南华大学机械工程学院毕业
则δ=
2?σ?υ?PCtPCDi=
31.4?1600=154.78mm
2?178.0?1?31.4则圆筒名义厚度取δn=159mm
3.1.2 压力试验时应力校核
σ?t≤0.9υσ压力试验允许通过的应力水平：?s
其中：σs———圆筒材料在试验温度下的屈服点，MPa
由于筒体采用两种不同材质（14Cr1MoR与13MnNiMoNbR）热套的，故筒体材料在试验温度下材料屈服强度按屈服强度低的14Cr1MoR，σs =310MPa。
σ?t≤0.9υσs=0.9×1×310＝279MPa 所以：?试验压力下圆筒应力：σT=
pT(Di?δe) （3-2）
2δe式中：δe———有效厚度，mm；δe=δn-（C1+C2）=156 mm
PT———试验压力，MPa；PT=1.25P
?σ? t?σ??σ?根据GB150-1998应取各元件比值的最小值，故取1 t?σ?则PT=1.25P
?σ?=1.25×31.4×1＝39.25≈39.3MPa t?σ?pT(Di?δe)39.3?(1600?156)==221.19Mpa
2δe2?156将PT代入（3-2）得：σT=
σT＜?σ?t 故圆筒强度满足液压时强度要求
3.2 球形封头强度计算及校核
封头的计算厚度 δ=
PCDi （3-3） t4?σ?υ?PC式中：Di———封头的内直径，mm；按设计参数取Di=υ1600mm
t280?σ?———设计温度下圆筒的许用应力，?σ?=157MPa
υ———焊接接头系数 ，υ=1.0
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σ?υ 式(3-3)的适用范围为Pc≤0.6?t31.4MPa≤0.6×157=94.2MPa 符合GB150-1998公式适用范围 则δ=
2?σ?υ?PCtPCDi=
31.4?1600=84.21mm
4?157?1?31.4设计厚度δd=δ+C2
C2-----腐蚀裕量，mm；按设计参数取C2=3mm
所以δd=84.21+2=86.21mm 圆整后取封头的有效厚度δe=88mm 根据经验球形封头冲压时减薄量取16mm，故球形封头名义厚度最终定为δn =108mm
3.3 端部强度计算及校核
3.3.1 主螺栓受力计算
垫片压紧力作用中心圆直径DG：
DG=D1+2B-
A?Ctgα （3-4） 2式中：D1 ———双锥环内圆柱面直径， D1=1545mm；
A———双锥环高度， A=108mm； B ———双锥环厚度， B=43mm； C ———双锥环外侧面高度， C=54mm； α———双锥环密封面锥角，α=30°； 代入式（3-4）得 DG=1545?2?43?双锥环的截面积f：
A?Ctg?=1615.41mm 2?A?C?2
f=AB-??tgα=4223.11mm；
?2?径向间隙g：
g=（0.1%～0.15%）D1 ，此处取g= 0.1% D1 =1.545mm； 内压引起的总轴向力F：
2Pc=0.785×1615.412×31.4=64322785N （3-5） F=0.785DG2第 27 页 共 70 页
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双锥环自紧作用的轴向分力FP ：
FP=1.57DGbPctg(α?ρ) （3-6）
式中：b ———双锥环的有效厚度，mm；b=
1（A+C）=81mm； 2ρ———摩擦角，按GB150：钢-铝ρ=15°；
FP=1.57×1615.41×81×31.4×tg(30°-15°)=1728421N；
双锥环回弹力的轴向分力FC ：
FC=3.14f
2gEtg(α-ρ) （3-7） D1式中E ———弹性模量，MPa；查GB150-1998表F5得E=191.6×103MPa
FC=3.14×4223.11×
2?1.545×191600×tg15°=1361570MPa；
1545作用于法兰内径界面上的流体压力引起的轴向力FD：
FD=0.785Di2pc
其中：Di———端部法兰计算内直径，Di=1600mm； 代入得 FD=63101440N；
由以上计算可得操作状态下螺栓受力WP：
WP=F+FP?FC=64322785+1728421+1361570=67412775N； 预紧状态下螺栓受力Wa：
πsin(α?ρ) Wa=DG(A?C)y
2cosαcosρ其中：y ———比压力，y=60.7
sin(30??15?)πWa=×1615.41×（108-54）×60.7×=7009645.5N；
cos30?cos15?2 操作状态下所需螺栓总截面积AP： AP=
σ?b其中：?
280
?σ?WP280b
280σ?b=261MPa ——— 设计温度下主螺栓许用应力，?第 28 页 共 70 页
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AP=
674127752
=258286 mm； 261 预紧状态下所需螺栓总截面积 Aa： Aa=
Wa ?σ?bσ?b ———常温下主螺栓许用应力，?σ?b=306MPa 其中：?Aa=
7009645.5=22907 mm2 ；
306 需要的螺栓面积Am应取AP与Aa之间最大值，故Am=258286mm2；
实际螺栓总截面积Ab ：
ππ Ab=ndr2=24×?134.82=342516mm2 ；
44其中：dr———主螺栓光杆部分直径，dr=134.8mm；
n———主螺栓数量，n=24个；
Ab=24×π?134.82=342516mm
4因为Ab> Am，所以主螺栓合格 预紧状态下螺栓设计载荷W2：
2
；
W2=0.（5Am?Ab)?σ?b?0.5?(325398?342516)?306?102190842N。
3.3.2 端部法兰的强度计算和校核
1 端部法兰与筒体连接处的名义厚度δn的计算
根据GB150-1998规定：端部法兰与筒体连接处的名义厚度δn不得小于按内压确定的名义厚度，故δn ≥
PcDi+C, C=C1+C2； t??2συ?Pc
考虑堆焊Di=1600mm；焊缝系数υ=1；端部法兰是锻件 C1=0 ，内表面堆焊为
不锈钢，C2=0，因而C=0；查GB150表4-3端部法兰设计温度下许用应力
280?σ?=177MPa，
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δn ≥
2?σ?υ?PctPcDi+C=
31.4?1816+0=155.73mm
2?177?1?31.4取δn =159mm
2 应力校核
符号意义见图3.1
（D0-Di)/2O'Oha1asHg/2JcJ0δnHgHg-hJsO\J1
图3.1端部法兰纵向截面
其中：D0 ———端部法兰外径，D0=2080mm B=
?D0?Di?2?C2??2080?1600??0=240mm
2A1?hB?679×240=162960mm
δe?δn?C2?159-0=159mm As??Hg?h??δe?B?2?
?760?679??159?240??16159.5 mm
2
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