膨胀节也称补偿器，是一种弹性补偿装置，主要用来补偿管道或设备因温度影响而引起的热胀冷缩位移 (有时也称热位移)。膨胀节的补偿元件是波纹管。在操作过程中，波纹管除产生位移 (变形)外，往往还要承受一定的工作压力，因此，膨胀节也是一种承压的弹性补偿装置，所以，保证其安全可靠地工作是十分重要的。
膨胀节除作为热位移补偿装置使用外，也常被用于隔振和降噪。
膨胀节波纹管的波形较多，常用的有U形、Ω形、S形等，在这里，主要介绍U形波纹管膨胀节的设计与应用中的有关问题。
1、膨胀节结构类型及其应用
1.l U形波纹管膨胀节的结构类型
U形波纹管膨胀节的结构类型较多，不同类型的膨胀节，适用的场合也各不相同。主要的类型有单式轴向型、单式和复式铰链型、复式自由型、复式拉杆型、直管和弯管压力平衡型等。各种类型的结构示意图见图l~图10。
为提高膨胀节的承载能力，可设计带加强环或稳定环的膨胀节，其纳构示意如图11所示。
(1) 单式轴向型膨胀节
由一个波纹管及结构件组成、主要用于吸收轴向位移而不能承受波纹管压力推力的膨胀节(见图1)。
(2) 单式铰链型膨胀节
由一个波纹管及销轴、铰链板和立板等结构件组成、受波纹管压力推力的膨胀节
(见图2)。
(3) 单式万向铰链型膨胀节
由一个波纹管及销轴、铰链板、万向环和立板等结构组成、能在任一平而内角位移并能承受波纹管压力推力的膨胀节(见图3)。
(4) 复式自由型膨胀节
由中间管所连接的两个波纹管(及控制杆或四连杆)等结构件组成、主要用于吸收轴向与横向组合位移而不能承受波纹管压力推力的膨胀节(见图4)。
(5) 复式技杆型膨胀节
由中间管所连接的两个波纹管及拉杆和端板等结构件组成、能吸收任一方向横向位移并能承受波纹管压力推力的膨胀节，(见图5)。
(6) 复式铰链型膨胀节
由中间管所连接的两个波纹管及销轴、铰链板和立板等结构件组成、只能吸收单方向横向位移并能承受波纹管压力推力的膨胀节(见图6)。
(7) 复式万向铰链型膨胀节
由中间管所连接的两个波纹管及十字销轴、铰链板和立板等结构件组成、能吸收一方向横向位移并能承受波纹管压力推力的膨胀节(见图7)。
(8)弯管压力平衡型膨胀节
由一个或中间管所连接的两个工作波纹管和一个平衡波纹管及弯头或三通、封头、拉杆和端板等结构件组成、主要用于吸收轴向与横向组合位移并能承受波纹管压力推力的膨胀节(见图8)。
(9) 直管压力平衡型膨胀节
由位于两端的两个工作波纹管和位于中间的一个平衡波纹管及拉杆和端板等结构件组成、主要用于吸收轴向位移并能承受波纹管压力推力的膨胀节(见图9)。
(10)外压单式轴向型膨胀节
由承受外压的波纹管及外管和端环等结构件组成、只用于吸收位移而不能承受波纹管压力推力的膨胀节(见图10) 。
1.2 膨胀节的应用示例
不同型式的膨胀节有不同位移补偿功能，在管路设计中，可以根据管路的结构及压力与通径等参数综合考虑给予选型。
1.2.1 轴向位移的补偿
图12是采用单式膨胀节吸收管线轴向膨胀的一个良好的典型实例。
图13是采用复式膨胀节吸收管线轴向膨胀的一个良好的典型实例。
图14是采用膨胀节吸收带支管的管线的轴向膨胀的一个良好的典型实例。
图15是采用膨胀节吸收具有异径管的管线的轴向膨胀的一个良好的典型实例。
图16表示一个包含"z"形管段的管线上使用膨胀节的方法。
图17是采用弯管压力平衡式膨胀节吸收管线轴向膨胀的一个良好的典型实例。
图18表示如何采用直管压力平衡式膨胀节吸收长的直管段上的轴向位移。
图19是采用弯管压力平衡式膨胀节吸收汽轮机、泵、压缩机等设备的热膨胀的一个良好的典型实例。膨胀节的主要作用是减小作用到设备壳体上的载荷。
1.2.2 对横向位移、角位移及其组合位移的补偿
在具有横向位移、角位移及其组合位移的场合，正确选择和使用膨胀节需要考虑到管道的构形、运行条件、预期的循环寿命、管道和设备的承载能力、可用于支承的结构物等多种因素。在某些情况下，可能有几种膨胀节都适合同一项应用，这时可以单纯根据经济性来考虑选择哪一种。然而，更为常见的是在各种可行的设计之中，应考虑到这一种或那一种具有独到之处，特别适合在某些特定的场合下使用。
(1) 单式膨胀节
图20、图21是采用单式膨胀节吸收轴向与横向组合位移的典型实例。
图22，图23将图21中膨胀节两端的主固定支架改换为连杆。
(2) 万能式膨胀节
万能式膨胀节特别适合吸收横向位移。此外，这种设计形式也可用于吸收轴向位移、角位移以及任意由这三种形式合成的位移。万能式膨胀节一般用法是将这种带连杆的膨胀节设置在呈90°的"z"型管道的中间管臂内，图24和图25是两个应用实例。
图26是在存在轴向与横向组合位移的场合使用弯管压力平衡式膨胀节的典型实例。
图27表示在管道转角不等丁90°时也可以使用弯管压力平衡式膨胀节。
图28给出一种常见的非常适于使用弯管压力平衡式膨胀节的场合。
图29给出了在横向位移较大的场合使用万能压力平衡式膨胀节的实例。
(3) 铰链式膨胀节
铰链式膨胀节一般以两、三个作为一组使用，用于吸收单平面管系中一个或多个方向的横向位移。在这种系统中每一个膨胀节被它的铰链所制约，产生纯角位移;然而，被管段分开的每对铰链式膨胀节互相配合，能够吸收横向位移。给定单个膨胀节的角位移。每对铰链式膨胀节所能吸收的横向位移与其铰链销轴之间的距离成正比，因此为了使膨胀节充分发挥效用，应尽量加大这一距离。
膨胀节的铰链通常用于承受作用于膨胀节上的全部压力推力;另外，也可以用于承受管道和设备的重量、风载或类似的外力。
图30说明如何用双铰链系统吸收单平面"z"形弯管的主要热膨胀。
如果单平面管系的柔性不足以吸收双铰系统的弯曲挠度，或者由弯曲而产生的载荷超过了连接设备的许用极限，则可采用具有三个铰链式膨胀节的系统。图31即表示在单平面"Z"形弯管中的三铰系统。竖直管段的热膨胀将由B和C两个膨胀节的动作来吸收。于是，很明显，膨胀节B必须能吸收由A和C两个膨胀节一起形成的转动。
图32说明在弯管角度不等于90°时，使用铰链式膨胀节的工作原理。在这里只需要使用中间固定支架平面导向支架。
图33说明连接设备亦产生平面位移时应用铰链式膨胀节的实例。
图34给出了设备与管道连接系统中应用铰链膨胀节的实例。
(4) 万向铰链式膨胀节
正如铰链式膨胀节在平面管系中具有很大的优越性一样，万向铰链式膨胀节在空间管系中具有类似的优越性。万向铰链式膨胀节具有吸收任意平面内的角位移的能力，常常利用这一点将它们组成一对，用来吸收横向位移。图35给出了一个应用实例。
如果不可能或不打算利用管道的弯曲来吸收竖直管臂的伸长，则可采用如图36所示由两个万向铰链式膨胀节和一个铰链式膨胀节组成的系统。
2、U形波纹管膨胀节刚度和应力计算
符号说明:
Fex---- 作用在以Dm为直径的圆周上的轴向力，N;
ex---- 单波轨向变形量，mm;
h---- 波纹管的波高，mm;
Dm---- 波纹管的平均直径，mm;
q---- 波纹管的波距，mm;
Dm=Db+h
r---- 波纹管波纹的曲率半径，mm;
Db---- 波纹管直边段内径，mm;
a---- 波纹管波纹的直线段长度，mm;
δ---- 波纹管的名义厚度，mm; δm---- 波纹管成形后的壁厚，mm;
E---- 波纹管材料的弹性模量，Mpa; m----波纹管厚度为δ的层数;
Cm---- 材料强度系数，热处理态波纹管取Cm=l.5；成形态波纹管取Cm=3.0;
Cwb---- 波纹管纵向焊缝;
Cf、Cp、Cd----
形状尺寸系数，由图38、41、42求取。
fi---- 波纹管单波轴向刚度，N/mm;
Kx---- 膨胀节整体轴向刚度，N/mm;
Ky---- 膨胀节整钵横向(侧向)刚度，N/mm;
Kθ---- 膨胀节整体弯曲(角向)刚度,K·m/°θ;
Ku---- 计算系数
Ku=(3Lu2-3LbLu)/(3Lu2-6LbLu+4Lb2)
Lb---- 波纹管的波纹段长度，mm;Lb=Nq
N---- 一个波纹管的波数;
Lu----复式膨胀节中，两波纹管最外端间的距离，mm;
2.1 刚度计算
2.1.1 波纹管单波轴向刚度计算
波纹管的波高与直径之比较小，如将其展开，可简化为如图37(b)所示的两端受轴向线载荷的曲杆。轴向的总力为Fex。在弹性范围内，利用变形能法可以推导出轴向力与轴向变形之间的近似关系式(1)。
Fex=[(πDmEδ3)/24C]-ex
N
(1)
式中 C=0.046r3-0.142hr2+0.285h2+0.083h3
mm3 (2)
则波纹管刚度fi′为 fi′=Fex/ ex
(3)
考虑到力学模型的近似性以及波纹管制成后壁厚减薄等因素，对公式（1）进行修正并代入（3）式则得：
fi′=(1.7DmEδm3)/(h3Cf)
N/mm (4)
式中：δm=δ√Db/Dm
(5)
对于多层结构的波纹管，其刚度按（6）式计算：
fi=(1.7DmEδm3m)/(h3Cf)
N/mm (6)
图38 系数Cf
2.1.2 膨胀节整体弹性刚度计算
（1）轴向刚度
（a）单式膨胀节整体刚度
Kx=fi/N
(7)
（b）复式膨胀节整体刚度
Kx=fi/2N
(8)
（2）侧向刚度
（a）单式膨胀节整体刚度
Ky=(1.5Dm2fi)/[LbN(Lb±X)2] (9)
（b）复式膨胀节整体刚度
Ky=(KuDm2fi)/[4NLu(Lu-Lb±X/2)] (10)
侧向刚度计算中，轴向位移X拉伸时取“+”，压缩时取“-”。
（3）整体弯曲刚度
Kθ=（πDm2fi）/（1.44×106N） (11)
2.2 未加强U形波纹管的应力计算
(1)内压引起的周向薄膜应力σ2
由图39可知，当受内压P作用时，在一个U形波的纵截面上的内力与作用在半个环壳上的外力平衡。
4(πr+α)δmσ2=qDmP
σ2=(qDmP)/[4(πr+α)δm]
MPa
(12)
几何尺寸r、α有如下关系：
r=q/4
α=h-q/2
(13)
将（13）式代入（12）式，得周向薄膜应力为：
σ2=(DmP)/[2mδm(0.571+2h/q)]
MPa (14)
（2）内压引起的径向薄膜应力σ3
当波纹管受内压P作用时，在以D与Db为直径的两个环形截面上的内力与轴向外力平衡，则：
π(D+Db)δmσ3=(π/4)(D2-Db2)P
(15)
因D=Db+2h,代入上式，经整理后得：
σ3=Ph/2δmm
MPa
(16)
（3）内压引起的径向弯曲应力σ4
在经线为半个U形环壳上切出单位宽度的窄条（见图40），设两端固定，并受均布压力P作用，可得最大弯距为：
M=P·h2/12
(17)
断面系数为：W=πDmδm2/6
(18)
则径向弯曲应力为：
σ4=M/w=P·h2/2δm2
MPa (19)
考虑形状尺寸的影响，引进修正系数(EJMA法)得：
σ4=（P·h2Cp）/2cm (20)
图39 U形膨胀节的几何参数。
图40 环壳上的几何尺寸
（4）由轴向力Fex引起的径向薄膜应力σ5
由式（3）、式（4）可得：
σ5=Fex/πDmδm=（1.7Eδm2ex）/（πh3Cf） MPa (21)
按EJMA法修正后，其公式形式为：
σ5=（Eδm2ex）/（2πh3Cf）
MPa (22)
式（22）为实际计算公式。
（5）由轴向力Fex引起的径向弯曲应力σ6
可以证明在Fex作用下，最大弯矩发生在波顶B处（见图37），其值为：
Mmax=Fexh/2
(23)
断面系数为：W=πDmδm2/6
(24)
则弯曲应力为：σ6=Mmax/w=3Fexh/πDmδm2 MPa (25)
引入公式（3）、（4）的关系，得：σ6=（5Eδmex）/（πh2Cd） MPa (26)
按EJMA法修正后得：
σ6=（5Eδmex）/（3h2Cd） MPa （27）
（6）应力评定
a、薄膜应力
σ2≤Cwb[σ]bt
(28)
σ3≤[σ]b
b、弯曲应力：σ3+σ4≤Cm[σ]bt
(29)
c、经向总应力范围：
σt=0.7(σ3+ σ4)+σ5+σ6 (30)
以上介绍的U形膨胀节计算的方法，尽管由于力学模型的简化，给计算结果带来一定程度的误差，但因公式比较简单，又根据实际情况进行了修正与调整，故在工程设计时仍然得到广泛的应用。
U形膨胀节也可看作环壳与环板的组合体，承受轴对称的载荷。列出平衡方程进行求解也可得出计算公式。但其过于繁复，不便于应用。
近年来利用有限元法对膨胀节的应力分析研究工作也取得了进展。它以有限单元的集合代替无限单元的连续体，作物理上的近似，通过能量原理得出离散方程，经过求解，可以得到各离散单元的应力与位移的数值解。有利于进行精确的设计计算。
3、U形波纹管膨胀节的稳定性
符号说明：
Db--波纹管直边段内径，mm;
Cz--转换点系数，Cz=√(4.72fiuq2)/(σ0.2tDbAc)
Ac--单个波纹的金属截面积，mm2;Ac=(0.571q+2h)nδm
Cθ--基于初始角位移的柱失稳压力削弱系数；
Cθ=1-1.822r+1.348r2-0.529r3
r--初始角位移与最终角位移之比：
r=(θDm)/(θDm+0.3Lb)
θ--单个波纹管的角位移，弧度；
a--平面失稳应力影响系数；a=1+2δ2+(1-2δ2+4δ4)0.5
δ-- 平面失稳应力比： δ=K4/3K2
K2--平面失稳系数: K2=（Dm/2mδm）/[1/(0.571+2h/q)]
K4--平面失稳系数: K4=(Cp/2m)/(h/δm)2
其他符号意义同前。
3.1 波纹管的稳定性概念
膨胀节在使用中，若内压过大可以使波纹管丧失稳定，即出现屈曲。屈曲对波纹管的危害在于它会大大降低波纹管的疲劳寿命和承受压力的能力。最常见的两种形式是柱屈曲和平面屈曲。柱屈曲系指波纹管的中部整体的侧向偏移，它使波纹管的中心线变成如图43(a)所示的曲线。当波纹管的长度与直径之比比较大时这种现象经常发生，与压杆失稳相似。
波纹管柱失稳极限设计压力计算式见式 (31)、(32)，这些公式是假设波纹管两端固定。在其他支承条件下的极限设计压力按以下方法估算，
固定/铰支: 0.5Psc
铰支/铰支: 0.25Psc
固定/横向导向: 0.25Psc
固定/自由: 0.06Psc
应该指出:外压不会产生柱屈曲，当波纹管承受外压时可按3.3中讨论的方法对其稳定性进行校核。
平面屈曲系指一个或多个波纹平面发生移动或偏转:即这些波纹的平面不再与波纹管轴线保持垂直。变形的特点是一个或多个波纹出现倾斜或翘曲，如图43(b)所示。造成这种屈曲主要是由于沿子午向作用的弯曲应力过大，并在波峰和波谷形成了塑性铰。当波纹管的长度与直径之比比较小时经常会发生这种现象。对无增强波纹管进行平面屈曲校核的方法见公式(33)。
为了防止波纹管在试验条件下发生屈曲，试验压力应当低于或等于极限设计压力的1.5
倍，这是根据材料在室温下能够保持柱稳定或平面稳定的力学性质而确定的。另外，应该使试验的固定方式尽量接近现场的安装条件。
3.2 U形波纹管极限设计内压的计算
(1)波纹管两端固支时，柱失稳的极限设计内压
a)当Lb/Db≥Cz时，
GB/T 12777-99中给出的计算式为:
Psc=(0.34πfiu)/(N2q)
MPa (31a)
EJMA-98中给出的计算式为：
Psc=(0.34πCθfiu)/(N2q)
MPa
(31b)
b)当Lb/Db＜Cz时，
GB/T 12777-99中给出的计算式为:
Psc=[(0.58Acσ0.2t)/(Dbq)][1-0.6Lb/CzDb] MPa (32a)
EJMA-98中给出的计算式为：
Psc=[(0.87Acσ0.2t)/(Dbq)][1-0.73Lb/CzDb] MPa (32b)
(2)波纹管固支时平面失稳的极限设计内压力
GB/T 12777-99中给出的计算式为:
Psi=(1.4nδm2σ0.2t)/(h2Cp)
MPa (33a)
EJMA-98中给出的计算式为：
Psi=(0.51σ0.2t)/K2√a
MPa (33b)
3.3 U形波纹管受外压时周向稳定性计算
当波纹管承受外压时，还需对波纹管以及与其相连的壳体进行稳定校核，这时将波纹管视为具有厚度是的δeq当量外压圆筒，其直径为Dm，波数为N，则长度为Lb=Nq，此当量外压圆筒的断面惯性矩I2-2=(Lbδeq3)/12,应与原波纹管的断面惯性矩I1-1相等（见图44），即：
I1-1=I2-2=(Lbδeq3)/12
mm4 (34)
故 δeq为（12I1-1/Lb）开三次方 （35）
而I1-1值可以根据图44所示图形计算，其近视公式为：
I1-1=Nmδ{[(2h-q)3/48]+0.4q(h-0.2q)2}
mm4 (36)
与波纹管相连的筒体壁厚为S0,如果S0≤δeq，则将波纹管与筒体作为一连续的筒体进行外压校核。
如果S0＞δeq，则将波纹管视为外直径为Dm，长度为Nq的当量圆筒进行外压校核。
经校核后，假若设计外压P大于许用外压[P]，则应修改设计参数，重新按以上步骤进行计算，直到满足P≤[P]的条件为止，外压校核按GB150-98中6.2.1规定进行。
4、U形波纹管膨胀节的疲劳寿命计算
U形膨胀节作为补偿变形的元件，所承受的反复载荷所产生的应力常超过本身材料的屈服极限，这样会引起高应变低循环疲劳破坏。关于疲劳寿命的计算，各国所用公式不尽相同，但都同源于柯芬(Coffin)----曼森(Manson)公式。
柯芬和曼森分别提出了描述塑性循环应变范围与材料循环寿命之间的关系式，其一般形式为:
NMεp=C
(37)
式中:N----材料破坏时的循环寿命次数，
εp----塑性循环应变范围;
M、C----材料常数。
在低于蠕变温度下，柯芬提出的关系式为
N0.5εp=εf/2
(M=0.5, C=εf/2 ) (38)
曼森提出的关系式为:
N0.6εp=εf0.6 (M=0.3, C=εf0.6 ) （39）
式中:εf为材料断裂时的真实应变，称为断裂延性。其值可通过断面收缩率ψ按下式计算：
εf=In[1/(1-ψ)]
（40）
式(37)称为柯芬--曼森公式。柯芬公式(38)和曼森公式 (39)都是根据大量实验数据获得的，但由于柯芬所引以为据的多是以试件出现裂纹即判为失效的数据，而曼森所取的则为试件真实断裂数据，故失效循环次数是不相等的。
为使式(38)便于应用，兰格 (Langer)根据实验验证，进一步得到下式：
N={[E/4(σ-σ0)]In[1/(1-ψ)]}2
(42)
式中：E----材料的弹性模数，Kg/mm2;
σ0----材料的持久限,Kg/mm2;
σ----"虚拟"应力幅，kg/mm2;其值为σ=0.5Eεt
对于不锈钢材料SUS27，其 E=2.1X104 kg/mm2;σ0=28.1kg/mm2;ψ=0.625，代入式（41）可得：
N=(2.65×107)/(σ-28.1)2
(42)
式(42)即为各疲劳寿命算式的基础公式。对奥氏体不锈钢制的膨胀节再进行实验分析研究，考虑应变集中，尺寸及温度等有关影响因素，对基础公式加以修正，便得出疲劳寿命计算式。由于影响膨胀节疲劳寿命的因素很多，考虑时很难面面俱到，所以得出的计算式也各不相同。
我国GB/T12777-99《金属波纹管膨胀节通用技术条件》中规定U形波纹管膨胀节疲劳寿命计算式如下：
对于无加强的波纹管：Nc=[12820/(Ctσt-370)]3.4
(43)
对于加强的波纹管： Nc=[35720/(Ctσt-290)]2.9
(44)
[Nc]=Nc/nf
式中： [Nc]----波纹管设计疲劳寿命，周次；
Nc----波纹管平均疲劳寿命，周次；
nf----波纹管设计疲劳寿命安全系数；nf≥10
Ct----温度修正系数；Ct=Eb/Ebt
Eb、Ebt---- 材料在室温和设计温度下的弹性模量，MPa;
σt----经向（子午向）总应力范围，MPa;
σt=0.7(σ3+σ4)+σ5+σ6
以上介绍的疲劳寿命计算式，适用于425℃以下未经热处理的奥实体不锈钢波纹管疲劳寿命的计算，循环次数的有效范围是103--105周次。
5. 波纹管的自振频率与共振防治
在膨胀节工程应用中，当波纹管的自振频率和系统中的任一振动频率相同或相近时，就会产生共振。这样，一方面使波纹管的寿命大大降低，另一方面将引起容器、管道和法兰等应力集中和残余应力较大部位的泄漏和疲劳断裂。因此，研究波纹管的自振频率，合理地进行工程计算，使之与系统振动频率隔开，以防止发生共振，是十分必要的。
5.1 波纹管的自振频率计算
膨胀节在实际使用中，大多为水平或垂直于地面安装，可能使波纹管承受横向(梁型)振动和轴向(手风琴型)振动，其自振频率应分别加以计算。
(1) 轴向自振频率计算
当将波纹管简化为离散力学模型，即把波纹管的全部质量分割为有限个质点，在两端固支的边界条件下，可推得其轴向自振频率为:
fi′=Ci√Kx/G
HZ (45)
式中Ci为常数，可根据波纹管的波数N从表1查取;Kx和G分别为波纹管的轴向总刚度(N/mm)和重量(N);i为频率阶数，i=1，2，3·……
当将波纹管视作质量连续均布，根据不同的边界约束条件，可分别求得波纹管的轴向自振频率计算公式:
①两端固支时 fi′=49.5i√Kx/G
HZ (46)
②一端固定，另一端自由时，fi′=49.5（i-1/2）√Kx/G
HZ (47)
③一端固定，另一端具有重物（重为W0,N）时，
fi′=15.76βi√Kx/G
HZ (48)
式中βi，可按下列方法求取：βitgβi=a
(49)
βi=(i-1)π+εi
(50)
先求出a值，a=G/W0,在将式（50）代入式（49），经过试差渴求的任意频率阶数的εi （0＜εi＜π/2，i=1,2,3,……）；然后从式（49）相应频率阶数的βi 。
（2）横向自振频率计算
将波纹管简化为质量连续均布的直管，可推出在两端故知边界条件下的横向自振频率为：fi′=Ci(Dm/L)√Kx/G
HZ (51)
式中：Ci为常数，在1-5阶频率时，Ci分别为124.63，343.55，673.53，1113.28，1663.13；Dm为波纹管平均直径（mm），Dm=D0+h，其中D0、h分别为波纹管波根外径和波高（mm），L为波纹管长度，L=Nq+2L1,其中q和L1分别为波纹管的波距和端部直边端长度（mm），见图45。
在式（45）-（48），（51）的自振频率计算公式中，为减小自振频率理论计算值与实测值之间的差异，波纹管的轴向刚度Kx应尽量采用相应振动状态下波纹管的实际刚度值。若实际刚度值不知道，则可用下列公式进行计算:
Kx=1.7EtDmδm3m/h3nCf
N/mm (52)
式中 Et--波纹管材料在工作温度下的弹性模量(N/mm2)
δm--成型减薄后的波纹管一层材料厚度，
δm=δ(D0/Dm)0.5
(mm);
δ--波纹管一层的名义厚度(mm);
m--波纹管厚度为"δ"的层数;
Cf--系数。
此外，对于波纹管的重量G，当管内为气体介质时，因重量较小，在计算轴向和横向自振频率时可忽略，只计算波纹管材料的重量，即：
G=G1=2πNγmδm[B12-B22+π(B1r1+B2r2)+2(r12-r22)]+2γπ(R2+R1)L1mδm N (53)
当波纹管内为液体介质时，液体介质的重量对自振频率影响较大，应予计入。对于轴向自振频率的计算应包括各波之间的液体重量G2，即整个波纹管内的液体重量减去管内径以内的液体重量，因此:
G=G1+G2=G1+Nγ′π[B12(2r1-mδm)+(π/4)B1(2r1-mδm)2
+(1/6)(2r1-mδm)3+B22(2r2+mδm)3-(π/4)B2(2r2-mδm)2
+(1/6)(2r2-mδm)3 -R22q
] N
(54)
对于横向自振频率的计算，则应计入整个波纹管内液体的重量G3，即：
G=G1+G3=G1+G2+LπR22γ′
N (55)
式（53）-（55）中：
γ、γ′--分别为波纹管材料和管内液体的单位体积重量（N/mm3）;
r1、r2--为波峰、波谷圆弧中间面半径 (mm)；
B1=R1-r1-(mδm)/2,R1为波纹管外半径(mm),R1=D0/2+h;
B2=R2+r2+(mδm)/2,R2为波纹管外半径(mm),R2=D0/2-mδm;
5.2 设置波纹管管系的防振
当在压缩机、真空泵和柴油机等的管道系统中设置膨胀节时，管路设计应使机器的檄发频率、管道内的气柱固有频率、管系结构的固有频率和波纹管的自振频率不相重合。在盲目配管时，有可能使以上某几种频率相等或相近，此时，管系将发生强烈地振动。
对机器激发频率可按下式求取:fj=Mn/60
HZ (56)
式中，n为机器曲轴转速
(rpm);M为在曲轴一转内，在管道的一个端口处，向管道排气或者吸气的次数。如单缸单作用时，M=l:单缸双作用时，M=2。
有关气柱一端开口，一端闭口情况的固有频率，在声学里己作了完善的研究，可用下式计算：fgi=(i-0.5)C/2L HZ (57)
式中i为频率阶数，i=1，2，3·……;L为气柱长度，通常也就是管道长度（m）;C为气体的声速（m/s），C=√KgRT ,其中K为绝热指数，空气为1.4；g为重力加速度9.8(m/s2)
,R为气体常数，空气为29.3，T为绝热温度(°K) 。
由式（56）和（57）可得到气体发生共振式应有如下关系：
fj=fgi=(i-0.5)30C/(Mn) m (58)
若取fj=（0.8-1.2）fgi作为共振区，则共振管长相应的范围值为：
L=(0.8-1.2)(i-0.5)30C/(Mn) m (59)
采用同样的方法，根据fi′=fj,fi′=(0.8-1.2)fgi
的共振条件，从式（45）或式（46）、式（47）、（48）和式（56）、（57）可分别推得波纹管轴向与机器以及气柱发生共振时的Kx--n,L--Kx关系式：
① 波纹管两端固支时
Kx=G(Mn/60Ci)2
N/mm (60)
L=(0.8-1.2)(i-0.5)(C/2Ci)√G/Kx m (61)
或 Kx=G(Mn/2970i)2
N/mm (62)
L=(0.8-1.2)(i-0.5)(C/99i)√G/Kx m (63)
②波纹管一端固定，另一端自由时
Kx=G[(Mn/2970(i-0.5)]2
N/mm (64)
L=(0.8-1.2)(C/99)√G/Kx
m (65)
③波纹管一端固定，另一端具有重物时
Kx=G[(Mn/945.6βi]2
N/mm (66)
L=(0.8-1.2)(i-0.5)(C/31.55βi)√G/Kx
m (67)
关于管系结构的固有频率，在管道的设计阶段，可根据具体管路、支承等情况进行计算，具体计算方法可查阅有关文献。
综上所述，为防止波纹管及管系发生共振，在设计时应注意到:
(1)由于机器的转速n通常为一定值，一般不会改变，为使其激发频率与波纹管的自振频率不相重合，波纹管的刚度值应大于或小于由式 (60)或 (62)、式 (64)、(66)的计算值。波纹管的刚度值，尤其是当波纹管作为消振元件使用时，应尽量取其相应工况下的实测值，从而使自振频率的计算值较为精确。必要时，对批量生产的波纹管可进行抽样刚度测试。
试验情况证明，通过调整波纹管的预变形量使其刚度值发生变化，从而可适当改变其自振频率值，但应注意波纹管其它力学性能的变化，并且在设计阶段不作这样的考虑。
(2)为了避免气性的固有频率与机器的激振频率及波纹管的自振频率重合而发生共振，配管长度L不应落在由式(59)、式(61)、或 (63)式(65)和(67)计算得出的范围内。
(3)对于管系结构的固有频率，也应与系统中的其它振动频率错开，当结构固有频率与机器激振频率相同或相近时，用增添管道支承的方法，能显著地改变管道机械固有频率，从而避免与激振力形成共振。同时结构固有频率也不应与波纹管的自振频率和气柱固有频率重合，若出现上述情况，可通过改变波纹管的刚度 Kn和改变配管长度L，以及增添管道支架等方法，使它们相互错开，避免共振。
(4)金属波纹管可以在高频率和低振幅的振动场合下使用，但不适合于低频率和高振幅的振动场合。
由于压力脉冲会通过流动介质传递到波纹管以外的地方去，因此，当系统的振动是由压力脉冲引起时，是不能用设置波纹管来消除的。同时，如果管道振动是由于过大的压力脉冲引起的，那么，采用增添管道支承和捆绑加固的方法也是不行的。在这种情况下，可考虑装设缓冲器和减振器等，使高振幅低频率振动转换成为不太剧烈的较高频率和较低振幅的脉冲。
此外，在高流速的情况下，发生在波纹管上的紊流以及其内部的湍流都可以导致振动。为了减少这些现象，波纹管内应该设置内套筒。
总之，在设计装有波纹管的管系时，应确保管系上的振动频率不相重合以及振动载荷不会损害波纹管的功能。
6.
设置膨胀节管系支架的设计及受力计算
波形膨胀节具有优良的柔性，用于吸收管道热膨胀产生的位移和吸收机器产生的振动时，具有优良的性能。但是正因为具有优良的柔性，如果安装不当，不仅不能发挥其优良的性能，而且容易发生破坏，所以对设置膨胀节的管路，正确地进行支架设计和受力计算是很重要的。
符号说明：
X--X 向位移，mm;
φ--角位移，度;
Y--Y 向位移，mm;
Y′--侧向位移，mm; Y′=Y2+Z2
Z--Z 向位移，mm;
△x--轴向位移，mm;
△y--侧向位移产生的当量轴向位移，mm;
△φ--角位移严生的当量轴向位移，
△-- 总位移，mm; △=△x+△y+△φ
△额定--膨胀节的设计额定总位移，mm;
△L--管道或设备受热的伸长量，mm;△L=α·△t·LG
α--材料的线膨胀系数，mm/mm℃;
△t--操作温度芍安装温度之差，℃;
E-- 管子材料的弹性模量，Mpa; I-- 管子惯性矩，mm4;
A-- 波纹管的平均截面积，mm2;
P-- 设计压力，Mpa;
KL--确定侧向位移产生的当量轴向位移的系数: KL=[3L(L+Lb)]/(3L2+Lb2)
Lb-- 一个膨胀节的有效长度，mm;
L-- 复式膨胀节两组波纹管中心之间的距离，mm;
Dm-- 波纹管平均直径，mm;
F-- 固定管架所受的合力，N;
dt--管道外径，mm； G-- 管道(包括介质保温材料)的重量，N;
Kx-- 膨胀节轴向工作刚度，N/mm; Fp--内压产生的推力，N;
LG--两个固定管架之间的长度，mm; F△-- 位移产生的反力，N;
Fτ-- 侧向位移产生的反力，N; Ff-- 摩擦力，N;
Fρ-- 流动产生的离心力，N; F△x-- 轴向位移产生的反力，N;
θ-- 弯曲角度，度;
ρ-- 摩擦系数:
Ai-- 管内截面积，mm2;Ai=πdi2/4 di-- 配管内径，mm;
Fx-- X方向所受的力，N;
Mx-- 坐标系中YOZ平面所受的力矩，N-mm;
Fy-- Y方向所受的力，N;
My-- 坐标系中XOZ平面所受的力矩，N-mm;
Fz-- Z方向所受的力，N； Mz-- 坐标系中XOY平面所受的力矩，N-mm:
Lx、Ly、Lz-- 为力作用点的坐标。
6.1 膨胀节的位移
(1)单式普通膨胀节
△x=X
△y=(3DmY′)/(Lb±X)(拉伸时x取"+"号，压缩时取"-"号)
△φ=(φDm/2)·(π/180)
(2) 单式铰链膨胀节 △φ=(φDm/2)·(π/180)
(3) 复式万能膨胀节 △x=X/2(带长拉杆时，X仅为拉杆内的热膨胀量)
△y=(KLDmY′)/[2(L±X/2)]
(4) 复式铰链膨胀节 △x=X/2(X仅为铰链内的热膨胀量)
△y=(DmY′)/[2L]
(5) 总位移 △=△x+△y+△φ
使△≤△额定
6.2 膨胀节所受的力和力矩
F△x=Kx△x
Fτ=(KxDm△y)/[2(L+Lb)](对于单式膨胀节，L=0)
My=(KxDm△y)/4
Mφ=(KxDm△φ)/4
6.3 固定管架的受力计算
(1)主固定管架
管系安装一个或几个不吸收压力推力的普通膨胀节时，在管系的端点、分支点、弯曲点、设置阀门或盲板处应安装主固定管架。
主固定管架要承受内压和流动所产生的推力，以及膨胀节位移产生的力和(或)力矩、导向管架和支架等产生的摩擦力。在某些场合下还要考虑管道、管路附件、保温材料和介质的重量，以及风载荷、管段弯曲等所产生的力和力矩。
直管段主固定管架所受的力:
F=Fp+F△+Ff
式中：Fp=P·Ai
F△=Kx·△
Ff=μ·G
对于弯曲处的主固定管架还需计及流体流动产生的离心力(当流速较慢、密度较小时，可忽略不计)。
(2) 次固定管架
管系安装带长拉杆的复式万能膨胀节、铰链膨胀节和压力平衡膨胀节时，内压产生的推力由拉杆或铰链销承受，这时可设置次固定管架，它承受除内压产生的推力以外的载荷
F=F△+Ff
6.4 导向管架
导向管架是为了保证膨胀节的位移沿着预定的方向进行，以及防止管道失稳。因此，它必须承受位移产生的反力和管道重量等载荷。
(1)轴向导向架
轴向导向架的设置是为了使管道沿着轴向进行。因此，一般规定导向管架与管子之间的间隙，以及导向管架间距，在保证正确导向的前提下，选用较大的间隙以减少摩擦力。
导向管架与管子的间隙可参照下列推荐值选用:
管径≤100mm时，间隙为1.5mm；管径>100mm时，间隙为3mm。
膨胀节与第一个导向管架的距离为管子直径的4倍。第一个与第二个导向管架的距离为管子的14倍。其它导向管架之间的距离由下式求得:
L2-n=1.571√(EI)/(PA±Kx△x)
式中:L2-n-- 第二个至第n个的每个导向管架之间的距离，mm;
I-- 管子惯性距，mm4;
其余同上。
(2)侧向位移和角位移的导向管架
在侧向位移或角位移的情况，导向管架与管子的间隙除考虑轴向导向管架的要求外，还要考虑某一方向的附加间隙，以允许管道在设计范围内的侧向位移和(或)弯曲。
这种导向管架的结构随着使用膨胀节型式的不同和管道的布置方式不同而有异。
6.5 管道支架
管道支架的设置要允许管道自由位移而又能支承管道、管路附件、保温材料、流动介质等重量。保证这些重量不作用在膨胀节上。
弹簧吊架、管环、U形螺栓、棍子支架等是常用的管道支架。
6.6 几种典型管道布置方式的膨胀节选型及其管架推力计算
(1)符号说明
:主固定管架
:定向主固定管架
:次固定管架
:导向管架
：具有附加间隙的导向管架
管架推力计算时，在示例中假设:
a.管系和膨胀节被恰当地支承和导向;
b.管道的重量和管内介质的重量由支架支承;
c.管道与导向管架、支架等的摩擦力为零;
d.管道的挠曲所产生的力和力矩忽略不计;
e.管系的坐标原点位于所考虑的点上，坐标系统如下，箭头所指方向为+,相反为-；
Mx=Fz·Ly-Fy·Lz
My=Fx·Lz-Fz·Lx
Mz=Fy·Lx-Fx·Ly
(2)直管段
a. 直管段上只安装一个单式普通膨胀节的情况，如图46所示
1)膨胀节的位移
X=△LG=α·△t·LG
△x=X,△y=0,△z=0
△=△x+△y+△z=X+0+0=X
选择△额定≥△的单式普通膨胀节即可。
2) 管架所受的推力
内压产生的推力:Fp=P·Ai
位移产生的反力:F△=Kx·△
作用于A点的力:FXB=-FXA=-(Fp+F△)
A和B均为主固定管架。
3)导向管架的间距
L1≤4d,L2≤14d
L2-n≤1.571√(EI)/(PA±Kx△x)
b.直管段上安装二个相同的单式普通膨胀节的情况如图47所示。
膨胀节的选择、导向间距和A、B点的受力计算同上节a·
A和B点设置主固定管架，C点设置次固定管架。由于AC和BC对称，正常操作时，受力互相抵消，但是，刚开始操作时，一端先受热膨胀，所以C点考虑承受一个膨胀节的位移产生的反力较安全。即C点所受的力为:
FXC=±Kx·X
(3) L形管道
a. 在管段上安装一个带拉杆的单式普通膨胀节的情况如图48所示。
1)膨胀节的位移:
X=△L1;
Y=△L2
△x=X;
△y=(3DmY)/(Lb±X) △=△x+△y
选择△额定≥△的带拉杆的单式普通膨胀节。
由于带拉杆，所以A点和B点可设置次固定管架，C点设置带附加间隙的导向管架。
2)位移产生的力
F△X=Kx·△x
Fτ=(KxDm△y)/[2Lb]
A点所受的力和力矩
Fx=0; Fy=-Fτ; Fz=0
LX=L3+Lb/2
; Ly=0; Lz=0
Mx=0; My=0
Mz=FyLx-FxLy=-Fτ(L3+Lb/2)-0=-Fτ(L3+Lb/2)
B点所受的力和力矩
Fx=0; Fy=Fτ; Fz=0
LX=-(LG-L3-Lb/2)
; Ly=-L2; Lz=0
Mx=0; My=0
Mz=FyLx-FxLy=Fτ[-(LG-L3-Lb/2)]-0=-Fτ(LG-L3-Lb/2)
这种布置方式的缺点是膨胀节只能吸收拉杆内的轴向位移。拉杆外的轴向位移要由管段L2的变位吸收，因此管架受力要增加由此而产生的力和力矩。所以，应尽量增大拉杆的长度，如侧向位移较大时(BC＞＞AC)可采用带长杆的复式万能膨胀节。如果△x＞＞△y，膨胀节也只能安装在轴向时，这样可以采用定向固定管架。
b. 在管段上安装一个不带拉杆的单式普通膨胀节的情况如图49所示。
1)膨胀节的位移
X=△L1;
Y=△L2
△x=X;
△y=(3DmY)/(Lb±X)
选择△额定≥△的单式普通膨胀节。
2)位移和内压产生的推力:
F△X=Kx·△x Fτ=(KxDm△y)/[2Lb] Fp=P·Ai
3)管架所受的力和力矩
A点：
Fx=0; Fy=Fτ;
Fz=0
LX=L3+Lb/2
; Ly=-L2; Lz=0
Mx=Fz·Ly-Fy·Lz=0
My=Fx·Lz-Fz·Lx=0
Mz=Fy·Lx-Fx·Ly=Fτ(L3+Lb/2)-0=Fτ(L3+Lb/2)
B点：
Fx=-(F△X+Fp);Fy=0; Fz=0
LX=L3+Lb/2
; Ly=0; Lz=0
Mx=0; My=0; Mz=0
C点：
Fx=F△X+Fp;Fy=-Fτ; Fz=0；
LX=-(L1-L3-Lb/2)
; Ly=0; Lz=0；
Mx=0; My=0;
Mz=Fy·Lx-Fx·Ly=(-Fτ)[-(L1-L3-Lb/2)]-0=Fτ(L1-L3-Lb/2);
c.在较短的管段上安装两个单式铰链膨胀节的情况如图50所示。
1) 膨胀节的位移：
Y=△L3
φ=arcSin(Y/L)
选择两个相同的单式铰链膨胀节，
使φ额定≥φ也可根据φ额定，求出L:
L=Y/Sinφ额定
2) 偏转力和偏转力矩
△φ=DmY/2L Mφ=(KxDm△φ)/4
Fφ=2Mφ/L
3) 管架所受的力和力矩
A点：
Fx=0; Fy=Fφ; Fz=0;
Lx=-(L1+L/2);
LY=0; Lz=0;
Mx=0; My=0;
Mz=Fy·Lx-Fx·Ly=Fφ(L1+L/2)-0=Fφ(L1+L/2);
B点：
Fx=0; Fy=-Fφ;
Fz=0;Lx=L2+L/2;
LY=L3; Lz=0;Mx=0;
My=0;
Mz=Fy·Lx-Fx·Ly=(-Fφ)(L1+L/2)-0=-Fφ(L1+L/2);
4) C点为具有附加间隙的导向管架，它与膨胀节的距离LB为：
LB=1.5L/2.5=0.6L
这种布置很简单，但不能吸收轴位移，如果轴向位移较大时，要采用复式铰链膨胀节，或者三支但是铰链膨胀节的布置方式。
(4) Z形管道
安装一个带长拉赶复式万能膨胀节的布置方式，如图51所示。
1) 膨胀节的位移
X=△L3
Y=△L1+△L5
△x=X/2
KL=3L(L+Lb)/(3L2+Lb2)
△y=(KLDmY)/[2(L±X/2)] △=△x+△y
选择膨胀节时，使每组波纹管的额定补偿量△额定≥△。有些标准，给出L系列,并给出
Y额定。这样，直接选用Y额定≥Y的带长拉杆的复式万能膨胀节即可。
2) 位移产生的力
Fτ=(KxDm△y)/[2(L+Lb)]=KY△y (Ky=(KxDm)/[2(L+Lb)]，侧向刚度)
3) 次固定管架所受的力和力矩
A点：
Fx=0; Fy=Fτ; Fz=0
Lx=L2+L/2; LY=L1;
Lz=0;
Mx=0; My=0;
Mz=Fy·Lx-Fx·Ly=(-Fτ)(L2+L/2)-0=-Fτ(L2+L/2)
B点：
Fx=0; Fy=Fτ; Fz=0；
Lx=-(L4+L/2); LY=-L5;
Lz=0;Mx=0; My=0;
Mz=Fy·Lx-Fx·Ly=Fτ[-(L4+L/2)]-0=-Fτ(L4+L/2)
7. 膨胀节性能测试
7.1 试验目的及规则
膨胀节是一个承受内压和位移载荷的弹性元件，不但要求其具备设计所要求的功能，而且应该能保证安全地工作，显然，这是十分重要的。为了考核有关的力学性能和安全性。必须进行有关的性能试验。特别是在下列情况，更有必要进行试验:当新产品投产;产品正式生产后因其结构、材料、工艺有较大改变且可能影响膨胀节的性能时;长期停产后恢复生产;劳动部门进行制造资格认证或质量监督机构要求进行质量检查时都要做一系列的性能试验。试验的主要项目有:耐压试验、气密试验、应力测定、刚度测定、稳定性试验、疲劳试验和爆破试验等。所有试验都应遵循国家或行业的有关标准与技术条件的要求，也可参考国外有关标准和技术条件。
7.2 试验项目及技术要求
1)耐压试验
膨胀节产品在出厂前，都要按规定进行耐压试验。试验的目的是检验膨胀节在超工作负荷条件下的宏观强度，检验它是否具备在设计载荷下安全运行的能力，同时，可检验膨胀节的致密性，检查材料、结构和制造工艺中可能存在的问题。
耐压试验时，要求两端用盲板密封，还要将两端固定，便之在压力试验时不得伸长，一般情况下，是用坚固的拉杆拉紧两端盖。同时要测量各波间的波距。
1)液压试验
液压试验时，试验压力按式(68)和式(69)计算，取其中的小值。
PT=1.5P[σ]/[σ]t
(68)
PT=1.5PscE/Et
(69)
式中:PT试验压力，Mpa;
P(内压或外压的)设计压力，Mpa;
[σ]、[σ]t分别为试验温度和设计温度下波纹管材料的许用应力，Mpa;
E、Et分别为试验和设计温度下波纹管材料的弹性模量，MPa;
Psc为柱失稳极限设计压力，Mpa;
外压式膨胀节按式(68)决定试验压力。
进行耐压试验时，应注意检查波纹管波距的变化，在试验压力下，对于不带加强环(或稳定环)的膨胀节，受压时最大波距与受压前波距之比不得大于1.15;对于带加强环的膨胀节，受压时最大波距与受压前波距之比不得大于1.20。如果经过分析不能保证膨胀节在试验压力下波距的变化限制在规定范围内，可考虑适当降低试验压力，最后是否降压试验，须由技术负责人决定。
液压试验时，可用室温水作试验介质。对奥氏体不锈钢波纹管膨胀节，试验用水的氮离子含量应不越过25ppm。试验时，压力应缓缓上升，当加压至设计压力后，压力应逐级增加，每级压力级差不超过试验压力的10%，一直升压至规定的试验压力，并保压10分钟，此时，各连接部位和焊缝处应无渗漏、无异常变形和异常的响声，并测量波距，分析波距的变化，判断其是否发生过失稳现象，并作出质量结论。试压情况及结论应及时记录在试验报告上，试验结束后，应排尽水，并擦干净膨胀节内外表面的水渍。
在耐压试验中，要注意到试验介质的温度和环境温度，因为，当试验温度低于材料的脆性转变温度时，有可能导致材料发生低应力脆断事故。为安全起见，参照《压力容器安全监察规程》的规定，当端管、中间管和法兰为碳素钢和16MnR钢制造时，试压时的水温和环境温度不应低于5℃，当为其它低合金钢时(不包括低温用钢)，控制温度不低于15℃。其它材料制膨胀节的耐压试验温度按图样设计规定要求。
在进行水压试验前，应进行必要的强度校核，使波纹管和有关接管的一次总体薄膜应力值不得超过所用材料在该试验温度下屈服点的90%。若强度校核不合格，由技术负责人处理，可作出降压试验的决定。
在液压试验过程中，首先应将膨胀节内部充满水，排净滞留在膨胀节内的气体，静置一段时间，待膨胀节壁温与液体介质温度相同后方才升压。
试验过程中，必须保持膨胀节外部表面干燥、清洁。
试验过程中所用压力表应在检验有效斯内，其最大量程为试验压力的1.5-3倍。精度应符合要求，对低压情况精度不低于2.5级，对中压情况，精度不低下1.5级。并应安装在显著位置。
2)气压试验
当膨胀节由于结构复杂，液压试验不足以反映出各点试压要求，或因其它原因不适合进行液压试验时，可考虑进行气压试验。
试验压力按式(70)和式(71)计算，并取其中的较小值。
PT=1.1P[σ]/[σ]t
(70)
PT=1.1PscE/Et
(71)
式中符号意义同式(68)和式(69)。
进行气压试验时，现场必须有可靠的安全防护措施。进行气压试验的膨胀节，其主要焊缝应进行100%的无损探伤检测。
气压试验介质一般为干燥、清洁的空气，也可以是氮气或其它惰性气体。
试验温度也同样有一定要求，当接管等为碳素钢和低合金钢制膨胀节，试验用气体温度不得低于15℃，对于其它材料，则根据图样耍求。
试压过程中，首先缓馒升压至规定试验压力的10%，保压5一10分钟，并对所有焊缝和连接部位进行初次检查，若无泄漏，可继续升压至规定试验压力的50%，若无异常情况，其后，按每级为规定试验压力的10%逐级升压到试验压力，保压10分钟，此间压力应保持不变。不得采用连续加压的方法维护压力。不得在有压力的情况下紧固螺拴。经肥皂液或其它方法检漏。无漏气，无可见异常变形为合格。
(2)气密试验
膨胀节气密试验的主要目的是检验焊缝及各个可拆连接密封部位的致密性和密封性，以保证膨胀节在工作条件下严密不漏。在工程上，并非所有膨胀节都要进行气密性试验。根据规定，只有当工作介质为易燃易暴或为中度危害以上时，真空条件下操作且真空度大于0.085Mpa时或对泄漏有特殊要求时，才进行气密试验。
所谓易燃介质是指与空气混合的爆炸下限小于10%，或爆炸上限和下限之差值大于等于20%的气体，如--甲胺、乙烷、乙烯、氯甲烷、环氧乙烷、环丙氢烷、丁烷、三甲胺、丁二烯、丁烯、丙烷，丙烯、甲烷等。
所谓中度危害介质，是指最高允许浓度为1.0--10mg/m3的介质，这是根据GB5044《职业性接触毒物危害程度分级》的规定。按规定危害程度分四级，其中中度危害为Ⅲ级。极度危害为I级;中度危害介质如:二氧化硫、氨、一氧化碳、氯乙烯、甲醇、氧化乙烯、硫化乙烯、二硫化碳、乙炔、硫化氢等。
气密试验应在耐压试验合格后进行，若耐压试验为气压试验时，则无需进行气密试验。气密性试验压力一般取1倍的设计压力。气密试验前，应使膨胀节两端固定，防止试验时膨胀节端部移动。在试验时，压力应缓缓上升，达到规定试验压力后保压10分钟，不得有泄漏现象。试验介质温度应不低于5℃。
在气密试验时，可采用以下方法检查是否泄漏。
1) 在焊缝、法兰等连接部位涂抹发泡剂(如用重量比为10%的肥皂水)进行检查。若有泄漏，该处会出现鼓泡。
2) 沉水检查。对于尺寸不大的膨胀节，通常将其沉没于水池中检查，根据有无气泡冒出，判断是否严密。
3) 在试验气体介质中加入1%的氨气，在外壁焊缝等处贴上比焊缝宽2Omm的试纸，
观察有无颜色变化判断是否渗漏。例如，用酚酞试剂浸渍过的试纸遇了氨气就呈现红色。
在进行气密试验时，也要有相应得的安全防护措施。
(3)应力测定
对于波形膨胀节，不论是采用U形波还是Ω形波，其力学状态都是比较复杂的，为了便于工程计算，在进行力学分析时，都对计算模型进行了简化，如U形波，不同的研究者，分别将其简化成直梁、曲梁、环板模型。当然，这些模型与实际状态是有一定差别的。为了研究波纹的应力状态和最大应力点位置，对其应力进行实际测量是必要的，这种分析应力的方法，简称之谓实验应力分析。目前应用较多的实验应力分析方法主要有光弹方法和电阻应变法，电阻应变法有精度高、数据处理简单等特点，但是只能测定构件表面的应力，所测应力也只是电阻应变片栅长范围内的平均应力值。关于应力测定的具体方法和要求，请参阅有关资料。
(4)刚度测定
膨胀节的刚度反映了产生单位变形弹性反力的大小，是重要的力学性能之一，在工程上，有时要求提供较为精确的刚度值，如将膨胀节用在汽轮机上时，要求较为精确。但是，目前提供的计算式是在简化了的计算模型上推演得到的，和实际情况有一定的偏差，而且计算值皆为弹性范围内的刚度，而膨胀节的工作状态往往会进入塑性状态，因此，为了准确地掌握膨胀节的刚度特性，进行实际测定是很必要的。有时用户也要求提供较为符合实际的工作刚度。
1)刚度测定方法
膨胀节的刚度可以在有关的材料力学试验机上进行测定，也可在有关的自制的试验机上进行测定，不管在哪种装置上测定，都要求能测定所加载荷并准确记录对应的位移，从而求得刚度。另外也可利用膨胀节的拉杆对波纹管加载，由电应变法测得加载后的应变，由应变求得拉杆上的应力，从而求得载荷值、在加载的同时，也测定波纹管产生的位移值;知道载荷和位移值，可求得刚度。
在自制的简易装置上测定刚度时，可以利用测力计或拉压力传感器测定载荷，同时用有关量具测定位移量，从而求得刚度。给出的刚度值应注明是单波刚度还是整体刚度，其单位为N/mm。
2） 轴向工作刚度的决定
膨胀节的波纹管在弹性范围内，刚度和位移是成直线关系的，当位移较大时，波纹管进入塑性区，就不再保持直线关系了。实测刚度时，在载荷--位移曲线上表现为位移较小时的各测点连线近似为直线，当位移较大时，就超过了波纹管的弹性范围，此时各点的连线就不再是直线了，如图52所示。
图52表示了波纹管轴向作用力和位移的关系，曲线D为轴向作用力和位移变化的实际对应关系，加载初期为直线，当位移增加到一定程度后则变为曲线。卸载时为直线，若反向进行轴向加载，可回复到初始位置，曲线A为按理论公式计算的结果，在位移较小时，和D曲线向吻合，由图可见，此时，若以A作为轴向刚度，则设计时给出的弹性反力会比实际大。若以连接00′的B线作为轴向工作刚度，则设计时给出的弹性反力都比实际小。若以连接O′E的直线C平移至C′作为轴向工作刚度，则给出的弹性反力值居于A和B之间，与实际值的偏差相对较小，但是与实际值还是有一定的出入。在工程设计中，可分析具体情况进行设计。
有些工程设计，需要准确地掌握波纹管的轴向工作刚度，此时，生产厂家应说明所提供的刚度的由来。必要时，需对实际产品进行测试，以便提供准确的载荷一位移特性。
对于有角向位移与横向位移的膨胀节，也可以利用轴向工作刚度分别计算由角向位移与横向位移所引起的力矩和横向力。
(5)稳定性试验
稳定试验的目的在于测定波纹管发生失稳时的临界内压值。试验中，根据波纹管的波距在内压作用下的改变量来确定是否发生了失稳。当初始均匀对称的波纹管在内压的作用下，各波纹之间不再保持平行，或相邻节圆对应点的距离出现长短不一时，即认为发生了屈曲，当内压作用所引起的最大波距与无内压时波距之比，对于无加强的波纹管超过了1.15倍，对于加强的波纹管超过了1.20倍时，则认为出现了失稳，此时对应的最大压力值即为临界压力。
在试验时，应采取措施使波纹管处于平直状态，同时要使两端固定，在试验中，端部不得发生任何移动。在进行稳定性试验前应测量各波纹之间的波距。
在进行稳定性试验时，波纹管轴线可以处于水平位置，也可以处于垂直位置。但是，对于水平安装且柔度较大的波纹管，最好在水平位置进行试验。试验中不应在外部对波纹管的波纹进行任何约束，除非这种约束是膨胀节整个结构上的零部件所造成的。
测定波距时，应在波纹变形最大的平面内测量。
在实际测试中，膨胀节应模拟实际工况给予固定。但是，对于承受横间位移和角向位移的膨胀节，也许不能明确确定真正的失稳界线。
进行内压稳定性试验时，试验介质一般为水。加压应逐级进行，每个级间压力差不超过设计压力的15%。并应逐级分别测量波纹管各部位的波距变化和中间1一2个波的横向挠曲位移。
(6)疲劳试验
当系统装置开停工操作或正常操作中的温度变化都可能引起管道及设备的热胀冷缩，从而也使波纹管产生伸缩变形。有些场合，也会因机械位移而产生伸缩变形。这些位移变化所引起的应力往往是交变应力。另外，操作压力的波动，也会引起交变应力。膨胀节在交变应力作用下就可能引起疲劳失效。对膨胀节而言因位移变化较大，所以引起的交变应力范围也较大，容易引起疲劳破坏，因此波纹管的疲劳已成为设计计算时必须认真考虑的问题。
关于膨胀节疲劳的设计计算公式或曲线，一般有两类:一类是为半经验的理论公式，如在曼森-柯芬公式基础推演而得的兰格公式就属此类。另一类是以实验数据为基础的公式或曲线，像EJMA(美国膨胀节制造商协会标准)标准中的计算式和曲线就属此类。根据实际应用情况来看，EJMA的计算公式和实际情况较为接近，但是各种设计公式或图线都是有一定适用条件的。同时，疲劳寿命的影响因素很多，数据也较分散，因此，为了实际考核膨胀节的抗疲劳性能或者为了检验波纹管可以承受预定的变形循环次数，进行疲劳试验是很有必要的。疲劳寿命也是考核膨胀节产品质量的一个重要指标。
1)试件
膨胀节疲劳试验的试件，一般应是实际产品。作为试件的产品应是有代表性的合格产品。试件的波数应不小于3个，波纹的波形及制造工艺应符合有关标准要求，试验前，应全面常握波纹管的各种参数。
2)疲劳试验条件的决定
疲劳试验应在专用的疲劳试验机上进行，目前常用的疲劳试验机有液压式或机械式两类。
对于设计温度在材料蠕变温度下的膨胀节，试验可在常温下进行。
在进行疲劳试验时，波纹管内可以是常压，也可以是采用变化的压力。后者更接近于膨胀节的实际使用工况。其循环位移可以是拉压对称位移循环，也可以是从自由长度进行轴向压缩至规定值的位移循环。决定循环试验速率时，应使位移在各波间能均匀地分配为原则，一般以每分钟不超过30次为宜。
疲劳试验中，当波纹管出现了穿透性裂纹时，即认为已发生疲劳破坏。此时测得的循环寿命，即为膨胀节的实际疲劳破坏寿命(次)。
在疲劳试验中各波的变形可能不一致，要注意观察各波距的变化。在进行疲劳破坏寿命计算时，可根据各波距循环位移的实际测量值和波纹管的实际尺寸进行。同时，为便于分析，也要根据图样上的名义尺寸进行计算。最后列表进行比较。
(7)膨胀节的爆破试验
膨胀节有可能由于结构设计不合理，制造质量不符合有关标准要求，或操作不当等原因而引发爆破。发生爆破时，往往会给生命财产造成巨大损失，因此膨胀节发生爆破的问题，也被工程所重视。
1)加压时U形波纹的变化过程
膨胀节爆破试验装置和液压试验装置基本相同。因为是爆破试验，应十分注意安全问题。膨胀节爆破试验时，在不断加压的过程中，膨胀节波纹管的变形大致过程如下:当压力逐渐升至设计压力时，波纹管外形无明显变化。当压力继续升高，波纹管会出现失稳现象，可能是平面失稳，也可能是柱失稳。当直径较小，波数较多时，即L/D比值较大时(L一波纹管长度;D一波纹管直径)，往往会发生柱失稳。否则，可能发生平面失稳，当出现失稳后，继续加压，此时，波谷可能部分地被压扁。压力继续上升，失稳加剧。再继续加压，则波纹管产生明显周向鼓胀，并会发生波形局部明显鼓出，波谷也被拉曲。内压再继续升高，最后会发生爆破，爆裂口一般应是沿经向的。此时可从压力表上读出最终的爆破压力，一般爆破力还是较高的，可达设计压力的5倍，甚至更高。
2)U形波纹管膨胀节爆破压力的计算
U形波纹管在加压过程中，形状变化很大，很不规则，而且其变形形状受长径比等参数的影响较明显，因此还没有建立较完善的爆破压力计算公式。在此推荐按式(72)计算爆破压力:
Pb=[(1.14q+4h)δmmσb]/[(Db+2h)q]
(72)
式中 q-- 波距，mm;
h-- 波高，mm;
Db--波纹内径，mm;
δm--不锈钢波纹管一层的实际厚度，mm;
m-- 波纹厚度δ的层数:
σb-- 材料在操作温度下的强度极限，Mpa;
爆破压力测定结果和计算结果见表2。
