最高許容作動圧力を明記しなければならない図面において、皆さんは設計パラメータをどのように扱っていますか？
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この投稿は、2019年3月22日14時12分にyechao25038によって最終的に編集されました。規格では、装置には気密性試験を行う必要があり、また安全な排出装置も備えていなければならず、許容される最大作動圧力も明記しなければなりません。 まずは私のやり方を話しましょう。計算時の入力となる設計圧力は、そのまま最終的な最高許容作動圧力とされ、その後、安全弁または破壊板の正負の偏差に応じて、計算書および図面上の設計圧力が変更される。 部署の校正担当者が、私のやり方は間違っていてコストが増えると言った；最大許容作業圧力は、計算書に記載されている数値に従えばよく、つまり円筒形容器のフランジの有効厚さから算出される150.3に基づいて決定される最大許容作業圧力ということです；この方法で開口部補強の強度は保証されるのでしょうか（余剰分は考慮しない場合）？ もう一つ質問があります。顧客が図面に書かれている「許容最大作動圧力」を見て、作動圧力をその「許容最大作動圧力」まで上げることはできるのかと尋ねてきました。私の答えは「できない」というもので、実際の操作圧力は作動圧力を超えてはならないのです（根拠はありませんが、潜在意識的にはずっとそう思っていました：lol）。しかし、校正担当者の回答は、安全弁が作動しなければ問題ないというものでした（つまり、実際の操作圧力が設計圧力を上回っていても、安全弁が作動しない場合です）。 みなさんはどう思いますか？
これは古い問題だよ、1。理解に相違があり、MAWPはASMEに由来します。我が国の基準で設計する場合も、MAWPを計算する案と計算しない案の2つの考え方があります。MAWPを考慮しない場合、圧力容器の設計は従来の方法で行えばよい。一方、装置を計算によるMAWPに基づいて設計すると非常に複雑になる。我が国のソフトウェアSW6は、タンク本体やヘッドといった主要部品のMAWPのみを逆算することができ、接続フランジや開口部の補強、熱交換器の管板などについては計算機能がないため、単なるツールと言える。（他のソフトウェアでも審査が必要です）。 3。ですから、機器は計算されたMAWPに基づいて設計され、ツールがなければ図面に真のMAWPを記載するのは非常に難しいのです。 。
もっと手間を省く方法としては、私のように、ソフトウェアで入力した設計圧力を最終的な図面上のMAWPとして扱い、それから逆算して設計圧力を求めるというものです。
まず決定されるのはプロセスパラメータで、最大動作圧力から設計圧力を算出し、設計圧力から調整圧力を算出し、調整圧力から最大許容動作圧力を算出します。そして、この最大許容動作圧力を計算圧力として強度計算を行います。 製造元ではないので、コストなどはあまり気にしていません。製造元の方はコストをかなり厳しく管理しているでしょう。
定義上の最大許容作業圧力は逆算によって求められる数値ですが、実際には2階で述べたように、逆算して算出するのは非常に難しいのです。私は、気密試験時の3つの圧力の関係は、設計圧力＜安全弁の調整圧力＜最大許容作業圧力であるべきだと考えます；現在私たちが定めている最高許容圧力は、安全弁の設定圧力およびその偏差よりもわずかに高い値としています。人為的に与えられたものです。
いや、MAWPは考慮しなければいい。これまでの通常の設計で問題ない。
1）気密試験を行う場合、許容される最大作動圧力は、すべての圧力を受ける部品の有効厚さに基づいて逆算する必要があります。そして、安全弁のシール圧力（シール圧力は一般的に設定圧力の90％である）は設計圧力よりも高くなければならず、そうでなければ気密試験は設計圧力で行われ、安全弁が作動しなければならない。 2）補強計算に問題はない。なぜなら、補強計算自体が有効厚さに基づいて行われるからだ。 3）最高許容作業圧力があれば、安全弁の調整圧力は最高許容作業圧力に従って設定でき、これは固体容器規則の要求に適合している。 4）漏れ試験には必ずしも気密試験法を用いる必要はなく、アンモニア検出法、ヘリウム検出法、ハロゲン検出法などもある。これらの方法における試験圧力は設計書で定められており、必ずしも設計圧力まで行う必要はない。したがって、これらの方法を選択した場合、最高許容動作圧力のことを考慮する必要はない。
オーナーの工場で気密性試験を行う際、許容される最大作動圧力を考慮しなければ、安全弁の設定圧力は設計圧力を超えてはならない。そのため、気密性試験の圧力は必然的に設計圧力に達せず、規格の要求を満たさなくなる。
最大許容作業圧力を計算圧力として強度計算を行うのですか？このプログラムには問題があるのでは？
実は、今私もそうしているんです。許容される最大作動圧力を計算圧力として強度計算を行い、その後で設計圧力および調整圧力または破壊圧力を逆算する。これが適切かどうかわからない。
規格や計算ソフトウェアを見てみると、円筒胴体、ヘッド、容器用フランジ、平らな蓋、円筒胴体の端部（現在当社でよく使用されている圧縮部材）については、ソフトウェアや規格が最大許容作動圧力を示してくれます。ただし、開口部の補強についてはどうしても理解できません。他の圧縮部材において算出される最大許容作動圧力では、たとえ補強を行っても問題ないとはどうして言えるのでしょうか？他の種類の漏れ試験は経験がないのですが、アンモニアの漏れ検出には最大圧力が1MPaで十分だということですね。それに装置の設計圧力とも関係ないんですね。ありがとうございます〜:handshake
装置の最大許容作動圧力は、すべての圧縮部材の有効厚さから算出される最大許容作動圧力のうちの最小値であるため、開口部の補強は問題なく行えます。
安全弁の気密試験はかなり難しいです。2つの方法があります：1. 気密試験は行わず、アンモニアによる漏れ検査を行う。これで最大許容作動圧力を計算する手間が省ける（計算が非常に難しい）； 2. 計算書を2通作成し、1通は元の設計圧力を上げて計算する（これを最高許容作動圧力とする）。そして外部には元の設計圧力での計算書のみを提出するが、もちろんこのやり方は経済的ではない
設計圧力 最高作動圧力 疲労や熱応力など、その他の運転条件による組み合わせもある。 上記の各運転条件の組み合わせにおいてはすべて計算が必要であり、それぞれに対応する応力検証基準は異なる。私は毎回、ASME VIII div.IIをもう一度見直します
第二点について、疑問があります。許容最大作動圧力は有効厚さに基づいて算出されるもので、これは公称厚さを得る際の四捨五入値が用いられています。また、開口部補強時のケーシングの余分な面積もこの四捨五入値によって生じるのです。この四捨五入値が許容最大作動圧力の計算に既に使用されているのであれば、なぜ開口部補強の計算には影響しないのでしょうか！
このとき、計算書に記載されているシリンダー本体またはヘッドの最大許容作動圧力が、入力した計算圧力に近い場合（つまり材料が十分に活用されている場合）、このような方法は実行可能であるはずです。最大許容動作圧力が入力された計算圧力よりもはるかに大きい場合、それは理にかなっていません。
個人的には以下の方法を用いていますが、皆さんの中にはもっと合理的で簡単な方法をご存知の方はいらっしゃいますか。選定された設計圧力などのパラメータに基づき、ケーシング部品（主に筒体やヘッド）の最大許容作動圧力を算出し、そのうちの小さい方の値をもって、設計圧力との間に適切な設定圧力や設計破壊圧力を設定できるかを判断します。もしそれが可能であれば、フランジなどの部品の最大許容作動圧力がこの値以上であるかを確認します。最後に、選定された最大許容作動圧力を最高許容作動圧力として強度検算計算を行う（この圧力を計算圧力とする）。強度検証がすべて合格すれば問題ありません。もし強度検証がすべて合格しなければ、再度調整を行います（部品単位での調整、設計圧力をさらに下げられるか、厚みの調整など）。
当社の設計圧力は、一般的に顧客が指定するもので、時には使用圧力と大きく異なることがあります。例えば最近のものでは、作動圧力が1.2MPa、設計圧力が2.0MPaで、装置には気密試験が必要であり、安全弁と破壊板の二重の排出口が備わっている。調整後のパラメータは、作動圧力が1.2MPa、設計圧力が1.4MPa、安全弁の調整圧力が1.6MPa、破壊圧力が1.8MPa、最高許容作動圧力が2.0MPaである。このように調整するのは適切でしょうか？
顧客が許可すれば、2.0を最高許容作動圧力とすることに問題はありません。つまり、設計圧力と最高許容作動圧力との差をできるだけ小さくするということです。安全放出装置の作動圧力を合理的に定める。
こんにちは！ご質問はもっともです。私のこの発言には国標上の前提条件があります。たとえ最大許容作動圧力が定められていても、国標に準拠した機器は運転時に設計圧力を超えることはありません。したがって、TSG21に規定されているいわゆる「最大許容作動圧力」とは、安全弁を適切に設置し、設計圧力下での「気密試験」を行うために定められたものであり、ASME規格のMAWPとは大きく異なります