俄羅斯聯邦國家標準 ГОСТ Р 52857.1～12—2007壓力容器強度計算新規范簡介

欒春遠

(齊魯石化公司，山東淄博 255400)

0 引言

ГОСТ Р 52857.1 ～12—2007 是俄羅斯聯邦最新頒發的容器及設備強度計算的規范和方法的第一個綜合性國家標準。該標準由化工機械制造科學研究設計院(НИИХИММАШ)和全俄石油機械制造科學研究設計院股份公司等4個單位編制，由ТК260化工與石油天然氣加工裝備標準化技術委員會提出，經聯邦主管局2007年10月27日標準第503號文件批準并生效，實施日期:2008年4月1日。

1 標準內容［1］

ГОСТ Р 52857.1，一 般 要 求; ГОСТ Р 52857.2，圓筒、錐殼、凸形封頭和平蓋的計算，新增無折邊球形封頭和帶徑向加強筋的圓形平蓋;ГОСТ Р 52857.3，在內壓或外壓作用下殼體和封頭的開孔補強，接管上外載荷作用下圓筒和球形封頭的強度計算;ГОСТ Р 52857.4，法蘭聯接的強度和密封計算，給出 9 項附錄;ГОСТ Р 52857.5，支承載荷作用下殼體和封頭的計算，其中鞍式支座支承的臥式容器計算，完全不同于中國標準 JB 4731—2005，以及多個國家采用的L.P.Zick方法;ГОСТ Р 52857.6，低循環疲勞強度計算，這是集鋼鋁銅鈦于一體的新標準;ГОСТ Р 52857.7，換熱設備，給出管殼式換熱器及空冷器管板等元件強度計算和 9項附錄;ГОСТ Р 52857.8，夾套容器;ГОСТ Р 52857.9，內壓和接管上外載荷作用下接管與圓筒和球形封頭相貫處的應力計算;ГОСТ Р 528 57.10，接觸濕硫化氫介質的容器及設備;ГОСТ Р 52857.11，考慮焊接接頭錯邊、棱角及不圓度的殼體和凸形封頭強度計算的方法，并給出低循環疲勞強度條件;ГОСТ Р 52857.12，對計算機完成強度計算的樣式要求。

2 雙標準制

前蘇聯時期，標準文件有ГОСТ(國家標準)，ОСТ(行業標準)，РД(指導性文件)，РТМ(技術指導性資料)。1991年蘇聯解體后，只要上述4種級別的標準文件繼續生效，則全部轉為俄羅斯聯邦的標準文件。俄羅斯聯邦國家標準有ГОСТ Р，ГОСТ 兩種。

新標準生效后，在標準正文中沒有廢除本標準參照的以前生效的32項標準文件的規定。根據聯邦主管局的官方信息網，老標準仍然生效。這就是目前在俄羅斯采用雙標準制的根據，因此，文獻［3］中所載的俄羅斯聯邦標準文件繼續有效。

3 該規范有11個獨具優勢的計算方法

除塔設備［3］外，新標準幾乎涵蓋了壓力容器設計領域的所有問題，內容新穎，計算方法先進，在設計中可參照使用。

3.1 允許沖壓成形的橢圓形封頭工藝加工減薄量的存在

20世紀80年代，НИИХИММАШ 完成的理論和試驗研究成果已經確定，沖壓成形的橢圓形封頭在折邊區域的減薄量不超過中央區域厚度的15%，對整個封頭的極限壓力值沒有影響。并將這一成果載入 ГОСТ 14249—89(2005)的 1.7.2條［3］和 ГОСТ Р 52857.1—2007 的12.4 條中。內壓橢圓形封頭計算時，確定許用內壓力的計算公式是基本公式:

式中 R——封頭頂部曲率半徑

橢圓形封頭的強度是根據封頭中央區域的名義厚度減總附加量確定的。因此，ГОСТ 14249規定:如果封頭轉角區域的減薄量不超過中央區域計算厚度的15%，則取c3=0，這是偏保守的規定。后來幾經修改，在 ГОСТ Р 52857.1 的 12.4條中將計算壁厚改為名義壁厚，即如果封頭轉角區域減薄量不超過中央區域名義厚度的15%，不考慮c3。另外鋼板或管子的負偏差同樣取決于名義厚度，而不是計算厚度，采用名義厚度簡便，保守程度也偏小。按我國封頭標準關于厚度減薄量的規定，均不超過名義厚度的15%。因此，可以認定，中國所有沖壓成形的橢圓形封頭均可不考慮c3。這樣，每年將能節省大量鋼材。

3.2 外壓圓筒計算

俄羅斯聯邦不采用外壓算圖法，因為有能力用解析式解決非彈性失穩這一相當復雜的問題。GB 150采用ASME以正切彈性模量Et為依據的拉伸線解決非彈性失穩的計算問題。在ГОСТ Р 52857.2中給出1個許用外壓力的計算公式(公式的由來見文獻［3］)，能解決GB 150需采用3個不同的許用外壓力公式對4種外壓圓筒的計算問題。GB 150不能給出外壓圓筒的計算壁厚，該標準給出外壓圓筒的計算壁厚sp和許用外壓力的公式，更方便計算機求解:

3.3 錐殼計算

光滑錐殼是不能單獨存在的，其大小端與圓筒或管子連接，組成了過渡段，過渡段就有計算長度，計算壁厚。ГОСТ Р 52857.2的“8 錐殼”是專門的計算方法:計算α1≤70°無折邊或帶折邊過渡段的殼體連接;α1≥70°的錐形封頭。均超出了GB 150的規定。

3.4 開孔補強

ГОСТ Р 52857.3 能計算附錄中所有結構型式的開孔補強。

(1)開孔率:圓筒、錐殼 d/D≤1.0;凸形封頭d/D≤0.6，開孔率最大。給出的開孔計算直徑匯總見表1。

表1

(2)在計算壁厚(s－c=sp為計算壁厚)的條件下，不要補強的開孔計算直徑按下式確定:

(3)在容器的名義壁厚(s－c＞sp)條件下，不要求額外補強的單個開孔計算直徑為:

若開孔計算直徑dp≤d0，則后續的補強計算不必進行。

(4)當接管與圓筒或球形封頭正交，且接管上作用有軸向力和彎矩時，能給出靜載條件下許用軸向力和許用彎矩的計算公式，能給出單獨載荷下的強度校核條件，或聯合載荷下的強度校核條件，這就是開孔補強在這種條件下的擴展計算，這是新增內容。GB 150不能解決。

3.5 法蘭

ГОСТ Р 52857.4 主要特點如下:

(1)考慮的載荷有:螺栓(螺柱)預緊力;內壓力或外壓力;外部的軸向力;外部的彎矩;法蘭聯接元件的溫度變形限制引起的載荷，比GB 150中“法蘭”一章規定的載荷要多。

(2)法蘭聯接元件(螺柱和法蘭)低循環疲勞強度計算與校核，將極大地提高和完善法蘭的計算功能，并為ANSYS求解，或因設置接觸單元，或因不收斂，或因尚須驗證而困惑的分析人員提供強有力的手算工具，HDPE產品出料罐的設備法蘭就是在計算的壓力循環次數為2.21×106的條件下按本標準手算通過的。這也是GB 150中“法蘭”一章的空白項。

(3)法蘭轉角的校核，也是GB 150中“法蘭”一章的空白項。本標準給出工作條件下對焊法蘭、平焊法蘭和活套法蘭肩環轉角計算方法及校核條件，并給出相應的許用轉角值。

(4)從螺栓(螺柱)計算載荷→螺栓的計算應力→作用到法蘭上的計算彎矩→法蘭的計算應力→法蘭的靜強度條件→低循環疲勞強度計算與校核，均以預緊和工作條件下兩條主線，并列地進行計算和校核，這一過程互不取代，且都要保證法蘭聯接所有元件的強度和密封。

(5)力學分析給出預緊條件下和工作條件下的法蘭的計算應力有:

1)兩個條件下對焊法蘭錐頸大端S1截面和小端S0截面的經向彎曲應力;

2)兩個條件下帶直頸對焊法蘭、平焊法蘭圓筒和活套法蘭肩環圓筒在S1截面和S0截面的經向彎曲應力;

3)兩個條件下對焊法蘭盤、平焊法蘭和活套法蘭肩環中的徑向應力和周向應力;

4)兩個條件下活套法蘭環中的周向應力;

5)工作條件下對焊法蘭錐頸大端S1截面和小端S0截面的經向薄膜應力;

6)工作條件下帶直頸對焊法蘭、平焊法蘭圓筒和活套法蘭肩環圓筒在S0截面中的經向薄膜應力;

7)工作條件下對焊法蘭、平焊法蘭圓筒和活套法蘭肩環圓筒在S0截面壓力產生的周向薄膜應力。給出的法蘭計算應力詳盡、作用位置準確。

(6)法蘭的靜強度校核

若考慮溫度變形限制產生的載荷時，工作條件下乘以許用應力系數KT=1.3。

1)對焊法蘭錐頸大端S1截面，預緊條件下經向彎曲應力與徑向應力或周向應力的組合應力校核取1.5［σ］，工作條件下若考慮溫度變形限制，經向彎曲應力與經向薄膜應力，徑向應力或周向應力的組合應力校核取 1.3×1.5［σ］=1.95［σ］;

2)對焊法蘭錐頸小端S0截面，預緊條件下經向彎曲應力取3［σ］，工作條件下經向彎曲應力與經向薄膜應力，或周向薄膜應力的組合應力校核取1.3 ×3［σ］=3.9［σ］;

3)帶直頸對焊法蘭，平焊法蘭圓筒和活套法蘭肩環圓筒在S0截面預緊條件下經向彎曲應力與徑向應力或周向應力組合應力校核，取1.5［σ］。工作條件下經向彎曲應力與經向薄膜應力，或徑向應力，或周向應力組合應力校核取1.3 ×1.5［σ］=1.95［σ］;

4)所有型式的法蘭，在S0截面，經向薄膜應力或周向薄膜應力的校核均取1.0［σ］;

5)對焊法蘭盤、平焊法蘭和活套法蘭肩環，預緊條件下徑向應力或周向應力取1.0［σ］，工作條件下取1.3［σ］;

6)對活套法蘭環，預緊條件下取1.0［σ］к，工作條件下取1.3［σ］к。

(7)法蘭計算時，至少要計算螺栓(柱)變形度Уб，法蘭的角變形度，法蘭聯接的剛度γ，法蘭聯接的剛度系數α等。

(8)螺栓的靜強度條件、預緊條件下或工作條件下，均不能采用螺栓許用應力，因為它是名義許用應力，所使用的螺栓(螺柱)的許用應力按附錄Г計算，其值已經增大了。

3.6 低循環疲勞強度計算

ГОСТ Р 52857.6 主要特點如下:

(1)可對載荷循環次數≤1×106低周疲勞的有限循環，載荷循環次數≥1×106高周疲勞的有限循環，或無限循環進行疲勞強度計算。

(2)本標準給出許用應力幅和許用循環次數的兩個解析式為:

公式由來見文獻［3］，根據設計的載荷循環次數能計算許用應力幅，根據有關標準計算得到的應力幅能計算許用循環次數。而ASME－Ⅷ－2不能計算，當載荷循環次數大于106時，查圖也沒有數據了。

(3)給出包括碳素鋼、低合金鋼、奧氏體鋼、Rm≥700 MPa緊固件鋼、鋁合金、銅合金、鈦合金共8張計算疲勞曲線圖。

3.7 管板

ГОСТ Р 52857.7 有以下主要特點:

(1)本標準沒有GB 151中圖19～31那樣復雜的曲線族圖，基本上都是解析式。

(2)對于延長兼作法蘭的固定式管板，不計算螺栓載荷，不計算法蘭力矩，也不計算和校核殼體法蘭應力，減少了計算鏈的長度。

(3)沒有GB 151設定的危險組合的設計工況。計算當量壓力時，同時考慮了溫差、管殼程計算壓力。在管殼程計算壓力部分，均包含了壓力對管板的影響系數、壓力對管子縱向變形的影響系數、管板不布管邊緣的相對特性、管子剛度與殼體剛度的當量比、管－殼系統的剛度變化系數等，管板與殼程圓筒連接處均給出相應的應力集中系數值。

(4)對于固定管板式換熱器，考慮了疲勞問題，若設計文件沒有專門規定的載荷循環次數，本標準強制規定循環次數為N=2000，這是GB 151的空白項。

(5)本標準附錄Д給出在蠕變條件下操作的換熱器的元件用的計算疲勞曲線圖。

(6)力學分析給出的計算應力有:

1)與殼體連接處管板中的彎曲應力和剪切應力;

2)管板布管區中的彎曲應力和剪切應力;

3)與管板連接處殼體中經向薄膜應力、經向彎曲應力、周向薄膜應力和周向彎曲應力;

4)換熱管中的軸向薄膜應力、軸向總應力和周向薄膜應力。

(7)本標準規定靜強度校核有:

1)與殼體連接處管板和布管區管板的剪切應力，max{τP1;τP2}≤0.8［σ］P;

2)與管板連接處殼體的經向薄膜應力，σMx≤1.3［σ］к;

3)管子的軸向薄膜應力和周向薄膜應力，max{σ1T;σ2T}≤［σ］T。

(8)本標準規定參與低循環疲勞強度校核的應力有:

1)與殼體連接處的管板彎曲應力和布管區管板的彎曲應力;

2)與管板連接處的殼體經向薄膜應力、經向彎曲應力、周向薄膜應力、周向彎曲應力;

3)換熱管的軸向總應力。

本標準規定參與低循環疲勞強度校核的應力恰是GB 151靜強度校核的應力，如，換熱器的循環次數按2000次計，查低合金鋼的計算疲勞曲線，在450℃下許用應力幅為450 MPa，在同樣溫度下，用作管板材料的 3.0［σ］小于 450 MPa，如管板的彎曲應力為 900 MPa，顯然，遠大于3.0［σ］，按 GB 151 校核通不過，但900 MPa的彎曲應力的1/2為450 MPa，這是按本標準計算得到的應力幅，與許用應力幅450 MPa進行疲勞強度校核，就能通過。

3.8 夾套容器

ГОСТ Р 52857.8 有下列主要特點:

(1)能計算靜載下夾套中許用壓力并校核，還能進行循環載荷下應力范圍的校核，標準中給出U形、圓筒形、蜂窩形和半圓管形夾套容器的應力范圍計算式，及該式中的膨脹變形差和查表得到應力集中系數，然后與許用應力范圍進行疲勞強度評定。

(2)對U形、圓筒形夾套容器，能進行自重載荷產生的軸向力校核，或與壓力載荷聯合作用下的承載能力校核。

筆者對某單位曾設計的1臺反應釜進行了驗算，計算的許用壓力［p2］=0.48 MPa ＜0.6 MPa，校核通不過;將封口錐厚度由8 mm增加到10 mm，校核通過。這是沒有計算夾套的許用應力，也不知道需要計算產生的結果，可能有普通性，應引起關注。

3.9 接管與圓筒和球形封頭相貫處最大應力的計算

首先分析JB 4732附錄J，有以下質疑:(1)在什么場合下應用附錄J，沒有說明;(2)開孔率在同一應力集中系數的兩個表之間，如d/D=0.25或d/D=0.75不能計算;(3)λ超過了所有表的橫坐標的最大值，不能計算;如圖1分餾塔頂油氣分離器，開孔率0.75，按開孔率ρ0=0.8，λ =0.8(2400/16)0.5=9.8，不能計算，取 λ =8，8=0.8(2400/δe)0.5，得 δe=24，這樣，壁厚增大，附錄J就不占優勢。該臺編號為V2203在咸陽長慶石化公司在用(筆者曾于2007年4月隨某安評單位去該廠進行新裝置竣工驗收安全評價);(4)計算應力等于圓筒的周向應力乘以按圖查取的應力集中系數，給不出相貫區不另計入應力集中系數的計算最大應力的解析式。ГОСТ Р 52857.9是為ГОСТ Р 52857.3 靜載下的開孔補強在交變載荷工況下操作且由于塑性變形的積累可能破壞，或由于在設備中發生金屬的腐蝕疲勞降低了材料的塑性性能情況下，導致不能應用極限載荷法計算時，給出的補充計算。РД 26 －16 －88［3］也是作為ГОСТ Р 52857.3 在上述情況下的補充計算。這兩個標準均不能區分計算的最大應力是在容器的內表面上還是外表面上，但最大應力是在相貫區中，鑒于接管與容器殼體相貫處應力計算的復雜性，俄羅斯的力學家的分析結果已屬世界的領先水平。對于接管與圓筒正交時，除內壓外，還有接管上的軸向力，或有兩個方向的彎矩作用下，均能給出有補強圈或無補強圈時相應載荷下的計算最大應力的解析式，能進行聯合載荷下的靜強度條件評定，也能進行疲勞強度計算。對于球形封頭上的正交接管，在內壓、接管上的軸向力和彎矩作用下，給出相應的最大應力的計算式，而附錄J不能計算。

圖1

對上述的V2203開孔補強計算［3］，得s=16，s1=14滿足要求。按本標準給出正交接管與圓筒相貫處在內壓下的最大應力的解析式(Dc，dc為平均直徑，sэ=s，p=0.33)，最大應力為:

3.10 接觸強腐蝕性的硫化氫介質的壓力容器

ГОСТ Р 52857.10 處理對策是，限制與強腐蝕性的硫化氫介質接觸的拉伸應力(總體或局部的薄膜應力和彎曲應力)。中國則專一使用Q345R(HIC)鋼。

(1)抗硫化氫腐蝕的專用鋼 20ЮЧ(20AlCe)、20КА(高級優質 20g)和 09ГСНБЦ(09MnSiNiNbZn)。前兩個是低碳鋼，后者是低合金鋼。如20ЮЧ，供應值 S=0.004，Mn=0.5 ～0.8，20R達不到這樣的指標。

(2)對于pH2S≥1.0 MPa劃分為Ⅰ組的容器及設備，按nT=2，nB=3，計算在硫化氫介質條件下的使用的許用應力。

3.11 考慮焊接接頭錯邊、棱角及不圓度的殼體和凸形封頭強度計算

ГОСТ Р 52857.11 對圓筒、錐殼縱、環焊縫對口錯邊，環焊縫棱角，由圓筒縱向凹陷或縱焊縫的棱角，圓筒上的圓形凹坑，凸形封頭上圓形凹坑引起的局部不圓度，以及圓筒的總體不圓度等制造產生的缺陷情況下，給出強度計算和疲勞強度計算的方法，是有實用價值的標準，對中國《在用壓力容器定期檢驗規則》中有關錯邊量和棱角度的定級提供了定量計算的依據。

筆者與俄羅斯聯邦標準編制單位進行了交流，收到新標準頒發后的第1次勘誤表，筆者配置了25個計算例題，全部使用GB 150的鋼號和許用應力，采用新規范的計算方法［4］，計算結果偏于保守，因為GB 150的許用應力比俄羅斯的同鋼號的許用應力低。

4 結語

(1)對于沖壓成形的橢圓形封頭，可不考慮c3。從所需補強面積中減去計算壁厚條件下，不需要補強的開孔計算直徑d0p所占面積d0p×sp(sp為計算壁厚)，這兩項技術能節約大量鋼材。

(2)靜載荷下的開孔補強，在循環載荷下操作，須按 ГОСТ Р 52857.9 或 РД 26 －16 －88［3］進行補充計算，且要通過。

(3)若法蘭、固定式管板、夾套容器和考慮焊接接頭錯邊、棱角及不圓度的殼體和凸形封頭在循環載荷下操作，則應按 ГОСТ Р 52857.4，ГОСТ Р 52857.7，ГОСТ Р 52857.8 和 ГОСТ Р 52857.11給出相應的，難以在國外標準中找到的應力幅的計算式，并和 ГОСТ Р 52857.6 聯合使用，進行疲勞強度計算。

［1］ГОСТ Р 52857.1 ～ ГОСТ Р 52857.12—2007［S］.

［2］GB 150，鋼制壓力容器［S］.

［3］欒春遠.壓力容器ANSYS分析與強度計算［M］.北京:中國水利水電出版社，2008.

［4］壓力容器 ANSYS分析與強度計算新規范(待出版).