲率半径大的球面部分产生拉应力。但受外压时则相反，过渡区变成了拉应力，而球面部分则产生了压应力，如同外压球壳。所以规定外压凸形封头按外压球壳计算。但椭圆封头的计算半径应折算成球壳的当量半径。

46　GB 150中，对外压圆筒和球壳等进行稳定性设计时，为什么要取不同的安全系数？

GB 150中，对均布径向外压圆筒取稳定安全系数m=3;对外压球壳取m=14.52。这是因为按小挠度理论导出的相应临界压力或临界应力公式的精确度不同。均布径向外压圆筒临界压力公式误差最小，后者则较大。例如球壳，其实测临界压力仅为理论计算值的1/6～1/4。同时，后者临界压力受其初始不圆度影响较大，也要求取较高的安全系数。

47　容器开孔后，为什么需要补强？

通常所用的压力容器，由于各种工艺和结构的要求，需要在容器上开孔和安装接管。由于开孔去掉了部分承压金属，不但会削弱容器器壁的强度，而且还会因结构连续性受到破坏在开孔附近造成较高的局部应力集中。这个局部应力峰值很高，达到基本薄膜应力的3倍甚至5～6倍。再加上开孔接管处有时还会受到各种外载荷、温度等影响，并且由于材质不同，制造上的一些缺陷、检验上的不便等原因的综合作用，很多失效就会在开孔边缘开始。主要表现为疲劳破坏和脆性裂纹，所以必须进行必要的补强设计计算，适当补强。

48　容器开孔接管处的应力集中系数有哪些影响因素？

孔边及开孔接管处的应力集中程度均用应力集中系数K来表征。K是开孔处的最大应力值与不开孔时最大薄膜应力之比。开孔接管处的应力集中系数主要受到下列因素影响。

(1)容器的形状和应力状态　圆筒壳开孔应力集中系数大于球壳，而圆锥壳又大于同样条件的圆筒壳。这是因为孔边最大应力随薄膜应力的增加而上升，而圆筒中的环向应力为同样条件球壳的2倍，锥壳又为圆筒壳的1/cosα倍。

(2)开孔的形状、大小及接管壁厚　开圆孔应力集中系数最小，椭圆孔较大，方孔更大。接管轴线与壳体法线不一致时，开孔将变为椭圆而使应力集中系数增大。开孔直径越大，接管壁厚越小，应力集中系数越大，故减小孔径或增加接管壁厚均可降低应力集中系数。插入式接管的应力集中系数小于平齐接管。

49　容器开孔接管处的应力集中有何特点？对补强有什么要求？

实际容器壳体开孔后，均需焊上接管或凸缘，而接管处的应力集中与壳体开光小圆孔时的应力集中不相同。在操作压力作用下，壳体与开孔接管在连接处各自的薄膜位移不相等，但最终的位移结果又必须协调一致。因此，在连接点处将产生相互约束力和弯矩，故开孔接管处就不仅仅是孔边集中应力和薄膜应力，而且还有边缘应力和焊接应力。另外，压力容器的结构形状、承载状态及工作环境等，对接管处应力集中的影响均较开光孔复杂。所以壳体接管处的应力集中较光孔更为严重，应力集中系数可达3～6。但其衰减迅速，具有明显的局部性，不会使壳体引起任何显著变形，故可允许应力峰值超过材料的平均屈服应力。容器开孔补强的目的在于使孔边的应力峰值降低至允许值。为此，补强应符合下列基本要求：

① 根据容器的操作工况和材料性能选择适当的补强方法和结构；

② 具有足够的补强金属，并确保直接补在开孔周围应力峰值区内，并尽量具有一定的过渡圆角，以防产生新的应力集中。

50　容器大开孔与小开孔有何异同？

不论开孔大小，孔边均存在应力集中。但容器孔边应力集中的理论分析是借助无限大平板上开小圆孔为基础的。在孔径与容器直径之比 ，壳体曲率变化可以不计，可视作平板开小孔，此时孔边应力均为拉(压)应力。但大开孔时，除有拉(压)应力外，还有很大的弯曲应力，且其应力集中范围超出了开小孔时的局部范围，在较大范围内破坏了壳体的薄膜应力状态。因此，小开孔的理论分析就不适用了。

51　为什么各国规范对容器上不作另行补强的最大孔径均有限制？

孔边应力集中的大小和作用范围随开孔直径的增加而增大。当孔径小到一定值时，孔边应力集中并不严重；加之孔边应力集中具有局部性，作用范围小，不会引起壳体整体屈服。因此，允许应力峰值超过壳体材料整体屈服的平均应力。当单个开孔直径 时，应力集中系数较小且趋于稳定，可不予补强。GB 150中考虑到容器壁厚往往超过实际强度需要和接管壁厚的补强作用，将不另行补强的开孔直径还作了适当放宽。

52　在GB 150的等面积补强法中，为什么外压容器和平板的开孔补强面积公式中均需乘以0.5系数，而将补强面积减半？

等面积补强法，实际上补强的是壳体开孔丧失的薄膜应力抗拉强度断面积。但对于受压的平板，其内产生的是弯曲应力，因此应按补强开孔所丧失的抗弯强度来确定补强面积，使补强前后在补强范围内的抗弯模量相同。由此导出的补强面积为开孔挖去面积的0.5倍，故平板开孔时，另加开孔的面积的一半就可以满足需要了。

外压容器除强度外，还需满足稳定条件。由于按外压计算的壁厚较承受同样内压时大，且局部补强的目的主要是为解决应力集中，故外压容器局部补强所需补强的面积可少些。GB 150及美国、日本等国规范认为，所补强面积为挖去金属面积的一半即可满足。

53　法兰的设计分析方法所依据的理论基础有哪几类？GB 150—2011中的法兰设计方法采用哪一类？

法兰的设计、分析方法已不下十余种，但就其所依据的理论基础概括地分为如下三类。

(1)基于材料力学的简单方法　例如巴赫法和前苏联的TY 8100法。

(2)以弹性分析为基础的方法　例如铁摩辛柯法、沃特斯(Waters)法、默瑞-斯屈特法、龟田法。

(3)以塑性分析为基础的方法　例如德国的DIN 2505方法，AD规范方法，英国的BS 1500—58法及前苏联的PTM 42—62法。我国制定的GB 150—2011，其法兰设计采用的是沃特斯(Waters)法。

54　根据Waters法说明高颈法兰中作用的应力及其许用应力的差异。

Waters运用弹性理论分析方法，在一定假设的基础上，导出了高颈法兰的应力解析表达式。其应力分布如图2-5所示。Waters结论为：

① 法兰的最大轴向应力σ H 位于锥颈的大端或小端，视结构尺寸的不同而异，为纯弯曲应力；

② 法兰的最大径向应力σ R 位于环板内边缘与锥颈的连接处，为弯曲应力和拉伸应力；

③ 法兰的最大环向应力σ T 位于环板内边缘靠密封面处，为弯曲应力和拉伸应力。

考虑到σ H 为纯弯曲应力，且锥颈的部分屈服对密封面的影响较小，因此按照极限设计法，其许用应力取为 。而σ R 、σ T 为拉弯组合应力，且法兰环板的变形对密封面影响较大，故其许用应力均取为 。此外，考虑到一旦锥颈部分屈服后便丧失承载能力，一部分载荷转由法兰环板承担。为了不致使法兰环板因此而超载，还必须限制锥颈与法兰环板的平均应力不超过 ，即 。

55　设计整体法兰时，若强度不能满足要求，应如何调整？

首先应检验垫片尺寸和螺栓、螺栓圆直径是否尽可能小，以最大限度地降低作用于法兰的弯矩。在此条件满足的前提下，若是轴向应力不能满足要求，则可增加锥颈厚度和锥颈高度；若是径向应力σ R 或环向应力σ T 不能满足要求，则可增加法兰盘厚度。

56　垫片性能参数y和m是如何定义的？其物理意义是什么？

为形成初始密封条件而必须施加在垫片单位面积上最小的压紧力称为预紧密封比压y。在操作条件下，临界泄漏时单位密封面上所具有的密封压紧力称为工作密封比压σ g 。工作密封比压σ g 与介质操作压力p的比值就称为垫片系数m，即m=σ g /p。预紧密封比压y和垫片系数m是反映垫片密封性能的两个基本参数，其物理意义就是实现密封的难易程度，其值仅与垫片类型和材料有关。m和y值大，表明垫片实现密封较难，反之则较容易实现密封。

57　什么是垫片的有效密封宽度和基本密封宽度？

螺栓力通过法兰密封面压紧垫片时，由于法兰盘在螺栓力矩的作用下会发生一定程度的偏转，因此作用于垫片接触宽度上的压紧力不是均匀的，即外紧内松，压力介质可能渗透到垫片的某一宽度。设计中取实际起有效密封作用的垫片宽度进行计算，此即为有效密封宽度b。垫片实际起密封作用的宽度与压紧面形状，即垫片与密封面的接触形状有关。对于不同的压紧面形状，定义一个与接触宽度有关的基本密封宽度b 0 。当垫片宽度较窄时，此基本密封宽度即为有效密封宽度，此时b=b 0 。而当垫片宽度较宽时，考虑到压紧面上压紧力的不均匀程度更甚，实际起有效密封作用的宽度比基本密封宽度还要小，此时b<b 0 。

58　双锥环的密封压紧力由哪两部分组成？

双锥环的密封压紧力是由双锥环在压缩状态下的回弹力和在介质压力作用下的径向扩张力两部分所组成。

59　在双锥密封设计中，其端盖的支承圆柱面与双锥环内圆柱面之间为什么要控制一定的径向间隙？此间隙大小的控制依据是什么？

双锥密封的密封压紧力来源之一是双锥环在预紧状态下形成的弹性回弹力。此回弹力的大小与环的半径压缩量成正比。从获得较大回弹力来讲，压缩量愈大愈好。但压缩量超过一定限度后会造成环的失稳或反向屈服而完全丧失回弹力。因此要控制适量的半径压缩量。半径压缩量的控制本可以通过螺栓预紧力来实现。但螺栓预紧力要同时满足锥面上金属软垫片的初始预紧密封比压的要求，而满足这一要求的螺栓预紧力所造成的环的半径自由压缩量往往已超过限度。因此，需要设置一支承柱面来防止环的过度压缩。双锥环在预紧时的压缩程度可以通过预紧前环的内表面与支承柱面之间的间隙来控制。此间隙的大小以能获得最大回弹力而不导致环的失稳或反向屈服为控制依据。

60　高压筒体端部受到哪些力的作用？为什么要校核其直径断面的弯曲应力？

高压筒体端部受到如图2-6所示5个力的作用：螺栓力F b ；垫片反力F G ；筒体轴向力F D ;作用于密封面直径范围内的环向端面上的力F T ;由内压p作用于内腔壁面上的力F H 。上述5个力对端部的直径断面产生了较大的弯矩作用，它是端部强度的主要威胁，因此要校核由此引起的最大弯曲应力。

61　法兰连接用双头螺栓的中部光杆为什么往往取略小于螺纹根径的细光杆？

取细光杆可以降低螺栓的刚度(即抵抗弹性变形的能力)，从而减小螺栓的温差载荷。螺栓与法兰之间存在温差时，二者之间就会有热变形差。热变形差的大小仅与温差、材料有关。这种热变形差要由附加载荷，即所谓温差载荷引起的载荷变形差予以补偿。螺栓与法兰之间的刚度差异愈大，要产生一定的载荷变形差所需的附加载荷亦即温差载荷就愈小。

62　法兰螺栓许用应力的安全系数为什么取得比容器的大？

法兰螺栓常常不是单纯受拉力作用，在使用过程中还受弯、扭以及冲击的作用，预紧时也容易形成过载，所以其材料的安全系数要取大一些，以碳素钢为例，在GB 150中，屈服强度对应的安全系数：容器为1.5，≤M22的螺栓为2.7。 Kfj/6zPfxmOjYLQJ9yH5idqfAn4WKyJxFT/in9ECPQCeuHESm3hdimDAula73TIJ