压力容器必备知识：公称压力互换: PN与Class磅(Lb)的关系

公称压力(PN)，Class美标磅级(Lb)，都是压力的一种表示方法，所不同的是，它们所代表承受的压力对应参照温度不同，PN欧洲体系是指在120下所对应的压力，而CLass美标是指在425.5下所对应的压力。所以在工程互换中不能只单纯的进行压力换算，如CLass300#单纯用压力换算应是2.1MPa，但如果考虑到使用温度的话，它所对应的压力就升高了，根据材料的温度耐压试验测定相当于5.0MPa。

阀门的体系有2种：一种是德国（包括中国）为代表的以常温下（我国是100度、德国是120度）的许用工作压力为基准的“公称压力”体系。一种是美国为代表的以某个温度下的许用工作压力为代表的“温度压力体系”美国的温度压力体系中，除150Lb以260度为基准外，其他各级均以454度为基准。150磅级（150psi=1MPa）的25号碳钢阀门在260度时候，许用应力为1MPa，而在常温下的许用应力要比1MPa大得多，大约是2.0MPa。所以，一般说美标150Lb对应的公称压力等级为2.0MPa，300Lb对应的公称压力等级为5.0MPa等等。因此，不能随便按照压力变换公式来变换公称压力和温压等级。

PN是一个用数字表示的与压力有关的代号，是提供参考用的一个方便的圆整数，PN是近似于折合常温的耐压MPa数，是中国阀门通常所使用的公称压力。对碳钢阀体的控制阀，指在200以下应用时允许的最大工作压力；对铸铁阀体，指在120以下应用时允许的最大工作压力；对不锈钢阀体的控制阀，指在250以下应用时允许的最大工作压力。当工作温度升高时，阀体的耐压会降低。美标阀门以磅级来表示公称压力，磅级是对于某一种金属的结合温度和压力的计算结果，他根据ANSI B16.34的标准来计算。(微信公众号:泵管家)

磅级与公称压力不是一一对应的主要原因是磅级与公称压力的温度基准不同。我们通常使用软件来计算，但是也要懂得使用表格来查磅级。日本主要用K值表示压力等级。对于气体的压力，在中国，我们一般更常用其质量单位“公斤”描述（而不是“斤”），单位kg。其对应的压强单位是“kg/cm2”，一公斤压力就是一公斤的力作用在一个平方厘米上。同样，相对应于国外，对于气体的压力，常用的压强单位是“psi”，单位是“1 pound/inch2”, 就是“磅/平方英寸”，英文全称为Pounds per square inch。但是更常用的是直接称呼其质量单位，即磅(Lb.)，实际这Lb。就是前面提到的磅力。把所有的单位换成公制单位就可以算出：1 psi=1磅/inch2 ≈0.068bar，1 bar≈14.5psi≈0.1MPa，欧美等国家习惯使用psi作单位。在Class600和Class1500中对应欧标和美标有两个不同数值，11MPa（对应600磅级）是欧洲体系规定，这是在《ISO 7005-1-1992 Steel Flanges》里面的规定；10MPa（对应600磅级）是美洲体系规定，这是在ASME B16.5里面的规定。因此不能绝对地说600磅级对应的就是11MPa或者10MPa，不同体系的规定是不同的。

 

本文就受外压筒体按GB/T150的方法，EN13445的方法与用ANSYS软件的线性和非线性分析得出的结果进行比较。

1.计算方法介绍

对于外压圆筒的计算，GB/T 150分为两种：长圆筒和短圆筒。计算又分Do/δe≥20和Do/δe<20,其中Do/δe<20又分为Do/δe≥4.0和Do/δe<4.0.因Do/δe<4.0已经不会再发生外压失稳，而是会因强度不足发生压缩屈服失效。本文只讨论失稳破坏。不讨论此部分。由于ASME的方法和GB/T 150基本相同只是长短圆筒的分界不同，计算结果也差别很小不再计算比较。

EN13445的计算方法简单的说分四步：1）直接采用 Mises公式计算得到理论许用外压 Pm--环向压缩 ；2） 取材料正好发生屈服时的外压力为 Py；3）实际许用外压为 Pr，则Pr/Py = σ/σy ； 4）在曲线上可直接查得 Pr/Py

2.实例分析

下面本文就以13年的某项目，前期夹套设计压力为0.6MPa。但设备做的差不多的时候业主想把夹套设计压力由0.6MPa调整到0.8MPa。从而做了部分结构的三种方法的对比。

R40120下部填料段，这是设备的一部分内筒，压力调整后：设计压力0.1/FV MPa，设计温度330；夹套：设计压力0.8MPa，设计温度330。夹套介质为热油。所以内筒的最大计算外压为-0.1+-0.8=-0.9MPa 内筒和夹套的材料为S32168.设备内径1900mm，壁厚26mm。计算长度：法兰密封面到密封面的距离为6740，法兰厚度为140mm。计算长度取6740-140-140=6460。设备部分结构见图1

 

 

2.1根据小挠度理论的经典图表和公式即GB150计算外压的方法，计算最大允许外压：

计算长度L=6460mm，筒体外径Do=1900+26+26=1952mm， 筒体有效厚度δe =26-0.3=25.7mm。

L/D=6460/1952=3.31，Do/δe=1952/25.7=75.95

查GB150-2011图4-2和图4-3可得A=0.00056，B=61

则根据GB150.3-2011式4-2得许用外压[p]=B/( Do/δe)=61/75.95=0.803MPa

2.2使用两种方法用ansys软件进行计算

模型简化，因为是进行外压计算，所以上面的模型可以尽量的简化这样能节省建模计算时间。考虑到设备内筒上管子很少，即使有接管对筒体承受外压能力来说也是加强作用。所以将夹套，接管和法兰全部简化掉。只计算一段筒体的承受外压的能力。模型在，载荷约束，计算结果见图2-图5.只取一段6460mm长的，内径1900mm，壁厚26mm进行计算。筒体中径为：1900+26=1926mm，外压筒体计算长度为6460mm，材料在330的弹性模量E= 1.736e5,泊松比μ=0.3

2.2.1ANSYS软件进行外压分析，

 

 

2.2.3结果处理

屈曲分析结果处理：由分析结果可知失稳波数为3。

极限压力为Pcr=3.232x0.9=2.9088MPa；根据经典的小挠度理论，失稳的安全系数按GB/T150标准取是m=3.0；则允许外压[P]=2.9088/3.0=0.9696MPa

非线性的分析结果处理，分析结果已基本收敛。后面变化已经很小基本认定为收敛。高点为2.89MPa，低点为2.76MPa；取Pcr=2.76MPa

根据经典的小挠度理论，失稳的安全系数按GB150标准取是m=3.0；则允许外压[P]=2.76/3=0.92MPa

2.3 用EN13445方法计算此段筒体允许外压

 

2.4结果汇总

筒体允许外压：GB/T150计算结果为0.803MPa；线性屈曲结果为0.9696MPa；非线性屈曲结果为0.92MPa；EN13445计算结果为0.9503MPa。

3.结论

从实例对比计算结果发现GB150-2011在外压圆筒壁厚计算方面是偏于保守的。EN13445的方法计算结果介于两种分析分析方法之间。也就是说按EN13445计算更接近真实情况。很想建议GB/T 150引入EN13445的方法也能节能不是。可惜人微言轻！

 另ANSYS版本不同默认设置会有些差别，计算结果也会有写出入。按例子得出的结果和图片不一致也是正常的哈。

 

 

ASME-2 在分析设计篇针对屈曲失效提供了三种类型的分析方法。

类型1：求解中采用线弹性应力分析（不考虑几何非线性）确定元件中的预应力来完成分叉屈曲分析。

类型2：求解中采用考虑几何非线性的弹-塑性应力分析确定元件中的预应力来完成分叉屈曲分析。

类型3：按照规范中5.2.4 节（弹-塑性应力分析）来完成垮塌分析，且在几何模型分析中明确考虑缺陷。

分析类型3采用规范5.2.4 节的弹-塑性应力分析来完成，因为薄壁结构的非线性屈曲分析实际上是几何非线性理论在工程应用中的衍生。非线性稳定性问题和几何非线性问题的求解方程是完全一样的。因此，从非线性的角度来看，结构的强度和稳定性是紧密联系在一起的。

分析类型1基于线性预应力解，采用弹性材料属性和小变形理论。分析类型1高估了结构的垮塌行为，所以使用设计系数来调整数值分析获得的屈曲载荷以得到设计载荷。

在分析类型2 中，预应力解考虑了几何非线性和材料非线性效应，所以数值模拟更加接近壳体的真实行为。但是分析类型2 中得到的分叉屈曲载荷相比真实的垮塌行为仍然是高估的，所以使用设计裕度来调整数值分析获得的屈曲载荷以得到设计载荷。注意，分析类型2中的设计裕度比分类类型1中小是因为分析类型2比分析类型1更加接近实际情况。

在分析类型3中，考虑了材料非线性、几何非线性和壳体缺陷。壳体缺陷对壳体元件的垮塌有着重要的影响，所以数值模型必须包含壳体缺陷，这样才能对壳体的实际承载能力作出精确预测。