课题名称 流量为200t/h双管程固定管板式换热器 设计者 宋雅诗 图号 GK3122020118-01 设计参数 管口表 容器类别 符号 公称尺寸 用途或名称 参数名称 壳程 管程 a 450 进油管 工作所承受的压力MPa 1.6 2 b 450 出油管 设计压力MPa 1.65 2.5 c 200 热水出口 工作温度℃ 25 90 d 设计温度℃ 150 95 e 20 放气口 介质 油 水 f 20 放气口 介质特性 h 200 冷水进口 推荐材料 Q345 20钢 g 20 排液口 腐蚀余量mm 2 0.3 m 20 排液口 焊接接头 系数 0.85 0.85 程数 1 2 传热面积㎡ 465 465 换热管 推荐尺寸 管子与管板 连接方式 强度焊接 强度焊接 设计参数： 壳程：壳程介质为热油，由25℃加热到70℃； 管程： 管程为水，入口温度为160℃，出口温度为90℃；流量为200t/h 结构为固定管板式换热器 内容摘要 本设计为固定管板式换热器，由管箱、壳体、管板、管子等零部件组成。其结构较紧凑，排管较多，在相同直径情况下面积较大制造较简单。本设计采用单壳程，双管程。管程工作所承受的压力2MPa，工作时候的温度90摄氏度，介质为水。壳程工作所承受的压力1.6MPa，工作时候的温度70摄氏度，介质为油。 固定管板式换热器的设计包括：管子的规格和排列方式、圆筒、封头、管板的材料选择及厚度设计，拆流板、防冲板的选择等。首先管子的选择是以清洗方面及合理使用管材为原则。管子在管板上的排列方式为三角形排列。因为三角形排列时，管板的强度高、流体短路机会少，且相同管程内可排列更多的管子。壳体厚度计算式是由圆筒薄膜应力准则推导出的。其最小壁厚应不小于封头内径的0.15%。管板是管壳式换热器中最重要的部件之一，在选材时除力学性能外，还应考虑流体的腐蚀性的影响。在计算厚度时，要在满足强度要求的前提下，最好能够降低管板的厚度。拆流板最常用的为圆缺型挡板，切去的弓形高度一般取外壳内径的20%——25%。 关键字： 换热器 管板order to in carry on check to fix, clean.Float the cranium just can carry on assemble after controling to pack into, so should consider promising to float necessary space for cranium to assemble in the design. This design is according to the GB151 《tube hull the type change hot machine 》 and the GB150 《the steel system pressure container 》 design.Change the hot machine is in each realm of work, agriculture should carry very extensively, in the daily life transmit heat an equipments also everywhere it is thus clear that, is one of indispensable craft equipmentses. Key word:Change a hot machine;Float to take care of plank;Transmitheat a calculation;The strength school checks 目 录 第一章 综述 1 1.1 引言 1 1.2结构 2 1.3类型 3 1.4非金属材料换热器 3 1.4.1流道的选择 3 1.4.2操作强化 4 1.5近期国内外开发研究的发展趋势 4 第二章 工艺计算说明书 9 2．1原始数据 9 2．2定性温度及物性参数 9 2．3传热量与油流量 10 2．4有效平均温差 10 2．5管程换热系数 10 2．6结构的初步设计 11 2．7壳程换热系数计算 11 2．8传热系数计算 12 2．9管壁温度计算 12 第三章 结构设计说明书 12 3．1换热管材料及规格的选择和根数的确定 12 3．2布管方式的选择 13 3．3筒体内径的确定 13 3．5封头形式的确定 14 3．6管箱短节壁厚计算 15 3．7容器法兰的选择 15 第四章 管板尺寸的确定及强度计算 17 4．1筒的计算 17 4．2对于延长部分兼作法兰的管板的计算 18 4．3假定管板的厚度计算 21 4．4 G2值的取得 24 4．5法兰厚度的计算 24 4．6法兰力矩的的危险组合 25 4．6．1只有壳程设计压力Ps，而管程设计压力Pt=0，不计膨胀节变形差（即r=0）。 25 4.6.2只有壳程设计压力，而管程设计压力Pt=0，并且计入膨胀变形差。 26 4.6.3只有管程设计压力Pt，而壳程设计压力Ps=0，不计膨胀节变形差时： 28 4.6.4只有管程设计压力Pt，而壳程设计压力Ps=0，同时计入膨胀变形差时 29 4.6.5由管板计算厚度来确定管板的实际厚度 30 4.7是否安装膨胀节的判定 31 4.8折流板尺寸的确定 31 4.9各管孔接管及其法兰的选择 31 4.10设备法兰的选择 33 4.11拉杆和定距管的确定 35 4.12开孔补强计算： 36 4.13筒体管箱耐压试验的应力校核计算 38 4.14支座的选择及应力校核 39 4.14.1支座的选择 39 4.14.2鞍座的应力校核 40 参 考 文 献 44 致谢 45  综述 1.1 引言 换热器的发展已经有近百年的历史，被大范围的应用在石油、化 、冶金、电力、船舶、集中供热、制冷空调、机械、食品、制药等领域。进入80 年代以来，由于制造技术、材料科学技术的慢慢的提升和传热理论研究的逐渐完备，有关换热器的节能设计和应用越来越引起关注。 根据用途来分：预热器（或加热器）、冷却器、冷凝器、蒸发器等。按照制造热交换器的材料来分：金属的、陶瓷的、塑料的、石墨的、玻璃的等。按照温度状况来分：温度工况稳定的热交换器，热流大小以及在指定热交换区域内的温度不随时间而变；温度工况不稳定的热交换器，传热面上的热流和温度都随时间改变。按照热流体与冷流体的流动方向来分：顺流式、逆流式、错流式、混流式。按照传送热量的方法来分：间壁式、混合式、蓄热式等三大类。其中间壁式换热器的冷、热流体被固体间壁隔开，并通过间壁进行热量交换的换热器，因此又称表面式换热器，这类换热器应用最广。 目前在发达的工业国家热回收率已达96 % ,换热设备在石油炼厂中约占全部工艺设备投资的35 %～40 %。其中管壳式换热器仍然占绝对的优势, 约70 %。其余30 %为各类高效紧凑式换热器、新型热管和蓄热器等设备, 其中板式、板翅式、热管及各类高效传热元件的发展十分迅速。随工业装置的大型化和高效率化, 换热器也趋于大型化, 并向低温差设计和低压力损失设计的方向发展。当今换热器的发展以CFD (Computational Fluid Dynamics) 、模型化技术、强化传热技术及新型换热器开发等形成了一个高技术体系。 换热器是 各类类型的热交换器作为一个过程中必不可少的设备，大范围的应用于化工，制药，电力，冶金，交通，制冷，轻工等行业。这取决于如何生产工艺和生产规模，设计投资，能耗低，传热效率高的过程中，维护热交换器，旨在提高技术水平的容易具有十分重要的意义。 热交换器的分类 由于制造工艺和科学水平，早期的热量只有一个简单的结构，并且一个小的传热面积，体积非常庞大和笨重，如蛇管式换热器的限制。随着制造工艺的发展，逐渐形成一个管壳式换热器，它不仅仅具备较大的单位体积的传热面积和传热效果也不错，很长一段时间，成为在工业生产里的热的典型变化。 20世纪20年代出现板式换热器，并在食品制造业中使用。与代管制成，结构紧密相连，传热效果好，从而逐渐发展成为各种各样的形式的板式换热器。 30年代初，瑞典首次成螺旋板式换热器。那么英国的法律体系营造钎焊铜及铜合金由冷却飞机发动机的板翅式换热器制造。 30年代后期，瑞典创造了纸浆厂第一壳式换热器。在此期间，未解决强腐蚀性介质的散热问题，人们的新材料开始关注到热交换器。 1.2结构 以提高在管中的流体的速度，该管可以在分离器室的两端被提供时，整个管道被分成几组。仅通过该管，该束多次在来回，这是所谓的多管的这种流体的一部分。同样地，为增加外管的流率，所述纵向挡板能安装在外壳中，从而迫使流体通过几种已知的多壳的容纳空间。多管壳，并能与多个应用程序中使用。通过管束每一次所谓的流体;每一次由壳称为shell。图示为最简单的单壳单管式换热器，换热器简称为1-1。 1.3类型 ①固定管板换热器管的管板和壳体的两端成一体，结构相对比较简单，但只适用于冷热流体和壳式换热器温差小操作，无机械清洗时间。当外壳与压力之间的温度差不稍微高，弹性补偿环安装在壳体，以减少热应力上。 ②式换热器管在管板的一端可以是自由浮动的，完全消除了热应力;并且整个束可从壳体中移除，以促进机械清洁和保养。普遍的使用式换热器，但结构较复杂，成本比较高。 ③U型管换热器管是每个弯曲成U形管两端分别固定于下两个领域相同的电路板，由舱壁成进出口商会内管的手段。这样的热交换器被完全消除应力，浮动磁头结构较简单，容易清洗管。 1.4非金属材料换热器 1.4.1流道的选择 1.4.2操作强化 预热器预先加热流体，为工序操作提供标准的工艺参数。 3、过热器 过热器用于把流体（工艺气或蒸汽）加热到过热状态。 4、蒸发器 蒸发器用于加热流体，达到沸点以上温度，使其流体蒸发，一般有相的变化。 三、按换热器的结构分类 可分为：式换热器、固定管板式换热器、U形管板换热器、板式换热器等。 1.非金属材料应用。非金属材料在一定的范围内具有金属材料不可比拟的优点。石墨材料具备优良的导电、导热性能,较高的化学稳定性和良好的机加工性,氟塑料具有特别优良的耐腐的能力。氟塑料耐腐蚀和抗老化性能极强,并且与金属材料相比还具有成本上的优势。复合材料如搪瓷玻璃具有优良的耐腐蚀和抗老化性能、良好的耐磨性、电绝缘性以及表面十分光滑不易粘附物料等优点,已经用于制作换热产品。陶瓷材料因其优异的耐腐的能力、耐高温性能而引起工业界的格外的重视,已经在换热产品的制造中得到应用。 2.计算流体力学和模型化设计的应用。在换热器的热流分析中,引入计算机技术,对换热器中介质的复杂流动过程进行定量的模拟仿真。目前基于计算机技术的热流分析已经用于自然对流、剥离流、振动流和湍流热传导等的直接模拟仿真,以及对辐射传热、多相流和稠液流的机理仿真模拟等方面。在此基础上,在换热器的模型设计和设计开发中,利用CFD的分析结果和相对应的模型实验数据,使用计算机对换热器进行更为精确和细致的设计。 3.加强实验和理论研究。使用先进的测量仪器来精确测量换热器的流场分布和温度场分布,并结合分析计算,进一步摸清不同结构的强化传热机理。采用数值模拟方法对换热器内流体流动和传热过程进行研究,预测各种结构对流场及传热过程的影响。 4.有源技术探讨研究。如利用振动、电场方法强化传热的机理研究、试验研究,给出对比试验数据,提出理论计算模型。 5.强化结构组合研究。为达到管壳程同时强化的目的,强化结构组合研究将成为近期传热强化技术探讨研究的发展趋势。 6.气动喷涂 俄罗斯提出了一种先进方法，即气动喷涂法，来提高翅片化表面的性能。其实质是采用高速的冷的或稍微加温的含微粒的流体给翅片表面喷镀粉末粒子。用该方法不仅可喷涂金属还能喷涂合金和陶瓷(金属陶瓷混合物)，从而得到各种不同性能的表面。通常在实践中翅片底面的接触阻力是限制管子加装翅片的因素之一。为了评估翅片管换热器元件进行了试验研究。试验是采用在翅片表面喷涂ac－铝，并添加了24a白色电炉氧化铝。将试验所得数据加以整理，便可评估翅片底面的接触阻力。将研究的翅片的效率与计算数据来进行比较，得出的结论是：气动喷涂翅片的底面的接触阻力对效率无实质性影响。为了证实这一点，又对基部(管子)与表面(翅片)的过渡区进行了金相结构分析。 对过渡区试片的分析表明，连接边界的整个长度上无不严密性的微裂纹。所以，气动喷涂法促进表面与基本相互作用的分支边界的形成，能促进粉末粒子向基体的渗透，这就说明了附着强度高，有物理接触和金属链形成。因而气动喷涂法不但可用于成型，还可用来将按普通方法制造的翅片固定在换热器管子的表面上，也可用来对普通翅片的底面做补充加固。可以预计，气动喷涂法在紧凑高效换热器的生产中，将会得到普遍应用。 螺旋折流 在管壳式换热器中，壳程通常是一个薄弱环节。通常普通的弓形折流板能造成曲折的流道系统(z字形流道)，这样会导致较大的死角和相对高的返混。而这些死角又能造成壳程结垢加剧，对传热效率不利。返混也能使平均温差失真和缩小。其后果是，与活塞流相比，弓形折流板会降低净传热。优越弓形折流板管壳式换热器很难满足高热效率的要求，故常为其他型式的换热器所取代(如紧凑型板式换热器)。对普通折流板几何形状的改进，是发展壳程的第一步。虽然引进了密封条和附加诸如偏转折流板及采取其他措施来改进换热器的性能，但普通折流板设计的主要缺点依然存在。 为此，美国提出了一种新方案，即建议采用螺旋状折流板。这种设计的先进性已为流体动力学研究和传热试验结果所证实，此设计已获得专利权。此种结构克服了普通折流板的主要缺点。螺旋折流板的设计原理很简单：将圆截面的特制板安装在“拟螺旋折流系统”中，每块折流板占换热器壳程中横剖面的四分之一，其倾角朝向换热器的轴线，即与换热器轴线保持一倾斜度。相邻折流板的周边相接，与外圆处成连续螺旋状。折流板的轴向重叠，如欲缩小支持管子的跨度，也可得到双螺旋设计。螺旋折流板结构可满足相对宽的工艺条件。此种设计具有很大的灵活性，可针对不一样操作条件，选取最佳的螺旋角；可分别情况选用重叠折流板或是双螺旋折流板结构。 麻花管 瑞典alares公司开发了一种扁管换热器，通常称为麻花管换热器。美国休斯顿的布朗公司做了改进。螺旋扁管的制作的完整过程包括了“压扁”与“热扭”两个工序。改进后的麻花管换热器同传统的管壳式换热器一样简单，但有许多激动人心的进步，它获得了如下的技术经济效益：改进了传热，减少了结垢，真正的逆流，降低了成本，无振动，节省了空间，无折流元件。 由于管子结构独特使管程与壳程同时处于螺旋运动，促进了湍流程度。该换热器总传热系数较常规换热器高40%，而压力降几乎相等。组装换热器时也可采用螺旋扁管与光管混合方式。该换热器严格按照asme标准制造。凡是用管壳式换热器和传统装置之处均可用此种换热器取代。它能获得普通管壳式换热器和板框式传热设备所获得的最佳值。估计在化工、石油化学工业行业中具有广阔的应用前景。 螺旋管式 在管子上缠绕金属丝作为筋条(翅片)的螺旋管式换热器，一般都是采用焊接方法将金属丝固定在管子上。但这种方法对整个设备的质量有一系列的影响，因为钎焊法必将从换热中“扣除”很大一部分管子和金属丝的表面。更重要的是，由于焊料迅速老化和破碎会造成机器和设备堵塞，随之提前报损。 螺旋板式 螺旋板式换热器 传热元件由螺旋形板组成的换热器。 螺旋板式换热器是一种高效换热器设备，适用汽－汽、汽－液、液－液，对液传热。它适用于化学、石油、溶剂、医药、食品、轻工、纺织、冶金、轧钢、焦化等行业。按 结构及形式可分为 不可拆式（型）螺旋板式及可拆式（型、型）螺旋 板式换热器 螺旋板式换热器结构及性能 本设备由两张卷制而成，形成了两个均匀的螺旋通道，两种传热介质可进行全逆流流动，大大增强了换热效果，即使两种小温差介质，也能达到理想的换热效果。 在壳体上的接管采用切向结构，局部阻力小，由于螺旋通道的曲率是均匀的，液体在设备内流动没有大的转向，总的阻力小，因而可提高设计流速使之具备较高的传热能力。 I型不可拆式螺旋板式换热器螺旋通道的端面采用焊接密封，因而具有较高的密封性。 II型可拆式螺旋板换热器结构原理与不可拆式换热器基本相同，但其中一个通道可拆开清洗，非常适合有粘性、有沉淀液体的热交换。 III型可拆式螺旋板换热器结构原理与不可拆式换热器基本相同，但其两个通道可拆开清洗，适合使用的范围较广。 单台设备不能够满足使用上的要求时，可以多台组合使用，但组合时一定要符合以下规定：并联组合、串联组合、设备和通道间距相同。混合组合：一个通道并联，一个通道串联。 变声速压 变声速增压热交换器即两相流喷射式热交换器，广泛适用于汽—水换热的所有的领域。由中国洛阳蓝海实业有限公司自主研发。它以蒸汽为动力，通过汽水压缩混合，使水温瞬时升高，利用压力激波技术达到无外力增压的效果，显著的节能和增压特点大幅度的降低了用户使用成本，可取代传统的热交换器。 变声速增压热交换器是一种混合型汽—水换热设备，蒸汽经过绝热膨胀技术处理以射流态引入混合腔与经过膜化处理的被加热水在蒸汽冲击力作用下均匀混合，形成具有一定计算容积比的汽水压缩混合物，当其瞬间压缩密度达到一定值时便形成了两相流体场现象。在场态的激化下，该混合物的声速值出现突破声障临界的过渡性转变，同时爆发大量压力激波，压力激波单向传导特性使瞬间达到设计温度的热水在不变截面管道中出现压力升高却不回流现象。变声速增压热交换技术是以两相流体场的有序激化强制完成瞬时换热+无外力增压双效应。  2．1原始数据 管程水的进口温度t1′=160℃ 管程水的出口温度t1″=90℃ 管程水的工作所承受的压力P1=2MPa 壳程油的入口温度t2′=25℃ 壳程油的出口温度t2″=70℃ 壳程油的出口压力P2=1.6MPa 壳程油的流量G1=200000kg/h 2．2定性温度及物性参数 管程水定性温度t1=125℃ 管程水密度查物性表得ρ1=945kg/m3 管程水比热查物性表得Cp1=4.24KJ/（Kg· ℃） 管程水导热系数查物性表λ1=0.685 管程水粘度μ1=0.27×10-3Pa·s 管程水布朗特数查物性表得Pr=1.4 壳程油定性温度t2=47.5℃ 壳程油比热查物性表得Cp2=2.1KJ/（Kg· ℃） 壳程油密度查物性表得ρ2=800 kg/m3 壳程油导热系数查物性表得λ2=0.13W/（m·） 壳程油粘度μ2=0.91×10-3Pa·s 壳程油布朗特数查物性表得Pr=16.1 2．3传热量与油流量 取定换热效率η=0.98 则设计传热量Q= G1·Cp1·（t1″- t1′）η×1000/3600 =200000×4.24×（90-20）×0.98×1000/3600=1.616×107W 由 Q=G2Cp2（t2″- t2′）·η导出油流量G2 得G2=66.456kg/s 2．4有效平均温差 △tm=[（t2′- t1″）-（t1″- t2′）]/㏑[（t2′- t1″）/（t1″- t2′）] =[（70-90）-（90-25）]/㏑[（70-90）/（90-25）]=62.2℃ 参数：P=（t1′-t2″）/（ t1′- t2′）=（90-145）/（20-145）=0.44 参数：R=（t1′- t1″）/（t2″- t2′）=（20-90）/（90-145）=1.2727 换热器按单壳程2管程设计则查得 管壳式换热器原理与设计P21 温差校正系数Φ=0.78 有效平均温差：=0.88×62.2=48.516℃ 2．5管程换热系数 初选传热系数K0=240（m2·K） 则初选传热面积为：=5.369×106/（240×48.516）=461.1m2 选用Φ25×2.5的无缝钢管做换热管。 则：管子外径d0=25mm 管子内径di=20mm 管子长度L=6000mm 则需要换热管根数：=461.1/（3.14×0.025×（6-0.05-0.003））=988 可取换热管根数为988根 则管程流通面积：=998/2×3.14×0.022/4=0.155m2 管程流速：=200000/（945×0.155×3600）=0.379m/s 管程雷诺数：945×0.379×0.02/（0.27×10-3）=26530 管程传热系数（化工原理P248） 2．6结构的初步设计 查GB151-1999知管间距按1.25d0取 管间距s=0.032m 管束中心排管数；Nc=1.1=1.1=34根 则壳体内径：=0.032×（34-1）+4×0.025=1.156m 筒内径：Di=1.2m 则长径比：L/Di=6/1.2=5合理 折流板选择弓形折流板： 弓形折流板的弓高：h=（0.2-0.45）Di=0.25 ×1.2=0.3 折流板间距：B=Di/3=1.2/3=0.4 折流板数量Nb=L/B-1=6/0.4-1=14块 2．7壳程换热系数计算 壳程流通面积： 壳程流速：=66.5/（800×0.105）=0.791 壳程质量流速：=800×0.791=632.8 壳程当量直径： =（1.22-988 ×0.0252）/（988×0.025）=0.03 壳程雷诺数=800×0.79×0.03/91×10-5=20835 切去弓形面积所占比例按h/Di=0.3/1.2=0.25 传热因子L/de=6/0.03=200 得Js=56 管外壁温度假定值：tw2′=40℃ 壁温下水的粘度：μw=62×10-5Pa·s 粘度修正系数=（91/62）0.14=1.05 壳程传热系数 ΦJs =0.13/0.03* 16.11/3*1.05*56=643 2．8传热系数计算 查GB-1999第138页可知 油侧污垢热阻：r2=0.000172（m2· ℃/W） 管程水污垢热阻：r1=0.000176（m2· ℃/W） 由于管壁比较薄，所以管壁的热阻可忽略不计 可以计算出总传热系数 则传热面积比为Ki/K0=262.6/240=1.09（合理） 2．9管壁温度计算 管外壁热流密度计算=27.08×106/（988×3.14×0.025×6）=58193W/m2·℃ 管外壁温度：=55-58193（1/643+0.000172）=39.7 误差校核tw2-tw2′=39.7-40=-0.3℃误差不大 合适 第三章 结构设计说明书 3．1换热管材料及规格的选择和根数的确定 序号 项目 符号 单位 数据来源及计算公式 数值 1 换热管材料 20# 2 换热管规格 Φ25×2.5×6000 3 传热面积 A m2 A=Q/Ktm 465 4 换热管根数 N 根 N=A/3.14dL 988 3．2布管方式的选择 序号 项目 符号 单位 数据来源和数据计算 数值 1 转角正三角形 GB151-1999图11 2 换热管中心距 S mm GB151-1999表12 32 3 隔板槽两侧相邻管中心距 Sn mm GB151-1999表12 44 3．3筒体内径的确定 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 换热管中心距 S mm GB151-1999表12 32 2 换热管根数 Nt 根 Nt=A/3.14dL 988 3 管束中心排管根数 Nc 根 Nc=1.1 34 4 换热管外径 d0 mm 25 5 到壳体内壁最短距离 b3 mm b3=0.25 d0 6.25 6 布管限定圆直径 d1 mm dL=di-2B3 1143.5 7 筒体内径 di mm di=s（Nc-1）+4d 1156 8 实取筒体公称直径 D mm JB/T4737-95 1200 3．4筒体壁厚的确定 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 计算压力 Pc MPa Pc=1.1P 1.65 2 筒体内径 di mm 见三-8 1200 3 筒体材料 20R 4 设计温度下筒体材料的许用应力 [σ]t MPa GB150-98 150 5 焊接接头系数 Φ 0.85 6 筒体设计厚度 δ mm δ=PcDi/（2[σ]tΦ-Pc） 7.8 7 腐蚀裕量 C2 mm 2 8 负偏差 C1 mm 0 9 设计厚度 δd mm δd=δ+ C2 9.8 10 名义厚度 δn mm GB151-1999项目5.3.2 14 3．5封头形式的确定 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 封头内径 Di mm 1200 2 计算压力 Pc MPa Pc=1.1P 2.5 3 焊接接头系数 Φ 0.85 4 设计温度下许用压力 [σ]t MPa GB151-1999项目5.3.2 150 5 标准椭圆封头计算厚度 δ mm δ=PcDi/（2[σ]tΦ-0.5Pc） 11.8 6 腐蚀裕量 C2 mm 2 7 负偏差 C1 mm 0 8 设计厚度 δd mm δd=δ+C2 13.8 9 名义厚度 δn mm GB151-1999项目5.3.2 14 10 直边高度 h mm JB/T4737-95 40 3．6管箱短节壁厚计算 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 计算压力 Pc MPa 1.65 2 管箱内径 di mm 1200 3 管箱材料 20R 4 设计温度下许用应力 [σ]t MPa GB150-98 150 5 管箱计算厚度 δ mm δ=Pcdi/（2[σ]tΦ-Pc） 7.8 6 焊接接头系数 Φ mm 0.85 7 腐蚀裕量 C2 mm 2 8 负偏差 C1 mm 0 9 设计厚度 δd mm δd=δ+ C2 9.8 10 名义厚度 δn GB151-1999项目5.3.2 14 3．7容器法兰的选择 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 法兰类型 长颈对焊法兰JB/T4703-2000 PN=2.5MPa 2 法兰外径 d0 mm JB/T4703-2000 1395 3 螺栓中心圆直径 d1 mm JB/T4703-2000 1340 4 法兰公称直径 dn mm JB/T4703-2000 1200 5 法兰材料 16MnR 6 垫片类型 JB/T4703-2000 PN=2.5MPa 7 垫片材料 GB/T3985-1995 8 垫片公称直径 dn mm JB/T4704-2000 1200 9 垫片外径 D0 mm JB/T4704-2000 1275 10 垫片内径 D mm JB/T4704-2000 1225 11 法兰厚度 δ mm JB/T4704-2000 85 12 垫片厚度 δ1 mm JB/T4704-2000 3 13 螺栓规格及数量 2×48×M27 第四章 管板尺寸的确定及强度计算 本设计为管板延长部分兼作法兰的形式，即GB151-1999项目5.7中，图18所示e型连接方式的管板。 确定壳程圆筒、管箱圆筒、管箱法兰、换热管等元件结构尺寸及管板的布管方式；以上项目的确定见项目一至七。 4．1筒的计算 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 备注 1 筒体内径 di mm 1200 2 筒体内径横截面积 A mm2 1130400 3 筒体厚度 δs mm 14 4 圆筒内壳壁金属截面积 As mm2 53367.00 5 管子金属总截面积 na mm2 156315 6 换热管根数 N 988 7 换热管外径 D mm 25 8 换热管壁厚 δt mm 2.5 9 换热管材料的弹性模量 Et MPa GB150-1998表F5 182000 10 换热管有效长度 L mm 5980 11 沿一侧的排管数 n ′ 30 12 布管区内未能被管支撑的面积 Ad mm2 17200 13 管板布管区面积 At mm2 802003 14 管板布管区当量直径 Dt mm Dt= 1010.77 15 换热管中心距 S mm GB151-1999 32 16 隔板槽两侧相邻管中心距 Sn mm GB151-1999 44 17 管板布管内开孔后的面积 A1 mm2 A1= At -nπd2/4 802002 18 系数 λ λ=A1/A 0.71 19 壳体不带膨胀节时换热管束与圆筒刚度比 Q Q=Et×na/EsAs 2.71 20 壳程圆筒材料的弹性模量 Es GB150-1998表F5 196000 21 系数 β β=na/A1 0.19 22 系数 εs εs=0.4+0.6（1+Q）/λ 3.54 23 系数 εt εt=0.4（1+β）+（0.6+Q）/λ 5.54 24 管板布管区当量直径与壳程圆筒内径比 Pt Pt=Dt/Di 0.84 25 管子受压失稳当量长度 Lcr mm GB151-1999图32 26 设计温度下管子受屈服强度 δst MPa GB150-1998表F2 196 4．2对于延长部分兼作法兰的管板的计算 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 垫片接触宽度 N Mm GB150-1998表9-1 25 2 垫片基本密度宽度 Bo Mm Bo=N/2 12.5 3 垫片比压力 y MPa GB150-1998表9-2 11 4 垫片系数 m 2.0 5 垫片有效密封宽度 b Mm B=2.53 9 6 垫片压紧力 dG Mm dG= d0-2b 1260 7 预紧状态下需要的最小螺栓载荷 Wa N Wa=3.14dG×b×y 391372.75 8 操作状态下需要的最小螺栓载荷 Wp N Wp=0.78DG2×Pc+6.28DG×b×m×Pc 2578132.0 9 常温下螺栓材料的许用应力 [σ]b MPa GB150-1998表F4 272.5 10 预紧状态下需要的最小螺栓面积 Aa mm2 Aa=Wa/[σ]b 1436.25 11 操作状态下需要的最小螺栓面积 Ap mm2 Ap= Wp/[σ]b 119461.03 12 需要螺栓总截面积 Am mm2 Am=max{Aa，Ap} 119461.03 13 法兰螺栓的中心圆直径 db Mm 1340 14 法兰中心至Fc作用处的径向距离 LG Mm LG=（db-dG）/2 40.5 15 基本法兰力矩 Mm N．mm Mm=Am×LG×[σ]b 1.04×108 16 筒体厚度 δ0 Mm 14 17 法兰颈部大端有效厚度 δ1 Mm δ1=1.75δ0 24.5 18 螺栓中心至法兰颈部与法兰背面交的径向距离 LA Mm LA=（db-di）/2-δ1 45.5 19 螺栓中心处至FT作用位置处的径向距离 LT Mm LT= (LA+ LG+δ1)/2 52.75 20 螺栓中心距FD作用处的径向距离 LD Mm LD=（db-di）/2 70 21 作用于法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力 FD N FD=0.785di2×Pc 2113848 22 流体压力引起的总轴向力与作用于法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力差 FT N FT=F-FD F= =2719998.996 606150.996 23 操作状态下需要的最小垫片压力 FG N FG=6.28DG×b×m×Pc 266133.4632 23 法兰操作力矩 Mp N．mm Mp=FD×LD+FT×LT+FG×LG 1.91×108 4．3假定管板的厚度计算 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 布管区当量直径与壳程圆筒内径之比 ρt ρt=Dt/Di 0.84 2 系数 Cc GB151-1999 (P31)表22 0.2796 3 管板材料 16MnR 4 设计温度下管板材料许用应力 [σ]rt MPa GB150-1998（P15） 138 5 管板刚度削弱系数 η GB151-1999 0.4 6 壳程设计压力 Ps MPa 1.87 7 管程设计压力 Pt MPa 2.2 8 管板设计压力 Pd MPa Max{︱Pt -Pt︱，︱Pt︱， ︱Ps︱} 2.2 9 管板厚度 δ δ=0.82Dg 108.9 10 换热管加强系数 K K=1.318Di//δ 14.52 11 管板周边不布管区的无量纲参数 k k=K×（1-ρt） 2.32 12 换热管材料弹性模量 Et MPa GB150-1998表F5 186×103 13 管束模数 Kt MPa Kt=Et×na/（L×Di） 4049.56 14 壳体法兰材料弹性模量 Ef′ MPa GB150-1998表F5 196×103 15 壳体圆筒材料弹性模量 Es GB150-1998表F5 196×103 16 壳体法兰宽度 bf mm Bf=（Df-Di）/2 38.5 17 系数 ω′ GB151-1999图26 0.00055 18 壳体法兰与圆筒的选装刚度 Kf′ MPa 15.05 19 旋转刚度无量纲参数 Kf Kf =πKf′/（4 Kt） 0.0031 4．4 G2值的取得 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 管板第一矩系数 m1 GB151-1999图27 0.64 2 系数 Φ Φ=m1/（K×Kf） 15.20 3 系数 G2 GB151-1999图31 5.8 4．5法兰厚度的计算 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 管箱法兰材料的弹性模量 Ef″ MPa GB150-1998表F5 186×103 2 管箱法兰厚度 δf″ mm JB/T4702-2000 108.9 3 系数 ω″ GB151-1999图26 0.00055 4 管箱圆筒与法兰的旋转刚度参数 Kf″ MPa 8.53 5 系数 G3 GB151-1999图30 3.7×10-4 6 系数 § §= Kf/（Kf+G3） 0.886 7 管板边缘力矩的变化系数 △M △M~=1/（Kf′/ Kf″+§） 0.377 8 法兰力矩变化系数 △Mf △Mf=Kf×△M/ Kf″ 0.00013 9 管板第二弯矩系数 m2 GB151-1999图28（a） 1.80 4．6法兰力矩的的危险组合 4．6．1只有壳程设计压力Ps，而管程设计压力Pt=0，不计膨胀节变形差（即r=0）。 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 备注 1 当量压力组合 Pc MPa Pc=Ps 1.87 2 系数 ∑s ∑s=0.4+0.6（1+Q）/0.75 3.54 3 有效压力组合 Pa MPa Pa=∑sPs+β×r×Et 39.4 4 基本法兰力矩系数 Mm Mm=4Mm/(λ×π×Di3×Pa) 0.003 5 管程压力下的法兰力矩系数 Mp Mp=4Mp/（λ×π×Di3×Pa） 0.005 6 法兰力矩折减系数 M1 M1=m1/2K（Q+G3） 0.008 7 管板边缘力矩系数 M M= Mm+△M×M1 0.006 8 管板边缘剪切系数 v v= M~×Φ 0.0912 9 管板总弯矩系数 m m=（m1+v×m2）/（1+v） 0.74 10 系数 G1 G1=max{Gle，Gli} 0.163 11 壳体法兰力矩系数 Mws Mws=§×Mm-△Mf×M1 0.0027 12 管板径向应力系数 σr σr= 0.005 13 管板的径向应力 σr MPa σr=σr×Pa×（λ/μ）×（Di/δ）2 42.46 ≤1.5[σ]tr 14 管板布管区周边外径向的应力系数 σr’ σr’=3（1+v）m/4K（Q+G2） 0.005 15 管板布管区周边外径向的应力 σr’ MPa σr’=σr’×Pa×（λ/μ）×（Di/δ）2×[1-K/m+K2×（1.414-m）/2m] ≤1.5[σ]tr 16 管板布管区周边剪切应力系数 тp’ тp’=（1+v）/4（Q+G2） 0.032 17 管板布管区周边的剪切应力 тp MPa тp=тp’ ×Pa×（λ/μ）×（Dt/δ） 20.77 ≤0.5[σ]tr 18 法兰的外径与内径之比 K K=D0/Di 1.16 19 系数 Y GB150-1998表9-5 13.15 20 壳体法兰应力 σf’ MPa σf’=π/4×Y×Mws×Pa×λ×（Di/δf）2 94.68 ≤1.5[σ]tr 21 换热管的轴向应力 σt MPa σt=[Pc-×Pa] -125.4 ≤[σ]cr 22 壳程圆筒的轴向应力 σc MPa σc=A/As××Pa 75.98 23 一根换热管管壁金属的横界面积 a mm2 A=na/n 176.6 24 换热管与管板连接的拉托应力 q MPa Q=σt×a/πdl -47.15 ≤[σ]tr 4.6.2只有壳程设计压力，而管程设计压力Pt=0，并且计入膨胀变形差。 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 备注 1 壳程圆筒材料线 换热管与壳程圆筒的膨胀变形差 R r=at（tt-t0）-as（ts-t0） 927.4×10-6 4 沿长度平均的壳程圆筒金属温度 ts ℃ 工艺给定 90 5 沿长度平均的换热管金属温度 tt ℃ 工艺给定 180 6 制造环境和温度 t0 20 7 当量压力组合 Pc MPa Pc=Ps-Pt(1+β) 1.87 8 有效压力组合 Pa MPa Pa=εs×Ps-εt+βrEt 39.4 9 基本法兰力矩系数 Mm Mm=4Mm/（λ×π×Di3×Pa） 0.003 10 管程压力下的法兰力矩系数 Mp Mp=4Mp/（λ×π×Di3×Pa） 0.005 11 管板边缘力矩系数 M M= Mm+△M×M1 0.006 12 管板边缘剪切系数 V

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