I recipienti in pressione trovano applicazione in numerosi ambiti dell’ingegneria meccanica e si differenziano per forma e dimensioni. Possono avere diametri da pochi centimetri per i più piccoli, fino ad alcuni metri per i più grandi ed anche le pressioni per i quali sono progettati possono variare in un ampio intervallo, dal decimo di Mpa a numerose decine di Mpa.
Una prima classificazione dei recipienti in pressione può essere effettuata in categorie che individuano la natura del fluido in pressione contenuto, che può essere vapore d’acqua, o un gas compresso, o liquefatto o disciolto o una miscela di gas e vapori ai quali non sia consentita la libera evaporazione nell’atmosfera, o un liquido a temperatura superiore a quella di ebollizione a temperatura atmosferica; vi sono poi recipienti particolari, come ad esempio quelli di stoccaggio del cloro, o dell’anidride carbonica o del protossido d’azoto liquidi.
I fattori principali che intervengono nella progettazione sono i seguenti:
- tipo di fluido contenuto, che può dar luogo a fenomeni corrosivi ed erosivi in esercizio
- condizione di carico:
- pressione interna
- pressione esterna
- temperatura
- carico idrostatico
- peso dell’apparecchio e del contenuto
- carico massimo previsto in condizione di prova
- carico dovuto al vento
- sovraccarico sismico
- carichi dinamici
- variazione ciclica di pressione e temperatura
- condizione di installazione, che può dar luogo a sollecitazioni locali derivanti da supporti, irrigidimenti, strutture interne e tubazioni di collegamento
- materiale impiegato:
- acciaio al carbonio
- acciaio inossidabile
- rame e sue leghe
- alluminio e sue leghe
- nickel e sue leghe
- altri materiali non ferrosi.
Normativa per gli apparecchi a pressione
La larga diffusione dei recipienti in pressione nello sviluppo tecnologico ha fatto sì che gli stessi si siano trovati al centro di numerosi incidenti, anche catastrofici, nel periodo dal 1800 ai primi del 1900. Da questi eventi scaturì la necessità di approfondire la conoscenza e di regolamentare i criteri di progettazione costruzione dei recipienti in pressione, dando luogo ad una serie di regole e norme che si sono evolute nel tempo. A partire dalla fine ottocento inizio novecento, sono iniziate negli Stati Uniti di America le attività di sviluppo delle regole e degli Standard che hanno condotto all’attuale ASME Boiler and Pressure Vessel Code (ASME BPVC), la cui edizione più recente è del 2025. L’ASME BPVC è articolato in Sezioni, come illustrato in tabella 1:
| ASME BPVC Section I – Rules for Construction of Power Boilers ASME BPVC Section II – Materials ASME BPVC Section III – Rules for Construction of Nuclear Facility Components ASME BPVC Section IV – Rules for Construction of Heating Boilers ASME BPVC Section V – Nondestructive Examination ASME BPVC Section VI – Recommended Rules for the Care and Operation of Heating Boilers ASME BPVC Section VII – Recommended Rules for the Care and Operation of Power Boilers ASME BPVC Section VIII – Rules for Construction of Pressure Vessels | |
| Division 1 – Rules for Construction of Pressure Vessels Division 2 – Alternative Rules Division 3 – Alternative Rules for Construction of High Pressure Vessels | |
| ASME BPVC Section IX – Qualification Standard for Welding, Brazing, and Fusing ASME BPVC Section X – Fiber-Reinforced Plastic Pressure Vessels ASME BPVC Section XI – Rules for Inservice Inspection of Nuclear Power Plant Components | |
| Division 1 – Rules for Inspection and Testing of Components of Light-Water-Cooled Plants Division 2 – Requirements for Reliability and Integrity Management (RIM) Programs for Nuclear Power Plants | |
| ASME BPVC Section XII – Rules for the Construction and Continued Service of Transport Tanks ASME BPVC Section XIII – Rules for Overpressure Protection | |
Tabella 1 – ASME BPVC
Non solo negli USA, ma anche negli altri paesi sono state sviluppate norme riguardanti i recipienti in pressione. In Italia le norme sono state all’inizio emanate dall’Associazione Nazionale Italiana per il Controllo della Combustione (ANCC). Con lo scioglimento dell’ANCC le funzioni che ad essa facevano capo sono passate all’Istituto Superiore per la Sicurezza sul Lavoro (ISPESL) e successivamente all’INAIL. L’articolazione di queste norme, che fino all’entrata in vigore della direttiva PED, sono state il riferimento vincolante nel nostro paese, è in raccolte:
- Raccolta VSR per la verifica della stabilità dei recipienti a pressione;
- Raccolta VSG per la verifica di stabilità dei generatori di vapor d’acqua;
- Raccolta M riguardante l’impiego dei materiali;
- Raccolta S riguardante l’impiego delle saldature.
Nel 1997, con la Direttiva PED (Pressure Equipment Directive) 97/23/EC relativa alla progettazione, fabbricazione e valutazione di conformità delle attrezzature ed insiemi sottoposti ad una pressione relativa maggiore di 0,5 bar, è stata completamente riorganizzato in Europa l’assetto normativo. La PED è condizione per la libera circolazione delle attrezzature in pressione all’interno dell’Unione Europea. In Italia la Direttiva PED è stata recepita con il Decreto Legislativo n.93 del 25/2/2000, la cui applicazione è divenuta obbligatoria dal 29/5/2002. La PED è una direttiva di prodotto e stabilisce i requisiti minimi di sicurezza che le apparecchiature a pressione devono garantire, demandando a norme tecniche armonizzate le specifiche per raggiungerli.
Le principali norme tecniche armonizzate relative alle attrezzature a pressione sono:
EN13445 “Unfired pressure vessels” (CEN/TC/54);
EN 13480 “Metallic industrial piping” (CEN/TC/267);
EN 12952 “Water-tub boilers and auxiliary installations” (CEN/TC/269);
EN 12953 “Shell boilers” (CEN/TC/269).
Dal 2016 è vigente la nuova Direttiva PED 2014/68/EU.
Formule per il dimensionamento
Lo scopo non è qui quello di presentare le numerose e complesse formule di calcolo specifiche, per le quali si rimanda alla normativa, ma di presentare le considerazioni di base e le semplici equazioni che costituiscono il nucleo di quelle presentate dalle norme tecniche, al fine di fornire elementi utili a comprenderne le origini.
Gli sforzi nelle le membrature cilindriche sottoposte a pressione interna di piccolo spessore, cioè aventi un rapporto tra diametro e spessore maggiore di 10÷15, possono essere calcolati con un approccio semplificato, rispetto alla trattazione analitica esatta, che deve essere invece utilizzata quando si considerano elementi di grosso spessore.
Utilizzando un sistema di riferimento cilindrico, cioè identificato dalle coordinate assiale, radiale e angolare (circonferenziale), si può constatare che alla luce dell’assialsimmetria del problema, sia per la geometria che per le condizioni di carico, si può constatare che gli sforzi in tale sistema di riferimento sono principali, cioè solamente normali e non tangenziali.
L’ipotesi di spessore sottile, si traduce nel considerare gli sforzi assiali e circonferenziali costanti nello spessore e, con riferimento alla figura 1, che rappresenta rispettivamente in sezione e in vista metà del mantello di un recipiente cilindrico di lunghezza unitaria, è possibile scrivere la seguente equazione di equilibrio alla traslazione in direzione normale al piano di sezione:
Dalla quale si può ricavare l’espressione dello sforzo circonferenziale:
Si specifica che ciò si ottiene svolgendo l’integrale può essere ricavato ricordando dalle leggi dell’idraulica che la spinta risultante della pressione su una superficie chiusa deve essere nulla e e pertanto che in valore assoluto la risultante dell’integrale della pressione sulla semisuperficie cilindrica non può che essere uguale al prodotto della stessa per l’area rettangolare individuata dal piano di sezione.
In modo del tutto analogo, con riferimento alla figura 2, che rappresenta il cilindro sezionato con un piano perpendicolare all’asse, si può scrivere l’equilibrio in direzione assiale che, tenendo conto di quanto prima specificato riguardo alle leggi dell’idraulica, è dato dalla seguente equazione:
Dalla quale si ricava per lo sforzo assiale:
Si può constatare che lo sforzo assiale è pari alla metà di quello circonferenziale.
Il terzo sforzo principale, cioè lo sforzo radiale, nel caso di spessore sottile, viene ipotizzato variabile linearmente nello spessore e pari a zero sulla superficie esterna (σr = 0) e uguale alla pressione su quella interna (σr = -p).
Per il dimensionamento dei recipienti in materiale duttile si usa in genere il criterio di resistenza di Guest Tresca, che considera come grandezza indice del pericolo lo sforzo massimo di scorrimento dando così luogo ad uno sforzo equivalente di confronto uguale alla differenza tra il massimo e minimo sforzo principale, che in questo caso coincidono con lo sforzo circonferenziale e quello radiale; nel punto più sollecitato, che si trova sulla superficie interna, si ha quindi:
Dalla quale si ottiene:
Se invece dello sforo radiale sulla superficie interna, si considerasse il valore medio tra interno ed esterno, pari a 0.5 p, si otterrebbe:
La condizione trovata è analoga a quella indicata dalle diverse norme per il mantello cilindrico, fatta salva la presenza di fattori modificativi dello sforzo ammissibile per effetto delle saldature o l’utilizzo di fattori moltiplicativi per il calcolo della pressione di progetto rispetto a quella nominale.
I fondi dei recipienti in pressione possono essere realizzati in diverse forme, come si può vedere nella figura 3.
Nel caso di fondo semisferico, tenuto conto delle condizioni di simmetria sferica, non è concepibile l’esistenza di due direzioni tra di loro diverse come quella circonferenziale e assiale del cilindro. Lo sforzo principale minimo, anche in questo caso è quello radiale, mentre i due sforzi principali massimi tra di loro uguali possono essere trovati considerando la sezione di una sfera con un piano passante per il suo centro e scrivendo l’equilibrio alla traslazione in direzione normale a questo piano. È immediato constatare che si può scrivere un’espressione identica a quella dello sforzo assiale trovato per il cilindro e per la sfera quindi i due sforzi principali massimi, che agiscono in ogni direzione tangente alla superficie, sono dati dalla seguente espressione:
Applicando il criterio di Guest Tresca e ipotizzando di considerare il valore medio per lo sforzo radiale si perviene, per la sfera, alla seguente condizione:
Dalla quale si evince che lo spessore richiesto per la sfera è, a parità di pressione e diametro, circa la metà di quello del cilindro.
