2004版ASME锅炉压力容器规范VIII卷的重要变动
华东理工大学 丁伯民

        笔者已于近期完成了2004版ASME规范第VIII-1、VIII-2、VIII-3卷设计部分的翻译工作。本文不对此三册内容相对于2001版的具体修改逐条进行罗列,因为这些内容都可在各卷卷首的更改一览表中查阅。本文主要就ASME VIII卷(特别是VIII-1卷)的某些主要变动作以介绍,以便让读者窥视ASME规范VIII卷的发展及其动向。

1、VIII-1的重要变动
        2004版相对于2001版的重要变动主要是:将原列于非强制性附录AA的管板设计规则经充实并系统化而扩大为管壳式换热器的规则,并专门辟出一个UHX篇,对所有管壳式换热器(U形管式、固定管板式、浮动管板式)的建造作出全面规定;引入了许多原在ASME规范VIII-2中所采用的分析计算思想,包括对许用应力的规定以及在凸形封头设计、管壳式换热器设计、圆筒和壳体球形部分允许局部减薄的存在等方面的具体应用;对压力容器和换热器膨胀节基本上参照EJMA作出较大修改;允许同时采用美国习惯单位(英制)以及SI单位(公制),并相应地对两种单位的转换作了具体规定以及某些具体问题的变动或说明等。现分别介绍如下。

1.1 UHX篇管壳式换热器的规则
        从1983版首次以附录AA的形式列入了U形管式换热器2种比较简单类型的管板设计开始至1992版又新增加了固定管板式换热器3种结构类型的管板设计并在以后的各版中陆续增添类型,修改和完善,并补充了计算实例,至2002年增补又增加了浮动管板式换热器6种类型静止端管板、4种类型浮动端管板的管板设计;到2003年增补时则把以前各版列在附录AA的管板设计规则和列在UW-20的管子对管板焊缝统一列入新编的UHX篇中,重新命名为管壳式换热器的规则,至2004版又略作修改。这些规则基本上都是按照ASME规范VIII-2的应力分析设计概念,对由不同载荷在不同结构处所引起的不同应力进行分类,对各类应力各采用不同的限制条件。
至今,ASME VIII-1的HUX篇对U形管式换热器的管板已列入6种结构类型(见图UHX-12.1);对固定管板式换热器已列入4种结构类型(见图UHX-13.1);对浮动管板式换热器的静止端管板已列入6种结构类型(见图UHX-14.2),连同管子对管板焊缝的结构和计算、附录26的薄壁膨胀节、附录5的厚壁膨胀节,构成了完整的管壳式换热器管板、管子、壳体和膨胀节建造体系。
1.1.1不同结构类型对管板、管子、壳体所起影响分析的介绍
        ASME VIII-1卷对管板设计采用开孔圆平板理论(如U形管式)和弹性基础上的开孔圆平板理论(如固定管板式和浮动管板式),即不计或计及管束对管板弯曲变形的弹性支承作用;把管板布管区取为当量的开孔圆平板,和其外周不布管的实心环板相互约束,变形相互协调一致;根据管板和壳体或管箱的具体连接方式(区分用法兰垫片连接还是整体连接,前者看作不受约束而后者看成相互约束,构成变形协调),不计及或计及壳体或管箱对管板弯曲变形的支承作用;再根据管板是否延伸为兼作法兰,如是,则还要计及法兰附加弯矩对管板弯曲变形的影响。
        对各类换热器所需要考虑的危险工况,以及需要计算并校核的各处应力简要介绍如下。
        1)U形管式换热器
        由于只有一块管板,故其弯曲变形不受管束轴向变形的约束,所以只要计及管程压力Pt、壳程压力Ps的单独作用,当其中有一者为负时,以Pt、Ps的共同作用作为危险工况。
        ASME VIII-1卷中允许由用户规定按压差设计,即当Pt、Ps都是正压时,可以按Pt、Ps二者共同作用设计。
        需要计算并校核的应力为:管板的弯曲应力,管板布管区外缘处的剪切应力,对与管板整体相连时,由于管箱和/或壳体的轴向薄膜和弯曲应力构成的轴向总应力。
        当管箱和/或壳体对管板整体连接时,由于管箱和/或壳体对管板弯曲变形存在约束作用,有的还由于相连接法兰的螺栓力引起的附加弯矩作用,所以一般而言不能通过平板理论将弯曲应力限定在规定的校核条件以内而直接求出管板厚度,只能根据所受的约束条件(例如与管板相连的管箱和/或壳体厚度、连接法兰的螺栓力等)而导出管板的弯曲应力,而且由于管箱和/或壳体对管板周边的约束作用和它们的厚度对管板厚度之比有关,所以在计算这些约束作用时先要假设管板厚度(规范根据管板布管区外缘处的剪切应力,提供了假设厚度的公式),因此,整个计算应是迭代过程,以在所假设厚度下控制各处的应力满足相应的校核条件为满足要求。
        对于和管箱或壳体整体相连的管板,管箱和壳体对管板支承时所引起的附加应力仅存在于邻近管板处的一定范围内,所以只在此范围内的管箱或壳体才需要承受其最大轴向总应力,并在必要时予以加厚,在此范围之外,管箱或壳体仅承受相应的管程压力Pt或壳程压力Ps。
        2)固定管板式换热器
        由于管板、管束和壳体(有时还包括膨胀节)三者组成静不定结构,管、壳之间的轴向变形差也会对管板构成附加载荷,且为分别计算管板、管子和壳体的应力,ASME VIII-1认为:并不能通过观察来确定Pt、Ps以及管壳间温差ΔT所构成的最大危险工况,只能列出以下(a)~(g)7种可能的危险工况,对它们逐一计算,务使在各可能的危险工况下管板、管子和壳体的应力满足各自的校核条件。
        a) Ps=0 ,Pt≠0 ,ΔT=0
        b) Ps≠0 ,Pt=0 ,ΔT=0
        c) Ps≠0 ,Pt≠0 ,ΔT=0
        d) Ps=0 ,Pt=0 ,ΔT≠0
        e) Ps=0 ,Pt≠0 ,ΔT≠0
        f) Ps≠0 ,Pt=0 ,ΔT≠0
        g) Ps≠0 ,Pt≠0 ,ΔT≠0
        需要计算并校核的应力除和U形管式换热器所需计算者相同以外,还包括管子轴向应力。
        由于管板、管子、壳体三者相连而构成静不定系统,所以在求取管板、管子和壳体的应力时,不仅要计及与管板整体相连的管箱和/或壳体的约束影响,更要计及管束、壳体间轴向变形差对管板弯曲变形的支承,所以更不能直接确定管板厚度,而是要先假设管板的厚度,再通过迭代求取三者的应力。而且管板、管子、壳体三者中任一者厚度的改变都会改变相互间的约束作用而影响到其余二者的应力,所以规范规定,对管板、管子、壳体和管箱应以其各自的名义厚度,并以未腐蚀和已腐蚀两种情况分别计算,务使在任何情况下各元件都满足各自的强度校核条件。
        和U形管式换热器不同的是,壳体的轴向应力不仅由壳程压力Ps引起,而且也由管、壳之间因热膨胀差所致的轴向载荷引起。加上与管板整体相连时由相互约束所引起的轴向薄膜和弯曲应力带有衰减性和自限性的特征,所以壳体轴向总应力的最大值仅存在于和管板相连处附近的一定范围内。为此,如果壳体的轴向总应力不能满足校核条件,只需要在连接处附近一定范围内增加厚度,而不必将全长范围内的壳体加厚,见图UHX-13.4。
由于采用了对管板相连处局部范围内的壳体加厚以满足强度校核,或为强化对管板周边的支承作用而加厚,所以在某些情况下,局部加厚与管板相连处附近的壳体可以大大降低管板的弯曲应力,提高了设计的经济性,在所列的计算实例中已说明了这一点。而且局部范围内壳体的加厚仍可基本保持壳体的柔性,在某些因管、壳温差过大而需要设置膨胀节时,或可避免设置。
        当管板和管箱或壳体整体相连,在相连处附近管箱或壳体的轴向总应力不能通过校核时,除可调整包括管箱或壳体在内相关元件的壁厚外,规范还提供了弹塑性分析方法,即允许管箱或壳体的轴向总应力在一定范围内超标而出现局部屈服。
        规范还规定,如因压力或温度变化而引起周期性或动荷反作用力,或用户有规定时,还应计及管板和与之相连的管箱或壳体在邻近管板处径向热膨胀差的影响。
        3)浮动管板式换热器
        和固定管板式换热器相比,仅管板和管束二者之间构成静不动系统,和壳体无关。所以ASME VIII-1对浮动管板式换热器管板、管子、壳体(或管箱)的应力计算和校核,采用和固定管板式换热器同样的方法,仅在导出各有关影响系数时,把管板、管子、壳体三者间的静不定结构改为管板、管子二者间的静不定结构。
        和固定管板式换热器不同,虽然管、壳之间的温差对管板不引起附加载荷,但因为对和管箱或壳体整体连接的管板、管箱或壳体对管板周边存在约束作用,ASME VIII-1计及了管板周边和与之相约束的管箱或壳体间存在温差时的径向膨胀差对管板弯曲所引起的附加约束,所以其可能的危险工况和固定管板换热器相同,也是(a)~(j)的七种,但其中ΔT系指管板周边和与之整体相连的管箱或壳体之间的温差,而不是管子和壳体之间的温差。
当管板和管箱或壳体整体相连时,管箱或壳体因支承管板所导致的最大轴向总应力也仅存在于邻近管板处的一定范围内,所以和U形管式或固定管板式换热器相似,只在此范围内才需要加厚管箱或壳体以承受此最大轴向总应力,在此范围之外,其管箱或壳体仅受相应的Pt或Ps作用。当管箱或壳体的轴向总应力不能满足校核时,和固定管板式换热器不同,规范未提及可以进行弹塑性分析。
1.1.2一些看法
        (1) 在此之前,美国对管壳式换热器建造的主要依据是TEMA标准,该标准对管板、管子和壳体的应力分析也基于开孔圆平板或弹性基础圆平板,以最为复杂的固定管板式换热器而言,将对管板变形起约束作用的一系列结构和操作因素归纳在有效设计压力Pe 中予以反映,所以其求解过程也是迭代过程,在确定有关的影响系数过程中所假定的管板厚度和按有效设计压力计算所得的管板厚度相一致,其误差允许范围为±1.5%,即指此意,相比2004版的ASME VIII-1方法,似不如后者清晰、直接、严谨。而且ASME VIII-1的方法和国际上一些标准如EN13445等所列方法总体上也比较一致。2004版ASME VIII-1的UHX篇已汇总了各类管壳式换热器包括管子对管板连接焊缝在内的建造规则,与之相匹配,又修订了膨胀节设计规则。对此,业内应关注美国在换热器建造中所采用主流规范的动向。
        (2) 虽然在UG-22载荷一节中原则上提及在容器设计中要考虑的载荷包括温度梯度和不同的热膨胀引起的载荷,但在整册ASME VIII-1中,实际用到需要考虑温差应力的实例还是固定管板式换热器的管、壳之间温差工况,而根据应力分析设计的思想,总体温差应力属于二次应力,具有自限性,可以用许用应力的三倍(或屈服强度的二倍)予以限制,在UHX篇中即是根据这一观点,对凡有温差存在的工况,针对不同的应力情况,采用二次应力、或一次弯曲、一次局部薄膜应力的限制条件,说明ASME VIII-1在这一部分已引入了应力分析设计的思想。当然,下面还将提及更多的章节已引入了这一思想。

1.2 引入了应力分类、对不同类别应力作出不同限制的应力分析设计思想
        本版ASME VIII-1明显地引入了应力分析设计的思想,主要表现在以下几个方面。
        (1) 如果说以前各版仅在某些具体章节的具体应力校核条件中规定可以用3S或1.5S限制,则本版在UG-23最大许用应力值一节中明确规定:在附录1,1-5(g)和1-8(e)、UHX篇和附录5中计算得的局部性的不连续应力,在这些不连续处的一次加二次应力应限于Sps,其中Sps=3S或2Sy。
        (2) 除在UG-23中所提及的附录1,1-5(g)和1-8(e)、UHX篇和附录5外,在UG-32凹面受压的成型封头和锥段、附录1-4(f)中规定了对薄壁(t/l<0.002)椭圆形和碟形封头,不仅应根据其最大主应力来确定其所需要的厚度,而且还要计及在内压时(因周向压缩)所引起弹性失稳的压力Pe值,在最大应力点预期导致屈服应力的内压Py值,以及预期导致转角区失效的内压Pek值等。这些并不是单由弹性失效准则和最大主应力理论所能确定的各压力值,明显地和ASME VIII-2在AD-204节中所提及的当 t/l<0.002时,封头设计必须按(ASME VIII-2的)附录4.5.6进行分析相互呼应,但这一分析方法在ASME VIII-2中至今仍只是原则性的提及,在ASME VIII-1中对首先作出了具体可予操作的规定,值得注意。
        (3) 从A03开始,新增了强制性附录32,在圆柱壳和壳体球形部分的局部减薄区,该附录的主要部分首先见于1999年5月4日批准的规范案例第2310号,经修订、补充后列入A03。这一规则允许在内压圆柱壳或壳体的球形部分(如球形容器、半球形封头、以及碟形和椭圆形封头的球形部分)可以存在厚度小于按规范相应章节规定公式计算得的厚度。这一规则虽然在某些具体规定上和ASME VIII-2的D-2章中所允许的局部减薄区规则略有不同,但从概念上讲是一致的。
        这一规定也不是可以由弹性失效准则和最大主应力理论所能导出的,由规定局部减薄区距结构不连续处的距离、多个局部减薄区中相邻区的最大允许间距以及减薄区和较厚表面之间的过渡斜面要求等规定来看,是根据边缘应力的衰减长度,局部减薄区所引起的局部高应力等因素确定的,这些也只能由原属于应力分析设计的理念导得。

1.3 对强制性附录26压力容器和换热器膨胀节作了较大的修改
        2001版及以前的附录26压力容器和换热器膨胀节也是基本上参照EJMA标准,但2004版则更多地参照了EJMA标准而作了较大的变动和增补。例如将原来仅定性地提及在内压作用下的柱状扭曲修改并增补为按照EJMA标准定量地计算柱状失稳及面内失稳压力,并要求将设计压力控制在该二种失稳压力以下;在计算波纹管由变形引起的各项应力时,将单纯的轴向位移量改为计及轴向位移、侧向挠度和旋转角在内的当量轴向总位移(此点对设置在管道上的膨胀节来讲是重要的,对设置在压力容器和换热器上的膨胀节一般很少,或并不存在侧向挠度和旋转角);补充了膨胀节轴向刚度的计算公式和疲劳设计中的积累损伤计算,并修改了疲劳评定中许用循环次数的计算公式;补充了Ω形膨胀节等等。

1.4 明确了美国习惯单位和IS单位制的通用性及其转换关系
        关于采用哪种单位制的问题,可以说ASME VIII卷几经周折,从最初的只采用英制到英制、公制共用,后又恢复到只用英制,2001版则又允许英制、公制并用。由于涉及到公制中究竟是采用mm还是采用m、MPa还是KPa、N还是KN、N-mm还是N-m的问题、英制和公制间的转换以及某些常数项系数在英制和公制间转换时也要相应更改等等,所以也颇使ASME委员会感到为难。2001版中在既定的各项计算公式中,对美国习惯单位和SI制单位规定了采用有关的单位,见附表。
        附表ASME和我国规定采用的单位制对比

单位名称

ASME 2001版采用的单位

我国习惯采用的单位

美国习惯单位

SI制单位

压力、应力、弹性模量等
外载荷、内力等
力矩
直径、厚度、长度等
截面积等
惯性矩

psi
lb
in.lb
in.
in.2
in.4

KPa
KN
KN-m
mm
mm2
mm4

MPa
N
N-mm
mm
mm2
mm4

        于是在采用美国习惯单位SI单位制时,对同一公式则会得出不相一致的结果。例如,以ASME第VIII-1卷UG-34中式(2)(ASME VIII-2中AD-702中的相应公式)用螺栓连接的平封头为例:

        如采用美国习惯单位制,则

= in.
        如采用ASME第VIII卷2001版规定的SI制单位,则


= mm
        即在根号中的后项缩小了倍。
为了解决这一不协调的现象,所以2001版在可能涉及到这一不协调问题的各公式后用“**”加注说明:“对上述各公式的某些项目,可以根据需要将mm转换为m,以便得到用SI单位制表示的合理结果”。具体的对此式而言,即要求用户判断,对公式中的尺寸d和hG,需要用m,而不是用mm代入,这样可得:

   
   =m
        类似的问题,在2001版中存在很多,对此,CACI秘书处提议对翻译ASME VIII中可能发生的量纲不协调问题进行整理,为此,我写了文[1],其中提到:因为ASME规范相当严谨,既然已经提醒了用户,从道理上讲已经是尽到了责任,也不存在原文可能有疏漏或读者对原文的直译可能难以理解的问题,故我在翻译中无权再对它提出任何意见,也无必要作出译注说明。同时又指出:ASME第VIII卷个分册的2001版虽然对此加了“**”号对用户做出提醒,但如使用时未加注意,或对其中到底应将哪些项目的mm转换为m未能予以正确判别,则仍能导致出错。对此,个人认为可以采取如下对策,对策之一是按ASME规范的“**”注解,将“某些项目”的mm转换为m,从而得出合理的结果,但这一对策仅适用于对压力容器设计相当熟悉的人员;对策之二是对在附表中所涉及的各个单位,一律按附表中我国惯用的SI制单位代入。
        笔者并未关心ASME规范其余各卷在量纲中出现的问题,但文[2]对第I卷、第IV卷列出了SI制单位错误的清单,或许各卷都存在类似的问题,只是ASME第VIII卷已采用“**”的附注提醒用户而已。
        其实在这一问题上,可以说是由于ASME第VIII卷2001版在单位的使用上犯了一个极为低级的错误所致,只要将SI制的单位适当更改即可避免这一问题。也许2004版发现了这一点,所以在强制性附录33中规定公式所采用的标准单位中,对SI制单位已将2001版的KPa改为MPa,KN改为N,KN-m改为N-mm,即和我国惯用单位一致,并在非强制性附录GG中对使用美国习惯单位和SI单位作出指导。经过这一修改后,对一般常用公式采用英制或采用公制所得结果不会再有任何不协调的问题。
        如对上式而言,则可得

   = mm
        对此,2004版一方面取消了在2001版中的“**”说明,另一方面在各有关符号说明中,或不再列出单位(意指采用美国习惯单位或SI制单位都可以,但要按强制性附录33中的规定),或列出时则已按附录33的规定列出。
此外,对某些常数项系数公式的英制和公制的转换问题,拙作[1]已提及在2001版中至少有三处存在问题,一是VIII-1卷表2-5.2(VIII-2表3-320.2)的有效垫片宽度式;二是VIII-1中26-1(d)对符号k的说明;三是VIII-1中的S-1(VIII-2卷中的3-500)对手工拧紧扳手所产生的螺栓最大应力表达式,并由个人理解作出说明。2004版已发现了这些问题,对第一个问题已作出改正;对第三个问题在VIII-2中已分别就英制和SI制作出表示(但VIII-1尚未注意到这一点,仍未修改);对第二个问题,因为2004版对膨胀节作出重大修改,不再用到系数k,故而不必提及。
        关于单位换算的最后一个问题是,由于英制对公制的转换,涉及到in.向mm转换时,2004版大多作了圆整,例如2in.在2001版中取51mm,现圆整为50mm,1/8in.在2001版中取3.2mm,现圆整为3mm等等,这些圆整看来似不涉及技术内容,但如果AI认真按2004版规范逐条严格执行,恐会涉及到合格或不合格的重大原则问题。对此谨请读者注意。

1.5 某些具体问题的修改
        附录14,中心具有单个大圆孔的整体平封头
        从1986版开始,VIII-1卷列有中心具有单个大圆孔的整体平封头,对该结构中心处的表示一直是“具有接管时”和“没有接管时”两种类型。对此好多用户提出疑问:压力容器平板中心开了个大圆孔而没有接管,怎能承受压力,对此应怎样理解?从笔者翻译2001版开始,根据个人理解,凡涉及此意者,都加了注释:此处attached nozzle or hub 宜理解为牢固连接的接管或管座。因为封头上总会有接管,不可能只开孔而无相连的接管,……。以下涉及without a nozzle 即 without an attached nozzle者,都宜理解为无牢固连接的接管,不应简单理解为无接管。
        ASME规范委员会也许注意到了这一“无接管”怎么理解的问题,因此在2004版中对此增加了一句话:对于接管用非整体焊缝(例如双面部分焊透的角焊缝)连接的开孔,采用不带接管或管座的设计规则。这句话和不带接管或管座即是接管用非整体焊缝连接的开孔应是同一个意思。为使用户正确理解,笔者对2004版译文仍保留2001版的译注。
        删去附录29,型槽绕带多层压力容器特殊截面钢带的要求
        鉴于VIII-3卷已经将型槽绕带容器的特殊设计要求整章删除,所以此处再保留特殊截面钢带的要求已无必要,故而删去(在VIII-2中也相应删去)。
        对UG-36(c)(3)中不需补强开孔尺寸说明中的修改
        对不需补强开孔尺寸大小以壳体或封头厚度大小划界,在2004版以前,壳体或封头厚度都仅笼统地指厚度,这样就导致用户在具体操作时带来随意性。因此,2004版明确规定是以壳体或封头的最小需要厚度的大小划界,严密且可以操作。

2、VIII-2卷的变动
        总的来说,这几年VIII-2的变动都不多,也不大。2004版的主要变动仅是:和VIII-1保持一致,对美国习惯单位和SI制单位的通用性及其转换关系作出规定,并在强制性附录27中规定了各公式所采用的标准单位,相应地在各符号说明中不再列出单位,意指只需按附录27所规定的标准单位即可;由于2000年增补对椭圆形和碟形封头设计中删去了从封头切线起在范围内要有壁厚不小于封头所需厚度的要求,而在封头与筒体的连接一节中仍保留了这一要求而造成了不协调,所以在2004版中删去了后者的要求而使前后保持一致,这一修改意指对封头直边段的要求仅需从对圆筒的组对要求出发,和VIII-1基本相同;对疲劳设计曲线作出修改,将许用循环次数扩大到1011次,并补充了SI制表示的疲劳设计曲线,相应地对AD-160中是否必须规定要做疲劳分析的评定作了补充说明,这些评定仅适用于载荷循环次数不超过106次的容器;和VIII-3、VIII-1保持协调,删除附录24用于型槽绕带多层压力容器的特殊截面钢带的要求等等。

3、VIII-3卷的变动
        和VIII-2相似,VIII-3在2004版中的变动也不多、不大。主要是和VIII-1保持一致,对美国习惯单位的通用性及其转换关系作出规定,并在强制性附录7中规定了各公式应采取的标准单位,而在有关的符号说明中,则补充列出了单位(其中SI制和VIII-1一致,美国习惯单位的压力、应力、弹性模量等则用ksi表示);对于疲劳设计曲线作出和VIII-2相类似的修改;针对缩套配合多层容器和绕线容器的特点,对这两类容器可看作是未爆先漏失效模式所需满足的条件作了比较详细的规定;对内压单层圆筒、多层圆筒、多层球壳的设计安全系数由调低为1.5;并取消自增强设计各层残余应力计算中原引入的系数1.15;将由验证性试验求得垮塌压力确定允许的最大设计压力时,所引入的安全系数由2调低为;这些似都反映了这些计算日臻成熟而把安全系数调低;因实际上已不再建造型槽绕带容器,所以删除了KF-10章型槽绕带容器的特殊要求;其它一些具体问题,如对应力场强度因子计算公式的修改,以及在不需补强的圆形开孔直径规定中,根据圆筒直径对开孔直径的比值来确定,而不再是由 来确定等等。

4、结束语
        ASME第VIII-1这几年来不断作出重要修改、补充及新增,2004版更增添了应力分析设计中采用的概念。而ASME VIII-2卷从1968年公布至今,除对碟形、椭圆形封头设计作出重要修改,补充有关多层容器的建造内容以及对某些具体问题作出修订和补充外,变动似乎不如VIII-1大,特别是设计者广为关心的如何将有限元素法用于应力分析设计中的问题,多年来除在1980、1986年版中补充了可用有限元素法确定局部结构不连续处的应力集中系数和用有限元素法计算开孔周边的应力分布用于疲劳评定,即用有限元素法确定该二种情况的总应力外,一直未提及设计人员关注的对总应力如何进行分解和分类的问题,也一直未提及有限元素法用于符合附录4的应力分析设计问题,这一问题国内外一直都在探索,至今尚未取得公认的解决方法。VIII-2卷所述及的应力分类概念,连接件之间总体结构不连续的边缘问题求解主要地以薄板、薄壳理论方法,少量的能用弹性力学方法求解(例如内压作用下的厚壁圆筒)的基础之上,而在现实设计中所遇到的复杂结构往往是板壳理论所难以求解的,需要借助于三维有限元求解的问题,而对一般略为复杂结构采用三维有限元求解得的总应力如何进行分解、分类则是按附录4进行应力分析设计所避免不了的问题,也是目前无公认解决方法的问题。
        笔者认为,按规则设计的ASME VIII-1,用方便、成熟、可靠,多年来一直是不包括有疲劳分析要求的压力容器建造的主流规范,由于它不断引进新的理论,补充新的结构,看来这一趋势还将继续下去。此外,应关注在应力分析设计中如何采用有限元素法方面的国际及国内动向。
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