GB150.3《压力容器-设计》 郑津洋 2012年2月22-23日 黄山

GB150.3对GB150-1998所作的修改和增加的内容 内压圆筒和内压球壳 - 增加了按外径进行壁厚设计计算的相应公式 受外压圆筒和球壳以及外压曲线 - 增加了对应于高强度材料的外压曲线 增加了材料与应力系数B曲线图的对应选用表 加强圈的结构设计作了部分修改

各种封头的设计计算方法 增加了偏心锥壳、低压折边平封头、带筋平封头和拉 撑结构的设计计算方法 调整了部分平盖的结构特征系数K 增加了适用于平封头与筒体全熔透连接结构的塑性分 析设计方法 修改了球冠形封头、锥壳与筒体连接的加强设计方法

开孔补强的设计方法 增加了针对筒体上法向接管开孔补强设计的分析方 法，开孔率适用范围可达0.9 修改了平盖上开孔接管的补强设计方法 法兰设计计算方法 增加了整体法兰和按整体法兰计算的任意法兰的刚度 校核要求 增加了波齿垫片设计选用参数

附录D “焊接接头结构” 按多年来我国压力容器行业的实践经验以及国外相关 标准规范的内容对GB150-1998附录J所列的各种焊接接头结构形式作了调整,并增加了若干E类焊接接头的结构形式

附录E “关于低温压力容器的基本设计要求” 按材料和制造技术要求，对低温压力容器的界定作了修改 更加严格了适用“低温低应力工况”的条件

受内压壳体的强度设计 GB150中关于内压壳体的强度计算考虑的失效模式是结构在一次加载下的塑性破坏 以内径为基准的公式用于板材卷制的筒体；以外径为基准的公式一般用于管材作为筒体的场合

中径公式得到的筒体的环向应力（最大主应力）： 筒体的壁厚设计 中径公式得到的筒体的环向应力（最大主应力）： 以外径为基准 以内径为基准

弹性力学解 (拉美公式) 屈服条件 (第一强度理论) ：

基于弹性失效设计准则和薄壁圆筒理论的壁厚计算 按照弹性失效设计准则，由中径公式（实际上是第一强度理论）、Mises屈服准则、Tresca屈服准则可得到的圆筒计算压力与径比K的关系： 按中径公式+第一强度理论 按拉美公式+第三强度理论（Tresca屈服准则） 按拉美公式+第四强度理论（Mises屈服准则）

试验发现：按第四强度理论预测的圆筒初始屈服压力与实测值最为接近。由图可以看出： （1）按弹性失效观点，在同一承载能力下，由中径公式算出的厚度最薄，最危险；由Tresca设计准则算出的厚度最厚，最保守。 （2）在径比较小时，三种计算方法的差别不大。 （3）只有在径比较低时，中径公式才与其他两种设计准则十分接近。一般将中径公式的适用范围规定为： 按弹性失效准则时圆筒计算 压力与径比关系

基于塑性失效设计准则的壁厚计算 假设材料为理想弹塑性，基于Mises屈服准则、Tresca屈服准则可分别得到圆筒的全屈服压力预测公式。用许用应力和焊接接头系数的乘积代替屈服强度，可以得到计算压力和径比的关系 基于Mises屈服准则 基于Tresca屈服准则

按塑性失效准则时圆筒计算 压力与径比的关系

分析讨论 由级数展开得 因为K大于1，所以 这就是说：在径比和材料一定时，按Tresca屈服准则得到的计算压力大于按中径公式得到的计算压力；反之，当计算压力和材料一定时，按中径公式得到较厚的壁厚，偏保守。值得注意的是：当径比较小时两者的差异很小。

基于此，新版ASME BPVC VIII-2中，不论厚或者薄，圆筒的厚度均基于Tresca屈服准则，即厚度计算公式为

球壳的壁厚设计 中径公式： 半球形封头壁厚计算公式与圆筒壁厚计算公式对应

极限压力： 用弹塑性力学解得到的球壳极限压力 GB150规定球壳中径公式的适用范围为 p/[]  0.6 (即K  1.35 ，相对误差约为 -0.7%)

受外压壳体的刚度设计 GB150中关于外压壳体的计算所考虑的主要失效模式是结构在外压载荷作用下的周向失稳，也兼顾结构的塑性强度破坏 无限长圆筒失稳时的波数为2，失稳临界压力可以下式求得：

短圆筒的失稳临界压力用美国海军水槽公式计算： 失稳临界压力可按以下通用公式表示： 圆筒失稳时的环向应力和应变：

定义 外压应变系数 于是 取稳定系数 m = 3，有 定义 外压应力系数 注: 有了A和B的定义后，受外压筒体可用图算法进行设计，该方法计及了圆筒的非弹性失稳。

仍取稳定系数 m = 3，B定义为失稳临界应力，有 受外压球壳的临界压力计算公式 小挠度理论解: 实验结果表达式: 仍取稳定系数 m = 3，B定义为失稳临界应力，有 将实验结果表达式代入，有 注： 1. 若以小挠度理论解代入B的表达式，并保持A的表达式不变， 则相当于取稳定系数为 m =14.52（或m15）; 2. 外压球壳也可用图算法进行设计计算。

受外压圆筒和外压计算曲线 在GB150-2011中对外压壳体计算用的B值曲线作了扩充，所有GB150给出的材料都对应有相应的B值曲线（见表4-1） 注: 对于受外压的容器，各种材料的使用温度上限将由相应的B值曲线确定

两条特殊的B值曲线 注：包括Q370R、15CrMoR、09MnD、09MnNiD等材料，且设计温度不超过150℃

注：包括07MnMoVR、12MnNiVR、06Ni9DR等Rm大于540MPa的材料，且设计温度不超过200℃

（1）Is 值的计算可计入在加强圈中心线两侧有效宽度各为 的壳体; 调整外压圆筒加强圈的设计 加强圈与圆筒有效段组合截面的惯性矩 Is的增补说明 在原标准的基础上，新版GB150中4.5.1.1规定： （1）Is 值的计算可计入在加强圈中心线两侧有效宽度各为 的壳体; (2) 若加强圈中心线两侧圆筒有效宽度与相邻加强圈的圆筒有效宽度相重叠，则该圆筒的有效宽度中相重叠部分每侧按一半计算。

分计算。 修改部分结构的加强圈设置 对于容器内部的加强圈，若布置成下图所示的结构时，原GB150规定该截面的惯性矩应视间隙长度按虚线内、外部 实际工程发现取具最小惯性矩的截面进行计算更为适合，因此新版标准中对其进行了修改。

各种封头的设计计算方法 GB150中关于各种封头的设计计算考虑的主要失效模式有结构在内压作用下的塑性强度破坏和局部失稳、结构在外压载荷作用下的失稳以及封头与筒体连接处可能发生的累积塑性变形引起的失效

球形封头、椭圆封头和碟形封头都给出了以内径和外径为基准的壁厚计算公式 球冠形封头 筒体的计算厚度

a）球面部分的厚度与加强段的厚度可不一致 球冠形封头的壁厚设计方法说明 a）球面部分的厚度与加强段的厚度可不一致 b）当pc/[]t < 0.002时（相当于2 /Di < 0.002），按以下方法确定计算系数Q，并计算加强段厚度： 1) 按pc/[]t = 0.002查图得到Q值； 2) 取 = 0.001 Di ； 3) r = Q· 注：当径厚比很大时，尚应考虑结构的刚度问题，若仍以 pc /[]t 确定Q值，将不能保证结构的安全

锥形封头的壁厚设计 对于承受外压的锥形封头应首先满足该设计条件下的强度要求(GB150-2011新增的要求) 受内压无折边锥壳大端与筒体连接处的应力校核 （包括两部分） 1）压力作用下为满足变形协调产生的边缘应力校核 (GB150-1998包括的计算内容) 控制应力为轴向弯曲应力，强度条件为轴向总应力不大于3[]t (即采用应力分类的强度条件)

注：曲线系按最大应力强度（主要为轴向弯曲应力）绘制，控制值为3[σ]t。 图5-11 确定锥壳大端连接处的加强图

加强段厚度：r = Q1 筒体的计算厚度 注： 曲线系按最大应力强度(主要为轴向弯曲应力)绘制，控制值为3[]t； 2. 当pc/[]t < 0.002时(相当于2 /Di < 0.002) r = 0.001Q1DiL 式中，Q1 按 pc/[]t = 0.002查图5-12得到 图5-12 锥壳大端连接处的Q1 值图 筒体的计算厚度 加强段厚度：r = Q1

2）轴向力QL作用下，为满足连接边缘的力平衡和变形协调所产生的应力校核 (GB150-2011新增的计算校核内容) 注： 1) 轴向力f1以代数值代入，拉为正，压为负； 2) 以下的计算方法仅针对QL为正的情况，如QL为负，应采用其他分析方法进行计算。

连接边缘的环向应力： 该环向应力的极限条件为： 注： 1) 相当于GB150-2011中的Δ 值(查表5-5)应不小于锥壳半顶角α； 2) 当仅由压力载荷作用时，该校核条件相当于将负的最大边缘应力中的绝对值限制为与筒体的周向应力等值。

当不满足该条件时，应增加的面积为： 要求满足 式中: k为壳体材料性能（许用应力和弹性模量乘积）与加强圈材料性能的比值 或查表5-5 式中: AeL为有效加强面积

无折边锥壳小端与筒体连接处的加强计算 1）压力作用下为满足变形协调产生的边缘应力校核 (GB150-1998包括的计算内容)

注：如按一次局部薄膜应力不大于1.5[]t的强度条件，则应力超过[]t 的范围将可能大于

2）轴向力QS作用下，为满足连接边缘的力平衡和变形协调所产生的应力校核 (GB150-2011新增的计算校核内容) 连接边缘的经向应力将起决定性作用： 该经向应力的极限条件为： 相当于GB150中的Δ 值(查表5-5)应不小于锥壳半顶角α

当不满足该条件时，应增加的面积为： 要求满足 式中: k为壳体材料性能（许用应力和弹性模量乘积）与加强圈材料性能的比值 式中: Aes为有效加强面积

有折边锥壳与筒体连接处进行的加强计算方法同GB150-1998中的方法 外压力作用下的无折边锥形封头也需要对轴向力QL作用下，为满足连接边缘的力平衡和变形协调所进行的应力校核 (GB150-1998包括的计算内容) 1)分析结果表明在锥壳大端与筒体连接处的最大压应力为经向应力： 注：1) 轴向力f1以代数值代入，拉为正，压为负； 2) 本节的计算方法仅针对QL为负的情况，如QL为正，应采用其他分 析方法进行计算。

在标准中限制该压应力的绝对值不大于 ，当压应力超过该限定值，就需要进行面积加强 在标准中限制该压应力的绝对值不大于 ，当压应力超过该限定值，就需要进行面积加强 注：相当于GB150中规定的Δ值(查表5-8)应不小于锥壳半顶角α 需加强的面积为： 取绝对值 筒体材料的许用应力和筒体的经向焊接接头系数 式中 要求满足 式中: AeL为有效加强面积

2) 无折边锥壳小端与圆筒连接处是否需加强直接先计算需要的加强面积(式5-29)： 要求满足 式中: Aes为有效加强面积

注： 1) 是否需进行面积加强的计算校核仅针对无折边锥壳与筒体的连接； 2)锥壳与筒体连接处是否作为支撑线考虑由设计人员确定。如连接处作为支撑线，则应对连接处进行惯性矩校核。

1）受内压偏心锥壳，取1和2中大值，按正锥壳计算； 偏心锥壳的厚度计算 α1 α2 1）受内压偏心锥壳，取1和2中大值，按正锥壳计算； 2）受外压偏心锥壳，分别取1和2，按正锥壳计算。

平盖设计 a) 平盖厚度计算公式同GB150-1998，但结构形式和计算系数 K 有所不同

b) 在GB150-2011中新增了结构13、14、16、17

c) 加筋的圆形平盖 式中：d 取图5-23所示 d1 和 d2 中较大者，其中 注：筋板数n≥6；应尽可能使d1＝d2

当采用矩形截面筋板，将组合梁看成A端为固支,B端为简支,扇形区承受的压力作用在组合梁的形心C。这样，筋板与平盖组合截面抗弯模量W 应满足： 注： a)如采用矩形截面筋板，其高厚比一般为5～8； b) 筋板与平盖之间应采用双面焊； c)平盖中心加强圆环截面的抗弯模量不小于加强筋板的截面抗弯模量。

拉撑结构的设计 适用于以棒材、管材或板材（以下简称“拉撑”）支撑的凸型封头、平封头及筒体的设计及计算 1) 规则拉撑结构的系数L和K： L = max(L1, L2, L3 )

2) 不规则拉撑结构的系数L和K： (a) 取通过3个支撑点的内部没有支撑的最大圆直径为d，则支撑的间距 ； (b) 按最大圆通过的相应支撑点类型，系数K取表 5-14的平均值（当支撑结构中存在不同支撑点类型时）。

b）多孔板的支撑载荷：由一根支撑管（杆）的支撑面积减去该面积内的管孔总面积，其上承受的计算压力载荷为该管状拉撑所承受的支承载荷 3) 拉撑件的强度校核： a）无孔板的支承载荷：拉杆与其相邻的所有支撑中心连线的垂直平分线所围成的面积为该拉杆的支撑面积，其上承受的计算压力载荷为该拉杆所承受的支承载荷； b）多孔板的支撑载荷：由一根支撑管（杆）的支撑面积减去该面积内的管孔总面积，其上承受的计算压力载荷为该管状拉撑所承受的支承载荷 c) 拉撑所需要的最小截面面积 注：式中另取1.1倍的安全系数主要考虑腐蚀的影响

开孔补强的设计方法 GB150中关于开孔补强计算所考虑的失效模式是开孔接管结构在压力载荷作用下的局部高应力而引起的开裂(没有考虑循环载荷引起的疲劳破坏) 开孔补强的目的：减小壳体与接管连接处的应力水平，避免由于该处的高应力水平而引起的开裂 注：由应力分类的强度以及应力分析结果可知，壳体上开孔接管结构在压力载荷作用下起决定作用的总是一次局部薄膜应力

不需另行补强的最大孔直径见表6-1，并应满足以下要求： a） 设计压力p ≤ 2.5 MPa； b） 两相邻开孔中心的间距（对曲面间距以弧长计算）应不 小于两孔直径之和；对于3 个或以上相邻开孔，任意两孔 中心的间距（对曲面间距以弧长计算）应不小于该两孔直 径之和的2.5 倍； c） 开孔不得位于A、B 类焊接接头上。

1) 当腐蚀裕量不为1mm时，表6-1中的接管壁厚应相应调整。 注： 1) 当腐蚀裕量不为1mm时，表6-1中的接管壁厚应相应调整。 黄金豆腐杀进来看

开孔补强的计算截面选取 所需的最小补强面积应在下列规定的截面上求取： a) 对于圆筒或锥壳开孔，该截面通过开孔中心点与筒体轴线； b) 对于凸形封头或球壳开孔，该截面通过封头开孔中心点，沿开孔最大尺寸方向，且垂直于壳体表面

在对筒体进行等面积补强计算时，ASME VIII-1规定了一系数 F ： a) 沿长圆孔的长轴B-B截面计算时的需补强面积为(F =0.75，B=4d)： 筒体上起补强作用的面积： b) 沿筒体轴线C-C截面计算的需补强面积为(F =1.0，B=2.828d) ： 筒体上起补强作用的面积：

a) 平盖上开单个孔且开孔直径不大于0.5 Do（Do 取平盖计算直径，对非圆形平盖取短轴长度），可用等面积法进行补强计算，所需最小补强面积 平盖上开孔的补强计算方法 a) 平盖上开单个孔且开孔直径不大于0.5 Do（Do 取平盖计算直径，对非圆形平盖取短轴长度），可用等面积法进行补强计算，所需最小补强面积 注：平盖厚度是按弯曲应力计算得到，按开孔前后在有效补强范围内的抗弯截面模量相等的原理，得到上式表示的需要补强面积

b) 平盖上开有多个孔时，可采用增加平盖厚度进行补强的方法。计算削弱系数 ν： 注：该方法适用于：平盖危险径向截面上各开孔宽度总和不超过Di /2，任意相邻两孔中心距大于两孔平均直径的1.5 倍且小于或等于2 倍。 按表5-9 或表5-10 查取K 后确定系数K1： 当K1/ν≤0.5 时，则以K1/ν和K中大值代替式(5-33)~(5-35)中的K 计算平盖厚度；当K1/ν≥0.5 时，应采用其他设计方法。

圆筒径向接管开孔补强设计的分析法 a) 适用范围 1） 适用于内压作用下具有单个径向接管的圆筒，当圆筒具有两个或两个 以上开孔时，相邻两开孔边缘的间距不得小于 ； 2） 圆筒、接管或补强件的材料，其标准室温屈服强度与标准抗拉强度下 限值之比ReL/Rm ≤0.8； 3） 接管或补强件与壳体应采用截面全熔透焊接接头，从而确保补强结构 的整体性； 4） 对圆筒或接管进行整体补强，应满足补强范围尺寸（自接管、圆筒交线至补强区边缘的距离：对于圆筒 ，对于接管 ），或整体加厚圆筒体；补强范围内的A、B类焊接接头不得有任何超标缺陷，必要时应对此提出无损检测要求；

5） 圆筒与接管之间角焊缝的焊脚尺寸应分别不小于 δn /2 和 δnt /2，接管内壁与圆筒内壁交线处圆角半径在 δn /8 和δn /2 之间； 6） 本设计方法适用下列参数范围：

范围 0.9D 上限 0.1D

WRC Bulletin No.107 WRC Bulletin No.297 适用参数范围对比 WRC Bulletin No.107 WRC Bulletin No.297 分析法 开孔率ρ 壁厚比

b) 分析法的基本原理 应力校核路径确定 θ 由于交贯线附近的应力集中沿支管壁厚方向有迅速衰减的特征， 因此选择合理的取值点十分重要。 大量实验、数值分析和理论计算表明，内压圆柱壳开孔接管强度分析时，最大应力的校核截面在θ=0o 处，故在制定JB4732附录J时，保守地选取壳体的中面交贯线O’-O’’截面。 O’’ O O’ θ

进一步研究过程中，将有限元计算与解析解计算得到的无量纲局部薄 膜应力强度Km和一次加二次应力强度K进行对比发现： (2) O’-O’’截面的解析解偏保守，J-J’截面的解析解更接近有限元的解。 因此新版GB150中选取J-J’截面作为 应力强度校核截面。对于J’点处小于有 限元解的部分K值，选取参数时选则更大的t/T值。 J O’’ O O’ J’ 新版GB150分析法路径 JB4732路径

设计准则的确定 等效薄膜应力 SII  2.2 []t 等效弯曲应力 SIV  2.6 []t Mershon总结PVRC关于开孔补强的成果时指出，若采用局部薄膜应力强 度小于1.5Sm的准则进行补强设计时，结果过于保守，建议采用开孔后结构的 极限压力取pl=0.98ps（ps=nsp，p为设计压力，ns为材料屈服强度的安全系数）。 根据以上原则，多年的研究结果表明，绝大部分模型的无量纲局部薄膜应力强度小于2.2，因此补强设计准则可以定为： 等效薄膜应力 SII  2.2 []t 等效弯曲应力 SIV  2.6 []t GB150.3中，以δe代替T，以[σ]t代替Sm。 此外，为避免出现大的峰值应力，壁厚比还需满足：

c) 分析法的计算步骤 1）等效应力校核 (a) 计算 和 (b) 由、 和比值te / e 查图6-13得到计算系数 Km 和 K (c) 计算等效薄膜应力和等效弯曲应力： (d) 按强度条件校核等效薄膜应力和等效弯曲应力

注：超出曲线范围时，不得外延取值

注：超出曲线范围时，不得外延取值

2）补强结构尺寸设计 (a) 假定初始厚度 和 (b) 计算开孔率 和中间系数 (c) 计算圆筒和接管在压力载荷作用下需要的厚度： 和 (d) 计算初始补强系数

(e) 可按两种方式校核结构强度是否合格： (1) 方式一 令 h=h(0)，查图6-14，遇中间值采用内插法得到 gmin； 计算： 校核： (2) 方式二 令 g=g(0)，查图6-14，遇中间值采用内插法得到 hmin； 计算： 校核：

注：超出曲线范围时，不得外延取值

注：超出曲线范围时，不得外延取值

除了平衡外载荷所需要的应力部分外,还包括为了满足不同结构边缘变形协调而产生的边缘应力部分 关于一次局部薄膜应力的强度条件 a) 来源和组成 除了平衡外载荷所需要的应力部分外,还包括为了满足不同结构边缘变形协调而产生的边缘应力部分 例： 受内压的筒体与平盖连接边缘的环向应力为 为满足变形协调而产生的边缘应力部分

b) 特性 一次局部薄膜应力有局部性和自限性 局部性来源于其衰减性 自限性 – 当两连接边缘在满足变形协调过程中材料发生了屈服，这时，结构中的应力将不会无限制升高（对于理想弹塑性材料来说，应力水平将保持在屈服点不变），而材料发生塑性流动使两结构边缘的变形协调。 但当材料已达变形极限，而两结构边缘还未满足变形协调条件，则结构也将发生破坏

c) 一次局部薄膜应力的强度条件 由其局部性和限性可允许该应力（线弹性分析得到的名义应力）水平超过材料的屈服点或许用应力 按工程经验，标准规范中一般规定： SII  1.5[]t 但事实上，对于不同的载荷和结构形状，使结构发生失效的一次局部薄膜应力水平将有所不同

对于受内压的筒体上法向开孔接管结构，实验证明，使结构发生失效的一次局部薄膜应力水平可达2.2 []t 案例： 对于受内压的筒体上法向开孔接管结构，实验证明，使结构发生失效的一次局部薄膜应力水平可达2.2 []t 注：JB4732标准释义中第18章指出，对文献提供的23个测定塑性极限压力的模型进行的计算表明，其中22个模型的薄膜应力集中系数超过2.2。 而对于受内压的锥壳小端与筒体连接结构，当一次局部薄膜应力的最大值达到1.5[]t 时，超过一倍许用应力的区域将大于 ，结构可能是不安全的

关于法兰设计计算和选用 法兰设计应考虑的主要失效模式是整个法兰接头的泄漏，还需顾及螺栓、垫片和法兰的强度 影响法兰接头密封性能的因素： 垫片本身的密封性能，以参数 m 和 y 体现 法兰接头安装时施加合适的螺栓预紧力，以使得在整个操作过程中保证垫片表面比压满足要求

基于Waters法的法兰设计方法 以松式法兰为例，法兰环中的应力分布、最大应力以及法兰环的转角可表达为

规范中规定的法兰设计强度条件： 注：Waters法的假定条件之一是结构处于线弹性状态下，当法兰颈部屈服后，Waters的分析结果将于实际应力分布状况不符。上述强度条件4即为补偿法兰颈部屈服而引起的计算应力值和实际应力值之间的偏差。

法兰中的最大环向应力与法兰环的转角成正比，该转角对法兰接头的密封性能有较大影响。 GB150-2011增加了关于整体法兰的刚度条件： 有成功使用经验时可以免除

2. 发生偏转后，实际垫片比压力在一定程度上的提高将使介质泄漏所需流经的毛细通道的截面尺寸缩小，而有利于提高接头的密封性能； 注: 需要对法兰的转角进行控制的原因： 1. 法兰环截面的偏转会改变垫片的实际比压，会影响法兰连接接头的密封性能和垫片的强度; 2. 发生偏转后，实际垫片比压力在一定程度上的提高将使介质泄漏所需流经的毛细通道的截面尺寸缩小，而有利于提高接头的密封性能； 3. 但另一方面，当法兰偏转造成实际垫片比压力过大，将可能使垫片边缘压垮，或出现将缠绕垫内、外层分离等现象，使得接头的密封性能被损坏

GB150-2011中规定的带颈法兰制造条件： a) 用热轧件或锻件进行机加工，加工后的法兰轴线应与原热轧件或锻件的轴线平行； b) 用钢板制造带颈法兰，则钢板应经超声检测，无分层缺陷； c) 应沿钢板轧制方向切割成板条，圆环弯制后的对接接头应全焊透，并经焊后热处理和100%射线或者超声检测。 GB150-2011增加了“复合柔性石墨波齿金属板”垫片材料，其垫片系数为 y =50 MPa, m =3.0

对于带颈松式法兰，力臂 LD = LA +1

需更正：表7-5 整体法兰计算表

关于最大高允许工作压力(MAWP)的确定方法

确定MAWP的一般方法 1)利用关于壳体(包括筒体和封头)的最高允许工作压力计算公式求得该设备壳体的 pmax； 2)以该 pmax 对设备上所有其他的受压元件进行校核； 3)如所有的校核计算结果都合格，则就取该 pmax 为设备的MAWP；如有一个或多个受压元件校核不合格，则应适当降低该 pmax 值后对不合格的元件重新校核，直到所有受压元件都校核合格。

附录A”非圆形截面容器” 本附录的内容即为GB150-1998附录D的内容，计算公式和强度条件基本相同 本附录中考虑的载荷为压力和其他机械载荷，因此，本标准中将计算得到的薄膜应力都作为一次总体薄膜应力加以限制，将计算得到的弯曲应力都作为一次弯曲应力加以限制

非圆形容器壳体强度条件： 1. 压力和机械载荷引起的薄膜应力应不大于[]t ； 2. 压力和机械载荷引起的总应力(即薄膜应力与弯曲应力之和)应不超过以下数值： a) 无加强容器（图A.1~A.5）的侧板或外加强带圆角矩形截面容器上无加强圆角处，（图A.7）取1.5[]t ； b) 外加强容器的组合截面处 1）碳素钢、低合金钢、铁素体不锈钢取： ； 2）奥氏体不锈钢取： 和 两者中小值。

对于上述的 2 b) 条给出的强度条件，这是考虑到当受弯矩作用的截面由两部分面积（这两部分面积代表的材料强度还可能是不一样的）组成时，使得整个截面发生屈服的最大名义应力有可能小于1.5s，即在考虑安全系数和焊接接头系数后，其强度条件应限制最大名义应力不超过(ReL/1.5)。对于奥氏体不锈钢，可允许采用高应力的概念，即可采用强度条件 2 b) 2)。

附录D”焊接接头结构” 本附录仅列出一些常用的焊接接头结构供设计和制造选用 A、B类焊接接头结构 1. 取消了GB150-1998中关于封头厚度方向中面与筒节厚度方向中面对齐的焊接结构（如图）

2. 增加了另一封头厚度小于圆筒厚度的焊接接头结构（如图） 注：为了防止加工斜边过程中出现加工误差导致过多加工圆筒，以致削边超越封头切线，应保留圆筒与切线间有10mm～12mm的直边段后再削斜边

接管、凸缘与壳体的连接 1. 本附录给出了常见的插入式、嵌入式和安放式接管与壳体的焊接结构供参考 2. 取消了GB150-1998中原图J.6(d)和图J.9(c)的焊接接头结构（如图）

2. 增加两个不全熔透的带补强圈接管与壳体的焊接接头结构（如图）

平封头与圆筒的连接 参照ASME Ⅷ-1标准，增加了一些典型的连接结构供选用

凸形封头与圆筒的搭接连接 删除了GB150-1998附录J中图J11中关于“当圆筒厚度δn≤16mm时，可用做端封头”的注，即不推荐设计时采用此结构型式用作端封头与 圆筒的连接

多层容器 GB150-1998附录J图J14(e)、(f)，图J18(a)、(b) 、(c)、(h)、(i) 、(l)、(m)，考虑使用场合较少，本次不再列出 钢带错绕容器端部焊接结构 增加了该端部焊接结构以同本标准附录B配套，但选用此焊接结构需同时满足附录B的要求

夹套封闭件结构 本附录所推荐的夹套封闭件结构设计，仅表示焊接接头的型式，并不包括设计及制造的所有细节，且所列结构并不意味着只限于本附录图示或所述的结构型式 非受压附件与受压元件的连接 该部分为新增内容，给出常用非受压附件与受压元件之间连接的E类焊接接头连接结构型式。 承受较大载荷的设备吊耳等附件与容器壁或其垫板的连接应尽量采用全焊透的连接结构

附录E”关于低温压力容器的基本设计要求” 关于低温压力容器的界定 1、碳素钢和低合金钢制低温容器的设计温度界线 是＜-20℃，原规定是≤-20℃； 2、奥氏体不锈钢制低温容器的设计温度界线是＜-196℃； 3、原规定中对设计温度低于-100℃的奥氏体不锈钢制容器的 材料和焊缝的技术要求仍然保留在GB150.4中。 4、对于奥氏体不锈钢制低温容器（＜-196℃）的建造要求， 可参考国内、外相关规范标准由设计者自行提出， GB150-2011并没有涉及。

关于低温低应力工况 1. 指壳体或其受压元件的设计温度虽然低于－20℃，但容器元件实际承受的最大一次总体薄膜和弯曲应力小于或等于钢材标准常温屈服强度的1/6，且不大于50 MPa 时的工况 2. 对于不要求焊后热处理的容器，应将设计温度加40℃确定是否仍符合低温容器而选择材料和制造条件；低温低应力工况不适用于螺栓材料和钢材标准抗拉强度下限值大于等于540MPa的钢材，更加严格了适用“低温低应力工况”的条件

3. “低温低应力工况”并没有改变低温容器的“设计温度”这一参数，不能认为温度T(Δ)是调整后的容器设计温度。在图样或设计文件中应另行表明T(Δ)是选材和确定制造技术要求的温度依据 4. 不能用于低温条件的Q235系列钢板材料仍然不能用于“低温低应力工况”

低温压力容器的材料性能要求、结构设计、制造要求 本附录仅给出了结构（包括焊接结构）设计要求； 材料低温韧性要求见GB150.2； 制造要求见GB150.4，包括材料复验、标志移植、焊接工艺和焊接返修、焊后热处理、产品焊接试件、焊接接头无损检测以及耐压试验

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