壳体分析示例
PVElite 许可证: ICAS 本地白名单
文件名称 : VESEXMPL -------------------------------------- 第2页
壳体分析 : EX1CHCYL 件号: 1 2002年12月16日下午2:38
输入信息, 部件 1, 描述: EX1CHCYL
设计内压 P 200.00 psig
内压设计温度 150.00 F
设计外压 PEXT 15.00 psig
外压设计温度 150.00 F
外压图表名称 CS-2
包括静压头 NO
材料规格(正火) SA-516 70
材料 UNS 号 K02700
温度下许用应力 S 20000.00 psi
常温下许用应力 SA 20000.00 psi
图表 UCS 66曲线名称 D
筒体焊接接头系数 E 0.85
100%射线检测前最大厚度 1.2500 in.
筒节设计长度 L 20.0000 in.
筒体容积计算长度. 容器长度 20.0000 in.
筒节内径 D 46.0000 in.
接管或钢板最小厚度 T 0.5000 in.
腐蚀裕量 CA 0.1250 in.
忽略 UG-16(b) 最小厚度计算 否
元件类型: 筒体
内压结果, 壳体位号 1, Desc.: EX1CHCYL
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
内压计算厚度 (TR):
= (P*(D/2+CA))/(S*E-0.6*P) 根据 UG-27 (c)(1)
= (200.00*(46.0000/2+0.1250))/(20000.00*0.85-0.6*200.00)
= 0.2740 in.
最大 许用给定厚度下最大工作压力 (MAWP):
= (S*E*(T-CA))/((D/2+CA)+0.6*(T-CA)) 依据 UG-27 (c)(1)
= (20000.00*0.85*(0.3750))/((46.0000/2+0.1250)+0.6*0.3750)
= 273.02 psig
最大允许工作压力, 新冷态 (MAPNC):
= (SA*E*T)/(D/2+0.6*T) 依据 UG-27 (c)(1)
= (20000.00*0.85*0.5000)/(46.0000/2+0.6*0.5000)
= 364.81 psig
给定压力和厚度下实际应力值 (Sact):
= (P*((D/2+CA)+0.6*(T-CA)))/(E*(T-CA))
= (200.00*((46.0000/2+0.1250)+0.6*(0.3750)))/(0.85*(0.3750))
= 14650.98 psi
内压计算结果总结:
加上腐蚀裕量的所需厚度, Trca 0.3990 in.
输入中给定的实际厚度 0.5000 in.
最大允许工作压力 MAWP 273.019 psig
输入中给定的设计压力 P 200.000 psig
水压试验压力 ( 在最高处测量 ):
根据UG-99(b)进行水压试验; 1.3 * MAWP * Sa/S 354.93 psig
根据UG-99(c)进行水压试验; 1.3 * MAPN 474.25 psig
根据UG-100进行气压试验 ; 1.1 * MAWP * Sa/S 300.32 psig
根据UCS-79的百分比伸长率 ( 50t/Rf * (1-Rf/Ro) ) 1.075 %
最小. 不考虑冲击金属温度基于图UCS-66 -55 F
最小. 根据UG-20(f)不进行冲击试验金属温度 -20 F
容积和重量结果, 原始厚度:
壳体部件容积 VOLMET 1460.8 in.**3
壳体部件重量 WMET 413.4 lb.
部件内部容积 VOLID 33238.1 in.**3
部件内充水重量 WWAT 1200.3 lb.
容积和重量结果, 腐蚀后的厚度:
壳体部件容积, 腐蚀后 VOLMETCA 1098.6 in.**3
壳体部件重量, 腐蚀后 WMETCA 310.9 lb.
部件内部容积, 腐蚀后 VOLIDCA 33600.3 in.**3
部件内充水重量,腐蚀后 WWATCA 1213.3 lb.
外压计算结果, 壳体位号 1, Desc.: EX1CHCYL
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
外压曲线 CS-2 at 300.00 F
材料弹性模量 29000000.00 psi
最大结果. 许用外压 (Emawp):
TCA OD SLEN D/T L/D 系数 A B
0.3750 47.0000 20.00 125.33 0.4255 0.0024044 15619.96
EMAWP=(4*B)/(3*(D/T))=(4*15619.9551)/(3*125.3333)=166.1697 psig
外压计算所需厚度结果. 压力 (Tca):
TCA OD SLEN D/T L/D 系数 A B
0.1059 47.0000 20.00 443.64 0.4255 0.0003442 4991.14
EMAWP=(4*B)/(3*(D/T))=(4*4991.1372)/(3*443.6432)=15.0005 psig
加强圈之间最大距离结果 (Slen):
TCA OD SLEN D/T L/D 系数 A B
0.3750 47.0000 449.66 125.33 9.5672 0.0000972 1410.12
EMAWP=(4*B)/(3*(D/T))=(4*1410.1167)/(3*125.3333)=15.0012 psig
外压计算结果总结:
腐蚀后厚度许用压力 166.17 psig
用户输入的所需厚度 15.00 psig
包括腐蚀在内的所需厚度。 0.2309 in.
用户输入的实际厚度 0.5000 in.
厚度和压力的最大长度 449.658 in.
用户输入的实际长度 20.00 in.
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壳体分析示例
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文件名称 : VESEXMPL -------------------------------------- Page 5
壳体分析 : EX1CHCYL 件号: 2 2002年12月16日下午2:38
输入信息, 部件 2, 描述: EX1CHCYL
设计内压 P 275.00 psig
内压设计温度 150.00 F
设计外压 PEXT 15.00 psig
外压设计温度 150.00 F
外压图表名称 CS-2
包括静压头 NO
材料等级(正火) SA-516 70
材料 UNS 号 K02700
温度下许用应力 S 20000.00 psi
常温下许用应力 SA 20000.00 psi
图表 UCS 66曲线名称 D
筒体焊接接头系数 E 0.85
100%射线检测前最大厚度 1.2500 in.
筒节设计长度 L 218.2500 in.
筒体容积计算长度. 筒体长度 218.2500 in.
筒节内径 D 46.0000 in.
管子或钢板最小厚度 T 0.6250 in.
腐蚀裕量 CA 0.1250 in.
忽略 UG-16(b) 最小厚度计算 否
元件类型: 筒体
内压计算结果, 壳体位号 2, Desc.: EX1CHCYL
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
内压计算厚度 (TR):
= (P*(D/2+CA))/(S*E-0.6*P) 根据 UG-27 (c)(1)
= (275.00*(46.0000/2+0.1250))/(20000.00*0.85-0.6*275.00)
= 0.3777 in.
最大 许用给定厚度下最大工作压力 (MAWP):
= (S*E*(T-CA))/((D/2+CA)+0.6*(T-CA)) 依据 UG-27 (c)(1)
= (20000.00*0.85*(0.5000))/((46.0000/2+0.1250)+0.6*0.5000)
= 362.86 psig
最大允许工作压力, 新冷态 (MAPNC):
= (SA*E*T)/(D/2+0.6*T) 依据 UG-27 (c)(1)
= (20000.00*0.85*0.6250)/(46.0000/2+0.6*0.6250)
= 454.55 psig
给定压力和厚度下实际应力值 (Sact):
= (P*((D/2+CA)+0.6*(T-CA)))/(E*(T-CA))
= (275.00*((46.0000/2+0.1250)+0.6*(0.5000)))/(0.85*(0.5000))
= 15157.35 psi
内压计算结果总结:
加上腐蚀裕量的所需厚度, Trca 0.5027 in.
输入中给定的实际厚度 0.6250 in.
最大允许工作压力 MAWP 362.860 psig
输入中给定的设计压力 P 275.000 psig
水压试验压力 ( 在最高处测量 ):
根据UG-99(b)进行水压试验; 1.3 * MAWP * Sa/S 471.72 psig
根据UG-99(c)进行水压试验; 1.3 * MAPN 590.91 psig
根据UG-100进行气压试验 ; 1.1 * MAWP * Sa/S 399.15 psig
根据UCS-79的纤维伸长量 ( 50t/Rf * (1-Rf/Ro) ) 1.340 %
最小. 不考虑冲击金属温度基于图UCS-66 -48 F
最小. 所需厚度下金属温度。 (根据 UCS 66.1) -55 F
最小. 根据UG-20(f)不进行冲击试验金属温度 -20 F
容积和重量结果, 原始厚度:
壳体部件容积 VOLMET 19980.4 in.**3
壳体部件重量 WMET 5654.4 lb.
部件内部容积 VOLID 362710.2 in.**3
部件内充水重量 WWAT 13097.9 lb.
容积和重量结果, 腐蚀后的厚度:
壳体部件容积, 腐蚀后 VOLMETCA 16027.2 in.**3
壳体部件重量, 腐蚀后 WMETCA 4535.7 lb.
部件内部容积, 腐蚀后 VOLIDCA 366663.4 in.**3
部件内充水重量,腐蚀后 WWATCA 13240.6 lb.
外压计算结果, 壳体位号 2, Desc.: EX1CHCYL
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
外压曲线 CS-2 温度 300.00 F
材料弹性模量 29000000.00 psi
最大结果. 许用外压 (Emawp):
TCA OD SLEN D/T L/D 系数 A B
0.5000 47.2500 218.25 94.50 4.6190 0.0003095 4487.30
EMAWP=(4*B)/(3*(D/T))=(4*4487.3042)/(3*94.5000)=63.3129 psig
外压计算所需厚度结果. 压力 (Tca):
TCA OD SLEN D/T L/D 系数 A B
0.2814 47.2500 218.25 167.94 4.6190 0.0001303 1889.40
EMAWP=(4*B)/(3*(D/T))=(4*1889.3954)/(3*167.9354)=15.0010 psig
最大长度计算结果: 不进行转换
TCA OD SLEN D/T L/D 系数 A B
0.5000 47.2500 0.28E+13 94.50 .5834E+11 0.0001232 1786.06
EMAWP=(4*B)/(3*(D/T))=(4*1786.0642)/(3*94.5000)=25.2002 psig
外压计算结果总结:
腐蚀后厚度许用压力 63.31 psig
用户输入的所需厚度 15.00 psig
包括腐蚀在内的所需厚度。 0.4064 in.
用户输入的实际厚度 0.6250 in.
厚度和压力的最大长度 0.2757E+13 in.
用户输入的实际长度 218.25 in.
ICAS工程软件公司开发的PVElite
al - 壳体分析示例
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壳体分析 : EX1CVCYL 件号: 3 2002年12月16日下午2:38
输入反馈, 部件 3, 描述: EX1CVCYL
设计内压 P 275.00 psig
内压设计温度 150.00 F
设计外压 PEXT 15.00 psig
外压设计温度 150.00 F
外压图表名称 CS-2
包括静压头 NO
材料等级(正火) SA-516 70
材料 UNS 号 K02700
温度下许用应力 S 20000.00 psi
常温下许用应力 SA 20000.00 psi
图表 UCS 66曲线名称 D
筒体焊接接头系数 E 0.85
100%射线检测前最大厚度 1.2500 in.
筒节设计长度 L 20.0000 in.
筒体容积计算长度. CYLLEN 20.0000 in.
壳体内径 D 50.0000 in.
管子或钢板最小厚度 T 0.6250 in.
腐蚀裕量 CA 0.1250 in.
忽略 UG-16(b) 最小厚度计算 否
元件类型: 筒体
内压计算结果, 壳体位号 3, Desc.: EX1CVCYL
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
内压厚度 (TR):
= (P*(D/2+CA))/(S*E-0.6*P) 根据 UG-27 (c)(1)
= (275.00*(50.0000/2+0.1250))/(20000.00*0.85-0.6*275.00)
= 0.4104 in.
最大 许用给定厚度下最大允许工作压力 (MAWP):
= (S*E*(T-CA))/((D/2+CA)+0.6*(T-CA)) 依据 UG-27 (c)(1)
= (20000.00*0.85*(0.5000))/((50.0000/2+0.1250)+0.6*0.5000)
= 334.32 psig
最大允许工作压力, 新冷态 (MAPNC):
= (SA*E*T)/(D/2+0.6*T) 依据 UG-27 (c)(1)
= (20000.00*0.85*0.6250)/(50.0000/2+0.6*0.6250)
= 418.72 psig
Actual stress at given pressure and thickness (Sact):
= (P*((D/2+CA)+0.6*(T-CA)))/(E*(T-CA))
= (275.00*((50.0000/2+0.1250)+0.6*(0.5000)))/(0.85*(0.5000))
= 16451.47 psi
内压计算结果总结:
加上腐蚀裕量的所需厚度, Trca 0.5354 in.
输入中给定的实际厚度 0.6250 in.
最大允许工作压力 MAWP 334.317 psig
输入中给定的设计压力 P 275.000 psig
水压试验压力 ( 在最高处测量 ):
根据UG-99(b)进行水压试验; 1.3 * MAWP * Sa/S 434.61 psig
根据UG-99(c)进行水压试验; 1.3 * MAPN 544.33 psig
根据UG-100进行气压试验 ; 1.1 * MAWP * Sa/S 367.75 psig
根据UCS-79的纤维伸长量 ( 50t/Rf * (1-Rf/Ro) ) 1.235 %
最小. 不考虑冲击金属温度基于图UCS-66 -48 F
最小. 所需厚度下金属温度。 (根据 UCS 66.1) -55 F
最小. 根据UG-20(f)不进行冲击试验金属温度 -20 F
容积和重量结果, 原始厚度:
壳体部件容积 VOLMET 1988.0 in.**3
壳体部件重量 WMET 562.6 lb.
部件内部容积 VOLID 39269.9 in.**3
部件内充水重量 WWAT 1418.1 lb.
容积和重量结果, 腐蚀后的厚度:
壳体部件容积, 腐蚀后 VOLMETCA 1594.4 in.**3
壳体部件重量, 腐蚀后 WMETCA 451.2 lb.
部件内部容积, 腐蚀后 VOLIDCA 39663.6 in.**3
部件内充水重量,腐蚀后 WWATCA 1432.3 lb.
外压计算结果, 壳体位号 3, Desc.: EX1CVCYL
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
外压曲线 CS-2 温度 300.00 F
材料弹性模量 29000000.00 psi
最大结果. 许用外压 (Emawp):
TCA OD SLEN D/T L/D 系数 A B
0.5000 51.2500 20.00 102.50 0.3902 0.0036227 16683.28
EMAWP=(4*B)/(3*(D/T))=(4*16683.2773)/(3*102.5000)=217.0182 psig
外压计算所需厚度结果. 压力 (Tca):
TCA OD SLEN D/T L/D 系数 A B
0.1114 51.2500 20.00 459.96 0.3902 0.0003569 5174.80
EMAWP=(4*B)/(3*(D/T))=(4*5174.8022)/(3*459.9623)=15.0007 psig
最大长度计算结果: 不进行转换
TCA OD SLEN D/T L/D 系数 A B
0.5000 51.2500 0.10E+09 102.50 .2019E+07 0.0001047 1518.14
EMAWP=(4*B)/(3*(D/T))=(4*1518.1440)/(3*102.5000)=19.7482 psig
外压计算结果总结:
腐蚀后厚度许用压力 217.02 psig
用户输入的所需厚度 15.00 psig
包括腐蚀在内的所需厚度。 0.2364 in.
用户输入的实际厚度 0.6250 in.
厚度和压力的最大长度 0.1035E+09 in.
用户输入的实际长度 20.00 in.
ICAS工程软件公司开发的PVElite
壳体分析示例
PVElite 许可证: ICAS 本地白名单
文件名称 : VESEXMPL -------------------------------------- Page 11
壳体分析 : EX1CVCHEA 件号: 4 2002年12月16日下午2:38
输入信息, 部件 4, 描述: EX1CVCHEA
设计内压 P 275.00 psig
内压设计温度 150.00 F
设计外压 PEXT 15.00 psig
外压设计温度 150.00 F
外压图表名称 CS-2
包括静压头 NO
材料等级(正火) SA-516 70
材料 UNS 号 K02700
温度下许用应力 S 20000.00 psi
常温下许用应力 SA 20000.00 psi
图表 UCS 66曲线名称 D
封头焊接接头系数 E 0.85
100%射线检测前最大厚度 1.2500 in.
椭圆形封头内径 D 50.0000 in.
管子或钢板最小厚度 T 0.6900 in.
腐蚀裕量 CA 0.1250 in.
纵横比 AR 2.0000
法兰直边段长度 STRTFLG 0.0000 in.
忽略 UG-16(b) 最小厚度计算 否
元件类型: 椭圆形封头
内压计算结果, 壳体位号 4, Desc.: EX1CVCHEA
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
内压计算厚度 (TR):
= (P*(D+2*CA)*K)/(2*S*E-0.2*P) 附录 1-4(c)
= (275.00*(50.0000+2*0.1250)*1.00)/(2*20000.00*0.85-0.2*275.00)
= 0.4071 in.
最大 全部给定厚度下最大允许工作压力 (MAWP):
= (2*S*E*(T-CA))/(K*(D+2*CA)+0.2*(T-CA)) 依据附录 1-4 (c)
= (2*20000.00*0.85*(0.5650))/(1.00*(50.0000+2*0.1250)+0.2*(0.5650))
= 381.43 psig
最大允许工作压力, 新冷态 (MAPNC):
= (2*SA*E*T)/(K*D+0.2*T) 根据附录 1-4 (c)
= (2*20000.00*0.85*0.6900)/(1.00*50.0000+0.2*0.6900)
= 467.91 psig
Actual stress at given pressure and thickness (Sact):
= (P*(K*(D+2*CA)+0.2*(T-CA)))/(2*E*(T-CA))
= (275.00*(1.00*(50.0000+2*0.1250)+0.2*(0.5650)))/(2*0.85*(0.5650))
= 14419.39 psi
内压计算结果总结:
加上腐蚀裕量的所需厚度, Trca 0.5321 in.
输入中给定的实际厚度 0.6900 in.
最大允许工作压力 MAWP 381.431 psig
输入中给定的设计压力 P 275.000 psig
水压试验压力 ( 在最高处测量 ):
根据UG-99(b)进行水压试验; 1.3 * MAWP * Sa/S 495.86 psig
根据UG-99(c)进行水压试验 608.28 psig
根据UG-100进行气压试验 ; 1.1 * MAWP * Sa/S 419.57 psig
根据UCS-79的纤维伸长量 ( 75t/Rf * (1-Rf/Ro) ) 6.005 %
最小. 不考虑冲击金属温度基于图UCS-66 -45 F
最小. 所需厚度下金属温度。 (根据 UCS 66.1) -55 F
最小. 根据UG-20(f)不进行冲击试验金属温度 -20 F
容积和重量结果, 原始厚度:
壳体部件容积 VOLMET 2121.9 in.**3
壳体部件重量 WMET 600.5 lb.
部件内部容积 VOLID 16362.5 in.**3
部件内充水重量 WWAT 590.9 lb.
内部容积 0.00 in. 直边段 VOLSCA 0.0 in.**3
封头+直边段容积 VOLTOT 16362.5 in.**3
容积和重量结果, 腐蚀后的厚度:
壳体部件容积, 腐蚀后 VOLMETCA 1737.5 in.**3
壳体部件重量, 腐蚀后 WMETCA 491.7 lb.
部件内部容积, 腐蚀后 VOLIDCA 16609.1 in.**3
部件内充水重量,腐蚀后 WWATCA 599.8 lb.
内部容积 0.00 in. 直边段, 腐蚀后 VOLSCA 0.0 in.**3
腐蚀后封头+直边段容积 VOLTCA 16609.1 in.**3
外压计算结果, 壳体位号 4, Desc.: EX1CVCHEA
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
外压曲线 CS-2 at 300.00 F
材料弹性模量 29000000.00 psi
最大结果. 许用外压 (Emawp):
TCA OD D/T 系数 A B
0.5650 51.3800 90.94 0.0015273 14105.11
EMAWP=B/(K0*(D/T))=14105.1133/(0.9000*90.9381)=172.3409 psig
外压计算所需厚度结果. 压力 (Tca):
TCA OD D/T 系数 A B
0.1330 51.3800 386.22 0.0003596 5214.29
EMAWP=B/(K0*(D/T))=5214.2935/(0.9000*386.2247)=15.0007 psig
外压计算结果总结:
腐蚀后厚度许用压力 172.34 psig
用户输入的所需压力 15.00 psig
包括腐蚀在内的所需厚度。 0.2580 in.
用户输入的实际厚度 0.6900 in.
ICAS工程软件公司开发的PVElite
壳体分析示例
PVElite 许可证: ICAS 本地白名单
文件名称 : VESEXMPL -------------------------------------- Page 14
壳体分析 : EX1HEEXT 件号: 5 2002年12月16日下午2:38
输入信息, 部件 5, 描述: EX1HEEXT
设计内压 P 275.00 psig
内压设计温度 300.00 F
设计外压 PEXT 15.00 psig
外压设计温度 150.00 F
外压图表名称 CS-2
包括静压头 NO
材料等级(正火) SA-516 70
材料 UNS 号 K02700
温度下许用应力 S 20000.00 psi
常温下许用应力 SA 20000.00 psi
图表 UCS 66曲线名称 D
封头焊接接头系数 E 0.85
100%射线检测前最大厚度 1.2500 in.
椭圆形封头内径 D 50.0000 in.
管子或钢板最小厚度 T 0.6900 in.
腐蚀裕量 CA 0.1250 in.
纵横比 AR 2.0000
法兰直边段长度 STRTFLG 0.0000 in.
忽略 UG-16(b) 最小厚度计算 否
元件类型: 椭圆形封头
内压结果, 壳体位号 5, Desc.: EX1HEEXT
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
内压计算厚度 (TR):
= (P*(D+2*CA)*K)/(2*S*E-0.2*P) 附录 1-4(c)
= (275.00*(50.0000+2*0.1250)*1.00)/(2*20000.00*0.85-0.2*275.00)
= 0.4071 in.
最大 许用给定厚度下最大工作压力 (MAWP):
= (2*S*E*(T-CA))/(K*(D+2*CA)+0.2*(T-CA)) 依据附录 1-4 (c)
= (2*20000.00*0.85*(0.5650))/(1.00*(50.0000+2*0.1250)+0.2*(0.5650))
= 381.43 psig
最大允许工作压力, 新冷态 (MAPNC):
= (2*SA*E*T)/(K*D+0.2*T) 根据附录 1-4 (c)
= (2*20000.00*0.85*0.6900)/(1.00*50.0000+0.2*0.6900)
= 467.91 psig
给定压力和厚度下实际应力值 (Sact):
= (P*(K*(D+2*CA)+0.2*(T-CA)))/(2*E*(T-CA))
= (275.00*(1.00*(50.0000+2*0.1250)+0.2*(0.5650)))/(2*0.85*(0.5650))
= 14419.39 psi
内压计算结果总结:
加上腐蚀裕量的所需厚度, Trca 0.5321 in.
输入中给定的实际厚度 0.6900 in.
最大允许工作压力 MAWP 381.431 psig
输入中给定的设计压力 P 275.000 psig
水压试验压力 ( 在最高处测量 ):
根据UG-99(b)进行水压试验; 1.3 * MAWP * Sa/S 495.86 psig
根据UG-99(c)进行水压试验 608.28 psig
根据UG-100进行气压试验 ; 1.1 * MAWP * Sa/S 419.57 psig
根据UCS-79的纤维伸长量 ( 75t/Rf * (1-Rf/Ro) ) 6.005 %
最小. 不考虑冲击金属温度基于图UCS-66 -45 F
最小. 所需厚度下金属温度。 (根据 UCS 66.1) -55 F
最小. 根据UG-20(f)不进行冲击试验金属温度 -20 F
容积和重量结果, 原始厚度:
壳体部件容积 VOLMET 2121.9 in.**3
壳体部件重量 WMET 600.5 lb.
部件内部容积 VOLID 16362.5 in.**3
部件内充水重量 WWAT 590.9 lb.
内部容积 0.00 in. 直边段 VOLSCA 0.0 in.**3
封头+直边段容积 VOLTOT 16362.5 in.**3
容积和重量结果, 腐蚀后的厚度:
壳体部件容积, 腐蚀后 VOLMETCA 1737.5 in.**3
壳体部件重量, 腐蚀后 WMETCA 491.7 lb.
部件内部容积, 腐蚀后 VOLIDCA 16609.1 in.**3
部件内充水重量,腐蚀后 WWATCA 599.8 lb.
内部容积 0.00 in. 直边段, 腐蚀后 VOLSCA 0.0 in.**3
腐蚀后封头+直边段容积 VOLTCA 16609.1 in.**3
外压计算结果, 壳体位号 5, Desc.: EX1HEEXT
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
外压曲线 CS-2 at 300.00 F
材料弹性模量 29000000.00 psi
最大结果. 许用外压 (Emawp):
TCA OD D/T 系数 A B
0.5650 51.3800 90.94 0.0015273 14105.11
EMAWP=B/(K0*(D/T))=14105.1133/(0.9000*90.9381)=172.3409 psig
外压计算所需厚度结果. 压力 (Tca):
TCA OD D/T 系数 A B
0.1330 51.3800 386.22 0.0003596 5214.29
EMAWP=B/(K0*(D/T))=5214.2935/(0.9000*386.2247)=15.0007 psig
外压计算结果总结:
腐蚀后厚度许用压力 172.34 psig
用户输入的所需压力 15.00 psig
包括腐蚀在内的所需厚度。 0.2580 in.
用户输入的实际厚度 0.6900 in.
ICAS工程软件公司开发的PVElite
壳体分析示例
PVElite 许可证: ICAS 本地白名单
文件名称 : VESEXMPL -------------------------------------- Page 17
接管分析 : EX1NOZAB 件号: 1 2002年12月16日下午2:38
输入信息, 接管项号 1, 描述: EX1NOZAB
设计内压 ( 工况 1 ) P 200.00 psig
内压设计温度 TEMP 150.00 F
包括静压头 否
筒体材料 (非公称名称或无) SA-516 70
材料 UNS 号 K02700
温度下许用应力 S 20000.00 psi
常温下壳体材料许用应力 SA 20000.00 psi
筒节内径 D 46.0000 in.
筒体或封头实际厚度 T 0.5000 in.
筒体或封头腐蚀裕量 CAS 0.1250 in.
是否是一个径向接管 是
是否是横向接管 (Y-角度) 否
法兰附件等级为 CL 150 Grade GR 1.1
接管材料 (非正火或没有) SA-106 B
材料 UNS 号 K03006
接管温度下许用应力 SN 17100.00 psi
接管常温下许用应力 SNA 17100.00 psi
接管直径基准 BASISN ID
接管内径 DIA 11.7500 in.
接管实际尺寸厚度基准 DBN Actual
接管实际厚度 THK 0.5000 in.
接管腐蚀裕量 CAN 0.1250 in.
接管与壳体焊接接头系数 ES 1.00
接管颈部焊接接头系数 EN 1.00
插入式或平齐式接管 NTYP 对接式
接管外伸高度 HO 10.0000 in.
接管和补强圈/壳体焊脚高度 WO 0.5000 in.
接管和容器之间坡口深度 WGNV 0.5000 in.
补强圈材料 (非正火或无) SA-516 70
补强圈温度下许用应力 SN 20000.00 psi
补强圈常温下许用应力 SNA 20000.00 psi
补强圈沿设备表面方向直径 DP 15.7500 in.
补强圈厚度 TP 0.5000 in.
补强圈和壳体之间焊脚高度 WP 0.5000 in.
接管和补强圈之间坡口深度 WGPN 0.5000 in.
是否是人孔/进出口/观察口 否
跳过迭代失效厚度计算 否
接管计算, 接管件号 1, 描述: EX1NOZAB
ASME VIII Div1, 2001版, A-02, UG-37 到 UG-45
计算中使用的实际接管内径 11.750 in.
计算中使用的实际接管厚度 0.500 in.
壳体/封头内压计算结果 :
根据UG-37(a) 圆柱形筒体计算所需厚度, Tr CASE 1
内压计算厚度 (TR):
= (P*(D/2+CA))/(S*E-0.6*P) 根据 UG-27 (c)(1)
= (200.00*(46.0000/2+0.1250))/(20000.00*1.00-0.6*200.00)
= 0.2326 in.
接管内压计算结果 :
根据UG-37(a)计算接管所需厚度, Tr CASE 1
内压计算厚度 (TR):
= (P*(D/2+CA))/(S*E-0.6*P) 根据 UG-27 (c)(1)
= (200.00*(11.7500/2+0.1250))/(17100.00*1.00-0.6*200.00)
= 0.0707 in.
UG-40, 厚度和直径上限结果 : 工况 1
有效材料直径限制, DL 24.0000 in.
有效材料厚度限制, 无补强圈 TLNP 0.9375 in.
有效材料厚度限制, 补强圈侧 TLWP 0.9375 in.
接管补强面积计算结果:
有效面积, A1 to A5 Design External Mapnc
所需面积 AR 2.792 NA NA sq.in.
壳体提供的补强面积 A1 1.708 NA NA sq.in.
接管壁厚提供的补强面积 A2 0.488 NA NA sq.in.
接管插入部分提供的面积 A3 0.000 NA NA sq.in.
焊脚提供的面积 A4 0.460 NA NA sq.in.
补强圈提供的面积 A5 1.500 NA NA sq.in.
所有有效面积总和 ATOT 4.157 NA NA sq.in.
工况1压力控制分析结果
补强面积计算中接管正切角 90.00 Degs.
不带补强圈可用补强面积不足。
给定补强圈有效面积足够。
选择可用补强圈: 直径 厚度
基于给定的补强圈厚度: 13.1250 0.5000 in.
基于给定的补强圈直径: 15.7500 0.0625 in.
基于壳体或接管厚度: 13.1250 0.5000 in.
接管所需补强面积:
AR = (DLR*TR+2*THK*TR*(1-FFR1)) UG-37(c) 或 UG-39
AR = (12.0000*0.2326+2*(0.5000-0.1250)*0.2326*(1.0-1.00))
AR = 2.792 sq.in.
基于UG-37.1的面积，但是DL = 直径限制, DLR = 腐蚀内径:
壳体有效面积 (A1):
A1 = (DL-DLR)*(ES*(T-CAS)-TR)-2*(THK-CAN)*(ES*(T-CAS)-TR)*(1-FFR1)
A1 = (24.000-12.000)*(1.00*(0.5000-0.125)-0.233)-2*(0.500-0.125)
*(1.00*(0.5000-0.1250)-0.2326)*(1.0-1.00)
A1 = 1.708 sq.in.
接管壁厚有效补强面积，无补强圈:
A2NP = ( 2 * MIN(TLNP,HO) ) * ( THK - CAN - TRN ) * FFR2
A2NP = ( 2 * 0.9375 ) * ( 0.5000 - 0.1250 - 0.0707 ) * 0.86 )
A2NP = 0.488 sq.in.
接管壁厚有效补强面积，带补强圈:
A2WP = (2*MIN(TLWP,HO))*(THK-CAN-TRN)*FFR2
A2WP = ( 2 * 0.9375 ) * ( 0.5000 - 0.1250 - 0.0707 ) * 0.86 )
A2WP = 0.488 sq.in.
焊缝有效补强面积，无补强圈:
A4NP = Wo^2*FFR2 + ( Wi-Can/0.707 )^2*FFR2
A4NP = 0.5000^2 * 0.8550 + ( 0.0000 )^2 * 0.8550
A4NP = 0.214 sq.in.
焊缝有效面积，带补强圈:
A4wp = (Wo^2 - Ar Lost)*FFR3 + ((Wi-Can/0.707)^2 - Ar Lost)*FFR2 + Wp^2*FFR4
A4wp = ( 0.2461 ) * 0.86 + ( 0.0000 ) * 0.86 + 0.2500 * 1.00
A4WP = 0.460 sq.in.
补强圈有效面积:
A5 = (MIN(DP,DL)-(DIA+2*THK))*(Min(TP,TLWP,TE))*FFR4
A5 = ( 15.7500 - 12.7500 ) * 0.5000 * 1.00
A5 = 1.500 sq.in.
UG-45 所需最小接管颈部厚度:
= Max(Min(Max(Max(UG45B1,UG16B),Max(UG45B2,UG16B)),UG45B4),UG45A)
= Max(Min(Max(Max( 0.3576, 0.1875),Max( 0.1250, 0.1875)), 0.4531), 0.1957)
= 0.3576 < 接管最小厚度 0.5000 in. 通过
接管几何形状最大允许工作压力里结果
给定几何形状的近似最大允许工作压力 AMAP 247.914 psig
100.00 F下B16.5法兰压力等级为 285.0 psig
150.00 F下B16.5法兰压力等级为 272.5 psig
带有法兰和补强圈的接管重量，未腐蚀工况下 121.81 lb.
带有法兰和补强圈的接管重量，腐蚀工况下 108.54 lb.
最低设计金属温度结果: 接管 壳体 补强圈
不考虑冲击金属温度基于图UCS-66 -6 -6 -6 F
操作应力下最低温度 -146 -44 -44 F
根据UG-20(f)不进行冲击试验金属温度 -20 -20 -20 F
根据UCS-66 1(b)接管最低设计金属温度厚度。最小值(tn,t,te)
最小. 不考虑冲击金属温度基于图UCS-66 -6 F
最小. 所需厚度下金属温度。 (根据 UCS 66.1) -146 F
最小. 根据UG-20(f)不进行冲击试验金属温度 -20 F
焊缝尺寸计算, 接管号 1, Desc.: EX1NOZAB
接管/壳体焊缝中间计算 Tmin 0.3750 in.
补强圈/壳体焊缝中间计算 TminPad 0.3750 in.
根据 UW-16.1计算结果, 所需厚度 实际厚度
接管焊缝 0.2500 = Min per Code 0.3535 = 0.7 * WO , in.
补强圈焊缝 0.1875 = 0.5*TminPad 0.3535 = 0.7 * WP , in.
根据UG-41.1 图形(a) 或 (b)计算焊缝强度和焊缝载荷，
W = (AR-A1)*S
W = ( 2.7918 - 1.7082 ) * 20000
W = 21670. lb.
W1 = (A2+A5+A4-(WII-CAN/.707)^2*FFR2)*S
W1 = ( 0.4879 + 1.5000 + 0.4604 - 0.0313 * 0.86 ) * 20000
W1 = 48431. lb.
进行失效路径分析的连接强度计算
剪切, 接管外坡口焊:
SONW = (PI/2)*DLO*WO*0.49*SNW
SONW = ( 3.1416 / 2.0 ) * 12.7500 * 0.5000 * 0.49 * 17100
SONW = 83906. lb.
剪切, 补强圈元件焊接:
SPEW = (PI/2)*DP*WP*0.49*SEW
SPEW = ( 3.1416 / 2.0 ) * 15.7500 * 0.5000 * 0.49 * 20000
SPEW = 121226. lb.
拉力, 补强圈开槽焊接:
TPGW = (PI/2.0)*DLO*WGPN*0.74*SEG
TPGW = ( 3.1416 / 2.0 ) * 12.7500 * 0.5000 * 0.74 * 17100
TPGW = 126715. lb.
剪切，接管开槽焊接:
SNGW = (PI/2)*(DLR+WGNVA)*(WGNVA-CAN)*0.60*SNG
SNGW = ( 3.14/2)*( 12.000+ 0.500)*( 0.500- 0.1250)*0.6* 17100
SNGW = 75545. lb.
失效路径强度:
PATH11 = ( SPEW + SNGW ) = ( 121226 + 75545 ) = 196771 lb.
失效路径计算总结:
Path 1-1 = 196771 lb., 必须大于 W = 21670 lb. 或 W1 = 48431 lb.
根据压力，面积和UG-45迭代计算结果:
( 假设相同的腐蚀裕量 许用，壳体和接管)
最大腐蚀裕量（失效）: 0.2107 in.
接管最小厚度（失效）: 0.2893 in.
最小壳体厚度（失效）: 0.2893 in.
ICAS工程软件公司开发的PVElite
壳体分析示例
PVElite 许可证: ICAS 本地白名单
文件名称 : VESEXMPL -------------------------------------- Page 22
接管分析 : EX1NOZAC 件号: 2 2002年12月16日下午2:38
输入信息, 接管号 2, Description: EX1NOZAC
设计内压 ( 工况 1 ) P 275.00 psig
内压设计温度 TEMP 150.00 F
包括静压头 NO
筒体材料 (非正火或无) SA-516 70
材料 UNS 号 K02700
温度下许用应力 S 20000.00 psi
常温下壳体材料许用应力 SA 20000.00 psi
筒节内径 D 46.0000 in.
筒体或封头实际厚度 T 0.6250 in.
筒体或封头腐蚀裕量 CAS 0.1250 in.
是否是一个径向接管 是
是否是横向接管 (Y-角度) 否
法兰附件等级为 CL 300 Grade GR 1.1
接管材料 (非正火或没有) SA-106 B
材料 UNS 号 K03006
接管温度下许用应力 SN 17100.00 psi
接管常温下许用应力 SNA 17100.00 psi
接管直径基准 BASISN ID
接管公称直径 DIA 10.0000 in.
接管尺寸和厚度基准 DBN 公称厚度
接管公称厚度 THKNOM SCH 80
接管腐蚀裕量 CAN 0.1250 in.
接管上壳体焊接接头系数 ES 1.00
接管颈部焊接接头系数 EN 1.00
插入式或平齐式接管 NTYP 对接式
接管外伸高度 HO 10.0000 in.
接管和补强圈/壳体焊脚高度 WO 0.5000 in.
接管和容器之间坡口深度 WGNV 0.5930 in.
补强圈材料 (非公称名称或无) SA-516 70
补强圈温度下许用应力 SN 20000.00 psi
补强圈常温下许用应力 SNA 20000.00 psi
补强圈沿设备表面方向直径 DP 14.6250 in.
补强圈厚度 TP 0.6250 in.
补强圈和壳体之间焊脚高度 WP 0.5000 in.
接管和补强圈之间坡口深度 WGPN 0.5000 in.
是否是人孔/进出口/观察口 否
跳过迭代失效厚度计算 否
接管计算, 接管件号 2, 描述: EX1NOZAC
ASME VIII Div1, 2001版, A-02, UG-37 到 UG-45
计算中使用的实际接管内径 9.564 in.
计算中使用的实际接管厚度 0.593 in.
壳体/封头内压计算结果 :
根据UG-37(a) 圆柱形筒体计算所需厚度, Tr CASE 1
内压计算厚度 (TR):
= (P*(D/2+CA))/(S*E-0.6*P) 根据 UG-27 (c)(1)
= (275.00*(46.0000/2+0.1250))/(20000.00*1.00-0.6*275.00)
= 0.3206 in.
接管内压计算结果 :
根据UG-37(a)计算接管所需厚度, Tr CASE 1
内压厚度 (TR):
= (P*(D/2+CA))/(S*E-0.6*P) 根据 UG-27 (c)(1)
= (275.00*(9.5640/2+0.1250))/(17100.00*1.00-0.6*275.00)
= 0.0797 in.
UG-40, 厚度和直径上限结果 : 工况 1
有效材料直径限制, DL 19.6280 in.
有效材料厚度限制, 无补强圈 TLNP 1.1700 in.
有效材料厚度限制, 补强圈侧 TLWP 1.2500 in.
接管补强面积计算结果:
有效面积, A1 to A5 Design External Mapnc
所需面积 AR 3.147 NA NA sq.in.
壳体面积 A1 1.760 NA NA sq.in.
接管壁厚面积 A2 0.830 NA NA sq.in.
内伸接管面积 A3 0.000 NA NA sq.in.
焊缝面积 A4 0.464 NA NA sq.in.
补强圈面积 A5 2.422 NA NA sq.in.
总体有效面积 ATOT 5.476 NA NA sq.in.
工况1压力控制分析结果
补强面积计算中接管正切角 90.00 Degs.
不带补强圈可用补强面积不足。
给定补强圈有效面积足够。
选择可用补强圈: 直径 厚度
基于给定的补强圈厚度: 11.0000 0.6250 in.
基于给定的补强圈直径: 14.6250 0.0625 in.
基于壳体或接管厚度: 11.0000 0.6250 in.
接管所需补强面积:
AR = (DLR*TR+2*THK*TR*(1-FFR1)) UG-37(c) 或 UG-39
AR = (9.8140*0.3206+2*(0.5930-0.1250)*0.3206*(1.0-1.00))
AR = 3.147 sq.in.
基于UG-37.1的面积，但是DL = 直径限制, DLR = 腐蚀内径:
壳体有效面积 (A1):
A1 = (DL-DLR)*(ES*(T-CAS)-TR)-2*(THK-CAN)*(ES*(T-CAS)-TR)*(1-FFR1)
A1 = (19.628-9.814)*(1.00*(0.6250-0.125)-0.321)-2*(0.593-0.125)
*(1.00*(0.6250-0.1250)-0.3206)*(1.0-1.00)
A1 = 1.760 sq.in.
接管壁厚有效面积，无补强圈:
A2NP = ( 2 * MIN(TLNP,HO) ) * ( THK - CAN - TRN ) * FFR2
A2NP = ( 2 * 1.1700 ) * ( 0.5930 - 0.1250 - 0.0797 ) * 0.86 )
A2NP = 0.777 sq.in.
接管壁厚有效面积，带补强圈:
A2WP = (2*MIN(TLWP,HO))*(THK-CAN-TRN)*FFR2
A2WP = ( 2 * 1.2500 ) * ( 0.5930 - 0.1250 - 0.0797 ) * 0.86 )
A2WP = 0.830 sq.in.
焊缝有效面积，无补强圈:
A4NP = Wo^2*FFR2 + ( Wi-Can/0.707 )^2*FFR2
A4NP = 0.5000^2 * 0.8550 + ( 0.0000 )^2 * 0.8550
A4NP = 0.214 sq.in.
焊缝有效面积，带补强圈:
A4wp = Wo^2*FFR3 + (Wi-Can/0.707)^2*FFR2 + Wp^2*FFR4
A4wp = ( 0.5000 )^2 * 0.86 + ( 0.0000 )^2 * 0.86 + 0.5000^2 * 1.00
A4WP = 0.464 sq.in.
补强圈有效面积:
A5 = (MIN(DP,DL)-(DIA+2*THK))*(Min(TP,TLWP,TE))*FFR4
A5 = ( 14.6250 - 10.7500 ) * 0.6250 * 1.00
A5 = 2.422 sq.in.
UG-45 所需最小接管颈部厚度:
= Max(Min(Max(Max(UG45B1,UG16B),Max(UG45B2,UG16B)),UG45B4),UG45A)
= Max(Min(Max(Max( 0.4456, 0.1875),Max( 0.1250, 0.1875)), 0.4444), 0.2047)
= 0.4444 < 接管最小厚度 0.5189 in. 通过
接管几何形状最大允许工作压力里结果
给定几何形状的近似最大允许工作压力 AMAP 374.121 psig
100.00 F下B16.5法兰压力等级为 740.0 psig
150.00 F下B16.5法兰压力等级为 707.5 psig
带有法兰和补强圈的接管重量，未腐蚀工况下 150.03 lb.
带有法兰和补强圈的接管重量，腐蚀工况下 139.44 lb.
最低设计金属温度结果: 接管 壳体 补强圈
不考虑冲击金属温度基于图UCS-66 3 6 6 F
操作应力最低温度 -137 -30 -30 F
根据UG-20(f)不进行冲击试验金属温度 -20 -20 -20 F
根据UCS-66 1(b)接管最低设计金属温度厚度。最小值(tn,t,te)
最小. 不考虑冲击金属温度基于图UCS-66 3 F
最小. 所需厚度下金属温度。 (根据 UCS 66.1) -137 F
最小. 根据UG-20(f)不进行冲击试验金属温度 -20 F
焊缝尺寸计算, 接管号 2, Desc.: EX1NOZAC
接管/壳体焊缝中间计算 Tmin 0.4680 in.
补强圈/壳体焊缝中间计算 TminPad 0.3750 in.
根据 UW-16.1计算结果, 所需厚度 实际厚度
接管焊缝 0.2500 = Min per Code 0.3535 = 0.7 * WO , in.
补强圈焊缝 0.2500 = 0.5*TminPad 0.3535 = 0.7 * WP , in.
根据UG-41.1 图形(a) 或 (b)计算焊缝强度和焊缝载荷，
W = (AR-A1)*S
W = ( 3.1465 - 1.7605 ) * 20000
W = 27720. lb.
W1 = (A2+A5+A4-(WII-CAN/.707)^2*FFR2)*S
W1 = ( 0.8300 + 2.4219 + 0.4638 - 0.0313 * 0.86 ) * 20000
W1 = 73779. lb.
进行失效路径分析的连接强度计算
剪切, 接管外坡口焊:
SONW = (PI/2)*DLO*WO*0.49*SNW
SONW = ( 3.1416 / 2.0 ) * 10.7500 * 0.5000 * 0.49 * 17100
SONW = 70744. lb.
剪切, 补强圈元件焊接:
SPEW = (PI/2)*DP*WP*0.49*SEW
SPEW = ( 3.1416 / 2.0 ) * 14.6250 * 0.5000 * 0.49 * 20000
SPEW = 112567. lb.
拉伸, 补强圈开槽焊接:
TPGW = (PI/2.0)*DLO*WGPN*0.74*SEG
TPGW = ( 3.1416 / 2.0 ) * 10.7500 * 0.5000 * 0.74 * 17100
TPGW = 106838. lb.
剪切，接管开槽焊接:
SNGW = (PI/2)*(DLR+WGNVA)*(WGNVA-CAN)*0.60*SNG
SNGW = ( 3.14/2)*( 9.814+ 0.593)*( 0.593- 0.1250)*0.6* 17100
SNGW = 78494. lb.
失效路径强度:
PATH11 = ( SPEW + SNGW ) = ( 112567 + 78494 ) = 191061 lb.
失效路径计算总结:
Path 1-1 = 191061 lb., 必须大于 W = 27720 lb. 或 W1 = 73778 lb.
根据压力，面积和UG-45迭代计算结果:
( 假设相同的腐蚀裕量 许用，壳体和接管)
最大腐蚀裕量（失效）: 0.1990 in.
接管最小厚度（失效）: 0.3940 in.
最小壳体厚度（失效）: 0.4260 in.
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壳体分析示例
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浮头分析 : 浮头 件: 1 2002年12月16日下午2:38
输入反馈信息, 浮头件 1, 描述: 浮头
浮头类型 附录 1-6 (d)型
管程侧设计内压 PTS 215.00 psig
壳程侧设计外压 PSS 275.00 psig
球形封头设计温度 TEMP 300.00 F
封头材料 SA-516 70
封头材料 UNS 号 K02700
封头设计温度下许用应力 SOH 20000.00 psi
封头室温下许用应力 SAH 20000.00 psi
球形封头球面内半径 CR 45.0000 in.
封头厚度 TH 1.1250 in.
管程侧内部腐蚀裕量 CATS 0.1250 in.
壳程侧外部腐蚀裕量 0.1250 in.
法兰材料 SA-105
法兰材料 UNS 号 K03504
法兰设计温度下许用应力 SOC 20000.00 psi
法兰常温下许用应力 SAC 20000.00 psi
法兰外径 FOD 49.3750 in.
法兰内径 FID 45.1250 in.
法兰厚度 TC 7.7500 in.
螺栓材料 SA-193 B7
螺栓材料 UNS 号 G41400
螺栓设计温度下许用应力 SBO 23000.00 psi
螺栓常温下许用应力 SBA 23000.00 psi
螺栓中心圆直径 DB 46.7500 in.
螺栓公称直径 DBOLT 0.7500 in.
螺纹形式 TEMA 螺纹级别
螺栓数量 52
是否是宽面垫片 否
法兰密封面外径 FOD 45.6880 in.
法兰密封面内径 FID 45.1250 in.
垫片外径 GOD 45.7500 in.
垫片内径 GID 45.1250 in.
垫片系数, m, M 5.5000
设计垫片压紧力 Y 18000.00 psi
法兰密封面简图 5, Code Sketch 2
垫片预紧列 2, Code Column II
垫片 0.1250 in.
法兰密封面宽度 0.1250 in.
法兰中心到封头中心线的距离 1.5000 in.
法兰未开槽.
勾圈材料等级 SA-105
勾圈材料 UNS 号 K03504
勾圈设计温度下许用应力 SOTS 20000.00 psi
勾圈室温下许用应力 SATS 20000.00 psi
勾圈内径 DR 45.6875 in.
勾圈厚度 TR 4.2500 in.
勾圈分块数 NSPLIT 1
球形封头内压计算结果
ASME VIII Div1, 2001版, A-02 附录 1-6
内压计算所需厚度:
t = 5PL / 6S 根据附录 1-6
t = ( 5 * 215.00 * 45.1250 ) / ( 6 * 20000 )
t = 0.4042 in。
给定厚度下最大允许工作压力：
Pa = 6S(T-Cass-Cats) / 5L 根据附录 1-6
Pa = ( 6 * 20000 * 0.8750 ) / ( 5 * 45.1250 )
Pa = 465.37 psig
最大允许工作压力, 新冷态:
Pnc = 6ST / 5L 根据附录 1-6
Pnc = ( 6 * 20000 * 1.1250 ) / ( 5 * 45.0000 )
Pnc = 600.00 psig
给定压力和厚度下实际应力值:
Sact = 5PL / 6(T-Cass-Cats) 根据附录 1-6
Sact = ( 5 * 215.00 * 45.1250 ) / ( 6 * 0.8750 )
Sact = 9240. psi
球形封头外压计算结果
ASME VIII Div 1, 2001版, A-02
外压计算图表 CS-2 at 300.00 F
材料弹性模量 29000000.00 psi
最大允许外压结果:
TCA OD D/T 系数 A B
0.8750 46.0000 105.14 0.0023777 15586.98
EMAWP = B/( (0D/T)/ 2 ) = 15586.9805 /( 105.1429/2.0) = 296.4915
外压计算所需厚度结果. 压力 (Tca):
TCA OD D/T 系数 A B
0.8217 92.0000 111.97 0.0022328 15397.09
EMAWP=B/((D/T)/2)=15397.0898/(111.9651/2)=275.0337 psig
法兰部分中间计算:
ASME 标准, VIII, Div. 1, 2001版, A-02 附录. 2 垫片接触面宽度, N = (GOD-GID) / 2 0.312 in.
垫片基础宽度, B0 = (GNBWTH+3*N) / 8.0 0.133 in.
有效垫片宽度, BE = B0 0.133 in.
垫片作用直径, G = (GOD+GID) / 2.0 45.407 in.
螺栓TEMA 螺纹级别信息:
螺栓总面积 15.704 sq.in.
颈部到螺栓最小径向距离 1.125 in.
螺栓到法兰边缘最小径向距离 0.813 in.
最小螺栓环向间距 1.750 in.
实际螺栓环向间距 2.823 in.
最大螺栓环向间距 9.250 in.
法兰和螺栓基础载荷:
内压引起的水压试验末端载荷 H 348148.4 lb.
垫片接触面载荷 HP 44806.2 lb.
法兰内径水压试验静压末端载荷 HD 347665.5 lb.
法兰密封面压力 HT 482.9 lb.
封头薄膜力径向分量 HH 609473.4 lb.
操作工况螺栓载荷: WM1 392954.6 lb.
垫片预紧螺栓载荷 WM2 341019.6 lb.
所需螺栓面积 AM 17.085 sq.in.
法兰设计螺栓载荷（预紧状态） W 377073.3 lb.
垫片预紧力 (操作工况) HG 44806.2 lb.
到垫片载荷作用点距离 DHG 0.6717 in.
到密封面压力作用点距离: DHT 0.6796 in.
到末端压力作用点距离: DHD 0.6875 in.
内压力矩计算总结:
载荷 力 距离 螺栓 腐蚀工况 力矩
末端压力, Md 347666. 0.6875 1.0000 19918. ft.lb.
密封面压力, Mt 483. 0.6796 1.0000 27. ft.lb.
垫片载荷, Mg 44806. 0.6717 1.0000 2508. ft.lb.
浮头. 载荷, Mh 609473. 1.5000 1.0000 -76184. ft.lb.
垫片预紧, Ma 377073. 0.6717 1.0000 21108. ft.lb.
操作总力矩 ( 内压 ) 53730. ft.lb.
垫片预紧总力矩 ( 内 压 ) 21108. ft.lb.
法兰和螺栓基础载荷:
内压引起的静压末端载荷 H 445306.1 lb.
垫片接触面载荷 HP 57310.2 lb.
法兰内径静压末端载荷 HD 444688.5 lb.
法兰密封面压力 HT 617.7 lb.
封头力矩径向分量 HH 779559.0 lb.
操作工况螺栓载荷: WM1 392954.6 lb.
垫片预紧螺栓载荷 WM2 341019.6 lb.
所需螺栓面积 AM 17.085 sq.in.
法兰设计螺栓载荷（预紧状态） W 377073.3 lb.
垫片预紧力 (操作工况) HG 445306.1 lb.
到垫片载荷作用点距离 DHG 0.6717 in.
到密封面压力作用点距离: DHT 0.6796 in.
到末端压力作用点距离: DHD 0.6875 in.
外压力矩计算总结:
载荷 力 距离 螺栓 腐蚀工况 力矩
末端压力, Md 444688. 0.0158 1.0000 584. ft.lb.
密封面压力, Mt 618. 0.0079 1.0000 0. ft.lb.
浮头. 载荷, Mh 779559. 1.5000 1.0000 -97445. ft.lb.
垫片预紧, Ma 377073. 0.6717 1.0000 21108. ft.lb.
操作总力矩 ( 外压 ) 96861. ft.lb.
垫片预紧总力矩 ( 外 压力 ) 21108. ft.lb.
主法兰所需厚度，内部操作状态：
T = F + SQRT( F * F + J ) 依据 1-6(g)
T = 1.268 + SQRT( 1.268 * 1.268 + 17.904 )
T = 5.6858 in.
主法兰所需厚度，内部螺栓上紧状态：
T = F + SQRT( F * F + J ) 依据 1-6(g)
T = 0.000 + SQRT( 0.000 * 0.000 + 7.034 )
T = 2.6521 in.
主法兰所需厚度，外部操作状态：
T = F + SQRT( F * F + J ) 依据 1-6(g)
T = 1.622 + SQRT( 1.622 * 1.622 + 32.276 )
T = 7.5308 in.
主法兰所需厚度，外部螺栓上紧状态：
T = F + SQRT( F * F + J ) 依据 1-6(g)
T = 0.000 + SQRT( 0.000 * 0.000 + 7.034 )
T = 2.6521 in.
勾圈所需厚度，内部操作状态:
T = SQRT( M Y / S B ) 依据附录 2-7(b)(9)
T = SQRT( 417514.3 * 24.888 / ( 20000.0 * 45.688 ) )
T = 3.3722 in.
勾圈所需厚度，内部螺栓预紧状态：
T = SQRT( M Y / S B ) 依据附录 2-7(b)(9)
T = SQRT( 400640.4 * 24.888 / ( 20000.0 * 45.688 ) )
T = 3.3034 in.
所需厚度概要: 浮头 法兰 勾圈
管程侧内压 0.4042 5.6858 3.3722 in.
壳程侧外压 0.8217 7.5308 in.
管程侧垫片预紧载荷 2.6521 3.3034 in.
壳程侧垫片预紧载荷 2.6521 in.
最大 + 腐蚀裕量 1.0717 7.7808 3.3722 in.
给定实际厚度 1.1250 7.7500 4.2500 in.
封头和法兰重量:
球形封头重量，未腐蚀工况 WHD 544.9 lb.
球形封头重量，腐蚀工况 WHDCA 428.9 lb.
法兰环重量，未腐蚀工况 WFL 691.8 lb.
法兰环重量，腐蚀工况 WFLCA 610.4 lb.
勾圈重量, 未腐蚀工况 WBR 331.1 lb.
勾圈重量, 腐蚀工况 WBRCA 286.2 lb. ICAS PVElite工程软件
al - 壳体分析示例
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法兰分析 : EX1CHLF1 件号: 1 2002年12月16日下午2:38
输入信息, 法兰件号 1, 描述: EX1CHLF1
法兰外形描述 (类型) 整体焊接
法兰分析描述 局部, 厚度
设计压力 P 200.00 psig
设计温度 150.00 F
腐蚀裕量 FCOR 0.0000 in.
法兰内径 B 46.2500 in.
法兰外径 A 51.2500 in.
颈部小端厚度 G0 0.3750 in.
颈部大端厚度 G1 0.5625 in.
颈部长度 HL 1.5000 in.
基于法兰刚度进行厚度计算 No
法兰材料 (非标) SA-105
法兰材料 UNS 号 K03504
法兰设计温度下许用应力 SFO 20000.00 psi
法兰常温下许用应力 SFA 20000.00 psi
螺栓材料 SA-193 B7
螺栓材料 UNS 号 G41400
螺栓设计温度下许用应力 SBO 25000.00 psi
螺栓常温下许用应力 SBA 25000.00 psi
螺栓圆直径 C 49.6250 in.
螺栓公称直径 DB 0.7500 in.
螺纹形式 TEMA 螺纹级别
螺栓数量 92
法兰密封面外径 FOD 48.0000 in.
法兰密封面内径 FID 46.2500 in.
法兰密封面简图 5, Code Sketch 2
垫片外径 GOD 47.7500 in.
垫片内径 GID 46.7500 in.
垫片系数, m, M 3.7600
设计垫片压紧力 Y 7600.00 psi
垫片预紧列 2, 规范 列 II
垫片厚度 0.1250 in.
法兰密封面凸缘宽度 0.1250 in.
法兰分析, 法兰数量 1, 描述: EX1CHLF1
ASME标准, VIII, Div. 1,附录 2, 2001版, A-02
腐蚀后法兰内径, BCOR = B+2.0*FCOR 46.250 in.
腐蚀后颈部大端, G1COR = G1-FCOR 0.562 in.
腐蚀后颈部小端, G0COR = G0-FCOR 0.375 in.
规范 R 尺寸, R = (C-B)/2.0 - G1 1.125 in.
垫片接触面宽度, N = (GOD-GID) / 2 0.500 in.
垫片基础宽度, B0 = (GNBWTH+3*N) / 8.0 0.203 in.
有效垫片宽度, BE = B0 0.203 in.
垫片作用直径, G = (GOD+GID) / 2.0 47.250 in.
法兰和螺栓基础载荷:
内压引起的水压试验末端载荷:
H = 0.785 * G * G * PEQ
H = 0.7854 * 47.2500 * 47.2500 * 200.0000
H = 350690. lb.
垫片接触面载荷:
HP = 2 * BE * PI * G * M * P
HP = 2 * 0.2031 * 3.1416 * 47.2500 * 3.7600 * 200.00
HP = 45348. lb.
法兰内径水压试验末端载荷:
HD = 0.785 * Bcor * Bcor * P
HD = 0.785 * 46.2500 * 46.2500 * 200.0000
HD = 336003. lb.
法兰密封面压力:
HT = H - HD
HT = 350690 - 336003
HT = 14687. lb.
操作工况螺栓载荷:
WM1 = H + HP + HPP
WM1 = ( 350690 + 45348 + 0 )
WM1 = 396039. lb.
垫片预紧螺栓载荷:
WM2 = Y * BE * PI * G + Ypart * BEpart * GLPG + HPGY
WM2 = 7600.00*0.2031*3.141*47.250+7600.00*0.0000*0.00
WM2 = 229155. lb.
所需螺栓面积:
AM = WM1/SBO, WM2/SBA 中最大值
AM = 396038 / 25000 , 229154 / 25000中最大值
AM = 15.8415 平方英寸.
TEMA 螺纹级别螺栓信息:
螺栓总面积, AB 27.784 平方英寸.
颈部到螺栓最小径向距离 1.125 in.
螺栓到法兰边缘最小径向距离M 0.813 in.
最小螺栓环向间距 1.750 in.
实际螺栓环向间距 1.694 in.
最大螺栓环向间距 5.667 in.
最小. 垫片接触面宽度 (Brownell Young):
Nmin = AB * SBA/(Y * PI * (GOD+GID) )
= 27.784 * 25000.00/( 7600.00 * 3.14 * ( 47.75 + 46.75) )
Nmin = 0.308 in.
法兰螺栓设计载荷, 垫片预紧:
W = SBA * ( AM + AB ) / 2.0
W = 25000.00 * ( 15.8415 + 27.7840 ) / 2.0
W = 545319.31 lb.
垫片预紧力:
HG = WM1 - H
HG = 396038 - 350690
HG = 45348.50 lb.
ARM 计算力矩:
到颈部大端距离:
R = (C - BCOR) / 2 - G1COR
R = ( 49.625 - 46.250) / 2 - 0.562
R = 1.1250 in.
到垫片载荷作用点距离:
DHG = (C - G ) / 2.0
DHG = ( 49.6250 - 47.2500 ) / 2.0
DHG = 1.1875 in.
到密封面压力作用点距离:
DHT = ( R + G1COR + DHG ) / 2.0
DHT = ( 1.1250 + 0.5625 + 1.1875 ) / 2.0
DHT = 1.4375 in.
到末端压力作用点距离:
DHD = R + ( G1COR / 2.0 )
DHD = 1.1250 + ( 0.5625 / 2.0 )
DHD = 1.4062 in.
内压力矩计算概要:
载荷 力 距离 螺栓 腐蚀 力矩
末端压力, MD 336003. 1.4062 1.0000 39375. ft.lb.
密封面压力, MT 14687. 1.4375 1.0000 1759. ft.lb.
垫片载荷, MG 45348. 1.1875 1.0000 4488. ft.lb.
垫片预紧, MA 545319. 1.1875 1.0000 53964. ft.lb.
操作总力矩, RMO 45622. ft.lb.
垫片预紧总力矩, RMA 53964. ft.lb.
有效颈部长度, H0 = SQRT(BCOR*G0COR) 4.165 in.
颈部比值, HRAT = HL / H0 0.360
厚度比值, GRAT = (G1COR/G0COR) 1.500
整体法兰系数:
2-7.2 系数 F 0.870
2-7.3系数 V 0.349
2-7.6系数 f 1.000
图 2-7.1系数 K = 1.108
T = 1.874 U = 20.753
Y = 18.885 Z = 9.776
d = 34.776 in.^3 e = 0.209 in.^-1
应力系数 ALPHA = 1.618
BETA = 1.824 GAMMA = 0.863
DELTA = 0.745 LAMBDA = 1.608 颈部纵向应力, 操作工况:
SHO = ( f * RMO / BCOR ) / ( Rlambda * G1COR^2 )
SHO = ( 1.0000 * 547468 / 46.2500 ) / ( 1.6078 * 0.5625^2 )
SHO = 23268. psi
颈部纵向应力, 预紧工况:
SHA = ( f * RMA / BCOR ) / ( Rlambda * G1COR^2 )
SHA = ( 1.0000 * 647566 / 46.2500 ) / ( 1.6078 * 0.5625^2 )
SHA = 27523. psi
径向法兰应力, 操作工况:
SRO = ( BETA * RMO / BCOR ) / ( Rlambda * TH^2 )
SRO = ( 1.8239 * 547468 / 46.2500 ) / ( 1.6078 * 2.9585^2 )
SRO = 1534. psi
径向法兰应力, 预紧工况:
SRA = ( BETA*RMA/BCOR ) / ( Rlambda*TH^2 )
SRA = ( 1.8239 * 647566/ 46.2500 ) / ( 1.6078 * 2.9585^2 )
SRA = 1815. psi
切向法兰应力, 操作工况:
STO = ( Y*RMO / (TH*TH*BCOR) ) - Z*SRO
STO = ( 18.8853 * 547468 / ( 2.9585^2 * 46.2500) ) - 9.7756 * 1534
STO = 10543. psi
切向法兰应力, 压紧工况:
STA = ( Y*RMA / (TH^2*BCOR) ) - Z*SRA
STA = ( 18.8853 * 647566 / ( 2.9585^2 * 46.2500) ) - 9.7756 * 1814
STA = 12471. psi
平均法兰应力, 操作工况:
SAO = ( SHO + MAX( SRO, STO ) ) / 2
SAO = ( 23268 + MAX( 1534, 10543 ))/ 2
SAO = 16906. psi
平均法兰应力, 预紧工况:
SAA = ( SHA + MAX( SRA, STA ) ) / 2
SAA = ( 27522 + MAX( 1814, 12471 ))/ 2
SAA = 19997. psi
螺栓应力, 操作工况:
BSO = ( WM1 / AB )
BSO = ( 396038 / 27.7840 )
BSO = 14254. psi
螺栓应力，预紧工况:
BSA = ( WM2 / AB )
BSA = ( 229154 / 27.7840 )
BSA = 8248. psi
应力计算结果: 操作工况 垫片预紧工况
实际值 许用值 实际值 许用值
颈部纵向 23268. 30000. 27523. 30000. psi
径向法兰 1534. 20000. 1815. 20000. psi
切向法兰 10543. 20000. 12471. 20000. psi
最大平均值 16906. 20000. 19997. 20000. psi
螺栓 14254. 25000. 8248. 25000. psi
所需最小法兰厚度 + 腐蚀裕量 2.958 in.
预估最大允许工作压力 ( 操作工况 ) 236.6 psig
预估最大允许工作压力 ( 垫片预紧 ) 200.1 psig
预估法兰成型重量 349.8 lb.
预估锻件未成型重量 483.1 lb.
预紧工况下APP. S 法兰刚度系数 1.431
操作工况下APP. S 法兰刚度系数 1.228
最低设计金属温度计算结果:
最小. 依据曲线UCS-66无需冲击的金属温度UCS-66 15 F
最小. 所需厚度下金属温度。 (根据 UCS 66.1) 15 F
最小. 根据UG-20(f)无需冲击的金属温度 -20 F ICAS PVElite 工程软件
壳体分析示例
PVElite 许可证: ICAS 本地白名单
文件名称 : VESEXMPL -------------------------------------- 42页
法兰分析 : EX1CHLF2 件号: 2 2002年12月16日下午2:38
输入信息, 法兰件号 2, 描述: EX1CHLF2
法兰形状描述 (类型) 整体对焊
法兰分析描述 局部, 厚度
设计压力 P 200.00 psig
设计温度 150.00 F
腐蚀裕量 FCOR 0.0000 in.
法兰内径 B 46.2500 in.
法兰外径 A 51.2500 in.
颈部小端厚度 G0 0.3750 in.
颈部大端厚度 G1 0.5625 in.
颈部长度 HL 1.5000 in.
基于法兰刚度进行厚度计算 No
法兰材料 (非正火) SA-105
法兰材料 UNS 号 K03504
法兰设计温度下许用应力 SFO 20000.00 psi
法兰常温下许用应力 SFA 20000.00 psi
螺栓材料 SA-193 B7
螺栓材料 UNS 号 G41400
螺栓设计温度下许用应力 SBO 25000.00 psi
螺栓常温下许用应力 SBA 25000.00 psi
螺栓圆直径 C 49.6250 in.
螺栓公称直径 DB 0.7500 in.
螺纹形式 TEMA 螺纹级别
螺栓数量 92
法兰密封面外径 FOD 48.0000 in.
法兰密封面内径 FID 46.2500 in.
法兰密封面简图 5, Code Sketch 2
垫片外径 GOD 47.7500 in.
垫片内径 GID 46.7500 in.
垫片系数, m, M 3.7600
设计垫片压紧力 Y 7600.00 psi
垫片预紧列 2, 规范 列 II
垫片厚度 0.1250 in.
法兰密封面宽度 0.1250 in.
配对法兰操作螺栓载荷 563270.00 lb.
配对法兰预紧螺栓载荷 233280.00 lb.
配对法兰螺栓设计载荷 583369.00 lb.
法兰分析, 法兰数量 2, 描述: EX1CHLF2
ASME标准, VIII, Div. 1,附录 2, 2001版, A-02
腐蚀后法兰内径, BCOR = B+2.0*FCOR 46.250 in.
腐蚀后颈部大端, G1COR = G1-FCOR 0.562 in.
腐蚀后颈部小端, G0COR = G0-FCOR 0.375 in.
规范 R 尺寸, R = (C-B)/2.0 - G1 1.125 in.
垫片接触面宽度, N = (GOD-GID) / 2 0.500 in.
垫片基础宽度, B0 = (GNBWTH+3*N) / 8.0 0.203 in.
有效垫片宽度, BE = B0 0.203 in.
垫片作用直径, G = (GOD+GID) / 2.0 47.250 in.
法兰和螺栓基础载荷:
内压引起的水压试验末端载荷:
H = 0.785 * G * G * PEQ
H = 0.7854 * 47.2500 * 47.2500 * 200.0000
H = 350690. lb.
垫片接触面载荷:
HP = 2 * BE * PI * G * M * P
HP = 2 * 0.2031 * 3.1416 * 47.2500 * 3.7600 * 200.00
HP = 45348. lb.
法兰内径水压试验末端载荷:
HD = 0.785 * Bcor * Bcor * P
HD = 0.785 * 46.2500 * 46.2500 * 200.0000
HD = 336003. lb.
法兰密封面压力:
HT = H - HD
HT = 350690 - 336003
HT = 14687. lb.
操作工况螺栓载荷:
WM1 = H + HP + HPP
WM1 = ( 350690 + 45348 + 0 )
WM1 = 396039. lb.
WM1 = 563270. lb., 配对法兰载荷控制
垫片预紧螺栓载荷:
WM2 = Y * BE * PI * G + Ypart * BEpart * GLPG + HPGY
WM2 = 7600.00*0.2031*3.141*47.250+7600.00*0.0000*0.00
WM2 = 229155. lb.
WM2 = 233280. lb., 配对法兰载荷控制
所需螺栓面积:
AM = WM1/SBO, WM2/SBA 中最大值
AM = 563270 / 25000 , 233280 / 25000 中最大值
AM = 22.5308 平方英寸.
TEMA 螺纹级别螺栓信息:
螺栓总面积, AB 27.784 sq.in.
颈部到螺栓最小径向距离 1.125 in.
螺栓到法兰边缘最小径向距离M 0.813 in.
最小螺栓环向间距 1.750 in.
实际螺栓环向间距 1.694 in.
最大螺栓间距 6.149 in.
最小. 垫片接触面宽度 (Brownell Young):
Nmin = AB * SBA/(Y * PI * (GOD+GID) )
= 27.784 * 25000.00/( 7600.00 * 3.14 * ( 47.75 + 46.75) )
Nmin = 0.308 in.
法兰螺栓设计载荷, 垫片预紧:
W = SBA * ( AM + AB ) / 2.0
W = 25000.00 * ( 22.5308 + 27.7840 ) / 2.0
W = 628935.00 lb.
垫片预紧力:
HG = WM1 - H
HG = 563270 - 350690
HG = 212579.91 lb.
ARM 计算力矩:
到颈部大端距离:
R = (C - BCOR) / 2 - G1COR
R = ( 49.625 - 46.250) / 2 - 0.562
R = 1.1250 in.
到垫片载荷作用点距离:
DHG = (C - G ) / 2.0
DHG = ( 49.6250 - 47.2500 ) / 2.0
DHG = 1.1875 in.
到密封面压力作用点距离:
DHT = ( R + G1COR + DHG ) / 2.0
DHT = ( 1.1250 + 0.5625 + 1.1875 ) / 2.0
DHT = 1.4375 in.
到末端压力作用点距离:
DHD = R + ( G1COR / 2.0 )
DHD = 1.1250 + ( 0.5625 / 2.0 )
DHD = 1.4062 in.
内压力矩计算概要:
载荷 力 距离 螺栓 腐蚀工况 力矩
末端压力, MD 336003. 1.4062 1.0000 39375. ft.lb.
密封面压力, MT 14687. 1.4375 1.0000 1759. ft.lb.
垫片载荷, MG 212580. 1.1875 1.0000 21037. ft.lb.
垫片预紧, MA 628935. 1.1875 1.0000 62238. ft.lb.
操作总力矩, RMO 62171. ft.lb.
垫片预紧总力矩, RMA 62238. ft.lb.
有效颈部长度, H0 = SQRT(BCOR*G0COR) 4.165 in.
颈部比值, HRAT = HL / H0 0.360
厚度比值, GRAT = (G1COR/G0COR) 1.500
整体法兰系数:
2-7.2 系数 F 0.870
2-7.3系数 V 0.349
2-7.6系数 f 1.000
图 2-7.1系数 K = 1.108
T = 1.874 U = 20.753
Y = 18.885 Z = 9.776
d = 34.776 in.^3 e = 0.209 in.^-1
应力系数 ALPHA = 1.689
BETA = 1.919 GAMMA = 0.901
DELTA = 1.034 LAMBDA = 1.935
颈部纵向应力, 操作工况:
SHO = ( f * RMO / BCOR ) / ( Rlambda * G1COR^2 )
SHO = ( 1.0000 * 746055 / 46.2500 ) / ( 1.9352 * 0.5625^2 )
SHO = 26344. psi
颈部纵向应力, 预紧工况:
SHA = ( f * RMA / BCOR ) / ( Rlambda * G1COR^2 )
SHA = ( 1.0000 * 746860 / 46.2500 ) / ( 1.9352 * 0.5625^2 )
SHA = 26373. psi
径向法兰应力, 操作工况:
SRO = ( BETA * RMO / BCOR ) / ( Rlambda * TH^2 )
SRO = ( 1.9191 * 746055 / 46.2500 ) / ( 1.9352 * 3.3005^2 )
SRO = 1468. psi
径向法兰应力, 预紧工况:
SRA = ( BETA*RMA/BCOR ) / ( Rlambda*TH^2 )
SRA = ( 1.9191 * 746860/ 46.2500 ) / ( 1.9352 * 3.3005^2 )
SRA = 1470. psi
切向法兰应力, 操作工况:
STO = ( Y*RMO / (TH*TH*BCOR) ) - Z*SRO
STO = ( 18.8853 * 746055 / ( 3.3005^2 * 46.2500) ) - 9.7756 * 1468
STO = 13610. psi
切向法兰应力, 预紧工况:
STA = ( Y*RMA / (TH^2*BCOR) ) - Z*SRA
STA = ( 18.8853 * 746860 / ( 3.3005^2 * 46.2500) ) - 9.7756 * 1470
STA = 13624. psi
平均法兰应力, 操作工况:
SAO = ( SHO + MAX( SRO, STO ) ) / 2
SAO = ( 26344 + MAX( 1468, 13609 ))/ 2
SAO = 19977. psi
平均法兰应力, 预紧工况:
SAA = ( SHA + MAX( SRA, STA ) ) / 2
SAA = ( 26372 + MAX( 1470, 13624 ))/ 2
SAA = 19999. psi
螺栓应力, 操作工况:
BSO = ( WM1 / AB )
BSO = ( 563270 / 27.7840 )
BSO = 20273. psi
螺栓应力，压紧工况:
BSA = ( WM2 / AB )
BSA = ( 233280 / 27.7840 )
BSA = 8396. psi
应力计算结果: 操作工况 垫片预紧工况
实际值 许用值 实际值 许用值
颈部纵向 26344. 30000. 26373. 30000. psi
径向法兰 1468. 20000. 1470. 20000. psi
切向法兰 13610. 20000. 13624. 20000. psi
最大平均值 19977. 20000. 19999. 20000. psi
螺栓 20273. 25000. 8396. 25000. psi
所需最小法兰厚度 + 腐蚀裕量 3.301 in.
由于输入配对法兰载荷，无法计算最大允许工作压力。
预估法兰成型重量 386.8 lb.
预估锻件未成型重量 520.2 lb.
预紧工况下APP. S 法兰刚度系数 1.371
操作工况下APP. S 法兰刚度系数 1.390
最低设计金属温度计算结果:
最小. 依据曲线UCS-66无需冲击的金属温度UCS-66 21 F
最小. 所需厚度下金属温度。 (根据 UCS 66.1) 21 F
最小. 根据UG-20(f)无需冲击的金属温度 -20 F
ICAS PVElite 工程软件
al - 壳体分析示例
PVElite 许可证:
文件名称 : VESEXMPL -------------------------------------- 66页
容器结算结果概要 项目: 1 2002年12月16日下午2:38
壳体/封头概要, Div 1:
MAPNC MAWP Tr-int Tr-ext EMAWP
描述 psig psig in. in. psig
--------------------------------------------------------------------
EX1CHCYL 364.807 273.019 0.399 0.231 166.170
EX1CHCYL 454.545 362.860 0.503 0.406 63.313
EX1CVCYL 418.719 334.317 0.535 0.236 217.018
EX1CVCHEA 467.909 381.431 0.532 0.258 172.341
EX1HEEXT 467.909 381.431 0.532 0.258 172.341
--------------------------------------------------------------------
最小 最大允许工作压力 364.807 273.019 63.313
注: 包括腐蚀裕量在内的所需厚度报告。
壳体/封头总重 ( 新冷态 ) 7831.5 lb.
壳体/封头总重 ( 腐蚀工况 ) 6281.2 lb.
壳体/封头总容积 ( 新冷态 ) 467943.1 in.**3
壳体/封头总容积 ( 腐蚀工况 ) 473145.6 in.**3
接管概要:
MAWP FLG MAWP EXT P UG-45 WLD PATH
描述 psig psig 校核 校核 校核
----------------------------------------------------------------------------
EX1NOZAB 247.914 272.500 -- 通过 通过 90°
EX1NOZAC 374.121 707.500 -- 通过 通过 90°
EX1NOZAD 383.184 707.500 -- 通过 通过 90°
----------------------------------------------------------------------------
最小 最大允许工作压力 247.914 272.500
ASME 浮头计算概要: 浮头
所需厚度: 浮头 法兰 勾圈
管程内压 0.4042 5.6858 3.3722 in.
壳程外压 0.8217 7.5308 0.0000 in.
管程垫片预紧载荷 2.6521 3.3034 in.
壳程垫片预紧载荷 2.6521 0.0000 in.
最大 + 腐蚀裕量 1.0717 7.7808 3.6222 in.
给定实际厚度 1.1250 7.7500 4.2500 in.
球形封头最大允许工作压力计算结果 :
新冷态最大许用工作压力 ( 内压 ) 600.000 psig
最大允许工作压力 腐蚀工况 ( 内压 ) 465.374 psig
球形封头最大允许工作外压 296.491 psig
注: 最大允许工作压力计算不适用于法兰/勾圈！
法兰计算结果概要 :EX1CHLF1
法兰形式: 整体带颈 分析选项: 局部, 厚度
设计压力 Peq: 200.00 psig
法兰直径 内径: 46.250 外径: 51.250 in.
垫片直径 内径: 46.750 外径: 47.750 in.
垫片系数 m: 3.760 y: 7600.000 psi
法兰螺栓中心圆直径49,625 in.螺栓个数92个，螺栓尺寸 0.750 in.
最小. 根据TEMA + CA 所需法兰厚度 2.958 in.
操作工况 预紧工况
最大允许工作压力 236.604 200.084
刚度系数 1.228 1.431
注: 法兰内压计算通过.
法兰最低设计金属温度 -20.00 F
成型法兰重量 349.775 lb.
法兰未成型重量为 483.103 lb.
法兰计算结果概要 :EX1CHLF2
法兰形式: 整体法兰颈部 分析选项: 局部, 厚度
设计压力 Peq: 200.00 psig
法兰直径 内径: 46.250 外径: 51.250 in.
垫片直径 内径: 46.750 外径: 47.750 in.
垫片系数 m: 3.760 y: 7600.000 psi
法兰螺栓中心圆直径49,625 in.螺栓个数92个，螺栓尺寸 0.750 in.
最小.根据TEMA + CA 所需法兰厚度 3.301 in.
操作工况 预紧工况
刚度指数 1.390 1.371
法兰最低设计金属温度 -20.00 F
成型法兰重量 386.837 lb.
未成型法兰重量 520.165 lb.
法兰计算结果概要 : EX1SHFLF1
法兰形式: 整体带颈 分析选项: 局部, 厚度
设计压力 Peq: 200.00 psig
法兰直径 内径: 46.250 外径: 51.250 in.
垫片直径 内径: 46.750 外径: 47.750 in.
垫片系数 m: 3.760 y: 7600.000 psi
法兰螺栓中心圆直径49,625 in.螺栓个数92个，螺栓尺寸 0.750 in.
最小.根据TEMA + CA 所需法兰厚度 3.300 in.
操作工况 预紧工况
刚度指数 1.390 1.371
法兰最低设计金属温度 -20.00 F
成型法兰重量 386.817 lb.
未成型法兰重量 520.145 lb.
法兰计算结果概要 : EX1SHFLF2
法兰形式: 整体带颈 分析选项: 局部, 厚度
设计压力 Peq: 275.00 psig
法兰直径 内径: 46.250 外径: 55.500 in.
垫片直径 内径: 51.625 外径: 52.625 in.
垫片系数 m: 3.760 y: 7600.000 psi
法兰螺栓中心圆直径53.875 in.螺栓个数92个，螺栓尺寸 0.750 in.
最小. 根据TEMA + CA 所需法兰厚度 4.502 in.
操作工况 预紧工况
最大允许工作压力 275.013 1264.783
刚度指数 1.068 0.320
注: 法兰内压计算通过.
法兰最低设计金属温度 36.89 F
成型法兰重量 980.931 lb.
未成型法兰重量 1255.653 lb.
法兰计算结果概要 : EX1CVFL2
法兰形式: 整体带颈 分析选项: 局部, 厚度
设计压力 Peq: 275.00 psig
法兰直径 id: 50.250 外径: 55.500 in.
垫片直径 内径: 51.625 外径: 52.625 in.
垫片系数 m: 3.760 y: 7600.000 psi
法兰螺栓中心圆直径53.875 in.螺栓个数92个，螺栓尺寸 0.750 in.
最小 根据TEMA + CA 所需法兰厚度 3.206 in.
操作工况 预紧工况
最大允许工作压力 275.033 587.714
刚度指数 1.331 0.845
注: 法兰内压计算通过.
法兰最低设计金属温度 -20.00 F
成型法兰重量 435.848 lb.
未成型法兰重量 580.672 lb.
法兰计算结果概要 : EX1CHCV
法兰形式: TEMA 管程盖板 分析选项: 局部, 厚度
设计压力 Peq: 200.00 psig
法兰直径 内径: 0.000 外径: 51.250 in.
垫片直径 内径: 47.375 外径: 48.375 in.
垫片系数 m: 3.760 y: 7600.000 psi
法兰螺栓中心圆直径49,625 in.螺栓个数92个，螺栓尺寸 0.750 in.
最小. 根据TEMA + CA 所需法兰厚度 4.118 in.
最小. 根据TEMA + CA 所需法兰厚度 2.753 in.
TEMA盖板 挠度 实际值: 0.0300 in。 许用值: 0.0300 in。
警告: TEMA 实际挠度 > 许用挠度 !
操作工况 预紧工况
MAWP 199.999 1279.802
警告: 法兰内压计算未通过!
法兰最低设计金属温度为 -55.00 F
法兰成型重量为2403.840 lb.
法兰未成型重量为2403.840 lb.
最小MAWP 和整体重量结果 :
EX1CHCYL最小 MAWP (未腐蚀工况)为364.81 psig .
EX1CHLF2最小 MAWP (腐蚀工况) 为 0.00 psig .
总重（未发生腐蚀）为13595.08 lb。.
总重（腐蚀情况下）为 11225.28 lb。 .
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