有不同的数值。 材料许用应力的取法
压力容器中受压元件的材料许用应力确定，通常是以材料常温下最低抗拉强度σb、设计温度下的屈服点σts除以各自的安全系数后所得的最小值，作为受压元件设计时的许用应力，即取以下最小值。 *σ+=σb/nb; *σ+t=σts/ ns
当碳素钢或低合金钢的设计温度超过380-420℃，合金钢（如Cr—Mo钢等）设计温度超过450℃；奥氏体不锈钢的设计温度超过550℃时，必须同时考虑高温持久强度或蠕变强度作为计算许用应力。
*σ+t=σtD/n tD 或*σ+t=σtn/nn
材料的蠕变强度对于化工容器用的材料常以一定温度下，经过10万小时（约11年）产生1%的蠕变总变形，为该材料在某高温下的蠕变强度，以此蠕变强度作为计算许用应力的基准。这种确定应力的方法，是以限制容器产生一定量的塑性变形为依据的。
材料的持久强度极限对于化工容器用的材料常以一定温度下，经过10万小时后产生的断裂应力作为设计用的持久强度极限。近年来还比较多地采用持久极限来代替蠕变极限作为确定许用应力的依据，这是因为长期在高温下工作的材料通常出现小变形的断裂现象。例如碳钢在经过105小时后断裂时，其相对伸长率δ不超过10%，而在变形大于4-5%时即有脆性断裂的危险性。采用持久极限可以直接反映出高温长期工作时对断裂的抗力。 综上所述，在高温下许用应力系取下列四者中的最小值 *σ+=σb/nb；
*σ+=σs/ns；或*σ+=σts/ns *σ+=σtD/nD *σ+=σtn/nn
式中 σb、σs——材料在常温下的强度极限和屈服极限MPa σtD——材料在设计壁温下经10万小时断裂的持久极限MPa
σts——材料在设计壁温下的屈服极限，亦可取产生残余变形达的条件屈服极限，MPa； σtn——材料在设计壁温下的蠕变极限，MPa；
nb、ns、nD、nn——分别为强度极限、屈服极限、持久强度、蠕变极限的安全系数。 〔σ〕=,σb/nb ,σts/ns, σtn/nn, 或σtD/nD,-min
安全系数n的选择
安全系数是用以保证受压元件安全的系数。它的选择是设计中关键的问题，也是一个复杂的问题。它的大小与设计水平、材料质量、制造方法、检验标准以及设备操作状态等有着密切关系。近年来，随着科学技术发展和实践资料的积累，各国压力容器的安全系数都有所降低。
容器的安全系数 强度性能 安全系数
材料 常温下最低 抗拉强度
σb 常温或设计温 度下的屈服点 σs或σts
设计温度下经10万小时 断裂的持久强度σtD 设计温度下经10万 小时蠕变率为1%的 蠕变极限 σtn
平均值 最小值 nb ns nD
碳素钢、低合金钢、铁素体高合金钢 ≥3 ≥1.6 ≥1.5 ≥1.25 ≥1.0 奥氏体高合金钢 - ≥1.5 ≥1.5 ≥1.25 ≥1.0
注:当部件的设计温度不到蠕变温度范围,且允许有微量的永久变形时,可适当提高许用应力,但不超过0.9σts。此规定不适用于法兰或其他有微量永久变形就产生泄漏税或故障的场合。 螺栓安全系数
材料 螺栓直径mm 热处理状态 设计温度下屈服点σtS的σS 设计温度下经10万小时断裂的持久强度σDt平均值的nD 碳素钢 ≤M22
M24～M48 热扎?正火 1. 7 2.5
低合金钢马氏体高合金钢 ≤M22 M24～M48
≥52 调质 2. 5 3.0
2.7 1.5
奥氏体高合金钢 ≤M22 M24～M48 固溶 1.6 1.5
球形贮罐 在安全系数上与圆筒容器有所不同,根据球形贮罐采用低合金钢及使用经验基础上,提出安全系数要考虑材料屈强比γ的因素，因为材料随着γ的增加其塑性储备会降低，应在安全系数上反映出来，故我国《钢制球形储罐》，取n=1/0.5(1.6-γ)( γ——钢材的屈服极限与抗极限之比值)。 6)焊接接头系数
由于焊缝金属可能存在着未被发现的缺陷，夹渣、未焊透、裂纹、气孔等缺陷使焊接接头金属的强度降低。同时在焊接接头的热影响区往往形成粗大晶粒而使金属母材强度或塑性也有所降低，因此形成压力容器薄弱的区域。实践证明，许多容器破坏总是在其热影响区或焊缝开始的。所以在强度计算中要引用焊接接头系数以弥补焊接接头对容器强度的削弱。 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：焊接接头设计是保证焊缝质量的重要条件。一般双面焊的对接焊缝以及相当于双面焊（氩弧焊打底单面焊双面成型）的对接焊缝，焊接接头能焊透焊缝质量容易保证，故焊接接头系数可取大些。单面焊不易保证焊透，带垫板的单面焊焊缝根部易形成初始裂纹，故焊接接头系数应取小些。
b. 焊接接头无损检测的长度比例。经过无损检查（包括射线透视和超声波探伤等）焊接接头质量有保证，无损检查比例越高（100%），缺陷愈少，焊接接头系数φ可取大些。 7)公称直径和公称压力 公称直径DN
钢板卷制容器的公称直径是指内径，它是一种经标准化后的尺寸，当工艺计算确定直径后，还应取用与计算直径相近的公称直径作容器直径。这样，就便于与已经按公称直径制造的封头、法兰相配。加快设备制造速度，降低设备制造费用。
若采用钢管作筒体时，容器的直径按钢管273、325、377、426mm 等选取，此时容器公称直径系指钢管外径。 公称压力PN
把压力容器所承受的压力也分成若干压力等级，经过标准化后的压力数值称为公称压力，目前我国所制定的压力等级分为；0.25、0.6、1.0、1.6、2.5、4.0、6.4、10、16、20、22、32MPa。在容器设计中、选用容器零部件时，应按设计压力相近而又大些的公称压力取用。当容器零部件设计温度升高且影响金属材料强度极限时，则就要按更高一级的公称压力取用零部件。
四、外压圆筒和外压球壳
P27 L P28图6-1 外压圆筒的计算长度 1．外压圆筒的稳定性
承受外压的圆筒，强度计算方法与受内压时相同，其周向力应力值为轴向应力的两倍，圆筒壁中产生的是压缩应力，而绝对值大小一样。这种压应力如果达到材料的屈服极限或强度极限时，将和承受内压圆筒一样导致强度破坏。然而这种现象极为少见。通常外压圆筒壁内的压缩应力还远小于材料的屈服限时，筒体突然失去原来的形状被压瘪或发生褶绉而失效（如图），在圆筒横断面上呈现有规则的永久性波形，其波形数 n可为2、3、4…。在外压作用下，筒体、球壳或封头突然发生失去原来形状的现象称之为失稳。外压容器稳定性是设计中主要考虑的问题。
外压圆筒失稳以前，筒壁中只是单纯的压应力状态。在失稳时，伴随着突然变形，在筒内产生了以弯曲应力为的复杂的附加应力，这种变形与附加应力一直迅速发展到圆筒被压瘪。由此可见，外压容器的失稳，实质上是容器从一种平衡状态（形状及应力状态）向另一种新的平衡状态的突变。 稳定安全系数m
长、短圆筒的临界压力公式，是按理想状态（无初始不圆度）求得的。但实际上的圆筒有几何尺寸及形状误差，还有焊接结构形式等影响，这都会直接影响计算临界压力的准确性，此外，生产过程中操作压力的波动，使筒体实际外压力增高，并可能超过计算的临界压力值。为保证安全，必须使许用外压力低于临界外压力，即
[P]=Pcr/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 1） 临界压力及影响因素
受外压作用的容器， 当外压力低于某一特定的值时，壳体亦能发生变形，但当压力卸除后壳体可恢复原来的形状，这时壳体变形属于弹性变形范围。当外压力继续增加到某一特定值，产生了不能恢复的永久变形，即失去了原来的稳定性。容器失稳时的压力称临界压力，以Pcr表示。容器在Pcr作用下容器壁内应力称临界应力。
临界压力值受若干因素影响，如受容器筒体几何尺寸及几何形状的影响，除此之外，载荷的均匀和对称性、筒体材料及边界条件等也有一定影响。
a. 影响因素δ/D 两个圆筒形外压容器，当其他条件（材料、直径D、长度L）一定，而厚度不同时，当L/D相同，δ/D大者临界压力高，其原因是筒壁较厚抗弯曲的能力强；
b. 影响因素L/D 当δ/D相同，而长度L不同，L/D小者临界压力高，其原因是筒身较短圆筒的封头对筒壁起着一定支撑作用。
筒体的几何形状（如不圆度）误差会降低筒壁临界压力，加速筒体的失稳。不圆度定义为e=Dmax-Dmin，式中Dmax、Dmin分别为筒体直径的最大值和最小值。
筒体材料的弹性模数E值大，抵抗变形能力强，临界压力就高。由于各种钢材E值相差较小，若选用高强度钢代替一般碳素钢制造外压容器，并不能明显地提高筒体的临界压力，却使容器成本提高，因而是不恰当的。要提高容器的临界压力，即增加稳定性，只有从几何尺寸上来考虑。
2） 长圆筒、短圆筒及刚性圆筒
承受外压的圆筒形壳体，按不同的几何尺寸失稳时的不同形式（波形数不同），将圆筒分为长圆筒、短圆筒及刚性圆筒等三种。
长圆筒是指筒体的L/D值较大，筒体两端边界的支撑作用可以忽略，筒体失稳时Pcr仅与δ/D有关，而与L/D无关。长圆筒失稳时波形数n为2。
短圆筒是指筒体两端边界的支撑作用不可忽略，筒体失稳时Pcr与L/D及δ/D均有关。短圆筒失稳时波形数n＞2的整数。
刚性圆筒是指L/D较小，而δ/D较大，筒体的刚性较好，破坏的原因是圆筒壁内的压缩应力超过了材料的屈服限，并非是发生了失稳。对刚性圆筒只考虑强度要求。
由上所述，圆筒的“长”和“短”是指相对于直径来说的。长、短圆筒以及刚性圆筒的临界压力是各不相同的，有其各自的计算方法。 3） 圆筒体临界压力的计算 长圆筒临界压力 Pcr=2.19E(
E——圆筒材料在设计温度下的弹性模数
由上式可见，长圆筒临界压力仅与筒体δe/D及E有关。式仅限于弹性范围内使用，即失稳时应力应低于屈服强度。 短圆筒临界压力 Pcr=2.6E