化工设备设计基础第10章压力容器零部件

发布于:2021-07-27 05:27:13

第10章 压力容器零部件
第一节 法兰联接 第二节 容器支座 第三节 容器的开孔补强 第四节 容器附件

第一节 法兰联接
一、法兰联接结构与密封原理 二、法兰的结构与分类 三、法兰密封的影响因素 四、法兰标准及选用

一、法兰联接结构与密封原理
1. 法兰联接结构
1-被联接件(法兰); 2-密封元件(垫片); 3-联接件(螺栓、螺母)
法兰密封失效很少是联接件或被联 接件强度破坏,多因密封不好而泄 漏。故法兰联接设计主要解决的问 题是防止介质泄漏。
流体密封的基本原理:在联接口处增加流体流动的阻力。当压 力介质通过密封口的阻力降大于密封口两侧的介质压力差时, 介质就被密封住了。
密封口泄漏途径:一是垫片渗漏,二是压紧面泄漏。垫片材料 本身存在着大量的毛细管,渗漏是难免的;压紧面泄漏是密封 失效的主要形式。

一、法兰联接结构与密封原理
2.法兰密封的原理
预紧密封比压:形成初始密封条件时在垫片单位面积上受到的 压紧力。
工作密封比压:工作状态下维持密封结构不泄漏而作用在垫片 单位面积上的残余压紧力。

二、法兰的结构与分类
㈠ 按法兰接触面分类
– 1.窄面法兰:法兰与垫片的整个接触面积都位于螺栓孔包 围的圆周范围内。
– 2.宽面法兰:法兰与垫片接触面积位于法兰螺栓中心圆的 内外两侧。

二、法兰的结构与分类
㈡ 按法兰与设备或管道的联接方式分类
– 1.整体法兰
⑴ *焊法兰:刚性较差,受力后法兰盘的矩形断面发生微小转动,
与法兰相联的筒壁随着发生弯曲变形。
⑵ 对焊法兰:提高了刚性;由于颈的根部厚度比器壁厚,降低了的 弯曲应力;法兰与筒体对接焊缝强度好。

二、法兰的结构与分类
㈡ 按法兰与设备或管道的联接方式分类
– 2.活套法兰
法兰不需焊接,法兰盘可以采用与设备或管道不同的材料制造。法 兰受力后不会对筒体或管道产生附加的弯曲应力,一般只适用于压 力较低场合。

二、法兰的结构与分类
㈡ 按法兰与设备或管道的联接方式分类
– 3. 螺纹法兰 法兰与管壁通过螺*辛印7ɡ级怨鼙诓母郊 应力较小,螺纹法兰多用于高压管道上。
方形法兰有利于把管子排列紧凑。 椭圆形法兰通常用于阀门和小直径的高压管上。

三、法兰密封的影响因素
1.螺栓预紧力
– 影响密封的一个重要因素:预紧力必须使垫片压紧并实现 初始密封条件;预紧力过大会使垫片被压坏或挤出。提高 螺栓预紧力可增加垫片的密封能力。
– 当密封所需要的预紧力一定时,采取减小螺栓直径,增加 螺栓个数的办法对密封是有利的。

三、法兰密封的影响因素
2.压紧面(密封面)
– ⑴ *面型压紧面(a、b)
压紧面表面为光滑*面,或有数条三角形断面沟槽。 优点:压紧面结构简单,加工方便。 缺点:压紧面垫片接触面积较大,预紧时,垫片容易往两边挤,不
易压紧,密封性能较差。当介质有毒或易燃易爆时,不得采用。

三、法兰密封的影响因素
2.压紧面(密封面)
– ⑵ 凹凸型压紧面(c)
压紧面是由一个凸面和一个凹面相配合组成,在凹面上放置垫片。 优点是便于对中,能防止垫片被挤出,故适用于压力较高的场合。
– ⑶ 榫槽型压紧面(d)
压紧面由一个榫和一个槽组成,垫片置于槽中,不会被挤流动。垫 片可以较窄,压紧垫片所需的螺栓力较小。缺点是结构与制造比较 复杂,更换挤在槽中的垫片困难,榫面部分容易损坏。适于易燃、 易爆、有毒的介质以及较高压力的场合。

三、法兰密封的影响因素
2.压紧面(密封面)
– ⑷ 锥形压紧面(左图)
锥形压紧面是和球面金属垫片(称透镜垫片)配合而成锥角200。通 常用于高压管件密封。缺点是需要的尺寸精度和表面光洁度高,直 径大时加工困难。
– ⑸ 梯形槽压紧面(右图)
利用槽的内外锥面与垫片接触而形成密封的,槽底不起密封作用。 压紧面一般与槽的中心线呈230,与椭圆形或八角形截面的金属垫圈 配合。密封可靠,加工比透镜垫容易。用于高压容器和高压管道。

三、法兰密封的影响因素
3.垫片性能
– 密封的必要条件:适当的垫片变形和回弹能力。垫片的变形和回弹
能力与垫片的材料和结构有关。 垫片材料:良好的变形性能和回弹能力;一定的机械强度和适当的 柔软性;工作温度下不易变质硬化或软化。 非金属垫片材料:石棉板、橡胶板、石棉—胶板及合成树脂。 金属-非金属混合制垫片:金属包垫片及缠绕垫片等。 金属垫片材料:不要求强度高,而是要求软韧。常用的是软铝、铜、 铁(软钢)、蒙耐尔合金钢和18-8不锈钢等。

三、法兰密封的影响因素
4.法兰刚度
– 法兰刚度不足而产生过大的翘曲变形往往是导致密封失效 的原因。
– 提高法兰刚度的措施:
增加法兰的厚度、减小螺栓力作用的力臂(即缩小螺栓中心圆直径) 和增大法兰盘外径;
对于带长颈的整体和活套法兰,增大长颈部分的尺寸,将能显著提 高法兰抗弯变形能力。

三、法兰密封的影响因素
5. 操作条件
– 操作条件即压力、温度和介质的物理、化学性质。 – 温度对密封性能的影响:
① 高温介质粘度小,渗透性大,容易泄漏; ②介质在高温下对垫片和法兰的溶解与腐蚀作用将加剧,
增加了产生泄漏的因素; ③ 在高温下,法兰、螺栓、垫片可能发生蠕变,致使压紧
面松弛,密封比压下降; ④ 非金属垫片在高温下将加速老化或变质,甚至被烧毁; ⑤ 在高温作用下,由于密封组合件各部分的温度不同,发
生热膨胀不均匀,增加了泄漏的可能;如果当温度和压力 联合作用时,又有反复的激烈变化,则密封垫片会发生 “疲劳”,使密封完全失效。

四、法兰标准及选用
1.压力容器法兰标准
– ⑴ *焊法兰
*焊法兰分成甲型*焊法兰(JB/T4701-2000)与乙型*焊法兰(JB /T4702-2000),区别是乙型法兰有一个壁厚不小于16mm的圆筒形短 节,其刚性比甲型*焊法兰好。甲型的焊缝开V型坡口,乙型的焊缝 开U型坡口。
– ⑵ 对焊法兰(JB/T4703-2000)
将乙型*焊法兰中的短节,换成一个根部加厚的“颈”,使法兰的整 体强度和刚度更大。

四、法兰标准及选用
2.压力容器法兰的尺寸
– ⑴ 法兰尺寸的基本参数
① 法兰的公称直径DN。指 的是与法兰相配筒体或封头 的公称直径。
② 法兰公称压力PN。在规 定设计条件下,确定法兰结 构尺寸时采用的设计压力。 分0.25、0.6、1.0、1.6、 2.5、4.0和6.4MPa7个等级。

四、法兰标准及选用
2.压力容器法兰的尺寸
– ⑵ 确定法兰尺寸的计算基础及选用 法兰系列表中的法兰尺寸:规定设计温度是200℃、规 定法兰材料是16MnR或16Mn锻件,根据不同型式的法兰, 规定了垫片的形式、材质、尺寸和螺柱材料的基础上, 按照不同的容器直径和设计压力,通过多种方案的比较 计算和尺寸圆整得到的。 从法兰尺寸系列表来观察,法兰的尺寸是由法兰的公称 压力和公称直径唯一确定的。在选用法兰时,只需知道 法兰的公称压力和公称直径即可,不管实际使用的法兰 材料是不是16MnR,也不用管法兰的使用温度是不是 200℃,只要法兰的公称压力和公称直径一定,法兰的 类型一定,法兰的尺寸就是一定的。

四、法兰标准及选用
3.压力容器法兰的最大允许工作压力
– 法兰标准中又附有两张标明法兰最大允许工作压力的表(见教材P453~ 455)容器法兰标准中的法兰尺寸是根据特定条件确定的,可是在法兰 尺寸系列表中法兰尺寸又是由PN与DN唯一确定的。
– 如果实际生产中使用的法兰都是由16MnR制造的,操作温度又都是200℃, 那么在法兰尺寸系列表中按某一公称压力查得的法兰,它的允许最大工 作压力将等于该法兰的设计压力。
– 如果使用的材料比16MnR差,或使用的温度又比200℃高,那么该法兰的 允许最大工作压力就应低于它的设计压力;
– 如果采用的法兰材料强度高于16MnR,或使用的温度低于200℃,那么该 法兰的允许最大工作压力就应高于它的设计压力。
– 即法兰的最大允许工作压力是高于还是低于其公称压力,完全取决于选 用的法兰材料与法兰的工作温度。

四、法兰标准及选用
4.压力容器法兰的选用步骤
– 要为一台内径为Di,设计压力为p,设计温度为t的容器筒体 或封头选配法兰时,可以按下列步骤进行:
– ⑴ 根据容器的Di(DN)和设计压力为p,参照教材P250表 13-1确定法兰的结构类型;
– ⑵ 根据选定的法兰类型和容器的设计压力、设计温度以及 法兰材料,用附表II-6、7(见教材P453~455)中确定法 兰的公称压力。
有时要将所确定的公称压力和公称直径用表13-1复核一下该PN与 DN是否在所选定的法兰类型包容的范围之内。
– ⑶ 根据所确定的PN与DN从相应的尺寸表中选定法兰各部分 的尺寸。

【法兰选用举例】
为一台精馏塔塔节选配法兰。该塔内径Di=1000mm, δn=4mm,操作温度280℃,设计压力p=0.2MPa,法兰 材料可用20R,也可用16MnR,试分别确定使用这两种 材料时法兰的类型和尺寸。

四、法兰标准及选用
5.容器法兰的标记
– 法兰类型代号:法兰(无衬环)、法兰C(带衬环) – 密封面形状代号:*面-P、凹面-A、凸面-T、榫面-S、
槽面-C
【法兰标记举例】公称压力1.6MPa,公称直径800mm的衬环榫槽密封面 乙型*焊法兰中的榫面法兰。
标记为:法兰C-S 800-1.6 JB 4702-2000。

四、法兰标准及选用
6.管法兰标准
– ⑴ 国内配管系列
英制管:以英寸表示公称直径,国际上通用,各国的英制管外径尺 寸略有差异,但大致相同。
公制管:以mm表示,我国除石油化工行业之外的其它行业广泛采用。 区别:钢管外径在DN≤150mm时,公制管外径小于英制管;
DN≥300mm时公制管外径稍大于英制管。
– ⑵ 国内管法兰标准
英制管在国际上分为欧洲体系和美洲体系。同一体系内部各国的法 兰标准之间可以互相配用,但体系之间不能互相配用,主要是公称 压力等级不同。
我国法兰标准有国家标准GB9112~9135(欧洲体系和美洲体系), 机械行业标准JB/T74~90,化工行业标准HG20592~20635-97。我 国《压力容器安全监察规程》-99版,规定管法兰优先选用 HG20592~20635标准的法兰。

第二节 容器支座
一、卧式容器支座 二、立式容器支座

一、卧式容器支座
鞍座:卧式容器、大型卧式贮槽、热交换器等多采用鞍座; 圈式支座:大直径薄壁容器和真空操作的容器,支承数多于两
个时,采用比采用鞍式支座受力情况更好; 支腿支承:小直径的容器。
[注意]设备受热会伸长,为防止设 备器壁中产生热应力。在操作时要加 热的设备,总是将一个支座做成固定 式的,另一个做成活动式的。使设备 与支座间可以有相对的位移。

一、卧式容器支座
1.双鞍式支座卧式容器
⑴ 卧式容器的力学分析:
① 压力-内压或外压(真 空); ② 储罐重量-圆筒、封头及 其附件等的重量; ③ 物料重量-正常操作时为 物料重量,而在水压试验时为 充水重量; ④ 其他载荷-雪载荷、风载 荷、地震载荷等。
双鞍座卧式容器的力学模型: 长度为L、受均布载荷q作用 的外伸简支梁。

一、卧式容器支座

1.双鞍式支座卧式容器
– ⑵ 双鞍座筒体的轴向应力
① 支座反力计算

F

mg 2



q L 2

4 3

h

i



q



L

2F 4
3

hi

L-筒体长度(两封头切线之间的距离),mm; hi-封头内壁曲面高度,*封头hi=0 mm; q-单位长度的重量载荷,N/mm。 【注】凸形封头折算为直径等于容器直径,长度为2/3hi的圆筒。

一、卧式容器支座

1.双鞍式支座卧式容器

– ⑵ 双鞍座筒体的轴向应力

② 筒体内力分析

封头载荷的简化:



(a)

封头与物料的重量为

2 3

h

iq

,作用在封头的重心上;封头重心

至 定封理头,切此线载的荷距在离 粱为 端点83 h等i (效以为半力球32形hiq 和封力头偶为例m1 ) h4i。2 q ;利用力的*移

(b) 封头充满液体时,液体静压力对封头作用一水*向外推力。

因为液体压力沿筒体高度按线性规律分布,顶部静压为零,底部

静压为,所以水*推力向下偏离容器轴线。液体静压力作用在封

头上的合力矩可简化为:。

m2



qR m 2 4

M m2 - m1

q 4

R

2 m

-

hi2

一、卧式容器支座

1.双鞍式支座卧式容器

– ⑵ 双鞍座筒体的轴向应力

② 筒体内力分析

跨中截面上的弯矩为 :

M1



q 4

R

2 m

-

h

2 i

-

2 3

h

i

q

L 2





F

L 2

-

A



-

q

L 2



L 4



M1



FL 4

1

2

R

2 m

-

L2

1 4hi

h

2 i



-

4A L





3L



支座处截面上的弯矩:

M2



q 4

R

2 m

-

h

2 i

-

2 3

hiqA

-

qA

A 2





1-

A



R

2 m

-

h

2 i



M2



-FA1





L 2AL

1 4hi 3L



一、卧式容器支座

1.双鞍式支座卧式容器

– ⑵ 双鞍座筒体的轴向应力

③ 筒体的轴向应力计算 在跨中横截面1-1上,由介质压力及弯矩所引起的轴向应力之和:

1



pR m 2Se

-

M1
R 2mSe

2



pRm 2Se



M1
R 2mSe

横截面的最高点 横截面的最低点

在支座处横截面2-2上,由压力及弯矩所引起的轴向应力之和:

3



pR m 2Se

-

M2
K1R 2mSe

有效截面的最高点

4



pRm 2Se



M2
K2R 2mSe

有效截面的最低点

K1,K2-系数,取决于筒体是否加强及鞍座包角的大小。

一、卧式容器支座
1.双鞍式支座卧式容器
– ⑵ 双鞍座筒体的轴向应力
③ 筒体的轴向应力计算 在支座处横截面2-2上,由压力及弯矩所引起的轴向应力之和:

一、卧式容器支座
1.双鞍式支座卧式容器
– ⑶ 双鞍式支座的结构与标准
横向直立筋板、轴向直立筋板和底板焊接而成。 与设备筒体连接处,有带加强垫板和不带加强垫板的两种结构。

一、卧式容器支座
1.双鞍式支座卧式容器
– ⑶ 双鞍式支座的结构与标准
根据底板上螺栓孔形状的不同,每种型式的鞍座又分为F型(固定 支座)和S型(活动支座),F型和S型底板的各部分尺寸,除地脚 螺柱孔外,其余均相同。
鞍座标准分为轻型(A)和重型(B)两大类,重型又分为BI-B V五种 型号。
鞍座标准的选用: – 首先根据鞍座实际承载的大小,确定选用轻型(A型)或重型 (BI,BII,BIII,BIV,BV型)鞍座; – 再根据容器圆筒强度确定选用1200或1500包角的鞍座。
鞍座标记方法:

一、卧式容器支座
1.双鞍式支座卧式容器
– ⑶ 双鞍式支座的结构与标准
– 【例】公称直径为2600mm的轻型(A型)鞍座,标记为: JB/T4712-92 鞍座A2600-F JB/T4712-92 鞍座A2600-S
2.圈式支座
– 圈座适用的范围是:因自身重量而可能造成严重挠曲的薄 壁容器;多于两个支承的长容器。
3.支腿
– 支腿支座与容器壁连接处存在较大的局部应力,故只适用 于小型容器。

二、立式容器支座
1. 耳式支座
– 耳式支座又称悬挂式支座,它由筋板和支脚板组成。耳式支座分为A 型(短臂)和B型(长臂)两类,每类又分为带垫板和不带垫板两种, 不带垫板的分别以AN和BN表示。
– 特点:简单、轻便,但对器壁会产生较大的局部应力。 – 耳式支座标准选用的方法是:根据公称直径DN及估算的总重量Q值预
选一标准支座,然后计算支座承受的实际载荷Q,并使Q<[Q](支座本 体允许载荷,单位为kN)。 – 耳式支座的标记方法:JB/T4725-92 型号(A、AN、B、BN)支座号 (1~8) – 标记示例:JB/T4725-92 耳座AN3;材料:Q235-A.F

第三节 容器的开孔补强
一、开孔应力集中现象及其原因 二、开孔补强设计的原则与补强结构 三、等面积补强的设计方法 四、整体补强

一、开孔应力集中现象及其原因
1.应力集中的定义
– 容器开孔后,在孔边附*的局部地区,应力会达到很大 的数值。这种局部应力增长现象,叫做“应力集中”。
– 在应力集中区域的最大应力值,称之为“应力峰值”, 通常以σmax表示。
图中K为实际应力与球壳 薄膜应力的比值,称为 “应力集中系数”。

一、开孔应力集中现象及其原因
2.应力集中产生的根本原因
– 由于结构的连续性被破坏,在开口接管处,壳体和接管 的变形不一致。为使二者在连接之后的变形协调一致, 连接处便产生了附加的内力,主要是附加弯矩。由此产 生附加弯曲应力,便形成连接处局部地区的应力集中。

二、开孔补强设计的原则与补强结构
1.补强设计原则
– ⑴ 等面积补强法的设计原则
规定局部补强的金属截面积必须等于或大于开孔所减去的壳体截面 积,其含义在于补强壳壁的*均强度,用与开孔等截面的外加金属 来补偿被削弱的壳壁强度。
缺点:不能完全解决应力集中问题,当补强金属集中于开孔接管的 根部时,补强效果良好;当补强金属比较分散时,即使100%等面 积补强,仍不能有效地降低应力集中系数。
– ⑵ 塑性失效补强原则
为极限设计的方法,同时又考虑到结构的安定性。
基本特点:开孔容器在接管处达到全域塑性时的极限压力应等于无 孔壳体的屈服压力;同时,按弹性计算的最大应力应不超过2σs。 如果将薄膜应力控制在许用应力以下,那么应力集中区的最大应力 集中系数可以为3.0。但这种补强方法只允许采用整体锻件补强结 构。

二、开孔补强设计的原则与补强结构
2. 补强形式
– ⑴ 内加强*齐接管; – ⑵ 外加强*齐接管; – ⑶ 对称加强凸出接管; – ⑷ 密集补强。 – 效果:密集补强>对称
凸出接管>内加强*齐 接管>外加强*齐接管。

二、开孔补强设计的原则与补强结构
3. 补强结构
– ⑴ 补强板搭接结构 – ⑵ 加强元件补强结构 – ⑶ 整体补强结构
4.不另行补强最大开孔直径
– ⑴ 设计压力p≤2.5MPa; – ⑵ 当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 的两倍; – ⑶ 接管外径≤89mm; – ⑷ 接管最小壁厚满足下表规定。

接管外径 25 32 38 45 48 57 65 76 89

最小厚度 3.5

4.0

5.0

6.0

三、等面积补强的设计方法

等面积补强:使补强的金属量等于或大于开孔所削弱的金属 量。补强金属在通过开孔中心线的纵截面上的正投影面积, 必须等于或大于壳体由于开孔而在纵截面上所削弱的正投影 面积。即

– A1+A2+A3+···+An ≥A
– A1、A2、A3、…、An-补强金属在通过开孔中心线的纵截面上的正 投影面积,mm2;

– A-壳体由于开孔在纵截面上削弱的正投影面积,mm2。

– 内压容器: – 外压容器:

A dS 2S(S nt - C)(1 - fr )
A 0.5x[dS 2S(S nt - C)(1 - fr )]

– fr-强度削弱系数,等于设计温度下接管材料与壳体材料许用应力之 比。

三、等面积补强的设计方法
1.允许开孔的范围
– 当采用局部补强时,筒体及封头上开孔最大直径不得超过以下数值: – a.筒体内径Di<1500mm时,开孔最大直径d≤0.5Di,且≤500mm。 – b.筒体内径Di>l500mm时,开孔最大直径d≤Di/3,且≤1000mm。 – c.凸形封头或球壳开孔的最大直径d≤0.5Di。 – d.锥形封头开孔的最大直径d≤Dk/3,Dk为开孔中心处的锥体内径。

三、等面积补强的设计方法
2.开孔有效补强范围及补强面积的计算
– 有效宽度: B max2d,d 2Sn 2Snt
– 有效高度:
①外侧高度: h1 min dSnt,接管实际外伸高度
②内侧高度: h2 min dSnt,接管实际内伸高度
有效补强区的矩形WXYZ范围内,可作为有效补强的金属面积。

三、等面积补强的设计方法
2.开孔有效补强范围及补强面积的计算
– A1-壳体承受内压或外压所需设计厚度之外的多余金属,mm2; – A2-接管承受内压或外压所需设计厚度之外的多余金属,mm2; – A3-在补强区内的焊缝截面积,mm2; – A4-在补强区内另加的补强截面积,mm2。 – 若A1+A2+A3≥A,则不需另加补强; – 若A1+A2+A3≤A,则需另加补强;补强面积为A4≥A-(A1+A2+A3)

三、等面积补强的设计方法

3.开孔补强设计步骤

– A.计算壳体(或封头)与接管承受内压(或外压)时的计算壁厚S和St,确 定壁厚附加量C和C2,同时确定开孔内直径d;

– B.利用A.中确定的d,C,C2以及壳体(或封头)和接管的名义壁厚Sn和

Snt,计算补强有效宽度B和高度h1和h2;

– C.计算开孔补强的面积要求A,以及Al和A2,并根据补强区内焊缝的尺寸 确定A3;

– D.比较A与A1+A2+A3,若A<A1+A2+A3,则不需另加补强,若A>A1+A2 +A3,则需另加补强面积;

– E.确定补强圈材质和厚度Sk,按下式计算A4:

A4 Sk d - 2St

– 式中Sk-补强圈的实际厚度,mm

– 补强的厚度Sk通常取与壳体或封头等厚度,或按下式计算:

Sk



d Se D2 - D1

– 式中D1和D2分别为补强圈的内、外径。经反复计算,使A≤A1+A2+A3, 并接*相等时为止。

四、整体补强
所谓整体补强,就是用增加整个筒体或封头壁厚的办法来降低 峰峰值应力,使之达到工程上许可的程度。当筒身上开设排孔, 或封头上开孔较多时、可以采用用整体补强的办法。

第四节 容器附件
一、接口管 二、凸缘 三、手孔与人孔 四、视镜

一、接口管
设备上的接口管,用于连接其它设备和介质的输送管道, 或用于装置测量、控制仪表。

二、凸缘
当接管长度必须很短时,可用凸缘(又叫突出接口)来代替。 凸缘本身具有加强开孔的作用,不需再另外补强。

二、凸缘
当接管长度必须很短时,可用凸缘(又叫突出接口)来代替。 凸缘本身具有加强开孔的作用,不需再另外补强。

三、手孔与人孔

安设手孔和人孔是为了检查设 备的内部空间以及安装和拆卸 设备的内部构件。手孔的直径 一般为150~250mm,标准手孔 的公称直径有DN150和DN250两 种。

l

当设备的直径超过900mm时,应

开设人孔。人孔的形状有圆形

和椭圆形两种。椭圆形人孔的

短轴应与受压容器的筒身轴线

*行。圆形人孔的直径一般为

400mm,容器压力不高或有特殊

需要时,直径可以大一些,圆

形标准人孔的公称直径有DN400,

DN

DN450,DN500和DN600四种。椭

圆形人孔(或称长圆形人孔)的

最小尺寸为400×300mm。

四、视镜
视镜除了用来观察设备内部情况外,也可用作物 料液面指示镜。


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