西安科技大学—乘风破浪团队1换热器的设计1.1 换热器概述换热器是化工、石油、动力、食品及其它许多任务业部门的通用设备，在生产中占有重要地位。

换热器种类很多，但根据冷、热流体热量交换的原理和方式基本上可分三大类即：间壁式、混合式和蓄热式。

在三类换热器中，间壁式换热器应用最多。

换热器随着换热目的的不同，具体可分为加热器、冷却器、蒸发器、冷凝器，再沸器和热交换器等。

由于使用条件的不同，换热设备又有各种各样的形式和结构。

换热器选型时需要考虑的因素是多方面的，主要有: ① 热负荷及流量大小； ② 流体的性质；③ 温度、压力及允许压降的范围； ④ 对清洗、维修的要求；⑤ 设备结构、材料、尺寸、重量； ⑥ 价格、使用安全性和寿命；按照换热面积的形状和结构进行分类可分为管型、板型和其它型式的换热器。

其中，管型换热器中的管壳式换热器因制造容易、生产成本低、处理量大、适应高温高压等优点，应用最为广泛。

管型换热器主要有以下几种形式：（1）固定管板式换热器：当冷热流体温差不大时，可采用固定管板的结构型式，这种换热器的特点是结构简单，制造成本低。

但由于壳程不易清洗或检修，管外物料应是比较清洁、不易结垢的。

对于温差较大而壳体承受压力较低时，可在壳体壁上安装膨胀节以减少温差应力。

（2）浮头式换热器：两端管板只有一端与壳体以法兰实行固定连接，称为固定端。

另一端管板不与壳体连接而可相对滑动，称为浮头端。

因此，管束的热膨胀不受壳体的约束，检修和清洗时只要将整个管束抽出即可。

适用于冷热流体温西安科技大学—乘风破浪团队2差较大，壳程介质腐蚀性强、易结垢的情况。

（3）U 形管式换热器换：热效率高，传热面积大。

结构较浮头简单，但是管程不易清洗，且每根管流程不同，不均匀。

表1-1 换热器特点一览表分类管 壳 式 名称 特性管式固定管板式刚性结构用于管壳温差较小的情况(一般≤50°C)，管间不能清洗带膨胀节：有一定的温度补偿能力，壳程只能承受较低的压力浮头式管内外均能承受高压，壳层易清洗，管壳两物料温差>120℃；内垫片易渗漏 U 型管式制造、安装方便，造价较低，管程耐压高；但结构不紧凑、管子不易更换和不易机械清洗填料函式 内填料函：密封性能差，只能用于压差较小场合外填料函：管间容易泄露，不易处理易挥发、易爆易燃及压力较高场合釜式 壳体上都有个蒸发空间，用于蒸汽与液相分离套管双套管式结构比较复杂，主要用于高温高压场合或固定床反应器中西安科技大学—乘风破浪团队3在过程工业中，由于管壳式换热器具有制造容易，生产成本低，选材范围广，清洗方便，适应性强，处理量大，工作可靠，且能适应高温高压等众多优点，管式套管式 能逆流操作，用于传热面积较小的冷却器、冷凝器及预热器板式板式拆洗方便，传热面能调整，主要用于粘性加大的液体间换热 螺旋板板 制造简单，紧凑，可用于带颗粒物料，温位利用好；不易检修伞板式制造简单、紧凑、成本低、易清洗，使用压力不大于1.2Mpa ，使用温度不大于150℃板壳式板数类似管束，可抽出清洗检查，压力不能太高 蓄 热 式回旋式盘式传热效率高，用于高温烟气冷却等鼓式 用于空气预热器等固定格室式紧凑式适用于低温到高温的各种条件非紧凑式适用于高温及腐蚀性气体场合表 面 扩 展 式 板翅式紧凑、效率高。

可多股物流同时换热，使用温度不大于150℃，主要用于粘性加大的液体间换热管翅式 高效而紧凑，换热面积大，传热效果好西安科技大学—乘风破浪团队4壳式换热器被使用最多。

工业中使用的换热器超过90%都是管壳式换热器，在工业过程热量传递中是应用最为广泛的一种换热器。

结合上述优点和本工艺的特点，本工艺的换热器主要选用管壳式换热器。

1.2 管壳式换热器的选用1.2.1 结构参数的确定⑴管径管径越小换热器越紧凑、便宜，但压力降会增加。

为了满足允许的压降，一般选用19mm 的管子；对于物流流量较大的，采用25mm 以上的管子。

⑵管长无相变传热时，管子长则换热系数增加，对于相同的换热面积，管子长则管程数减小，使得压力降减小，每平方米传热面积比降低。

我国生产的标准钢管长度为6m ，故系列标准中管长有1.5 m ，2 m ，3 m ，6 m 和9 m 五种。

因此，一般管长取4-6m ，对大面积，无相变换热器管长可取至8～9m 。

⑶管子配布换热管在管板上的排列方式主要有正三角形、正方形和转角正三角形、转角正方形。

正三角形排列形式最为普遍，由于管距都相等，可以在同样的管板面积上排列最多的管数。

但因管外不易清洗，其适用场合受到限制，主要适用于壳程介质污垢少，且不需要进行机械清洗的场合。

而采用正方形和转角正方形排列的管束，能够使管间小桥形成一条直线通道，便于管外机械清洗。

⑷管心距管心距小设备紧凑，但将引起管板增厚、清洁不便、壳程压降增大。

故一般选用范围为 1.25～1.5d （d 为管外径）。

表1-2 换热管管心距换热管外径/mm 19 25 32 38 换热管中心距/mm25 32 40 48 分程隔板槽两侧相邻管中心距/mm38445260西安科技大学—乘风破浪团队5⑸管程数管程数增加，管内流速增加，传热系数增加。

管程数一般有1、2、4、6、8、10、12等七种。

但管程数不能分得太多，以免压力降过大，且隔板要占用相当大的布管面积。

⑹折流板折流板可以改变壳程流体的方向，使其垂直于管束流动，提高流速，从而增加流体流动的湍流程度，获得较好的传热效果。

折流板型式可分为圆缺形（弓形）折流板、盘环形折流板、孔式折流板和折流圈。

表1-3 折流板间距常用数值管长(mm) 折流板间距(mm)≤3000 100200300450600—4500～6000 — 1500～6000 150200 300450600— ≤6000—200300450600—7500，9000 —7506000——3004506007507500，9000 — 6000～9000 —— —4506007501.3 换热器详细设计本工艺共有41台换热设备（换热器、再沸器、冷凝器、预热器），这里我们西安科技大学—乘风破浪团队6以浮头式换热器（E0602）详细设计为例。

热物流经该换热器换热温度降至目标温度，冷却物流为循环冷却水。

由Aspen 软件得到冷热工艺物流数据：表1-4 工艺操作参数操作参数参数壳程管程介质 循环冷却水 甲苯回收塔塔底去一级结晶质量流量（Kg/h ） 343740.0 84194.9 入口温度（℃） 20.00 138.00 出口温度（℃） 30.00 34.00 入口压力（bar ） 3.00 2.87 出口压力（bar ） 2.872.7413初步选择换热器的形式后，根据任务要求利用Aspen Exchanger Design ＆Rating V7.2进行模拟计算，模拟出来的换热器工艺参数如图1-1所示：西安科技大学—乘风破浪团队7图1-1 换热器工艺参数⑴结构设计西安科技大学—乘风破浪团队8利用Aspen Exchanger Design ＆Rating V7.2软件也可以对换热器进行结构设计，模拟出来的结果如下：①换热管设计图 1-2 换热管基本参数图 1-3 换热管排列方式换热管为平滑管，外径19mm ，壁厚为2mm ，管间距为25mm ，管长 5850mm 。

换热管根数514根。

管子排列方式为正三角形排列。

②折流板和管口设计折流板的设置主要是为了提高壳程的流速，增加扰动，改善传热。

这里选择单弓形折流板，并且圆缺方向的高度为壳体公称直径的0.15～0.45，折流板间距西安科技大学—乘风破浪团队9一般不小于圆筒内径的1/5。

折流板的数目及厚度等基本参数见图1-4 所示图1-4 折流板基本参数折流板数目为6，折流板型式为单弓形，切割率为39.15%。

折流板朝向为水平，与进出口间隔（第一块与进口或最后一块与出口端面的距离）为466.48mm ， 两块板间隔为525.00mm 。

图1-5 管口基本参数管程进、出口管口各有一个。

其中，管程进口管口外径为168.28mm ，内径154.05mm ；管程出口管口外径168.28mm ，内径154.05mm 。

壳程进、出口管口亦各有一个，壳程进口管口外径为323.85mm ，内径304.8mm ；壳程出口管口外径273.05mm ，内径254.51mm 。

③管束西安科技大学—乘风破浪团队10图1-6 管束基本参数如图为管束信息，主要对管束布置、布置限定、定位杆拉杆和管束布置图 进行详细设置。

图 1-7 换热器结构尺寸根据《JB/T4715-1992固定管板式换热器形式与基本参数》和《GB151-1999西安科技大学—乘风破浪团队11管壳式换热器》对模拟的数据进行圆整，并考虑到热损失等，换热面积有余量， 选定换热器的基本参数如下：表1-5 换热器基本参数项目 参数 公称直径/mm 800管子规格/mm φ19×2 排列方式 正三角形 管中心距/mm 25 管长/mm 4500 公称压力/MPa 0.6 换热面积/㎡ 189.8 管程数 4 壳程数 1 折流板间距/mm 600 折流板数 6 折流板形式单弓形⑵换热器的机械设计及校核 ①选材由于热流体和冷却水温度都不是太高，冷、热流体腐蚀性不大，故壳体材料 选用Q235-B ，管子材料选用Q235-B 无缝钢管。

②管板的选择管板用来固定换热管并起着分隔管程和壳程的作用,根据选定的换热器公称直径及操作压力查表可得管板数据，这里选用其默认的管板类型为标准单管板。

表1-6 管板结构数据西安科技大学—乘风破浪团队12DN D D1 D2 D3 D4 D5 d2 bf b 800 930890855797842800233848③管子与管板的连接因为操作压力小于4Mpa ，且温度低于300℃，所以管子与管板的连接采用 胀接。

④管板与壳体的连接管板与壳体的连接采用焊接，,该结构在管板上开槽，壳体嵌入后焊接。

壳体对中容易，适用于壳体压力不太高的场合。

⑤换热器的校核表 1-7 固定管板式换热器设计计算浮头式换热器筒体设计计算计算单位全国化工设备设计技术中心站设计计算条件壳程管程设计压力 0.4 MPa 设计压力 0.4 MPa 设计温度 65℃ 设计温度 170 ℃ 壳程圆筒内径 800.00 mm 管箱圆筒内径 800.00 mm 材料名称 Q235-B材料名称Q235-B计算内容 壳程圆筒校核计算 前端管箱圆筒校核计算 前端管箱封头(平盖)校核计算 后端管箱圆筒校核计算 后端管箱封头(平盖)校核计算 管板校核计算西安科技大学—乘风破浪团队13表 1-8 前端管箱筒体计算前端管箱筒体计算结果计算单位 全国化工设备设计技术中心站计算条件筒体简图计算压力 P c 0.40 MPa设计温度 t 170.00 ︒ C 内径 D i 800.00mm材料Q235-B ( 板材 )试验温度许用应力 [σ] 113.00 MPa 设计温度许用应力 109.80 MPa 试验温度下屈服点 σs235.00 MPa 钢板负偏差 C 1 0.80 mm 腐蚀裕量 C 2 3.00mm焊接接头系数 φ0.85厚度及重量计算计算厚度 δ = P D P c it c 2[]σφ- = 1.72 mm 有效厚度 δe =δn - C 1- C 2= 8.20mm 名义厚度 δn = 12.00 mm 重量100.44Kg压力试验时应力校核压力试验类型 液压试验试验压力值 P T = 1.25P [][]σσt= 0.5000 (或由用户输入) MPa压力试验允许通过 的应力水平 [σ]T[σ]T ≤ 0.90 σs = 211.50MPa西安科技大学—乘风破浪团队14试验压力下 圆筒的应力 σT = p D T i e e .().+δδφ2 = 28.99MPa校核条件 σT ≤ [σ]T 校核结果合格压力及应力计算最大允许工作压力 [P w ]= 2δσφδe t i e []()D += 1.89385 MPa 设计温度下计算应力σt=P D c i e e()+δδ2= 19.71MPa [σ]t φ 93.33 MPa校核条件 [σ]tφ ≥σt结论合格表 1-9 前端管箱封头计算前端管箱封头计算结果计算单位 全国化工设备设计技术中心站计算条件椭圆封头简图计算压力 P c 0.40 MPa设计温度 t 170.00 ︒ C 内径 D i 800.00 mm 曲面高度 h i200.00mm材料Q235-B (板材) 试验温度许用应力 [σ] 113.00 MPa 设计温度许用应力[σ]t109.80 MPa 钢板负偏差 C 1 0.80 mm 腐蚀裕量 C 23.00mm西安科技大学—乘风破浪团队15焊接接头系数 φ0.85厚度及重量计算形状系数 K = 16222+⎛⎝ ⎫⎭⎪⎡⎣⎢⎢⎤⎦⎥⎥D h i i = 1.0000 计算厚度 δ = KP D P c it c 205[].σφ- = 1.72 mm 有效厚度 δe =δn - C 1- C 2= 8.20mm 最小厚度 δmin = 1.20 mm 名义厚度 δn = 12.00 mm结论 满足最小厚度要求 重量77.54Kg压 力 计 算最大允许工作压力[P w ]= 205[].σφδδt ei e KD += 1.90351MPa结论合格表 1-10 后端管箱筒体计算后端管箱筒体计算结果计算单位 全国化工设备设计技术中心站计算条件筒体简图计算压力 P c 0.40MPa设计温度 t 65.00 ︒ C 内径 D i 900.00mm材料Q235-B ( 板材 ) 试验温度许用应力 [σ] 113.00 MPa 设计温度许用应力113.00MPa西安科技大学—乘风破浪团队16试验温度下屈服点 σs235.00 MPa 钢板负偏差 C 1 0.80 mm 腐蚀裕量 C 2 3.00 mm焊接接头系数 φ0.85厚度及重量计算计算厚度 δ = P D P c it c 2[]σφ- = 1.88 mm 有效厚度 δe =δn - C 1- C 2= 8.20mm 名义厚度 δn = 12.00 mm 重量87.44Kg压力试验时应力校核压力试验类型 液压试验试验压力值 P T = 1.25P [][]σσt= 0.5000 (或由用户输入) MPa压力试验允许通过 的应力水平 [σ]T [σ]T ≤ 0.90 σs = 211.50MPa试验压力下 圆筒的应力 σT = p D T i e e .().+δδφ2 = 32.58MPa校核条件 σT ≤ [σ]T 校核结果合格压力及应力计算最大允许工作压力 [P w ]= 2δσφδe t i e []()D += 1.73444 MPa 设计温度下计算应力σt=P D c i e e()+δδ2= 22.15MPa [σ]t φ 96.05 MPa校核条件[σ]t φ ≥σt西安科技大学—乘风破浪团队17结论合格表 1-11 后端管箱封头计算后端管箱封头计算结果计算单位 全国化工设备设计技术中心站计算条件椭圆封头简图计算压力 P c 0.40 MPa设计温度 t 65.00 ︒ C 内径 D i 900.00 mm 曲面高度 h i200.00mm材料Q235-B (板材) 试验温度许用应力 [σ] 113.00 MPa 设计温度许用应力[σ]t113.00 MPa 钢板负偏差 C 1 0.80 mm 腐蚀裕量 C 2 3.00mm焊接接头系数 φ0.85厚度及重量计算形状系数 K = 16222+⎛⎝ ⎫⎭⎪⎡⎣⎢⎢⎤⎦⎥⎥D h i i = 1.1771 计算厚度 δ = KP D P c it c 205[].σφ- = 2.21 mm 有效厚度 δe =δn - C 1- C 2= 8.20mm 最小厚度 δmin = 2.70 mm 名义厚度δn = 12.00mm西安科技大学—乘风破浪团队18结论 满足最小厚度要求 重量91.59Kg压 力 计 算最大允许工作压力[P w ]= 205[].σφδδt ei e KD += 1.48120MPa结论合格表 1-12 筒体计算浮头式换热器筒体计算结果计算单位全国化工设备设计技术中心站计算条件筒体简图计算压力 P c 0.40 MPa设计温度 t 65.00 ︒ C 内径 D i 800.00mm材料Q235-B ( 板材 ) 试验温度许用应力 [σ] 113.00 MPa 设计温度许用应力 113.00 MPa 试验温度下屈服点 σs235.00 MPa 钢板负偏差 C 1 0.80 mm 腐蚀裕量 C 2 3.00 mm焊接接头系数 φ0.85厚度及重量计算计算厚度 δ = P D P c it c 2[]σφ- = 1.67 mm 有效厚度 δe =δn - C 1- C 2= 8.20mm 名义厚度δn = 12.00mm西安科技大学—乘风破浪团队19重量1081.33Kg压力试验时应力校核压力试验类型 液压试验试验压力值 P T = 1.25P [][]σσt= 0.5000 (或由用户输入) MPa压力试验允许通过 的应力水平 [σ]T [σ]T ≤ 0.90 σs = 211.50MPa试验压力下 圆筒的应力 σT = p D T i e e .().+δδφ2 = 28.99MPa校核条件 σT ≤ [σ]T 校核结果合格压力及应力计算最大允许工作压力 [P w ]= 2δσφδe t i e []()D += 1.94905 MPa 设计温度下计算应力σt=P D c i e e()+δδ2= 19.71MPa [σ]t φ 96.05 MPa校核条件 [σ]t φ ≥σt 结论合格表1-13 筒体法兰计算筒体法兰计算结果计算单位 全国化工设备设计技术中心站设 计 条 件简 图设计压力 p 0.400 MPa计算压力 p c 0.400 MPa 设计温度 t65.0︒ C西安科技大学—乘风破浪团队20轴向外载荷 F 0.0 N外力矩 M 0.0N .mm壳 材料名称 Q235-B 体 许用应力 113.0MPa法 材料名称 16Mn许[σ]f 150.0 MPa 兰 应[σ]t f150.0MPa材料名称40MnB 螺 许[σ]b 196.0 MPa应[σ]t b184.8 MPa 栓 公称直径 d B 20.0 mm 螺栓根径 d 117.3 mm 数量 n 28个D i 800.0 D o 950.0垫 结构尺寸 D b 907.0D外878.0 D 内 855.0δ0 14.0 mmL e 21.5 L A 26.5 h13.0 δ1 27.0 材料类型 金属垫片N 11.5 m 3.00 y (MPa) 25.5 压紧面形状 1a,1bb5.75D G866.5片 b 0≤6.4mm b = b 0 b 0≤6.4mm D G = ( D 外+D 内 )/2b 0 > 6.4mm b =2.530bb 0 > 6.4mm D G = D 外 - 2b螺 栓 受 力 计 算预紧状态下需要的最小螺栓载荷W aW a = πbD G y = 399140.8 N操作状态下需要的最小螺栓载荷W pW p = F p + F = 273443.8 N西安科技大学—乘风破浪团队21所需螺栓总截面积 A m A m = max (A p ,A a ) = 2036.4 mm 2 实际使用螺栓总截面积A bA b = 214d n π= 6577.2 mm 2力 矩 计 算操F D = 0.785i2D p c= 200960.0NL D = L A + 0.5δ1 = 40.0mmM D = F D L D= 8038400.0N .mm作F G = F p= 37547.2NL G = 0.5 ( D b- D G ) = 20.2mmM G = F G L G = 760330.4N .mmM pF T = F -F D = 34798.2NL T =0.5(L A + δ1 + L G ) = 36.9mmM T = F T L T = 1283183.2N .mm外压: M p = F D (L D - L G )+F T (L T -L G ); 内压: M p = M D +M G +M T M p= 10081914.0N .mm预紧M aW = 844132.2N L G = 20.2 mm M a =W L G = 17093678.0 N .mm 计算力矩 M o = M p 与M a [σ]f t /[σ]f 中大者 M o = 17093678.0N .mm螺 栓 间 距 校 核实际间距 nD L bπ=)= 90.5mm 最小间距 =min L )46.0 (查GB150-98表9-3)mm 最大间距=max L )122.3mm形 状 常 数 确 定西安科技大学—乘风破浪团队22h D 0i 0==δ98.99h/h o = 0.1 K = D o /D I = 1.214δδ10= 1.9由K 查表9-5得 T =1.844Z =5.876 Y =11.389 U =12.515整体法兰查图9-3和图9-4 F I =0.90090V I =0.42312e F h ==I 00.00851松式法兰 查图9-5和图9-6F L =0.00000 V L =0.00000 e F h ==L 00.00000查图9-7 由 δ1/δo 得f = 2.91134整体法兰21o o Ih V U d δ= = 613524.1松式法兰21o o Lh V U d δ= = 0.0ηδ==f 13d 0.2ψ=δf e +1 =1.44 γ = ψ/T = 0.76 =+=134e f δβ 1.54λγη=+= 0.94 剪应力校核 计 算 值许 用 值结 论预紧状态 ==l D Wi πτ10.00 MPa [][]n στ8.01=操作状态==lD W i pπτ20.00MPa[][]tn στ8.02=输入法兰厚度δf = 48.0 mm 时, 法兰应力校核应力 性质计 算 值许 用 值结 论轴向 应力==i21oH D fM λδσ 90.38MPa15.[]σf t =225.0 或25.[]σn t =282.5( 按整体法兰设计的任 意 式法兰,取15.[]σn t )校核合格径向 应力=+⋅=i2f 0R )133.1(D M e f λδδσ15.17MPaf t []σ = 150.0校核合格西安科技大学—乘风破浪团队23切向 应力σδσT 0f i R =-=M YD Z 216.45 MPaf t []σ = 150.0校核合格综合 应力))(5.0),(5.0m ax (T H R H σσσσ++ =53.42 MPaf t []σ = 150.0校核合格法兰校核结果校核合格表1-14后端筒体法兰计算后端筒体法兰计算结果计算单位 全国化工设备设计技术中心站设 计 条 件简 图设计压力 p 0.400 MPa计算压力 p c 0.400 MPa 设计温度 t 65.0 ︒ C 轴向外载荷 F 0.0 N 外力矩 M 0.0 N .mm壳 材料名称 Q235-B 体 许用应力 nt[]σ 113.0MPa法 材料名称16Mn许[σ]f 150.0 MPa 兰 应[σ]t f150.0MPa西安科技大学—乘风破浪团队24材料名称40MnB 螺 许[σ]b 196.0 MPa 应[σ]t b184.8 MPa 栓 公称直径 d B 20.0 mm 螺栓根径 d 117.3 mm 数量 n 28 个D i 800.0 D o 1050.0垫 结构尺寸 D b 1007.0 D 外 978.0 D 内 950.0 δ0 8.0 mmL e21.5 L A 34.5 h 30.0δ169.0材料类型 软垫片N14.0 m 3.00 y (MPa) 52.4 压紧面形状 1a,1bb6.69D G 964.6片 b 0≤6.4mm b = b 0 b 0≤6.4mm D G = ( D 外+D 内 )/2 b 0 > 6.4mm b =2.530bb 0 > 6.4mm D G = D 外 - 2b螺 栓 受 力 计 算预紧状态下需要的最小螺栓载荷W aW a = πbD G y = 1062926.5 N操作状态下需要的最小螺栓载荷W pW p = F p + F = 341001.5 N 所需螺栓总截面积 A m A m = max (A p ,A a ) = 5423.1 mm 2 实际使用螺栓总截面积 A bA b = 214d n π= 6577.2 mm 2力 矩 计 算操F D = 0.785i 2D p c = 200960.0NL D = L A + 0.5δ1= 69.0mmM D = F D L D = 13866240.0N .mm作F G = F p= 48659.0NL G = 0.5 ( D b - D G )= 21.2mmM G = F G L G= 1031267.3N .mm西安科技大学—乘风破浪团队25M pF T = F -F D= 91209.9NL T =0.5(L A + δ1 +L G ) = 62.3mmM T = F T L T = 5686650.0N .mm外压: M p = F D (L D - L G )+F T (L T -L G ); 内压: M p = M D +M G +M T M p =20584158.0N .mm预紧 M aW = 1176025.0N L G = 21.2 mmM a =W L G = 24924388.0N .mm计算力矩 M o = M p 与M a [σ]f t /[σ]f 中大者 M o = 24924388.0N .mm螺 栓 间 距 校 核实际间距 nD L b π=)= 113.0mm 最小间距 =min L )46.0 (查GB150-98表9-3)mm 最大间距=max L )122.3mm形 状 常 数 确 定h D 0i 0==δ74.83h/h o = 0.4 K = D o /D I = 1.312δδ10= 8.6由K 查表9-5得 T =1.792Z =3.768 Y =7.289 U =8.010整体法兰查图9-3和图9-4 F I =0.81583V I =0.08833e F h ==I 00.01020松式法兰 查图9-5和图9-6F L =0.00000 V L =0.00000 e F h ==L 00.00000查图9-7 由 δ1/δo 得f = 35.17656整体法兰21o o Ih V U d δ= =松式法兰21o o Lh V U d δ= = 0.0ηδ==f 13d 0.2西安科技大学—乘风破浪团队26464289.0ψ=δf e +1 =1.51 γ = ψ/T = 0.83 =+=134e f δβ 1.65 λγη=+= 1.07 剪应力校核 计 算 值许 用 值结 论预紧状态 ==l D Wi πτ10.00 MPa [][]n στ8.01=操作状态==lD W i pπτ20.00MPa[][]tn στ8.02=输入法兰厚度δf = 48.0 mm 时, 法兰应力校核应力 性质计 算 值许 用 值结 论轴向 应力==i21oH D fM λδσ 213.13MPa15.[]σf t =225.0 或25.[]σn t =282.5( 按整体法兰设计的任 意 式法兰,取15.[]σn t )校核合格径向 应力 =+⋅=i2f 0R )133.1(D M e f λδδσ20.90MPaf t []σ = 150.0校核合格切向 应力σδσT 0f i R =-=M YD Z 219.83 MPaf t []σ = 150.0校核合格综合 应力))(5.0),(5.0m ax (T H R H σσσσ++ =117.01 MPaf t []σ = 150.0校核合格法兰校核结果校核合格表1-15前端管箱法兰计算前端管箱法兰计算结果计算单位 全国化工设备设计技术中心站设 计 条 件简 图西安科技大学—乘风破浪团队27设计压力 p 0.400 MPa计算压力 p c 0.400 MPa 设计温度 t 170.0 ︒ C 轴向外载荷 F 0.0 N 外力矩 M 0.0 N .mm壳 材料名称 Q235-B 体 许用应力 nt []σ 109.8MPa法 材料名称16Mn许[σ]f 150.0 MPa 兰 应[σ]t f 142.2MPa材料名称40MnB 螺 许[σ]b 196.0 MPa 应[σ]t b168.6 MPa 栓 公称直径 d B 20.0 mm 螺栓根径 d 117.3 mm 数量 n 28个D i 800.0D o 950.0垫 结构尺寸 D b 907.0 D 外 878.0 D 内 850.0 δ0 14.0 mmL e21.5 L A 26.5 h 13.0δ127.0材料类型 软垫片N14.0 m 3.00 y (MPa) 25.5 压紧面形状 1a,1bb6.69D G 864.6片 b 0≤6.4mm b = b 0 b 0≤6.4mm D G = ( D 外+D 内 )/2b 0 > 6.4mm b =2.530bb 0 > 6.4mm D G = D 外 - 2b螺 栓 受 力 计 算预紧状态下需要的最小螺栓载荷W aW a = πbD G y = 463639.8 N 操作状态下需要的最小螺栓W p = F p + F = 278487.8N西安科技大学—乘风破浪团队28载荷W p所需螺栓总截面积 A m A m = max (A p ,A a ) = 2365.5 mm 2 实际使用螺栓总截面积 A bA b = 214d n π= 6577.2 mm 2力 矩 计 算操F D = 0.785i 2D p c = 200960.0NL D = L A + 0.5δ1= 40.0mmM D = F D L D = 8038400.0N .mm作F G = F p= 43614.6NL G = 0.5 ( D b - D G )= 21.2mmM G = F G L G = 924357.3N .mmM pF T = F -F D= 33772.2NL T =0.5(L A + δ1 +L G ) = 37.3mmM T = F T L T = 1261286.0N .mm外压: M p = F D (L D - L G )+F T (L T -L G ); 内压: M p = M D +M G +M T M p =10224043.0N .mm预紧M aW = 876381.8 N L G = 21.2 mmM a =W L G = 18573820.0N .mm计算力矩 M o = M p 与M a [σ]f t /[σ]f 中大者 M o = 17607980.0N .mm螺 栓 间 距 校 核实际间距 nD L b π=)= 101.8mm 最小间距 =min L )46.0 (查GB150-98表9-3)mm 最大间距=max L )122.3mm形 状 常 数 确 定h D 0i 0==δ105.83h/h o = 0.1 K = D o /D I = 1.188δδ10= 1.9西安科技大学—乘风破浪团队29由K 查表9-5得 T =1.844 Z =5.876 Y =11.389 U =12.515整体法兰查图9-3和图9-4 F I =0.90090V I =0.42312e F h ==I 00.00851松式法兰 查图9-5和图9-6F L =0.00000 V L =0.00000 e F h ==L 00.00000查图9-7由 δ1/δo 得f = 2.91134整体法兰21o o Ih V U d δ= = 613524.1松式法兰21o o Lh V U d δ= = 0.0ηδ==f 13d 0.2ψ=δf e +1 =1.44 γ = ψ/T = 0.76 =+=134e f δβ 1.54λγη=+= 0.94 剪应力校核 计 算 值许 用 值结 论预紧状态 ==l D Wi πτ10.00 MPa [][]n στ8.01=操作状态==lD W i pπτ20.00MPa[][]tn στ8.02=输入法兰厚度δf = 48.0 mm 时, 法兰应力校核应力 性质计 算 值许 用 值结 论轴向 应力==i21oH D fM λδσ 93.10MPa15.[]σf t =213.3 或25.[]σn t =274.5( 按整体法兰设计的任 意 式法兰, 取15.[]σn t )校核合格径向 应力 =+⋅=i2f 0R )133.1(D M e f λδδσ15.63MPaf t []σ = 142.2校核合格切向σδσT 0f i R =-=M YD Z 216.95 MPaf t []σ = 142.2校核合格西安科技大学—乘风破浪团队30应力综合 应力))(5.0),(5.0m ax (T H R H σσσσ++=55.02MPaf t []σ = 142.2校核合格法兰校核结果校核合格表1-16后端管箱法兰计算后端管箱法兰计算结果计算单位 全国化工设备设计技术中心站设 计 条 件简 图设计压力 p 0.400 MPa计算压力 p c 0.400 MPa 设计温度 t 65.0 ︒ C 轴向外载荷 F 0.0 N 外力矩 M 0.0 N .mm壳 材料名称 Q235-B 体 许用应力 nt []σ 113.0MPa法 材料名称16Mn许[σ]f 150.0 MPa 兰 应[σ]t f150.0MPa西安科技大学—乘风破浪团队31材料名称40MnB 螺 许[σ]b 196.0 MPa 应[σ]t b184.8 MPa 栓 公称直径 d B 20.0 mm 螺栓根径 d 117.3 mm 数量 n 28个D i 900.0 D o 1050.0垫 结构尺寸 D b 1007.0 D 外 978.0 D 内 950.0 δ0 8.0 mmL e 21.5 L A -15.5 h 30.0δ169.0材料类型 软垫片N14.0 m 3.00 y (MPa) 52.4 压紧面形状 1a,1bb6.69D G 964.6片 b 0≤6.4mm b = b 0 b 0≤6.4mm D G = ( D 外+D 内 )/2b 0 > 6.4mm b =2.530bb 0 > 6.4mm D G = D 外 - 2b螺 栓 受 力 计 算预紧状态下需要的最小螺栓载荷W aW a = πbD G y = 1062926.5 N操作状态下需要的最小螺栓载荷W pW p = F p + F = 341001.5 N 所需螺栓总截面积 A m A m = max (A p ,A a ) = 5423.1 mm 2 实际使用螺栓总截面积 A bA b = 214d n π= 6577.2 mm 2力 矩 计 算操F D = 0.785i 2D p c = 254340.0NL D = L A + 0.5δ1= 19.0mmM D = F D L D = 4832460.0N .mm作F G = F p= 48659.0N L G = 0.5 ( D b - D G )= 21.2mm M G = F G L G = 1031267.3N .mm M pF T = F -F D NL T =0.5(L A + δ1 +mmM T = F T L TN .mm西安科技大学—乘风破浪团队32= 37829.9L G ) = 37.3= 1412827.2外压: M p = F D (L D - L G )+F T (L T -L G ); 内压: M p = M D +M G +M T M p =7276554.5N .mm预紧 M aW = 1176025.0N L G = 21.2 mmM a =W L G = 24924388.0N .mm计算力矩 M o = M p 与M a [σ]f t /[σ]f 中大者 M o = 24924388.0N .mm螺 栓 间 距 校 核实际间距 nD L b π=)= 101.8mm 最小间距 =min L )46.0 (查GB150-98表9-3)mm 最大间距=max L )122.3mm形 状 常 数 确 定h D 0i 0==δ84.85h/h o = 0.4 K = D o /D I = 1.167δδ10= 8.6由K 查表9-5得 T =1.852Z =6.538 Y =12666 U =13.919整体法兰查图9-3和图9-4 F I =0.83061V I =0.09826e F h ==I 00.00979松式法兰 查图9-5和图9-6F L =0.00000 V L =0.00000 e F h ==L 00.00000查图9-7由 δ1/δo 得f = 36.55010整体法兰21o o Ih V U d δ= = 769301.4松式法兰21o o Lh V U d δ= = 0.0ηδ==f 13d 0.1ψ=δf e +1 γ = ψ/T=+=134e f δβ 1.63λγη=+西安科技大学—乘风破浪团队33=1.51 =0.85 = 0.94剪应力校核 计 算 值许 用 值结 论预紧状态 ==l D Wi πτ10.00 MPa [][]n στ8.01=操作状态==lD W i pπτ20.00MPa[][]tn στ8.02=输入法兰厚度δf = 48.0 mm 时, 法兰应力校核应力 性质计 算 值许 用 值结 论轴向 应力==i21oH D fM λδσ 224.82MPa15.[]σf t =225.0 或25.[]σn t =282.5( 按整体法兰设计的任 意 式法兰,取15.[]σn t )校核合格径向 应力 =+⋅=i2f 0R )133.1(D M e f λδδσ20.86MPaf t []σ = 150.0校核合格切向 应力σδσT 0f i R =-=M YD Z 215.87 MPaf t []σ = 150.0校核合格综合 应力))(5.0),(5.0m ax (T H R H σσσσ++ =122.84 MPaf t []σ = 150.0校核合格法兰校核结果校核合格表1-17开孔补强计算开孔补强计算计算单位全国化工设备设计技术中心站 接 管: A1, φ324×10 计 算 方 法 : GB150-1998 等 面 积 补 强法, 单 孔 设 计 条 件简 图西安科技大学—乘风破浪团队34计算压力 p c 0.4 MPa设计温度 65℃壳体型式 圆形筒体 壳体材料 名称及类型Q235-B 板材壳体开孔处焊接接头系数φ 0.85 mm 壳体内直径 D i 800 壳体开孔处名义厚度δn 12 mm 壳体厚度负偏差 C 1 0.8 mm 壳体腐蚀裕量 C 2 3 mm 壳体材料许用应力[σ]t 113 MPa 接管实际外伸长度 250 mm 接管实际内伸长度 0 mm 接管材料 20(GB8163) 接管焊接接头系数 1 名称及类型 管材 接管腐蚀裕量 1.5mm补强圈材料名称凸形封头开孔中心至 封头轴线的距离 mm补强圈外径mm 补强圈厚度mm 接管厚度负偏差 C 1t 1.25 mm 补强圈厚度负偏差 C 1r mm 接管材料许用应力[σ]t130MPa 补强圈许用应力[σ]tMPa开孔补强计算壳体计算厚度δ 1.461 mm 接管计算厚度δt 0.468 mm 补强圈强度削弱系数 f rr0 接管材料强度削弱系数f r1 开孔直径 d309.5mm补强区有效宽度 B619mm西安科技大学—乘风破浪团队35接管有效外伸长度 h 1 55.63mm接管有效内伸长度 h 2mm开孔削弱所需的补强面积A516.6 mm 2 壳体多余金属面积 A 1 2021 mm 2 接管多余金属面积 A 2754.6 mm 2 补强区内的焊缝面积 A 364mm 2A 1+A 2+A 3=2840 mm 2 ，大于A ，不需另加补强。