外压计算对比
本文就受外压筒体按GB/T150的方法，EN13445的方法与用ANSYS软件的线性和非线性分析得出的结果进行比较。
1.计算方法介绍
对于外压圆筒的计算，GB/T 150分为两种：长圆筒和短圆筒。计算又分Do/δe≥20和Do/δe<20,其中Do/δe<20又分为Do/δe≥4.0和Do/δe<4.0.因Do/δe<4.0已经不会再发生外压失稳，而是会因强度不足发生压缩屈服失效。本文只讨论失稳破坏。不讨论此部分。由于ASME的方法和GB/T 150基本相同只是长短圆筒的分界不同，计算结果也差别很小不再计算比较。
EN13445的计算方法简单的说分四步：1）直接采用Mises公式计算得到理论许用外压Pm--环向压缩；2） 取材料正好发生屈服时的外压力为Py；3）实际许用外压为Pr，则Pr/Py = σ/σy ； 4）在曲线上可直接查得Pr/Py
2.实例分析
下面本文就以13年的某项目，前期夹套设计压力为0.6MPa。但设备做的差不多的时候业主想把夹套设计压力由0.6MPa调整到0.8MPa。从而做了部分结构的三种方法的对比。
R40120下部填料段，这是设备的一部分内筒，压力调整后：设计压力0.1/FV MPa，设计温度330℃；夹套：设计压力0.8MPa，设计温度330℃。夹套介质为热油。所以内筒的最大计算外压为-0.1+-0.8=-0.9MPa 内筒和夹套的材料为S32168.设备内径1900mm，壁厚26mm。计算长度：法兰密封面到密封面的距离为6740，法兰厚度为140mm。计算长度取6740-140-140=6460。设备部分结构见图1
设备部分结构图
2.1根据小挠度理论的经典图表和公式即GB150计算外压的方法，计算最大允许外压：
计算长度L=6460mm，筒体外径Do=1900+26+26=1952mm， 筒体有效厚度δe =26-0.3=25.7mm。
L/D=6460/1952=3.31，Do/δe=1952/25.7=75.95
查GB150-2011图4-2和图4-3可得A=0.00056，B=61
则根据GB150.3-2011式4-2得许用外压[p]=B/( Do/δe)=61/75.95=0.803MPa
2.2使用两种方法用ansys软件进行计算
模型简化，因为是进行外压计算，所以上面的模型可以尽量的简化这样能节省建模计算时间。考虑到设备内筒上管子很少，即使有接管对筒体承受外压能力来说也是加强作用。所以将夹套，接管和法兰全部简化掉。只计算一段筒体的承受外压的能力。模型在，载荷约束，计算结果见图2-图5.只取一段6460mm长的，内径1900mm，壁厚26mm进行计算。筒体中径为：1900+26=1926mm，外压筒体计算长度为6460mm，材料在330℃的弹性模量E= 1.736e5,泊松比μ=0.3
2.2.1ANSYS软件进行外压分析，
线性屈曲分析结果
2.2.2用ANSYS软件进行非线性屈曲分析
非线性屈曲分析结果
2.2.3结果处理
屈曲分析结果处理：由分析结果可知失稳波数为3。
极限压力为Pcr=3.232x0.9=2.9088MPa；根据经典的小挠度理论，失稳的安全系数按GB/T150标准取是m=3.0；则允许外压[P]=2.9088/3.0=0.9696MPa
非线性的分析结果处理，分析结果已基本收敛。后面变化已经很小基本认定为收敛。高点为2.89MPa，低点为2.76MPa；取Pcr=2.76MPa
根据经典的小挠度理论，失稳的安全系数按GB150标准取是m=3.0；则允许外压[P]=2.76/3=0.92MPa
2.3 用EN13445方法计算此段筒体允许外压
2.4结果汇总
筒体允许外压：GB/T150计算结果为0.803MPa；线性屈曲结果为0.9696MPa；非线性屈曲结果为0.92MPa；EN13445计算结果为0.9503MPa。
3.结论
从实例对比计算结果发现GB150-2011在外压圆筒壁厚计算方面是偏于保守的。EN13445的方法计算结果介于两种分析分析方法之间。也就是说按EN13445计算更接近真实情况。很想建议GB/T 150引入EN13445的方法也能节能不是。可惜人微言轻！
参考文献
GB/T 150-2011
EN13445-3:2014
余伟炜高炳军.ANSYS在机械与化工装备中的应用（第二版）[M].北京：中国水利水电出版社，2007：84-97.
这个本人未在期刊上发表过，如果有人想作为评工程师或高工的论文在期刊上发表。只有个小要求把我弄成第二作者就行。