1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。U型管換熱器強度設計換熱器熱力計算1 緒論1.1 課題背景隨著世界性的能源危機波及到了裝備制造業及石油化工這些耗材及耗能的大戶，以及國家節能減排長期國策的確立，作為能量回收裝備熱交換設備的提高傳熱效能及降低能耗的研究被提高到了很重要的地位。這些研究歸納為以下幾個方面：（1）傳熱與流動研究：旨在提髙傳熱及壓降計算的準確性，尋求提髙傳熱效率，降低壓降的途徑。這方面研究主要涉及到：物性模擬研究、分析設計研究（如溫度場、流動分布的模擬研究等）、傳熱及流動試驗和工藝計算軟件的開發等。（2）換熱設備大型化、新型熱交

2、換設備的開發及降低能耗、節水的研究。（3）強化傳熱的研究：如強化傳熱管研究、板管的研究（如板殼式、板空冷等）。（4）材料研究（相容性及經濟性的結合）。（5）抗腐蝕及控制結垢的研究（涉及使用壽命及保持傳熱效率）。1.2國內外發展概況換熱器是進行熱交換操作的通用工藝設備，被廣泛應用于各個工業部門，尤其在石油、化工生產中應用更為廣泛。換熱器分類方式多樣，按照其工作原理可分為：直接接觸式換熱器、蓄能式換熱器和間壁式換熱器三大類，其中間壁式換熱器用量最大，據統計，這類換熱器占總用量的99%。間壁式換熱器又可分為管殼式和板殼式換熱器兩類，其中管殼式換熱器以其高度的可靠性和廣泛的適應性，在長期的操作過程中積

3、累了豐富的經驗，其設計資料比較齊全，在許多國家都有了系列化標準。近年來盡管管殼式換熱器也受到了新型換熱器的挑戰,但由于管殼式熱交換器具有結構簡單、牢固、操作彈性大、應用材料廣等優點,管殼式換熱器目前仍是化工、石油和石化行業中使用的主要類型換熱器,尤其在高溫、高壓和大型換熱設備中仍占有絕對優勢。目前，我國已制定了列管式換熱器的系列標準，但還有很多場合，所用列管式換熱器是根據生產要求設計的非定型設備。管殼式換熱器的效率問題是設計的核心。多年以來，國內外學者對列管式換熱器的研究工作從來都沒有間斷過，目前研究的焦點主要集中在高溫、高壓和大型換熱設備，如何優化它們的結構以提高其傳熱效果。這方面的研究進展

4、對于改善石油、化工、醫藥、食品等眾多生產領域的生產工藝、節省能源消耗、降低生產成本、提高產品競爭能力，具有十分重要的意義。1.3 設計目的與要求通過此次畢業設計，培養學生綜合運用所學的基礎理論、專業知識和基本技能，提高分析與解決實際問題的能力，使學生得到從事實際工作所必需的基本訓練和進行科學研究工作的初步能力。本次畢業設計通過U型管換熱器強度設計和結構設計結合起來，掌握典型過程設備設計的一般程序，初步掌握科學研究的基本方法與科學論文的寫作技巧與規范。本設計要求我們熟悉過程設備設計的基本方法跟程序，熟悉相關的國家級行業標準，掌握設計方法跟程序，能獨立完成課題所規定的內容。本次畢業設計將通過把工藝

5、設計和機械設計結合起來，進行完整的換熱器設計，掌握化工設備設計的一般方法和步驟，熟悉和了解有關國家標準、行業標準以及相應的設計規范，培養綜合運用所學理論知識去分析、解決實際問題的能力，使我們受到本專業工程師的系統訓練。1.4 課題簡介換熱器是在工業生產中實現物料之間熱量傳遞過程的一種設備，故又稱熱交換器。它是化工、煉油、動力和原子能及許多工業部門廣泛應用的一種通用設備，是保證工藝流程和條件，利用二次能源實現余熱回收和節約能源的主要設備。在化工廠換熱器約占總投資的10-20%；由于工藝流程不同，生產中往往進行著加熱、冷卻、蒸發或冷凝等過程。通過換熱器熱量從溫度較高的流體傳遞給溫度較低的流體，以滿

6、足工藝需求。1.4.1 U型管式換熱器換熱設備有多種多樣的形式，每種結構形式的換熱設備都有其本身的結構特點和工作特性，有些結構形式，在某中情況下使用是好的，但是，在另外的情況下，卻不太適合，或就根本不能使用。根據管殼式換熱器的結構特點，可分為固定管板式、浮頭式、U型管式和填料函式四類。U型管式管式換熱器的典型結構如圖1-1所示，U形管式換熱器僅有一個管板，管子兩端均固定于同一管板上。此類換熱器的特點是管束可以自由伸縮，不會因管殼之間的溫差而產生熱應力，熱補償性能好；管程為雙管程，流程較長，流速較高，傳熱性能較好；承壓能力強；管束可從殼體內抽出，便于檢修和清洗，且結構簡單，造價便宜。缺點是管內清

7、洗不便，管束中間部分的管子難以更換，又因最內層管子彎曲半徑不能太小，在管板中心部分布管不緊湊，所以管子數不能太多，且管束中心部分存在間隙，使殼程流體易于短路而影響殼程換熱。此外，為了彌補彎管后管壁的減薄，直管部分需用壁較厚的管子。這就影響了它的使用場合，僅宜用于管殼壁溫相差較大，或殼程介質易結垢而管程介質清潔及不易結垢，高溫、高壓、腐蝕性強的情形。圖1-1 U型管換熱器結構簡圖1.4.2 換熱器選型換熱器選型時，需要考慮的因素很多，主要是流體的性質；壓力、溫度及允許壓力降的范圍；對清洗、維修的要求；材料價格；使用壽命等。流體的種類、導熱率、粘度等物理性質，以及腐蝕性、熱敏性等化學性質，對換熱器

8、選型有很大的影響。而在本設計中是環氧乙烷與冷卻水熱交換，由于環氧乙烷溫度較高，而且處理量大、易腐蝕。綜合考慮，本設計選用U型管式換熱器。2 結構設計56表2-1 設計條件表殼程管程設計壓力（MPa）0.50.6操作壓力（MPa）0.10.4/0.3（進口/出口）設計溫度（）13075操作溫度（）96/50（進口/出口）25/45（進口/出口）流量（Kg/h）6000物料環氧乙烷冷卻水程數12換熱面積291.602.1 殼體、管箱殼體和封頭設計2.1.1 殼體的設計圓筒公稱直徑據前面計算所知，圓筒的內公稱直徑為700mm > 400mm，采用卷制圓筒。圓筒厚度圓筒的最小厚度應按GB 151

9、-89第三章計算，但圓筒的最小厚度不得小于表2-2的規定。表2-2碳素鋼或低合金鋼圓筒的最小厚度mm公稱直徑700-700800-10001000-15001600-2000浮頭式、U型管式8101214固定管板式6810122.1.2 管箱殼體（1）管箱短節及其開孔應按GB 151-89的有關要求設計，管箱短節的最小厚度不得小于表2-2的規定，取實際厚度為10mm。（2）多程管箱的內直徑深度l應保證兩程之間的最小流通面積不小于每程管子流通面積的1. 3倍，如圖2-1；當操作允許時也可以等于每程管子的流通面積。（3）分程隔板的最小厚度不得小于表2-3的規定，取隔板的最小厚度為10mm，如圖2-

10、22.1.3 封頭設計7按工作原理，設計封頭應為受壓的橢圓形封頭。采用長軸和短軸比為2的標準型封頭，如表2-3。圖2-1管箱的最小內側深度示意圖表2-3分程隔板的最小厚度mm公稱直徑DN隔板最小厚度碳素鋼及低合金鋼高合金鋼<60086600-1200108>12001410圖2-2 分程隔板與管板的連接示意圖橢圓形封頭是由半個橢圓球和高度為h的短圓筒（即封頭直邊）構成，直邊的作用是避免筒體與封頭連接的環焊縫受到邊緣應力的影響。封頭壁厚（不包括壁厚附加量）應小于封頭直徑的0.30%。2.2 進出口設計2.2.1 接管的要求：接管應與殼體內表面齊平；接管應盡量沿著殼體的徑向或軸向設置；

11、接管與外部線可采用焊接連接；在設計溫度下，接管法蘭不采用整體法蘭；必要時可設置溫度及接口、壓力表接口及液面計接口。圖2-3橢圓形封頭示意圖2.2.2 接管直徑的計算確定接管直徑的基本公式仍用連續性方程式，經簡化之后的計算公式為：（2-1）對計算出來的管徑進行圓整，取最近的標準管徑。（1）接管上設置溫度及接口、壓力表接口及液面計接口。（2）對于不能利用接管（或接口）進行放氣和排氣的換熱器，應在管程和殼體的最高點設置放氣口，最低點設置排液口，且最小公稱直徑為20mm。2.2.3 接管的外伸長度接管的外伸長度也叫接管的伸出長度，接管法蘭面到殼體（管箱殼體）外壁的長度，可按下式計算：（2-2）除上式計

12、算外，接管外伸長度也可取為200mm。2.2.4 接管與筒體、管箱殼體的連接（1）結構型式：接管與殼體、管箱殼體（包括封頭）連接的形式，可采用插入式焊接結構，一般接管不能凸出與殼體內表面。（2）開孔補強計算：具體過程見強度計算。2.2.5 接管的最小位置在換熱器的設計中，為使換熱器面積得到充分利用，殼程進出口接管應盡量靠近兩端管板，而管箱進出口接管因盡量靠近管箱法蘭，可縮短管箱殼體長度，減輕設備質量。然而，為力保設備的制造、安裝、管口距底的距離也不應靠的太近，它受到最小位置的限制。（1）殼程接管位置的最小尺寸殼程接管的最小位置，見圖2-4，可按下列公式計算：帶補強圈接管（2-3）無補強圈接管（

13、2-4）由于本設計中殼程接管放氣空均加補強圈，故根據公式（2-3）計算得接管最小位置為306mm。圖2-4 殼程接管的最小位置示意圖（2）管箱接管位置的最小尺寸管箱接管的最小位置，見圖2-4，可按下列公式計算： 帶補強圈接管（2-5） 無補強圈接管（2-6）式中： b管板厚度，mm；L1/L2殼程/管箱接管位置最小尺寸，mm；C補強圈外邊緣（無補強圈時，管外側）至管板（或法蘭）與殼體連接焊縫之間的距離，mm；補強圈外徑，mm；接管外徑，mm。2.3 管板與換熱管2.3.1 管板（1）材料：不銹鋼 1Cr18Ni9Ti（2）厚度根據設計要求，為方便換熱管的清洗，管板設計成可拆連接，采用焊接連接，

14、管板的最小厚度min（不包括腐蝕裕量）見表2-4；取min=20mm（包括腐蝕裕量C2=2mm）表2-4管板的最小厚度mm換熱管外徑d1014192532384557Smin用于煉油工業局易燃易爆有毒介質等嚴格場合202532384557用于無害介質的一般場合10152024263236（3）布管 換熱管的排列形式，見圖2-5，本設計選擇正三角形排列形式，如下圖：圖2-5換熱管的排列示意圖 換熱管中心距換熱管中心距一般不小于1.25倍的換熱管外徑。常用換熱管中心距見表2-5。表2-5 常用換熱管中心距mm換熱管外徑1014192532384557換熱管中心距S13-14192532404857

15、72分程隔板槽兩側相鄰管中心距Sn（見圖2-7）2832384452606880根據表中要求，取換熱管中心距為s=25mm。布管限定圓按表2-5確定。圖2-6 管板中管孔的分布示意圖表2-6 布管限定表（a）換熱器型式固定管板式、U型管式浮頭式布管限定圓表2-7 布管限定表（b） mm Dib<1000>31000-2000>4表2-8 布管限定表（c） mm Dibnb1<600>103>600>135從表中可得：b=5mm，mm且不小于10mm，??；（4）管程分程：根據設計要求，采用2管程結構，布置形式可參照圖2-7，并應考慮：盡可能使各管程的換熱

16、管數大致相等，分程隔板槽形狀簡單，密封面長度較短。圖2-7 分程隔板的布置形式示意圖殼程進出口處的布管，應考慮殼體內壁與管束之間的流通面積和介質進出口管處的流通面積相當。管孔：級換熱器的換熱管和管孔直徑允許偏差按表2-9（b）規定。根據表中要求，取管孔直徑為，。表2-9（b）II級換熱器換熱管和管孔直徑允許偏差mm換熱管外徑1014192532384557允許偏差0.200.400.450.57管板管孔直徑10.314.419.425.4032.5038.5045.5057.70允許偏差+0.150+0.20+0.300+0.400（5）拉桿孔拉桿與管板采用螺紋連接，螺紋結構見圖2-8。圖2-

17、8 拉桿與管板的螺紋連接示意圖螺孔深度l2為：式中：dn拉桿螺孔公稱直徑，mm。（6）管板密封面 管板與法蘭連接的結構尺寸及制造、檢驗要求等按JB 1157-1164-82壓力容器法蘭的規定。 分程隔板槽：槽深一般不小于4mm；分程隔板槽寬度為：取12mm；分程隔板槽拐角處倒角為45°，倒角寬度b為分程墊片的圓角半徑R加1-2mm。2.3.2 換熱管（1）換熱管長度 換熱管采用lCrl8Ni9Ti，外徑，內徑，管長 根據換熱面積A=291.60m2，由JB/T 4717 表4查得U型管換熱器系列，由參數如下：管數：中心管排數：27管程流通面積：0.0492根據以上條件，可布管如下：管

18、子布置間距 （折流板圓缺部分中的傳熱管122跟，4跟折流板固定桿）排，（沒有旁通擋板）流板數為：塊折流板為缺25%的圓缺形折流板。（2）換熱管的規格和尺寸偏差換熱管的規格和尺寸偏差按GB 8163-87輸送流體用無縫鋼管和GB 2270-80不銹鋼無縫鋼管的規定，常用規格如表2-10。選用級換熱器標準，其中厚度偏差為15%。表2-10常用換熱管的規格和尺寸偏差 mm材料鋼管標準外徑×厚度mm級換熱管級換熱管外徑偏差mm厚度偏差外徑偏差mm厚度偏差不銹鋼GB2270-8010×1.50.15+12%-10%0.2015%14×319×225×20

19、.200.4032×238×2.545×2.50.300.4557×2.50.8%1%表2-10彎管最小彎曲半徑mm換熱管外徑101419253238455720304050657590115圖2-9 U型半最小半徑示意圖U形彎曲管段彎曲的最小厚度按下式計算 （2-7）式中： d換熱管外徑，mm；R彎曲管的彎曲半徑，mm；o彎曲錢管子的最小壁厚，mm；1直管段的計算壁厚，mm。2.4 殼體與管板、管板與法蘭及換熱管的連接管板與殼體連接形式分為兩類，一是不可拆卸，如固定管板，管板與殼體使用焊接連接。一是可拆卸式，如U型管、浮頭及填料函是滑動管板式換熱器。因

20、為本設計目的是設計U型管換熱器，故選擇可拆式換熱器，對于可拆卸式換熱器，管板本身不直接與殼體相連，而通過殼體上法蘭或夾持在法蘭之間固定。2.4.1 殼體與管板的連接因為選擇的是可拆式連接，管板夾持在法蘭之間，因此管板不與殼體相連。2.4.2 管板與法蘭的連接可拆式換熱器的管板，因管束經常抽出清洗、維修，所以管板與殼體不采用焊接形式，而故做成可拆式，固定在殼體法蘭與管箱法蘭之間，采用夾持形式。此情形適應于材料為不銹鋼或有色金屬制的管板，這種結構省材，且質量輕。2.4.3 換熱器與管板的連接（1）根據設計要求，換熱管與管板的連接采用焊接。（2）結構尺寸結構型式及尺寸按表2-12和圖2-10的規定表

21、2-12 換熱管外徑 mm換熱管外徑d14192532384557伸出長度l1±0.51.5±0.52.5±0.53±0.5圖2-10 換熱管伸出長度示意圖2.5 其他各部件結構2.5.1 折流板和支持板常用的折流板和支持板的形式有弓形和圓盤和圓環形兩種，本設計中采用25%Di的單弓形折流板，如圖2-11。圖2-11 折流板示意圖（1）折流板尺寸弓形折流板缺口高度：mm折流板的最小厚度按表2-13規定從表中查的最小厚度為4mm，取管板厚度為5mm。（2）折流板管孔級換熱器折流板管孔尺寸及允許偏差按表2-14（b）規定定，取。表2-13折流板的最小厚度 m

22、m公稱直徑DN換熱管無支撐跨距l<300300-600600-900900-12001200-1500>1500折流板最小厚度mm<40024581010400-700456101012700-900568101216900-150068101216161500-200081012162020表2-14（b）級換熱器折流板管孔尺寸及允許偏差 mm換熱管外徑d1014192532384547折流板管孔直徑10.514.619.625.832.838.845.858.0管孔直徑允許偏差+0.40+0.45+0.50（3）折流板外直徑按表2-15規定，取外直徑為。（4）折流板的布置

23、一般應使管束兩端的折流板盡可能靠近殼程進出口接管，其余折流板按等距布置。靠近管板的折流板與管板間的距離如圖所示，其尺寸可按下式計算： （2-8）式中：L1殼程接管的最小尺寸，mm；B2防沖板長度，mm。表2-15折流板外直徑mm公稱直徑DN<400400-500500-900900-13001300-17001700-2000折流板外直徑DN-2.5DN-3.5DN-4.5DN-6DN-8DN-10折流板外直徑允許偏差±0.5±0.8±1.2當殼程為單相清潔流體時，折流板缺口應水平上下布置。折流板按等間距布置，取l=200mm，管束兩端的折流板盡可能靠近殼程

24、進、出口接管，因換熱器殼程為純凈的氣體，因此折流板不需開通液口。（5）折流板質量按下式計算：（2-9）式中： Q折流板質量，kg；Da折流板外直徑，mm；折流板切去部分弓形面積，mm；C系數由查表求得，查得，C=0.15355；ho折流板切去部分的弓形高度，mm；管孔直徑，mm；拉桿孔直徑，mm；管孔數量；拉桿孔數量；折流板厚度，mm。（6）U形管的尾部支撐U形管換熱器中，靠近彎管段起支撐作用的折流板，如圖2-14所示，應布置成A+B+C之和不大于表2-16中最大無支撐跨距，超過彎管部分時應加特殊支撐。表2-16 最大無支撐跨距mm換熱管外徑d1014192532384557最大無支撐跨距80

25、011001500190022002500280032002.5.2 拉桿、定距管（1）拉桿的結構形式常用的拉桿形式有兩種，由于換熱管的外徑等于19 mm，本設計選用拉桿定距結構，如圖2-13。圖2-12 折流板布置示意圖圖2-13拉桿定距管結構示意圖（2）拉桿的直徑和數量拉桿的直徑和數量一般可按表2-17、2-18選用，取拉桿直徑為12mm，拉桿數量為8根。表2-17拉桿直徑mm換熱管外徑l1014192532384557直徑1012121616161616表2-18拉桿數量mm公稱直徑DN拉桿直徑<400400-700700-900900-13001300-15001500-1800

26、1800-200010461012161824124481012141816446681012（3） 拉桿尺寸 拉桿尺寸按圖2-14和表2-19確定。 拉桿的長度L按換熱器管長需要設定。 拉桿應盡量均勻布置在管束的外邊緣。圖2-14拉桿尺寸示意圖表2-19拉桿尺寸mm拉桿直徑d拉桿螺紋工稱直徑101013>40121215>50161620>60由上表選取，2.5.3 防沖板根據設計要求，在殼程設置防沖板，以減少氣流的不均勻分布和對換熱管管端的沖蝕。（1）防沖板表面到圓筒內壁的距離，一般為接管外徑的1/41/3，取距離為50mm。（2）防沖板的直徑或邊長，應大于接管外徑162

27、mm，取防沖板外徑為250mm。（3）防沖板最小厚度：碳鋼為4.5mm；不銹鋼為3mm；取厚度為6mm。（4）防沖板的固定形式為： 防沖板的兩側焊在定距管或拉桿上，也可以同時焊在靠經管板的第一塊折流板上； 防沖板焊在圓筒上； 用U形螺栓將防沖板固定在換熱管上。2.6 鞍座的設計根據設計要求，根據壓力容器支座的國標。具體選擇選擇DN500到900，120度的包角重型帶墊板支座：Q=170KN，h=200mm底板的參數，腹板的參數筋板的參數，墊板的參數弧長=830，e=36螺栓間距3 強度設計3.1 概述8換熱器是由筒體、管箱、封頭、法蘭、管板、換熱管、支座等受力元件組成。各受力元件都需注行強度計

28、算，以確保在運行中安全可靠。管板屬于管殼式換熱器中的重要元件。它的合理設汁，對于節省材料、降低成本、減少加工時間都有重要意義。由于管板受力比較復雜，影響其強度和剛度的因素很多，正確進行強度分析比較困難。在各國規范中，溫差應力均作為二次應力考慮，對于溫差應力和壓力應力制和滿足許用值。3.2 鋼材的選擇由于換熱器殼體的特殊要求，不是任一種鋼均可選用，一般要采用平爐、氧氣轉爐或電爐冶煉的鎮靜鋼。專門用的鋼必須機械性能項目不一般，結構鋼的相應項目為多，檢驗要求也更為合格，大致要求如下：（1）必須采用容器用鋼。它與普通結構鋼相比采用的冶煉標準不同，常用的結構鋼為16MnR等。（2）必須采用鎮靜鋼。這種鋼

29、脫氧比較安全，鋼中雜質較少，所以，重要的承壓元件均采用此類鋼。3.3 殼體、封頭、法蘭及開口補強3.3.1 殼體的設計（1）殼體的設計表3-1 設計條件設計壓力P（MPa）0.5設計溫度t（）130筒體內徑（mm）700腐蝕余量（mm）2.0筒體材料Q235-B焊縫系數0.8在GB 151-98中表2-1，假設在設計溫度下Q235-B的許用應力筒體計算厚度按式（3-1）計算： （3-1）設計厚度按GB 709取鋼板負偏差：根據表3-2的規定，最小厚度不得小于6mm取名義厚度校核：，沒有變化，故取名義厚度合適。（2）殼體強度校核中低壓殼體一般均屬于k1.2的薄壁殼體。需求在內壓作用下得周向應力個

30、經向（周向）應力。根據第一強度理論確定其為最大主應力，并按彈性時效準則將其最大主應力限制在材料的許用應力之內，即考慮到薄壁殼體在利用上述公式中，均設D為其平均值，實際殼體總存在焊縫而應計入焊縫稀疏，且從設計角度出發，由殼體理論求出的計算壁厚必須引入壁厚附加量，故實際設計是以內徑Di表示，即壓力實驗時應力校核：液壓實驗壓力（3-2）壓力實驗允許通過的應力：實驗壓力下圓筒應力： （3-3）式中： P設計壓力，MPa；Di殼體內徑，mm；焊縫系數；C厚度附加量，mm。校核條件：校核結果：合格應力及應力計算：最大允許工作壓力（3-4）設計溫度下的計算壓力（3-5）校核條件：結論：筒體名義厚度按GB 1

31、51中取得的合格。3.3.2 內壓封頭設計封頭設計原則上應根據封頭在內壓作用下的應力分析以及與之相連的筒體的邊緣應力分析進行強度校核。但實際上由于按應力分析進行設計十分復雜，所以規定中對于僅受靜載荷的一般封頭，僅以遠離封頭地區的薄膜應力或彎曲應力進行分析加以限制。對于由于各種原因所引起的邊緣應力，僅在結構形式上定性的加以限制，或在計算中直接引用某個參數，把按薄膜應力或彎曲應力求出的壁厚適當放大。（1）封頭厚度設計按，取形狀系數K=1.00焊縫系數 =0.85封頭計算厚度按下式確定： （3-6）封頭設計厚度按GB 709，取鋼板負偏差：考慮到圓筒的設計厚度為8mm取封頭名義厚度封頭有效厚度為因為

32、，滿足穩定要求。式中：K橢圓形封頭形狀系數，。其值列于下表：表3-2 系數K值表2.62.52.42.32.22.12.01.91.8K1.461.371.291.211.141.071.000.930.871.71.61.51.41.31.21.11.0K0.810.760.710.660.610.570.530.50（2）封頭厚度校核橢圓形封頭的最大允許工作壓力按下式計算 （3-7）式中：設計溫度下封頭材料的許用應力，MPa；焊接接頭系數；K橢圓形封頭形狀系數，同上；e封頭有效厚度，mm；Di封頭內直徑，mm。校核條件：結論：合格。3.3.3 法蘭設計表3-3 設計條件：設計壓力P（MPa

33、）0.5設計溫度t（）130筒體內徑（mm）700腐蝕余量（mm）2.0筒體材料Q235-B圓筒厚度（mm）0.8根據工作要求，選擇按整體法蘭設計，在此采用長頸堆焊法蘭結構。短節厚度。其伸出法蘭環的部分長度l不應小于以下值：表3-4 根據設計要求法蘭按GB 151選擇如下mm公稱直徑DD1D2D3D4HhaRD螺柱規格螺柱數量對接筒體最小厚度5506906506156056023895251712221223M2024660074070066565565244100251712221223M2028665079075071570570246100251712121223M20288700840

34、80076575575248100251712121223M2032880094090086585585248100251712121223M203289001040100096595595252105251712121223M203610應該選擇公稱直徑為700的那一組合適（1）墊片設計 墊片材料、密封面形式根據設計條件，采用石棉橡膠墊片，厚度，密封面形式采用平面。 墊片參數m=2，y=11MPa 墊片尺寸參照JB 4704-92非金屬軟墊片標準，取墊片內徑704mm，外徑744mm，墊片寬度N=20mm 墊片有效密封寬度， 墊片壓緊力作用中心圓直徑=墊片接觸面外徑-2b=744-2

35、5;8=728mm 墊片壓緊力預緊狀態下需要的最小墊片壓緊力按下式計算：（3-8）操作狀態下需要的最小墊片壓緊力按下式計算：（3-9） 墊片寬度校核墊片寬度校核按下式計算： （3-10）（2） 螺栓設計 螺栓材料及許用應力螺栓材料選用Q235-B（按<M24）， 螺栓載荷預緊狀態下需要的最小螺栓載荷按下式計算： （3-11）操作狀態下需要的最小螺栓載荷按下式計算： （3-12） 螺栓面積預緊狀態下需要的最小螺栓載荷按下式計算： （3-13）操作狀態下需要的最小螺栓載荷按下式計算： （3-14） 螺栓配置查JB 4703-2000 壓力容器法蘭，取螺栓規格M=20mm，螺紋小徑截面積A為1

36、20mm。螺栓數量： （3-15）以4的倍數圓整為32螺栓總截面積：螺栓中心圓直徑應以下列三者之大值確定：滿足法蘭背面的徑向結構要求，距所選的法蘭可知：滿足法蘭密封面的徑向結構要求滿足螺栓孔環向結構要求實際螺栓中心圓直徑應取上述最大值，根據標準圓整得 螺栓設計載荷預緊狀態下需要的最小螺栓載荷按下式計算：（3-16）操作狀態下需要的最小螺栓載荷按下式計算：（3）法蘭設計 法蘭結構、材料為有效降低法蘭的軸向應力，以增設圓筒短節，取短節厚度，短節及法蘭材料為16MnR，查表2-1（按厚度>3660）得：，。 法蘭力矩載荷：（3-17） （3-18）（3-19）力臂：（3-20）式中： 力矩 （

37、3-21） （3-22）式中：W最小螺栓載荷d. 法蘭設計力矩e. 法蘭設計力矩取一下最大值（3-23）式中：取1.635×10N·mm 形狀常數（按表7-6計算）（3-24）式中：；令f=1，得，則法蘭外徑：。T=1.83，Z=4.94，Y=9.57，U=10.52法蘭計算厚度：假設 法蘭應力 （3-25） （3-26） （3-27） 應力校核，由于增加了短節，直接加大了錐頸部分的厚度，使法蘭軸向應力大為降低，滿足強度要求。 法蘭剛度厚度 （3-28）式中：因此法蘭的厚度取，滿足剛度要求。3.3.4 開口補強（1） 開孔應力集中現象及其原因容器開孔之后，一方面由于器壁材料

38、消弱，引起器壁強度的減弱，另一方面由于結構的連續性被破壞，在開孔和接管處產生較大的附加彎曲應力，有時在接管上的外部載荷影響下，開孔和接管部位就形成壓力容器的薄弱環節。局部應力的增長現象稱應力集中，為了減少應力集中，容器開孔、接管處應進行補強，開孔補強后應力集中作用可以得到緩解。（2） 開孔補強的原則目前，各國采用的補強設計方法有所不同，所依據的原則也不同，主要有以下三種： 等面積補強法 以極限分析作為設計基礎的補強法 以穩定性要求作為設計準則的補強方法（3）補強結構 補強結構主要有以下者幾種： 補強板塔結構 加強元件補強結構 整體補強結構具體圖形請參考資料壓力容器的安全與強度設計。（4）等面積

39、補強設計方法我國設計規定采用開孔等面積補強的設計計算方法，它適用于鋼制容器筒體、封頭的開孔及其補強。 元件上開孔及補強圈的結構要求殼體上的開孔為圓形、橢國形或長圓形。所有開孔應宜避開焊縫、開孔邊緣與焊縫的距離，應大于三倍筒體和封頭的實際壁厚，且不小于100mm補強圈的厚度不得超過0.5S（S為容器壁厚） 補強面積的計算取補強圈設計設計條件：（殼體接管/管箱接管）設計壓力：0.5MPa/0.6MPa設計溫度：130/75母管：內徑：名義厚度接管：內徑 名義厚度厚度附加量： 母管C取2mm接管C取2mm材料： 母管Q235-B接管Q235-B補強圈同上相關系數：d開孔直徑，；強度消弱系數，當1.0

40、時取=1.0 =113/113=1；焊接接頭系數，取：；A開孔削弱所需的補強面積；B補強有效寬度；計算壓力；母管開孔處的計算厚度母管開孔處的有效厚度，；接管有效厚度，；接管的計算厚度。 補強時補強方法的判別，且，d=154mm/204mm</2=350mm，所以可以用等面積發補強。 開孔所需的補強面積設計溫度下母管的計算厚度（3-29）母管開孔所需補強面積（3-30） 有效補強范圍有效寬度，在下式多計算值中取較大的值 （3-31）外側有效高度，在下式值中取較小的值（3-32）內側有效高度，在下式值中取較小的值（因為接管實際內伸長度為0） 有效補強面積母管有效厚度減去計算厚度之外的多余面積

41、 (3-33）接管有效厚度減去計算厚度之外的多余面積接管的計算厚度（3-34）（3-35）焊接金屬的截面積：補強面積 （3-36）所需另行補強面積 （3-37）補強圈設計因為A4為負值，表示該開孔無須另行補強，不過考慮到開孔直徑較大及流體的流速，工程設計中往往也可以考慮設補強圈，在此，考慮筒體流體為氣體，在筒體接管上設計補強圈，厚度可取殼體厚度。補強圈外徑Bo應該不大于有效寬度B根據JB/T 4736-2002標準，取內徑根據公式：厚度取母體厚度8mm3.4 管板目前各國對管板的計算方法有所不同，本設計采用我國設計管板的方法，通過對管板作一定的簡化和假設，其理論依據如下：將管板作為承受均布載荷

42、、放置在彈性基礎上的當量圓平板，且計入管孔均勻削弱的影響。根據設計要求，有：1 設計條件2 結構尺寸參數換熱器公稱直徑，DN = 700mm；換熱管外徑d =19mm；管壁厚度t=2mm；換熱管根數n=267；換熱管采用三角形排布，管間距S = 25mm ；墊片為橡膠墊片；換熱管與管板為賬焊并用；殼程側結構槽深；管程側隔板槽深；連接管板的殼程法蘭與管箱法蘭采用JB4702-92法蘭5700-1.0；換熱器材料：Q235-B；查GB150表2-3，設計溫度下許用應力；管板材料：不銹鋼（1Cr18Ni9Ti）；查GB150表2-3，設計溫度下許用應力；許用拉脫力，按GB 151表3-123.4.1

43、 墊片壓緊力作用中心圓直徑（1）墊片設計根據設計條件，采用石棉橡膠板墊片，厚度，密封面形式采用平面。（2）墊片參數：m=2，y=11MPa（3）墊片尺寸參照JB 4704-92非金屬軟墊片標準，取墊片內徑704mm，外徑744mm，墊片寬度N=20mm。（4）墊片有效厚度，（5）墊片壓緊力作用中心圓直徑=墊片接觸面積外徑2b=744-2×8=728mm3.4.2 確定管板設計壓力不能保證在任何情況下和都同時作用，并兩側均為正壓，故取兩者中的大者。3.4.3 管板計算厚度和名義厚度 （3-38）根據GB 151第3.7條，管板名義厚度應不小于下列三部分之和，即（3-39）圓整得3.4.

44、4 換熱管軸向應力查GB 151-98附錄，換熱管金屬截面積a=176.71mm（3-40）按下列三種工況分別計算：（1）只有殼程設計壓力，管程設計壓力；（2）只有殼程設計壓力，管程設計壓力；（3）殼程壓力和管程壓力同時作用；以上三種工況的計算值的絕對值均遠小于換熱管的設計溫度下的許用應力3.4.5 換熱器和管板連接拉脫力 （3-41）式中： 取第四項三種工況計算中的絕對值最大者，；換熱管與管板連接的寒風尺寸，；換熱管伸出管板長度，根據表3-18，為1.5mm；管板孔倒角深度，為2mm；。由此可得：滿足要求3.5 支座3.5.1 計算鞍座反力（1）計算質量 圓筒質量（3-42）式中：圓筒材料密

45、度。 單個封頭質量：（查JB 1154-73） 附件質量（包括人孔、接管、液面計、平臺等質量）： 充液質量因物料密度不如水的密度，故按充滿水考慮，設備充裝系數（3-43）式中：（查JB1154-73）。 保溫層質量因為設備部保溫，故=0。 設備最大質量m （3-44）（2）計算鞍座反力按下式計算：3.5.2 計算圓筒軸向彎矩（1）圓筒中間處截面的彎矩按下式計算： （3-45）（2）鞍座處截面上的彎矩按下式計算： （3-46）3.5.3 計算圓筒軸向應力（1） 由于彎矩引起的軸向應力 在圓筒中間截面上最高點處：（3-47）式中：；。最低點處： 在鞍座出圓筒截面上最高點處： （3-48）式中：，由

46、GB 151-89表（8-3）查得。最低點處： （3-49）式中：，由GB 151-89表（8-3）查得。（2）由于設計壓力引起的軸向壓力 （3-50）（3）軸向應力組合與校核軸向拉應力最大軸向拉應力軸向壓應力最大軸向壓應力軸向應力校核：許用軸向拉應力 ；許用軸向壓應力 ；許用軸向壓應力按GB 151-89第1章和第4章確定。（3-51）根據A值和材料，查第四章圖4-4，得B=1083.5.4 計算圓筒、封頭切向應力因，故圓筒和封頭中切向剪應力分別按下列公式計算。（1）圓筒切向剪應力按下式計算（3-55）式中：，由GB 150-89表8-3查得。（2）封頭切向剪應力按下式計算（3-53）式中：；。式中：為封頭沖壓減薄量，1.0mm。（3）切向剪應力校核式中：為圓筒許用切向剪應力。 （3-54）式中：K=1.0，由GB 151-89查得。3.5.5 計算圓筒周向應力（1）在鞍座處橫截面最低點處周向應力，按下式計算（3-55）式中：k=0.1，考慮容器焊在鞍座上； ，有GB 151-89表8-3查得；b=186mm，鞍座寬度。（2） 在鞍座邊角的周向應力因，故按下式計算 （2-5