毕业设计（论文）-中心开大孔换热器管板的设计.doc

本 科 毕 业 论 文 第 33 页 共 33 页1 引言换热器是一种实现物料之间热量传递的节能设备，是在石油、化工、冶金、电力、轻工、食品等行业普遍应用的一种工艺设备，特别是在石油炼制和化学加工装置中，占有重要地位据统计，在化工厂建设中，换热器约占总投资的11%，在现代炼油厂中，换热器约占全部设备投资的40%，在全厂化工设备总重量中约占40%，检修工作量可达总检修工作量的6070%，动力消耗占总值的2030。而在海水淡化工艺装置中，则几乎全部由换热器组成1。1.1 问题的提出与研究意义管板是连接壳体、管束和管箱，并承受压力和热膨胀以及来自此部件的载荷的主要部件，是管壳式换热器不可缺少的重要元件，其合理设计，对于安全生产，节省制造材料，减少加工制造困难，具有重要的意义。因此，必须对管板强度进行有效的分析，合理确定管板厚度。近年来由于工况的多样性导致管壳式换热器结构的复杂化，例如本课题中的管板，由于高压容器不宜在筒壁开孔，所以，将口全部移至顶部，导致管板中心开大孔。到目前为止，许多国家都已有了自己的管板设计公式，但由于管壳式换热器形式多样，要想制定一种统一的计算方法十分困难，甚至是不可能的。因此，各国的设计公式都有其一定的适用范围，对于那些管板结构形式特殊，不符合规范的换热器，工程人员在设计时无据可循，往往采用工程近似与参考的方法确定管板的厚度，这给设备的安全运行带来了隐患。随着科学技术的发展和计算机硬件日新月异的发展变化，有限元这一数值分析方法在产品结构设计中得到了广泛应用，为揭示产品结构的薄弱环节，选取最优化设计方案提供了可靠的科学依据。本文在前人关于管板设计理论研究基础上，先按给定设计条件对管板中心开大孔的换热器进行常规设计，然后对中心开大孔的管板建立合理的结构模型，进行应力分析，再与常规设计结果进行比较提出结构改进的措施。1.2 课题历史、现状和前沿发展情况1.2.1 国外主要规范21977年前世界上各主要工业国家都已有自己的管板设计计算公式或规范。其中有 的BS1500:1958中的计算公式，即米勒法；美国的TEMA、日本工业标准JIS、捷克压力容器计算准则管板计算公式、 修正TEMA计算公式、苏联的锅炉监察手册以及联邦德国的AD规范推荐的管板计算公式等。这些管板的强度计算公式大体上基于以下几种不同的假设情况： (1) 将管板视为在广义弹性基础上受均布载荷的钻孔圆板，管板中的最大弯矩取决于边缘支承情况、载荷大小、连接刚度、基础刚度、几何尺寸等因素。(2) 以承受均布载荷的圆板公式为基础，加入适当的修正系数来考虑管板所具有的特性，这种计算方法带有经验性。(3) 以换热管保持一定刚度作为管板的固定支撑，管板即为在固定支撑下的平板。管板的厚度取决于管板上非布管区的范围，按平板计算其强度。以上各种计算方法，由于它们推导的依据不一，采用的简化假设各不相同，以致造成同样的管板设计条件，由于采用不同的计算公式，管板厚度计算结果差别甚大，直到目前尚未完全统一。然而，ASME关于管板的规范发展历程不长，但却得到了广泛的应用。主要因为它在理论上和实践上均有着坚实的基础，比现行各种设计方法更精确、应用更广泛，且除了能用计算机设计外，简化用手工计算也能保证工程精度的要求。1.2.2 国内规范我国在1977年以前还没有自己的管板计算公式，大多数管板是按照TEMA方法进行设计的。1967年原化工部颁布的钢制化工容器设计规定中的固定式换热器管板厚度计算直接引用了英国的B.S1500：1958中的计算公式。我国GB151标准中管板设计计算公式是把管板作为放置在弹性基础上，承受着均布载荷且受到管孔均匀削弱的当量圆平板来考虑的。该标准是在英国BS标准上的进一步发展，主要改进在于确定了管板周边支承系数，使支承情况比较符合实际。我国规范所列入的公式是经过比较严密的推导得出的，因此，在国内获得了广泛的应用。较之国际通行的美国TEMA、英国BS、以及德国的AD等标准规范更为严密，考虑的因素也更为周全，计算的结果经实验证明也更为精确。1.2.3 前人在本课题研究领域中的成果简述传统的规范对换热器管板的设计和发展产生了重大的影响，但由于规范本身就做了很多的假设，因此工程上应用就有很大的局限性。传统规范对管板的考虑大部分之涉及到结构上的简化，而对实际工程中常遇到的温度以及其他载荷形式的处理有时候就不符合工程上的应用。对管板的结构与其他因素耦合的分析，前人做了大量的工作和假设，取得了非常显著的成果，有的成果经过在工程中的应用，经改善后，写入了各种最新规范和标准中。1995年，陈罕、周昆颖、程瑞琳等运用有限元法，将布有大量孔的平板视为具有当量弹性模量和当量泊松比的实心板，将列管的支撑作用由8个同心圆筒模拟。在这样的前提下，计算出管板中所产生的最大应力并与GB150与GB151中规定的许用应力进行比较以判断其强度是否足够。计算结果表明板中应力未超过许用值3。2000年，唐超根据受压环板的受力分析，并结合该类管板实际边界的约束情况，给出了中心开孔的固定管板的简易计算方法，经过与GB151、TEMA固定管板的计算方法作比较，对此计算方法的安全可靠性作出了评价4。2007年，郭展玲运用GB151-1999中管板布管区面积相等的原则，将开大孔的环形管板转化为普通圆形管板进行近似计算，通过对开大孔的环形管板进行定性分析和定量计算以及应力校核，验证了开大孔的环形管板设计的可靠性、合理性与安全性5。2006年，徐建民、汪家琼应用ANSYS软件对某环形管板分别建立了实际模型和简化设计模型进行分析，结论为该管板设计合理，表明唐超的设计方法安全可行6。1.3 有限元数值分析方法及ANSYS通用有限元软件简介7有限单元法是当今工程分析中获得最广泛应用的数值计算法。它将一个表示结构或连续体的求解域离散为若干单元，并通过它们边界上的结点相互联结成为组合体。用每个单元内所假设的近似函数来分片地表示全求解域内待求的未知场变量。而每个单元内的近似函数由未知场函数或其导数在各个结点上的数值和其对应的插值函数来表达。由于在联结相邻单元的结点上，场函数应具有相同的数值，因而将它们用作数值求解的基本未知量。从而将求解原来待求场 的无穷多自由度问题转换为求解场函数结点值的有限自由度问题。通过和原问题数学模型等效的变分原理或加权余量法，建立求解基本未知量的代数方程组或常微分方程组，用数值方法求解此方程，从而得到问题的解答。由于单元在空间可以是一维、二维或三维的，且每一种单元可以有不同的形状，工程实际中遇到的多种复杂结构都可能离散为由单元组合体表示的有限元模型。同时，随着对其理论、方法研究的深入，有限元法也对线弹性的应力分析问题很快发展到求解弹塑性问题、粘弹性问题、动力问题、屈曲问题等。并进一步应用于流体力学问题、热传导问题。近三十多年来，伴随着电子计算机科学和技术的快速发展，有限元法作为工程分析的有效方法，在计算机程序的开发以及应用领域的开拓方面取得了根本性的发展。许多大型通用有限元软件日趋成熟并被工程界广泛采用，成为CAD/CAM系统不可缺少的组成部分。ANSYS通用有限元软件就是其中之一。ANSYS公司成立于1970年，总部设在美国宾夕法尼亚洲的匹兹堡，目前是世界CAE行业中最大的公司。其创始人John Swanson博士为匹兹堡大学力学系教授、有限元权威。ANSYS有限元软件是融结构、热、流体、电磁、声学于一体的大型通用有限元分析软件，具有完备的前处理功能、强大的求解器、方便的后处理器以及实用的二次开发工具，因此广泛用于核工业、铁道、石油化工、航空航天、机械制造、能源、汽车交通、国防军工、电子、土木工程、造船、生物医学、轻工、地矿、水利、日用家电等一般工业及科学研究中。在压力容器行业，ANSYS分析软件占据了国内95%以上的市场份额，第一个通过了中国压力容器标准化技术委员会认证并在国务院十七个部委推广使用，为压力容器分析设计提供了强有力的技术保障。1.4 本课题的主要内容对于中心开大孔的换热器管板设计计算方法在各国标准规范中均未提到，因此只能进行近似计算，再运用有限元分析法进行分析，以便了解管板中心开大孔的换热器以及各部件的结构特点、受力情况，从而正确地分析管板的受力状态，合理地确定管板的厚度。主要内容如下：(1) 按给定设计条件对管板中心开大孔的换热器进行常规设计。(2) 运用ANSYS应力分析软件对中心开大孔的换热器管板等部件进行应力分析。(3) 根据ANSYS得到的应力结果，与常规设计结果进行比较提出结构改进的措施。2 管板的常规计算2.1 管板厚度的简易计算2.1.1 公式来源对于中心开孔并焊有中心管的管板，先作这样的假定：不考虑换热管对管板的支撑以及管孔对管板的削弱作用，即将其看作一受压环板。由于一般情况下的固定管板属于弹性支撑的平板，因此许多规范在计算式都取特征系数。为安全起见，将管板简为内外固支的环形平板，此时的特征系数相应为。根据文献8的分析推导可得，内外固支且受均布载荷的换板的最大应力出现在板的边缘，其值按下式计算 (1)式中：k 系数，取决于的大小，其值可查文献4表1，中间值可以用内查法； p 作用于管板上的压力；管板的半径；管板中心孔的半径；管板厚度。根据应力性质及分类，上述应力应限制为 即 (2)式中：管板材料在设计温度下的许用应力，MPa。当管板延伸部分兼作法兰时，考虑到法兰力矩将导致应力增加而引入系数，当不兼作法兰时。故管板最终计算厚度 (3)上式中关于的取值应考虑这样一个原则，当按式(2)计算的值较小时，应取较大值；反之，应取较小值，目的是控制管板不宜过厚，但一般不应低于1.5。2.1.2 计算因 查文献4表1，可得 查文献9 表4-1，有 按式(2)有， = 29.67 mm由于管板延伸部分不兼作法兰，故。按式(3)，则 考虑到腐蚀裕量以及管板结构等因素，取管板的名义厚度 2.2 布管区等面积法的管板厚度计算本换热器的管板属于不带法兰的管板，即文献9中p28图18中b型结构。按文献9中p42的5.7.3.2.1中分四种情况进行讨论：(1) 只有壳程设计压力，而管程设计压力，不计入膨胀变形差。(2) 只有壳程设计压力，而管程设计压力，同时计入膨胀变形差。(3) 只有管程设计压力，而壳程设计压力，不计入膨胀变形差。(4) 只有管程设计压力，而壳程设计压力，同时计入膨胀变形差。本设备为循环器加热器，管程压力、壳程压力同时作用，此时，管板承受的压力最大，即危险组合。本文就只讨论这一危险组合情况下的管板设计计算。下面是用文献9中的计算方法将环形管板折算成当量普通管板设计计算。2.2.1 定性分析换热器管板同时承受壳程压力和管程压力作用。其中壳程压力作用面积为壳程圆筒内直径横截面积减去全部换热管所占管板开孔面积；管程压力作用面积为壳程圆筒内直径横截面积减去全部换热管内径面积。只要保证管程、壳程压力作用的管板面积不变，管板受力就稳定。也就是说保证管板开孔后剩余金属面积不变；保证全部换热管管壁金属总横截面积不变。这样的定性分析，只要保证着两部分金属面积不变，环形管板的厚度计算问题就简单化。2.2.2 定量计算 结构尺寸参数壳程圆筒内直径 ，壳程圆筒厚度 ； 换热管规格 ，长度 ，管间距 ，根数 ，三角形排列，如图1所示；图1 管板布管图受压失稳当量长度，按GB1511999图32确定 换热管与管板的连接形式：开槽胀接；大换热管规格；大换热管和小换热管在管板上对应的开孔直径分别规定为 ；壳程侧管板结构开槽深度 0mm；许用拉脱力 ；管箱圆筒厚度 。 各元件材料及其设计数据以下数据查自文献9壳程圆筒材料： 查表4-1，110设计温度下许用应力 查表F5，73金属温度下弹性模量 查表F6，73金属温度下线膨胀系数 1/换热管材料： 20 查表4-3，130设计温度下许用应力 查表F2，130设计温度下屈服点 查表F5，130设计温度下弹性模量 95金属温度下弹性模量 查表F6，95金属温度下线膨胀系数 1/管板材料： 16MnR 查表4-1，130设计温度下许用应力 查表F5，130设计温度下弹性模量 管程圆筒材料： Q235-B 查表F5，130设计温度下弹性模量 计算壳程圆筒内直径横截面积 对于单程换热器，隔板槽 一根换热管管壁金属的横截面积 大换热管管壁金属的横截面积 换热管管壁金属的总截面积 保证管板开孔后剩余面积不变，就是保证管板管板开孔面积不变。管板中心开大孔，应以管板布管区当量面积相等为原则进行布管。管板布管区就是将管板最外围管子的支撑作用面积连接起来所包围的区域，包括最外围管子的作用面积。每根管子对管板的支撑作用面积可以看作是以管孔圆心为中心，以管间距S为内切圆直径的六角形面积，即0.866S2。管板开孔后的面积 管板布管区面积 假设有个圆形平管板，管板布管区有n根管子，管间距为 ，管孔为三角形排列，依据管板布管区面积相等的原则，得： 即 解得 考虑到拉杆位置以及管子分布的对称性，取 根。还要保证全部换热管管壁金属总截面积不变，得： 解得 得出换热管壁厚 管板厚度的计算(1) 换热管稳定许用应力 按文献9第5.7.4条 换热管回转半径 系数 (2) 各结构参数和系数管板布管区当量直径Dt 面积 壳程圆筒内径面积 壳程圆筒金属横截面积 一根换热管管壁金属的横截面积 换热管金属横截面积 管板开孔后面积 系数 管板刚度削弱系数 管板强度削弱系数 (3) 换热管与壳程圆筒的热膨胀应变差 假定换热器制造的环境温度 1/ (4) 旋转刚度 查文献9 图25， 图26， ， 故 旋转刚度 (5) 管子加强系数 初次假定管板名义厚度 管板有效厚度，即设计中的计算厚度 换热管的有效长度 管子加强系数 即 管板周边不布管区的无量纲宽度 (6) 旋转刚度无量纲参数(7) 确定系数 由 ， 查文献9 图27，得 管板第一弯矩系数 图29，得 由 ， 查文献9 图28，得 管板第二弯矩系数 故 (8) 设计条件下危险组合工况的应力计算 壳程设计压力，管程设计压力，同时作用，不计入膨胀差 查文献9 图31(a) ，得 以下为各项应力计算及校核 令 根据文献9第5.8.2.3a条规定，胀接长度 取 壳程设计压力，管程设计压力，同时作用，计入膨胀差 查文献9图31(a) ，得 以下为各项应力计算及校核 令 根据文献9第5.8.2.3a条规定，胀接长度 取 由此可得，管板的计算厚度 考虑到管板布置杆、钻孔及其他原因，取2.2.3 应力校核环形管板于普通圆形平管板在受力状态上有差距，为了验证近似计算的准确性，还应对环形管板进行应力校核。(1) 换热管的稳定许用压应力的校核普通换热管的回转半径 中间大直径换热管的回转半径 换热管受压失稳当量长度 按GB1511999图32确定 系数 对于普通换热管 则 合格 对于中间大直径换热管 则 合格即 换热管的稳定许用压应力合格。(2) 换热管与管板的许用拉脱力的校核壳程设计压力，管程设计压力，同时作用，不计入膨胀差 合格 查文献9中第71页的5.8.3.2得 换热管的最小焊角高度 拉脱力 查文献9中5.7.5，换热管的许用拉脱力 所以 合格 管板中心大换热管与管板的焊角高度 拉脱力 所以 合格 壳程设计压力，管程设计压力，同时作用，计入膨胀差 则 合格 查文献9中第71页的5.8.3.2得 换热管的最小焊角高度 拉脱力 合格 管板中心大换热管与管板的焊角高度 拉脱力 合格综上，无论是否考虑膨胀差，换热管与管板的拉脱力，换热管稳定许用应力计算结果均合格。3 换热器的有限元分析设计为了对管板进行分析，需要建立管板的有限元实体模型。然而换热管的直径很小，管壁很薄，而且数量很多，从而导致管桥也很薄，要保证较理想的计算精度，就要求单元要划分得较细密，然而管子数量太多，较细密的单元划分将导致单元数量惊人的庞大，以至可能超出现有PC机的容量。所以首先需要研究网格划分能够细到什么程度才能使解收敛到合理的精度上。建立了合理的模型以后就可以对管板进行分析了。建立模型时，考虑到模型的对称性，本次研究 由于结构的几何尺寸、载荷条件和约束状况的轴对称性，研究选取1/4管板作为分析对象，可大大节约计算机资源和计算时间。三维有限元的计算结果与采用的单元形式及划分网格的方法密切相关，单元类型对于得到正确的计算结果至关重要，必须根据被离散区域形状、结构类型、计算分析类型等正确选择单元类型。本模型网格划分采用三维20节点固体结构单元solid186，它具有二次位移模式可以更好的模拟不规则的网。在建立有限元模型中，网格划分是一个重要环节。所划分的网格将直接影响计算的精度和计算的规模。为建立正确、合理的有限元模型，在划分网格时，需要在网格的数量、疏密、质量、分界点、编号等方面给予足够的考虑。网格数量：网格数量的多少将直接影响计算结果的精度和计算规模的大小。一般来讲，网格数量增加，计算精度会有所提高，但同时，计算规模也会随之增加。因此应该权衡这两个因数，综合考虑。在静力分析时，如果仅仅计算结构的变形，网格的数量可以适当地少一些。如果需要计算应力，则需要在精度要求相同的情况下取相对较少的网格。本次计算需要建立多个模型，每个模型都需应力的计算，因此在满足精度的情况下尽量减少网格的数量。网格的疏密：是指在结构的不同部位采用大小不同 网格，这是为了适应计算数据的分布结构。在计算数据变化梯度较大的部位，为了较好地反映数据变化规律，需要采用比较密集的网格，反之，则采用比较稀疏的网格。网格质量：是指网格几何形状的合理性。其好坏将影响计算精度。直观上看，网格各边或各个内角相差不大、网格面不过分扭曲，边界点位于边界等分点的网格质量较好。基于以上理论，根据换热器和管板几何结构的特点，拟采用以下三种模型进行分析。3.1 基于简易法设计的环形管板有限元分析由文献4可知，采用该简易法所设计的环形管板满足强度要求，是基于比实际情况更危险的假设条件下寻求的一种设计方法，设计结果偏于安全。就此建立模型进行分析。(1) 模型的建立由于管板边上存在一圈突肩，在建立模型时，管板截面分为5部分，以便于网格的划分。模型将作如下简化：省略螺栓等紧固件。忽略管子对管板的影响，省略换热管。由于管程、壳程温差不大，忽略温差效应，把分析对象当成一个恒温体来考虑。先定义管板截面的关键点，再将这些点连接成线，这些线将管板截面分成5部分，再由这些线生成面，在将先前得到的平面旋转90，就得到如图2所示的有限元模型1。 图2 有限元模型1 (2) 网格的划分由于突肩的存在，采用自由划分得到的网格在管板顶面不规则，且形状过大，导致网格太稀疏，然而在突肩处的网格又过于密集，这将严重的影响计算的精度和结果。因此，采用映射网格划分。首先将每条线段均分为几段，然后再成成网格。由此，得到的网格结构规则、均匀，为以后的计算提供了保障。网格划分结果如图3所示。(3) 约束条件边界约束为在所有对称面施加对称边界约束；在管板突肩底面施加全约束；考虑到只有管程压力时为管板的危险载荷，故仅在管板上表面以及中间管孔面施加管程压力1.6Mpa，具体加载情况见图4。图3 网格的划分图4 约束、载荷施加图(4) 结果分析在管程压力作用下，经ANSYS分析得到的应力强度分布云图如图5所示。图5 管板应力强度分布云图最大应力强度发生在突肩下的管板周向面上，最大值为410.696Mpa。局部放大图如图6所示。图6 管板应力强度局部放大图通过对节点各应力的列举观察，发现管板的最大应力，即上图中的红色区域圆弧上节点的应力值均约为270Mpa。出现最大值为410.696 Mpa误差的原因是，在模型边缘划分的网格不规则，导致某一节点产生很大的应力，形成计算误差，故忽略此点的影响。由于最大应力出现在凸台下表面与管板连接处；管板因受载荷失效或变形应沿着截面方向。因此，应以应力最大节点为中心，向四周沿着截面定义直线路径，如图6所示。定义路径1，从点1470到点1020，列出结果，从中可以得到各应力的最大值： 一次局部薄膜应力 一次加二次应力 16MnR的许用应力查GB1501999表41， 应力的评定 合格 合格定义路径2，从点1020到点1474，列出结果，从中可以得到各应力的最大值： 一次局部薄膜应力 一次加二次应力 应力的评定 合格 合格从上可以看出，应力值远远小于许用应力值，管板的厚度偏厚，管板的突肩符合条件，为方便计算机计算，以后的模型将省略突肩进行分析。3.2 采用实体壳单元模拟由于本管板开孔较小，数目比较多，从而导致管桥也很薄，且还有突肩，故在网格划分时，无法自由划分。考虑到管板及载荷的对称性，取管板的1/4和1000mm换热管建立有限元模型进行分析。模型将作如下简化来加快计算速度和促进运算收敛：省略螺栓等紧固件。忽略突肩对管板的影响，省略突肩。由于管程、壳程温差不大，忽略温差效应，把分析对象当成一个恒温体来考虑。(1) 网格划分 管板采用solid 186单元扫略网格划分，换热管采用映射网格划分，建立如图7所示的有限元模型2。图7 有限元模型2注：换热管也可用实体单元划分，但由于换热管太多，建模时在管板上也产生了许多面，为了准确地选择换热管进行加载，换热管采用壳单元。(2) 约束条件 边界约束为在所有对称面(包括换热管底面)施加对称边界约束；在管板周面施加全约束；考虑到只有管程压力时为管板的危险载荷，故仅在管板上表面、换热管以及中间部分的一侧施加管程压力1.6Mpa。(3) 结果分析 然而由于管子数量太多，网格划分导致单元数量惊人的庞大，以至已经超出现有电脑的容量，无法进行计算。3.3 基于等面积法得到的环形管板的有限元分析(1) 模型的建立通过有限元模型1的分析，知突肩的存在对管板的影响范围很小，故建立有限元模型3进行分析。此模型将作如下简化：忽略突肩对管板的影响，省略突肩。省略螺栓等紧固件。省去换热管，以便于提高计算机计算速度。由于管程、壳程温差不大，忽略温差效应，把分析对象当成一个恒温体来考虑。基于以上简化，建立有限元模型3如图8所示。图8 有限元模型3(2) 网格的划分由于模型3忽略了突肩，这使得模型大大简化，采用自由划分，但在不布管区的网格太稀疏，需对其重新划分，选中外圆将其细化，得到如图9所示的网格图。(3) 约束的加载边界约束为在所有对称面(包括换热管底面)施加对称边界约束；在管板周面施加全约束；考虑到只有管程压力时为管板的危险载荷，故仅在管板上表面、管板孔面以及中间部分的一侧施加管程压力1.6Mpa，具体加载情况见图10。图9 模型3的网格划分图10 约束、载荷施加图(4) 结果分析在管程压力作用下，经ANSYS分析得到的应力强度分布云图如图11所示。图11 管板应力强度分布云图从上图可以看出，管板整体应力都不是很大，管板的最大应力出现在靠近中心孔的小换热管孔面，最大值为254.822Mpa。中心管的存在只对其附近的管板应力有较大影响，且影响范围较小。定义路径1，从点42632到点146973，列出结果，从中可以得到各应力的最大值： 一次局部薄膜应力 一次加二次应力 16MnR的许用应力查GB1501999表41， 应力的评定 合格 合格定义路径2，从点146929到点42618，列出结果，从中可以得到各应力的最大值： 一次局部薄膜应力 一次加二次应力 应力的评定 合格 合格从上可以看出，应力值远远小于许用应力值，设计方法太保守，管板的厚度偏厚。对于的管板来说，其已经很符合使用条件了，的管板就更不用说了，肯定符合条件，在这就不单独分析了。4 改进方案通过上面的分析知，管板过厚，现在把管板厚度减少20%，然后进行分析比较。原设计管板的厚度 其厚度的80%为：将进行圆整，取减薄管板模型的管板厚度为：其它所有的模型尺寸、单元、材料、载荷等都与原设计管板那模型完全相同。 管板有效厚度 换热管的有效长度 管子加强系数 即 管板周边不布管区的无量纲宽度 由 ， 查文献9 图27，得 管板第一弯矩系数 图29，得 设计条件下危险组合工况的应力计算 壳程设计压力，管程设计压力，同时作用，不计入膨胀差 查文献9 图31(a) ，得 以下为各项应力计算及校核 令 根据文献9第5.8.2.3a条规定，胀接长度 取 壳程设计压力，管程设计压力，同时作用，计入膨胀差 查文献9图31(a) ，得 以下为各项应力计算及校核 令 根据文献9第5.8.2.3a条规定，胀接长度 取 综上，减薄后的管板仍然符合条件。结 论对于整个管板，