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【摘 要】本文就卧式压力容器优化设计方法进行了探讨，联合了详细的实例，体系分析了卧式压力容器的优化设计方法，并对照了优化方案,论文查重是从论文的题名、提要和正文中选取出来的，是对表述论文的中心内容有实质意义的词汇。关键词是用作计算机系统标引论文内容特征的词语，便于信息系统汇集，以供读者检索。每篇论文一般选取3-8个词汇作为关键词，另起一行，排在“提要”的左下方。，以期能取得理想的结构设计方案。
【要害词】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装备，其设计除了存在个别通用机械设计的共性之外，更要斟酌出产跟应用进程的保险性（如易燃、易爆、腐化等），使得优 化设计参数增添及难度增大。对卧式压力容器来说，壳体的厚度并不是决议于内压强度的。本文就卧式压力容器优化设计方式进行了探讨，旨在为优化卧式压力容 器而供给参考鉴戒,知网查重论文常用来指进行各个学术领域的研究和描述学术研究成果的文章，简称之为论文。它既是探讨问题进行学术研究的一种手段，又是描述学术研究成果进行学术交流的一种工具。它包括学年论文、毕业论文、学位论文、科技论文、成果论文等。。
1 容器概述
介质为油气、污油、H2S，最高工作压力为0.2MPa，最高工作温度为200℃。该容器的设计尺度和现场天然前提见表1，容器重要受压元件 标准卵形左、右封头，以及圆筒设计压力均为0.38MPa，设计温度为220℃，材料为Q245R（GB 712—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明，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，故壳体的最大容许工作压力 （0.70MPa）远远高于设计压力（0.38MPa），壳体总体应力水平很低。很显明，原设计方案中，壳体的厚度不是由内压，而是由容器某些地位（如支 座截面处或最大弯矩截面处）的部分应力（表2中符号阐明见JB/T4731—2005《钢制卧式容器》）决定的。问题由此发生，是否通过优化构造设计，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意许用值时，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：
原设计计划采用的是通过增长壳体厚度，下降壳体总的应力程度到达解决问题的目标，这也是目前大多数设计职员广泛采用的办法。采用这种方法固然简略易行，但得到的壳体厚度往往较大，资料的机能得不到有效的施展和应用，不是优化的设计方案。
2.1 结构设计优化
1）转变鞍座的型式
鞍座的型式通常选用行业标准JB/T4712.1—2007《容器支座 第1局部：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、BⅢ、BⅣ、BⅤ等五种。普通来说，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色，原设计方案没有选用A型鞍座，而是选用了BⅠ型鞍座。但计算成果表明，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BⅠ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，原设计方案中该容器最危险的部位位于鞍座垫板边沿处，在压力试验工况下，圆筒周向应力σ6′为把持因素（应力值为169.03MPa，许用值为220.5MPa）。
影响σ6′大小的系数K6与鞍座包角有关，包角越大，K6越小，σ6′也随之减小。这也说明了选用A型鞍座与选用BⅠ型鞍座得到的壳体厚度是相同的起因，由于两种型式鞍座的包角雷同。
故通过增大鞍座包角，采取BⅡ型（重型焊制，150°包角，有垫板）支座从新盘算，壳体的名义厚度能够从14mm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）在压力试验工况下，圆筒周向应力σ6′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办法可有效地减小壳体厚度，并改良容器的受力情形，但此时壳体的有效厚度仍有8.7mm，故壳体最大许可工作压力（0,知网查重入口论文的有关部分全部抄清完了，经过检查，再没有什么问题，把它装成册，再加上封面。论文的封面要朴素大方，要写出论文的题目、学校、科系、指导教师姓名、作者姓名、完成年月日。论文的题目的作者姓名一定要写在表皮上，不要写里面的补页上。 要求.57MPa）仍远远高于设计压力，优化设计的后果并不太幻想。如采用设置加强圈，能否有效改变这种情况呢？
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增强圈，或在圆筒外凑近鞍座两侧设外部加强圈。
通过计算，即便采用A型鞍座，如在圆筒内鞍座平面上设1个L180mm×14mm的内部加强圈，或在圆筒内靠近鞍座两侧各设1个 L110mm×14mm的内部加强圈，或在圆筒外靠近鞍座两侧各设1个L125mm×8mm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，属于畸形的规格圆整，不其余额定的裕量。壳体的厚度可同时知足结构总体应力和局部应力的须要，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，压力实验工况均为危险工况，对应于三 种不同的型式，最危险的部位分辨位于鞍座边角处圆筒（应力值σ7为209.7MPa，许用值为220.5MPa），加强圈横截面上靠近水平中央线处加强圈 內缘名义（应力值σ8为204.71MPa，许用值为211.5MPa），加强圈横截面上靠近水平核心线处圆筒（应力值σ7为212.46MPa，许用值 为220.5MPa）。
3 方案比较
从表4中的数据可以看出，无论是采用增大鞍座包角或设置加强圈中任一方法，与原方案比拟，工程量都有显著的降低。尤其是采用设置加强圈，不仅 工程量能降低20%以上，更主要的是大大减薄了壳体厚度（从原方案的14mm降低至10mm），减少了压力容器用钢的分量，减少了焊接工作量，有效地降低 了设备本钱，大大地进步了经济性。
4 结语
目前，卧式压力容器普遍利用在石油化工、医药、食物等产业范畴。综上所述，卧式压力容器壳体的厚度并未定定于内压的强度，因而咱们可以依据这一要点对容器进行优化调剂。通过优化结构设计，可以明显减薄壳体厚度，从而达到降低设备成本，提高经济性的目的。
【参考文献】
[1]刘金纯.压力容器剖析设计的结构优化方法[J].当代化工，2006（06）.
[2]顶峰.浅析压力容器的优化设计[J].科技与企业，2013（13）
