GB150-1998 《钢制压力容器》

GB150-1998《钢制压力容器》

一．范围、引用标准、总论

１．标准的适用范围（1.1～1.2节）

适用的压力范围
设计压力P：0.1～35 MPa
真空度：≥0.02 MPa
适用的温度范围：钢材允许的使用温　度。

2.不适用范围（1.3节）

3.对超出标准范围的容器的处理办法（1.4节）

--包括有限元法在内的应力分析；
--验证性实验分析（如实验应力分析、验证性液压试验）；
--用可比的已投入使用的结构进行对比经验设计。
引用标准；

5.总论：

（1）容器管辖范围：（3.3.1节～3.3.4节）
（2）定义：（3.4节）
1)压力
除注明者外，压力均为表压力。
工作压力P_w
设计压力P_d
计算压力P_c
最大允许工作压力[P_w]
安全阀的开启压力P_z
爆破片的标定爆破压力P_b

2)温度
金属温度；工作温度；最高、最低工作温度；设计温度；试验温度
（3）载荷：经常性载荷；选择性载荷；（3.5.4节）
（4）厚度：厚度的定义：计算厚度；设计厚度；名义厚度；有效厚度等；（3.4.8节）

厚度负偏差C₁
腐蚀裕量C₂
C₂=N_fхdC₂；　　 Nf—设计寿命。单位：年； dC2—腐蚀速率。单位：毫米/年
腐蚀裕量考虑的原则：
１）与工作介质接触的筒体、封头、接管、人（手）孔及内部构件等，均应考虑腐蚀裕量。
２）下列情况一般不考虑腐蚀裕量：

a、介质对不锈钢无腐蚀作用时（不锈钢、不锈复合钢板或有不锈钢堆焊层的元件）；
b、可经常更换的非受压元件；
c、有可靠的耐腐蚀衬里；
d、法兰的密封表面；
e、管壳式换热器的换热管；
f、管壳式换热器的拉杆、定距管、折流板和支持板等非受压元件；
g、用涂漆可以有效防止环境腐蚀的容器外表面及其外部构件（如支座、支腿、底板及托架等，但不包括裙座）。

3）腐蚀裕量一般应根据钢材在介质中的腐蚀速率和容器的设计寿命确定。对有使用经验者，可以按经验选取。
4）容器的设计寿命除有特殊要求外，塔、反应器等主要容器一般不应少于15年，一般容器、换热器等不少于8年。
腐蚀裕量的选取：
1)容器筒体、封头的腐蚀裕量
a、介质为压缩空气、水蒸汽或水的碳素钢或低合金钢制的容器，其腐蚀裕量不得小于1.0mm。
b、除a以外的其他情况可按下表确定筒体、封头的腐蚀裕量。

≥3

≥2

≥1

腐蚀裕量（ｍｍ）

＞0.25

0.13-0.25

0.05-0.13

＜０.05

腐蚀速率（ｍｍ／年）

重腐蚀

腐蚀

轻微腐蚀

不腐蚀

　腐蚀程度

筒体、封头的腐蚀裕量

最大腐蚀裕量不应大于6mm，否则应采取防腐措施。

2)容器接管（包括人、手孔）的腐蚀裕量，一般情况下应取壳体的腐蚀裕量。

3）筒体内侧受力焊缝应取与筒体相同的腐蚀裕量。
4）容器各部分的介质腐蚀速率不同时，则可取不同腐蚀裕量。
5）两侧同时与介质接触的元件，应根据两侧不同的操作介质选取不同的腐蚀裕量，两者叠加作为总的腐蚀裕量。
6）容器地脚螺栓的腐蚀裕量可取3mm。

（5）最小厚度；（3.5.6节）
1）.对碳钢和低合金钢制容器,不小于3mm；
2）.对高合金钢容器,不小于2mm；
3）.碳素钢和低合金钢制塔式容器的最小厚度为2/1000的塔器内直径,且不小于4mm;对不锈钢制塔式容器的最小厚度不小于3mm；
4）.管壳式换热器壳体的最小厚度应符合GB151《管壳式换热器》的相应规定。

5)复合钢板复层的最小厚度
a.为保证工作介质干净（不被铁离子污染）而采用的复合钢板，其复层厚度不应小于2mm；
b.为了防止工作介质的腐蚀而采用的复合钢板，其复层厚度不应小于3mm；
不锈钢堆焊层在加工后的最小厚度为3mm。
6)对有防腐蚀衬里的碳钢或低合金钢制容器，其钢壳的最小厚度为5mm。

（6）焊接接头系数：（3.7节）
焊接接头系数φ=焊缝区材料强度/本体材料强度≤1
焊接接头系数大小与以下主要因素有关：
a. 焊接接头的结构形式
b. 焊接接头无损检测的长度比例
（7）压力试验：液压试验、气压试验（3.8节）；
压力试验
a.液压试验

碳素钢、16MnR和正火15MnVR钢制容器液压试验时，液体温度不得低于5℃；其他低合金钢制容器，液压试验时液体温度不得低于15℃。
试验压力P_T
内压容器液压试验 P_T =1.25P

外压容器和真空容器按内压容器进行试验,液压试验压力P_T P_T=1.25p
b.气压试验
碳素钢和低合金钢制压力容器的试验用气体温度不得低于15℃；其他材料制压力容器，其试验用气体温度应符合设计图样规定。

气压试验 P_T =1.15P

外压容器及真空容器气压试验压力P_T

P_T =1.15p

(3)夹套容器

对于带夹套的容器，应在图样上分别注明内筒和夹套的试验压力。

对立式容器卧置进行液压试验时，试验压力应为立置时的试验压力加液柱静压力。

液压试验时，圆筒的薄膜应力校核式

σ_T= ≤ 0.9σ_sφ(σ_0.2)

气压试验时圆筒的薄膜应力校核式

σ_T=

≤0.8σsφ(σ_0.2)

（8）致密性试验

致密性试验有气密性试验或煤油渗漏试验。

气密性试验压力一般取 P_T=1.0P (空气或氮气)
对于壳程压力低于管程压力的列管式换热器，如果不能采用提高壳程试验压力等于管程试验压力的方法，来检查管子与管板连接的严密性时，则壳程、管程按各自要求试验压力试压。然后壳程再以1.05倍壳程设计压力的含氨体积约1%的压缩空气或低压纯氨渗透试验。

煤油渗漏试验
将焊缝能够检查的一面清理干净，涂以白粉浆，晾干后在焊缝另一面涂以煤油，使表面得到足够的浸润，经半小时后白粉上没有油渍为合格.
（9）现场组装大型容器的耐压试验：（3.9节）
对不能按3.8的规定作出压力试验的容器,设计单位应提出确保容器安全运行的措施,经设计单位技术负责人批准,并在图样上注明.

二．内压园筒和内压球壳：
☆失效准则
容器从承载到载荷的不断加大最后破坏经历弹性变形、塑性变形、爆破；因此容器强度失效准则的三种观点：
弹性失效
弹性失效准则认为壳体内壁产生屈服即达到材料屈服限时该壳体即失效，将应力限制在弹性范围，按照强度理论把筒体限制在弹性变形阶段。认为圆筒内壁面出现屈服时即为承载的最大极限。

塑性失效
它将容器的应力限制在塑性范围，认为圆筒内壁面出现屈服而外层金属仍处于弹性状态时，并不会导致容器发生破坏，只有当容器内外壁面全屈服时才为承载的最大极限。
爆破失效
它认为容器由韧性钢材制成，有明显的应变硬化现象，即便是容器整体屈服后仍有一定承载潜力，只有达到爆破时才是容器承载的最大极限

☆弹性实效准则下的四个强度理论
第一强度理论（最大主应力理论）

认为材料的三个主应力中只要最大的拉应力σ₁达到了极限应力，材料就发生破坏。强度条件：б₁ ≤[б]^t

第二强度理论（最大变形理论）

认为材料的最大的应变达到了极限状态，材料就发生破坏。

强度条件： ε_max≤[ε]

第三强度理论（最大剪应力理论）

材料的最大剪应力τ_max达到了极限应力，材料就发生破坏。

强度条件：τ_max =（σ₁-σ₃） ≤ [σ] ^t

第四强度理论（剪切变形能理论）

材料变形时，即内部变形能量达到材料的极限值时，材料破坏。

强度条件：

σ_e=√ [(σ₁-σ₂)²+(σ₂-σ₃)²+(σ₃-σ₁)²]

≤[σ] ^t

（1）内压园筒：（5.2节）

薄壁圆筒容器在工程中采用无力矩理论来进行应力计算，在内压P作用下，筒壁承受轴向应力和切向应力（薄膜应力）作用。由于壳体壁厚较薄，且不考虑壳体与其它连接处的局部应力，忽略了弯曲应力，这种应力称为薄膜应力。

轴向应力 σ_z=

切向应力 σt=

按第一强度理论条件得

σ₁=σ_t=

≤[σ]^t

≤[σ]^tφ

≤[σ]tφ

由上式计算厚度:δ=

上式适用于设计压力P≤0.4[σ]^tφ的范围。

(2)内压球壳

球形容器在均匀内压作用下，球形壳体轴向应力和切向应力相等。即

σ^t=σ_z=σ_t ==

上述公式中，如将D=D_i+δ代入并考虑了焊接接头系数φ，如采用第一强度理论时，即得出

≤[σ]^tφ

所以可求出计算厚度

δ=

mm;

（3）、设计参数的确定

设计压力

P≤0.6[σ]tφ

容器设计时，必须考虑在工作情况下可能达到的工作压力和对应的工作温度两者组合中的各种工况，并以最苛刻工况下的工作压力来确定设计压力。
对内压容器:
无安全泄放装置时:P_d=(1.0~1.1)P_W；
装有安全阀时:不低于(等于或稍大于)安全阀开启压力(安全阀开启压力取1.05~1.10倍工作压力)
装有爆破片时:取爆破片设计爆破压力加制造范围上限；

对真空容器:

无夹套真空容器 :有安全泄放装置设计外压力取1.25倍最大内外压力差或0.1MPa两者中的小值；无安全泄放装置设计外压力取0.1Mpa；

夹套内为内压:容器(真空)设计外压力按无夹套真空容器规定选取;夹套(内压)设计内压力按内压容器规定选取；

. 外压容器 :

设计外压力取不小于在正常工作情况下可能产生的最大内外压力差

盛装液化石油气或混合液化石油气的容器 :
介质50℃饱和蒸汽压力低于异丁烷50℃的饱和蒸汽压力时(如丁烷、丁烯、丁二烯) :

设计压力取0.79MPa

. 介质50℃饱和蒸汽压力高于异丁烷50℃的饱和蒸汽压力时(如液态丙烷)1.77Mpa

. 介质50℃饱和蒸汽压力高于丙烷50℃的饱和蒸汽压力时(如液态丙烯)2.16MPa

（4）边缘应力：
1）边缘应力的产生

当圆筒形壳与圆球形壳或椭圆形壳相连的零部件受压后，各自产生的变形是不一致的，称为变形不连续 ,

相互产生约束这时,

除内压产生的膨胀外，还会产生附加的弯曲变形。与弯曲相对应，壳壁内将产生弯矩和剪力，对薄壁壳体来说，由此产生的弯曲应力有时比薄膜应力大得多，两连接件刚度相差越大，产生的应力也将越大

在实际结构中，成以圆筒与平盖连接时的边缘应力为最大。该应力由于只发生在两连接件的边界处，所以称为边缘效应力或称为不连续应力。

2) 边缘应力的特点：
由边缘力和边缘力矩引起的边缘力具有以下两个特点：
局限性
自限性
3）设计中对边缘应力的考虑：
由于边缘应力具有局限性，设计中可以在结构上只作局部处理，例如改变连接处的结构，保证边缘焊接的质量，降低边缘区的残余应力，避免边缘区附加的局部应力集中（如应避免在边缘区开孔。）

只要是塑性材料，即使边缘区应力超过材料的屈服极限，邻近尚未屈服的弹性区能够限制塑性变形的发展，使容器仍处于安定状态（安定性理论）。故大多数塑性材料所制成的容器，如低碳钢、奥氏体不锈钢。当受静载荷时，除在结构上需作某些处理外，一般并不对边缘应力作特殊考虑。
在下列情况下应考虑边缘应力:

a)塑性较差的高强度钢制压力容器

b)低温下操作的铁素体制的重要压力容器

c)受疲劳载荷作用的压力容器

d)受核幅射作用的压力容器

这些压力容器，若不注意控制边缘应力，在边缘高应力区有可能导致脆性破坏或疲劳。因此必须正确计算边缘应力并按JB4732-95《钢制压力容器分析设计》进行设计 .
（5）压力容器的应力分析设计：
1．常规设计：压力容器设计基本上是采用传统的设计方法—“常规设计”。常规设计是基于弹性失效准则，认为容器内某一最大应力点一旦达到屈服限，进入塑性，丧失了纯弹性状态即为失效

2．分析设计：“分析设计”从设计思想上来说，就是放弃了传统的弹性失效准则，采用弹塑性或弹性失效准则，允许结构出现可控制的局部塑性区，采用这个准则，可以合理地放松对计算应力的过严限制，适当地提高了许用应力值，但又严格地保证了结构的安全性。
3．应力分类
1）一次应力P
一次应力分为
一次总体薄膜应力P_m
一次弯曲应力P_b
一次局部薄膜应力P_L
2）二次应力Q
3）峰值应力F

4．应力的限制条件
P_m≤[δ]^t P_L≤1.5[δ]^t (极限载荷设计法)
P_b+ P_L≤1.5[δ]^t ； P_m+ P_L≤1.5[δ]^t
P_b+ P_L+ Q≤3[δ]^t ； P_m+ P_L+ Q≤3[δ]^t （安定性准则）
P+Q+F≤Sa （许用应力幅）
极限载荷设计法是指：只有结构整体屈服了，才是最终达到失效的状态，即塑性失效观点。

安定性准则：安定性准则是指：结构在载荷、温度等反复变化中，不会导致塑性的连续循环，即只有在笫一次加载过程中出现一定量的塑性变形，以后循环中（反复加载）不再出现塑性，仍处于弹性循环中，即称“安定”。如果，仍出现塑性，并有塑性循环出现，称为“不安定”。（假定材料为理想的弹-塑性体 )

三.外压园筒及外压球壳：
1．概述：
承受外压的圆筒，其失效方式有二种：一是因强度不足而导致破坏，另一是因为刚度不足而引起失稳
所谓失稳，是指容器所受的外压达到某种极限时，（即：达到临界压力P_Cr时）容器突然失去原来的形状，而出现有规则的波形，在卸去外压后，仍不能恢复原来的形状。
外压圆筒失稳可分为：周向失稳和轴向失稳二种形式。

对轴向失稳，主要表现在卧式容器与直立设备，失稳时的临界压力与园筒长度无关。
对周向失稳，失稳时，如出现三个以上的波形（n≥3）谓之“短园筒”，如出现二个波形（n=2）谓之“长园筒”。
既然外压圆筒有周向失稳和强度破坏二种可能，究竟哪个在先？与圆筒的“厚”“薄”有关：
a．当为薄壁圆筒时，（δe/D_O≤0.1即D_O/δe≥10；GB150-1998改为20）总是失稳在先，所以，从设计角度，只需进行稳定性设计，而不必进行强度设计。

b．当为厚壁圆筒时，（δe/D_O≥0.1即D_O/δe≤10；GB150-1998改为20）则周向失稳和强度失效，哪个在先并无定论，所以，从设计角度，则同时考虑稳定性和强度二个方面。
c．外压球壳也是如此，但通常球壳δe/D_O≤0.1，所以，从设计角度，只需考虑其稳定性。
稳定安全系数m
为保证安全，必须使许用外压力低于临界外压力，即
[P]=P_cr/m

式中稳定安全系数m=3（圆筒体）
2．圆筒的临界压力及其计算
容器失稳时的压力称临界压力，以P_cr表示。
圆筒体临界压力的计算

长圆筒临界压力

Pcr=2.2E (

短圆筒临界压力

P_cr=2.59E

圆筒的临界长度:

2.2E(

=2.59E

得： Lcr=1.17D √D/δe

临界长度是长、短圆筒的分界线，也是计算临界压力选择公式的的依据。当实际圆筒计算长度L＞Lcr属长圆筒，若L＜Lcr则属短圆筒。

L：计算长度（GB150-1998 P.28 图6-1）
薄壁外压球壳的临界压力式：
从薄壁壳体的稳定性理论可以导得：
Pcr=1.21E（δ/R）2 从设计角度，Ri→R δe→δ 并取球壳的稳定系数 m=14.52
所以,许用外压力 [P]= Pcr/m=1.21(δe/ Ri)2/14.52=0.0833E(δe/ Ri)²

3.GB150-1998的设计方法：

1)外压园筒外压管子：（6.2.1节）

a）D₀/δe≥20的园筒和管子；是薄壁圆筒，周向失稳在先，所以只校核周向失稳。
b）D₀/δe≤20的园筒和管子；是厚壁圆筒，周向失稳与强度失效都要算，在GB150-1998 P.29 （6-4）式前一项是考虑周向失稳时，其许用外压力；后一项是考虑到压缩强度失效其许用外压力；二者取其小值。
2）外压球壳的计算：半球形封头；椭圆封头（6.2.2节）

四.封头：
1.椭圆封头的设计：（7.1.2节）

从承受内压椭圆壳体的应力分析可知,椭圆封头上各点的应力是不等的(因为各点的曲率半径不一样),它与各点的座标(X,Y)有关,并与封头长短轴之比a/b有关.

对标准椭圆封头a/b=2 , 在封头顶点:

σ_t =σ_Z =Pa/δ

在封头底边:

σ_t =-Pa/δ; σ_Z= Pa/2δ

可以这样理解:椭圆封头最大应力在封头顶部σ_t = Pa/δ其值相当于直径D=2a的球形封头应力的二倍,但从设计角度讲,要考虑到封头和筒体连接处的边缘应力,这个包括边缘应力在内的总应力为封头顶部薄膜应力的K倍.所以,椭圆封头最大总应力即为球壳的2K倍

所以δ=

为了使这部分壳体不致于失稳，对于K≤1的椭圆形封头，其有效厚度应不小于封头内直径的0.15%。K>1的椭圆形封头的有效厚度应不小于0.30%Di。

2.碟形封头的设计：（7.1.3节）
碟形封头是由三部分组成。第一部分是以半径为Ri的球面部分，第二部分是以半径为Di/2的圆形部分，第三部分是连接这两部分的过渡区，其曲率半径为r。Ri与r均以内表面为基准。

由于第一部分与第三部分是两个不同的曲面，故在交点ｂ处曲率半径有一个突然的变化，在b点处不仅由内压引起的拉应力，还有边缘力矩引起的边缘弯曲应力；在过渡区和圆筒部分交界点a处也有缘应力存在，其边缘应力的大小与Di/r有关。当r/Di之比值愈小，即曲率变化愈厉害，则边缘应力愈大。

标准规定碟形封头球面部分的半径应不大于封头的内直径。通常取Ri=（0.9或1）D_i，这样碟形封头球面部分的应力与圆筒切向应力σ^t相近。即球面部分的厚度与圆筒厚度相近，便于制造 .同时还规定碟形封头过渡区半径r不小于封头内直径的10%，这样就控制r/D_i的大小，也就控制了边缘应力大小。为了计算方便以球顶部分应力为基础，乘以折边部分的形状系数M，得出碟形封头的强度计算公式。

σ=MPR/2δ

考虑焊接接头系数φ，并用R=Ri+δ代入上式，简化后得:

δ=

3.球冠形封头的设计：（7.1 .4节）

由于无过渡区，在连接边缘有较大边缘应力，要求封头与筒体联接处采用全焊头结构，计算公式以圆筒公式为基础，计入球壳与筒体联接处的局部应力。

δ=

系数Q根据R_i/D_i P_c/[σ]^tφ来查取

4.锥壳：（7.2节）

锥形封头有轴对称的无折边锥封头和折边锥形封头以及非轴对称的无折边斜形封头。

带折边的锥形封头由三部分组成，即锥形部分、半径为r或r_s的圆弧过渡部分和圆筒部分

过渡部分是为了降低边缘应力

对于轴对称的锥形封头大端

当锥壳半顶角α≤30℃时，可以采用无折边结构；

当α＞30℃时，应采用带过渡段的折边结构;

当α＞60℃时，按平盖计算.

轴对称内压无折边锥形封头

根据第一强度理论得 σ₁=σ_t=

≤[σ]^t

将D=D_i+δ代入上式，并考虑焊缝系数φ

得出锥形封头的厚度计算公式

上式无折边封头适用于α≤30℃时

当无折边封头α＞30℃时，边缘弯曲应力较大，锥体与筒体连接处应考虑另行加强或采用有折边锥形封头。

2.轴对称内压折边锥形封头。

大端折边锥形封头厚度计算应包括两部分

(1)过渡段壁厚

δ =

(2)与过渡段相接处的锥壳厚度

δ =

与过渡相接的锥壳和圆筒的加强段厚度应与过渡段厚度δγ相同。

锥壳加强段的长度应不小于

圆筒加强段的长度应不小于

受压斜锥壳的强度计算见化工部颁发的HG20582-1998《钢制化工容器强度计算规定》。

5．平盖：（7.4.2节）

σmax

=0.309P(D/δ)² 最大应力在中心(简支)

σmax

=0.188P(D/δ)² 最大应力在周边(固支)；

σ_max =KPD²/δ²≤ [σ]^tφ

δ_p=

五．开孔补强：

1．开孔补强的理论基础：

1.在容器上或封头上开孔会引起如下三方面问题：

a）由于开孔而引起壳体承载面积的削弱；

b）由于开孔而在孔边引起应力集中；

c）由于开孔，壳体和接管分别引起不不连续应力。

2）等面积补强的基本出发点：
a）对于内压壳体，因开孔而引起壳体所削弱的承载面积，要求在“补强有效区”内，补充以同样数量的补截面积；
b）对于外压壳体或平封头，因开孔而引起壳体或平封头所削弱的承载抗弯断面模量EJ，要求在“补强有效区”内，补充以同样数量的抗弯断面模量，但为了计计算方便与统一，均换算成截面积的形式进行。

2．等面积补强设计：

1.开孔削弱面积A

内压圆筒体与球壳

A=dδ+2δδ_et(1-f_r)

式中d——考虑腐蚀后的开孔直径d=di+2C

δ_et——接管名义厚度

C——壁厚附加量

f_r——强度削弱系数，等于设计温度下接管材料与壳体材料许用应力之比，当该比值大于1.0时，取f_r=1.0。

δ——壳体开孔处计算厚度

对于椭圆形封头，开孔位于以封头极点为中心的80%封头内直径范围内δ=PK₁Di/2[σ]^tφ-0.5P，K₁—折算系数，查表7-2
锥壳δ计算是以壳体开孔处内直径代替锥壳计算厚度中的Dc
外压圆筒体与球壳开孔削弱面积A是外压圆筒体与球壳1/2
平板盖开孔补强:平盖开孔直径d≤1/2D A=0.5dδ_p

1.补强范围

2.补强金属面积

采用补强圈结构补强时，应遵循以下规定：

钢材的标准抗拉强度σ_b≤540MPa；

2.补强圈厚度应小于或等于1.5δ_n

3.壳体名义厚度δ_n≤38mm。

3.不另行补强的最大开孔直径

5．大开孔的补强设计：

4.允许开孔的范围

六．法兰

（1）标准： JB4700-2000～JB4707-2000

a.JB4701-2000 仅适用于公称压力0.25～1.6Mpa；工作温度-20℃～300℃的钢制压力容器甲型平焊法兰。

b.JB4702-2000 仅适用于公称压力0.25～4.0Mpa；工作温度-20℃～350℃的钢制压力容器乙型平焊法兰。（标准适用腐蚀裕量≤2mm，当腐蚀裕量=3mm时应加厚短节厚度2mm）。

c.JB4703-2000 仅适用于公称压力0.6～6.4Mpa；工作温度-70℃～450℃的钢制压力容器长颈对焊法兰。（标准适用腐蚀裕量≤3mm；）

标准的适用范围及选用标准时应注意的问题；材料和使用温度。

（2）法兰连接是一个组合件，所以各零件（法兰、垫片、紧固件）必须达到合理的匹配才能保证密封效果，JB4700-2000表2列出了它们的匹配关系。

法兰设计包括下列内容：
1)垫片压紧力：

在预紧状态下需要的最小垫片压紧力：

F_G=Fa=3.14D_Gby

b.在操作状态下需要的最小垫片压紧力：

F_G= Fp=6.28D_GbmPC N

其中:y—垫片的比压力

比压力y是保证初始密封所必须施加在垫片单位有效接触面积上的最小压紧力。

单位 Mpa；

它只与垫片的结构、形状和材料有关。因此，比压力y是垫片的一种力学性能。

m—垫片系数，为无因次量；

在操作状态下，为保证密封，而不发生泄漏，必须施加在垫片单位有效接触面积上的最小压紧力称为：最小残余压紧力бg，垫片系数m就是最小残余压紧力与内压的比值；m=бg/P；

对于不同的材料、不同形状的垫片是不同的，但对同一材料、同一形状的垫片却是一个常数，因此它是垫片的另一个力学性能。

2）螺栓
a）螺栓的布置
b）螺栓载荷:

在预紧状态下需要的最小螺栓载荷： Wa=Fa=3.14 D_Gby N

在操作状态下需要的最小螺栓载荷：

Wp=F+Fp=0.785D_G2P_C+6.28D_GbmP_C N

c)螺栓面积

在预紧状态下需要的最小螺栓面积：Aa=Wa/[б]_b mm

在操作状态下需要的最小螺栓面积：Ap=Wp/[б]b_t mm

需要的螺栓面积: Am= Aa与 Ap之大值.

实际螺栓面积: Ab≥Am

d)螺栓设计载荷:

预紧状态下螺栓设计载荷为: W=(A_m+ A_b)/2 х[б]_b N

操作状态下螺栓设计载荷为: W=W_P

3)法兰

a)法兰力矩的计算

法兰预紧时,法兰力矩:

Ma=F_G .L_G = (A_m+ A_b)/2 х[б]_b . L_G N.mm

法兰操作力矩: M_P=F_DL_D+ F_TL_T+ F_GL_G N.mm

b)法兰设计力矩计算: M_O= Ma[б]_f^t/[б]_f与M_P的大值 N.mm

c)法兰应力:

d)法兰应力校核：