本科毕业论文——压缩空气冷却器的设计

1、长春理工大学毕业设计编号 本科毕业设计压缩空气冷却器的设计The Design of The Compressed Air Cooler 学 生: 专业/班级：过程装备与控制工程指导教师： 学 院: 2007年6月 、1长春理工大学毕业设计摘 要 简要介绍了换热器在工业中的应用，技术发展情况和研究现状；着重介绍了管壳式换热器的传热工艺的计算，及物料与结构因素对换热能力的影响和换热器的机械设计，包括工艺计算与机械结构设计和换热器受力元件如鞍式支座等的受力计算和强度校核，以保证换热器安全运行，其中，前者主要是确定有关部件的结构形式，结构尺寸和零件之间的连接，如壳体、封头、接管、管板、折流板和防冲板

2、等的结构形式和尺寸，管板与换热管、壳体、管箱的连接等。还介绍了管壳式换热器制造、检验、安装和维修时应注意的事项。关键词:管壳式换热器 传热计算 结构设计 传热能力 影响因数AbstractThis thesis introduces the general situation of heat exchanger and its application status in the industry, development of the technology and studies on them. It introduces emphatically the calculation of he

3、at technologic process of Tube-shell heat exchangers, the effect with the fluids and structure of heat exchanger, and design of kinds of mechanical structure, including caculation of technologic process and mechanical structure design and the loading conditions of objects of heat exchanger and stren

4、gth check ,such as, saddle support, aimed to make the heat exchangers work safely, the former is mostly related to component structural form and dimension, such as shell ,Vessel Head, nozzle, tube sheet, baffle plate and impingement plate ,and so on. And it also involves connection between tube shee

5、t and accessories, such as heat exchange tube, the shell and channel. Besides it also introduces some events to taking into account when manufacturing, inspecting, installing and maintaining.Keywords: Tube-shell heat exchangers Calculation of heat transfer Design of structure Heat transfer capacity

6、Influence Factors 目 录绪 论1第一章 工艺计算21.1 试算并初选换热器规格21.2 初步选定换热器的型号31.3 计算管程压力降及传热系数41.4 计算壳程压力降及传热系数41.5 计算传热面积6第二章 强度计算72.1 壳体壁厚的设计计算72.2 管箱短节壁厚的设计计算72.3 椭圆封头厚度的设计计算82.4管板厚度的设计计算8第三章 零部件结构尺寸设计183.1 折流板的设计183.2 拉杆的设计183.3 法兰联接结构设计193.4法兰密封垫片的设计203.5鞍座的结构设计20第四章 制造、检验和验收254.1焊接结构254.2 水压试验254.3 加工制造要求27

7、结 论28参考文献29致 谢30附录 符号说明3133绪 论在化工业生产中，为了实现物料之间的热量传递通常都会用到换热器。它是化工、炼油、动力、原子能和其他许多工业部门广泛应用的一种通用工艺设备。对于迅速发展的化工、炼油等工业生产来说，换热器尤为重要。换热设备有多种多样的的形式，每种结构形式的换热设备都有其本身的结构特点和工作特性，有些结构形式，在某种情况下使用是好的，但是，在另外的情况下，却不太合适，或根本就不能使用。只有熟悉和掌握这些特点，并根据生产工艺的具体情况，才能进行合理的选型和正确的设计。通常在化工厂的建设中，换热器约占总投资的1020，在石化炼油厂中，换热器约占全部工艺设备投资的

8、3540。鉴于换热器在生产中占有如此大的比例，因此，在选型时考虑到设备的经济性是很重要的。换热器选型时，需要考虑的因素很多，主要是流体的性质；压力、温度及允许压力降的范围；对清洗、维修的要求；材料价格；使用寿命等。流体的种类、导热率、黏度、等物理性质，以及腐蚀性、热敏性等化学性质，对换热器选型有很大的影响。换热介质的压力、温度等参数对选型也有影响。如在高温和高压下操作的大型换热器，需要承受高温、高压，可选用管壳式换热器。若操作温度和压力都不高，处于里的量又不大，处理的物料具有腐蚀性，可选用板面式换热器。因为板面式换热器具有传热效率高、结构紧凑和金属材料消耗低等优点。在此设计中，封头、法兰和换热

9、器都选用标准尺寸，可以直接购买，换热器的经济性主要需从初投资即购买费用和日常操作费用，以及清洗、除垢和维修费用三个方面来考虑的。管壳式换热器具有可靠性高、适应性广等优点，在各工业领域中得到最为广泛的应用。近年来，尽管受到了其他新型换热器的挑战，但反过来也促进了其自身的发展。在换热器向高参数、大型化发展的今天，管壳式换热器仍占据了主导地位,此次设计仍选用管壳式换热器。第一章 工艺计算1.1 试算并初选换热器规格1.确定流体通入的空间壳程 空气管程 冷却水 2.确定流体的定性温度，物性数据，并选择列管式换热器的形式管程介质为冷却水 入口温度 31 出口温度 42壳程介质为空气 入口温度 270 出

10、口温度 42空气的定性温度 （1.1）水的定性温度 （1.2）两流体的温差 （1.3）两流体在定性温度下的物性数据如下：物性温度密度Kg/m3粘度mPa·S比热容CpKJ/Kg·导热系数W/(m·)空 气1565.760.0241.0153.5×10-2水36.510000.704.262×10-23.计算传热量Q 根据空气压缩机额定功率和出口压力查表确定压缩空气的流量 =5520kg/h （1.4）4.计算水流量 （1.6）5计算平均温差逆流温差 （1.7） （1.8） （1.9）由R和P查文献1图6-57a查得修正系数 =0.9 ，所以 （

11、1.10）又因为=0.9>0.8，故初步选用单壳程双管程浮头式换热器。1.2 初步选定换热器的型号初选： 外 壳 直 径 D=600mm 管 程 数 =2管 数 =198管 长 L=3m管 子 直 径 25×2.5mm 不锈钢管管子排列方式 正三角形管子 中心距 t=32m 公称换热面积 A=44.9mm2 公 称 压 力 1.6MP选用BES600-0.7-45-3/25-2型1.3 计算管程压力降及传热系数管程流动面积 （1.11）管内冷却水流速 （1.12） （1.13）取管壁粗糙度=0.15 ，查文献图1-34得=0.0035管程压降=0.7kPa （1.14）kPa可

12、行。 （1.15）1.4 计算壳程压力降及传热系数取折流板间距B=200，因系三角形排列管束中心线的管数NTC=1.19=1.19×=16.7 （1.16）壳程流动面积 （1.17） （1.18） （1.19）因，故可用下式计算管外流动摩擦系数f0管子排列为正三角形，取校正系数F=0.4，取垢层校正系数挡板数 （1.20）壳程压降 =6.47kPa （1.21）壳程传热系数 （1.22） （1.23） （1.24） （1.25） （1.26）壳体中空气被冷却，取 （1.27）1.5 计算传热面积查文献表6-6，取Ri=0.00026·/W，R0=0.00081 （1.28）

13、 （1.29）所选换热器的实际传热面积约为 （1.30） （1.31）所选用BES600-0.7-45-3/25-2型合适第二章 强度计算2.1 壳体壁厚的设计计算设计条件：设计压力：P=1 设计温度：270筒体内径：Di=600mm 腐蚀裕量：C2=1mm筒体材料：Q235A 焊缝隙数：=0.85查过程设备设计附表 取Q235-B在设计温度下的许用应力t=90.8筒体计算壁厚 （2.1）设计壁厚：查过程设备设计第133页表42，取钢板负偏差C1=0.8mm，。考虑到筒体长度为3m长，为了增加钢 板刚度，把壁厚增大，根据GB1511999表8 ，取名义厚度n=10mm。2.2 管箱短节壁厚的设

14、计计算 设计条件：设计压力：P=0.5 设计温度：42筒体内径：Di=600mm 腐蚀裕量：C2=1mm筒体材料：Q235A 焊缝隙数：=0.85查过程设备设计附表取Q235-A在设计温度下的许用应力t=113筒体计算厚度 （2.2）设计厚度：查过程设备设计第133页表42，取钢板负偏差C1=0.8mm，。考虑到筒体为冷却水和壳体厚度为10mm，为了增加钢板刚度，把壁厚增大，取名义厚度为n=12mm。2.3 椭圆封头厚度的设计计算设计条件：设计压力：P=0.5 设计温度：42计算直径：DG=700mm 封头材料：Q235-A腐蚀裕量：C2=1mm 焊缝系数：=0.85查过程设备设计附表取16M

15、nR在设计温度下的许用应力t=157椭圆封头计算厚度 （2.3）设计厚度：查过程设备设计第133页表42，取钢板负偏差C1=0.8mm，。考虑到筒体为冷却水和壳体厚度为10mm，为了增加钢板刚度，把壁厚增大，取名义厚度为n=12mm。2.4管板厚度的设计计算设计条件：1 壳程圆筒 (2.4)2 管箱3 管子 (2.5) (2.6) (2.7) (2.8) (2.9)4 系数计算 （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14） （2.15） （2.16） （2.17）5 法兰力矩 （2.18） （2.19）6 管板 （2.20）7 法兰 （2.21） （2.22） （2.2

16、3） （2.24） （2.25） （2.26） （2.27） （2.28）2.5补强计算2.5.1 型号为1004mm,l=160的接管(1) 补强及补强方法判别a：补强判别根据过程设备设计表414，允许不另行步强的最大接管外径89mm，本开孔外径为100mm，故需另行考虑其补强。开孔补强的形式：外加强平齐接管结构简单,制造与检验方便开孔补强的结构：补强板搭焊结构b：补强计算方法判别开孔直径：本筒体开孔直径d=489.6mmDi=813mm,且d520mm，满足等面积法孔补强计算的适用条件，故可用等面积法进行开孔补强计算。(2) 开孔所需补强面积a：筒体计算厚度 （2.29）b：开孔所需补强面

17、积先计算强度削弱系数fr,取fr=1接管有效厚度为开孔所需补强面积按过程设备设计式（476）确定 （2.30）(3) 有效补强范围a：有效宽度B，按过程设备设计式（479）确定故B=979.2mmb：有效高度外侧有效高度h1，按过程设备设计式（480）确定故=76.55mm内侧有效高度h2，按过程设备设计式（481）确定故=0(4) 有效补强面积a：筒体多余金属面积筒体有效厚度 筒体多余金属面积A1，按过程设备设计式（482）确定 （2.31）b：接管多余金属面积接管计算厚度 （2.31）接管多余金属面积A2，按过程设备设计式（483）确定 （2.32）c：接管区焊缝面积（焊脚取6.0mm）由

18、于补强圈与接管及壳体的焊接是搭接焊,采用角焊缝(见下图)焊缝截面积(打网格部分)近似于三角形面积,计算时只考虑补强圈内缘与组合焊缝中填角焊缝的填角高度,如图按等腰直角三角形计算得 补强圈与接管及筒体焊接结构d：有效补强面积(5) 所需另行补强面积 (6) 补强圈设计根据接管公称直径DN500选补强圈，查化工设备机械基础表131取补强圈外径D=840mm，内径d=534mm。因B=797.2mm> D,补强圈在有效补强范围内补强圈厚度为： （2.33）考虑钢板负偏差，并经圆整，取补强圈名义厚度为5mm,如果不考虑多余金属面积，全部削去的承受应力必须截面A均由补强圈补偿，则 （2.34）（为

19、便于制造时准备材料，补强圈名义厚度也可取为筒体的厚度，即）。2.5.2 型号为1505，l=198mm的接管 补强及补强方法判别a：补强判别根据过程设备设计表414，允许不另行步强的最大接管外径为89mm，本开孔外径为100mm，故需另行考虑其补强。开孔补强的形式：外加强平齐接管 结构简单,制造与检验方便开孔补强的结构：补强板搭焊结构b：补强计算方法判别开孔直径：本筒体开孔直径d=180mmDi=300mm,且d520mm，满足等面积法开孔补强计算的适用条件，故可用等面积法进行开孔补强计算。 开孔所需补强面积a：筒体计算厚度 （2.35）b ：开孔所需补强面积先计算强度削弱系数fr,取fr=1

20、接管有效厚度为开孔所需补强面积按过程设备设计式（476）确定 （2.36） 有效补强范围a：有效宽度B，按过程设备设计式（479）确定故B=617.2mmb：有效高度外侧有效高度h1，按过程设备设计式（480）确定故=55.55mm内侧有效高度h2，按过程设备设计式（481）确定故=0 有效补强面积a：筒体多余金属面积筒体有效厚度 筒体多余金属面积A1，按过程设备设计式（482）确定 （2.37）b：接管多余金属面积接管计算厚度 （2.38）接管多余金属面积A2，按过程设备设计式（483）确定 （2.39）c：接管区焊缝面积（焊脚取6.0mm）由于补强圈与接管及壳体的焊接是搭接焊,采用角焊缝(

21、见下图)焊缝截面积(打网格部分)近似于三角形面积,计算时只考虑补强圈内缘与组合焊缝中填角焊缝的填角高度,如图按等腰直角三角形计算得 补强圈与接管及筒体焊接结构d：有效补强面积 （2.40） 所需另行补强面积 补强圈设计根据接管公称直径DN300选补强圈，查化工设备机械基础表131取补强圈外径D=540mm，内径d=329mm。因B=617.2MM> D,补强圈在有效补强范围内补强圈厚度为： （2.41）考虑钢板负偏差，并经圆整，取补强圈名义厚度为5mm,如果不考虑多余金属面积，全部削去的承受应力必须截面A均由补强圈补偿，则 （2.42） 为便于制造时准备材料，补强圈名义厚度也可取为筒体的

22、厚度，。第三章 零部件结构尺寸设计3.1 折流板的设计在管壳式换热器中，对流传热是其主要传热方式之一。为了提高换热器壳程内流体的流速，加强流体的湍流程度，延长流体流通的路径，往往在壳体内安装折流板，以增加壳程流体对流传热系数，改善传热效果。另外，折流板在本设备中主要具有支撑管束的作用，因此也可以叫做支撑板。1折流板的形式：选取单弓形折流板，这种折流板结构简单，流动死区少。2折流板尺寸设计 弓形折流板缺口高度缺口弦高h值一般取0.150.45倍圆筒内直径故h =（0.150.45）×600=（90270）mm 取h =220mm。 折流板厚度设计对于Di=600mm，查文献4表1816

23、折流板最小厚度为4mm，再加上腐蚀裕量，初选5mm 折流板的外径查文献4表1818折流板的名义外径为DN40=60040=560mm。 折流板间距折流板的最小间距应不小于壳体内径的五分之一,且不小于50mm折流板最大间距不得大于壳体内径,且应满足文献4表1819,对于换热管外径为32mm,折流板的最大无支撑跨距为2200mm。取折流板间距为200mm。3.2 拉杆的设计1 拉杆的选择查文献4表1820,换热管的外径为25m，拉杆直径为16mm查文献4表1821,拉杆的数量为4个。拉杆长度按需要确定,在本设计取2458mm。3 定距管的选择定距管外径与管子外径相同为25×2.5mm。3

24、.3 法兰联接结构设计在石油、化工设备和管道中，由于生产工艺的要求，或者为制造、运输、安装、检修方便，常采用可拆卸的联接结构。常见的可拆卸联接结构有法兰联接、螺纹联接和承插式联接。由于法兰联接有较好的强度和紧密性，适用的尺寸范围宽，在设备和管道上都能应用，所以应用最普遍。但法兰联接时，不能很快地装卸与拆卸，制造成本较高。设备法兰与管法兰均已制定出标准。在很大的公称直径和公称压力范围内，法兰规格尺寸都可以从标准中查到，只有少量超出标准规定范围的法兰，才需进行设计计算。法兰联接结构是一个组合件，是由一对法兰、若干螺栓、螺母和一个垫片所组成。在实际应用中，压力容器由于联接件或被联接件的强度破坏所引起

25、法兰密封失效是很少见的，较多的是因为密封不好而泄露。故法兰联接的设计主要解决的问地是防止介质泄露。防止流体泄露的基本原理是在联接口处增加流体的阻力，当压力介质通过密封口的阻力降大于密封口两侧的介质压力差时，介质就被密封住了。1 法兰的设计(1)平盖处法兰的设计根据筒体内径Di=600mm,设计压力为1MPa查文献4154页,初步确定法兰结构为甲型平焊法兰。查文献4法兰材料选用Q235-A(2)管箱与壳体处法兰的设计根据筒体内径Di=600mm,设计压力为1查文献4154页,初步确定法兰结构为甲型平焊法兰。查文献4法兰材料选用Q235-A (3)壳体与封头处法兰的设计根据筒体内径Di=700mm

26、,设计压力为1查文献4154页,初步确定法兰结构为甲型平焊法兰。查文献4法兰材料选用Q235-A(4)浮头处法兰的设计根据GB151设计，法兰材料选用Q235-A2 法兰的尺寸（见图）3.4法兰密封垫片的设计垫片是构成密封的重要元件，适当的垫片变形和回弹能力是形成密封的重要条件。最常用的垫片可分为非金属、金属以及非金属与金属混合制的垫片。1 法兰密封垫片的选择查文献4根据工作温度t=270及在甲型平焊法兰上使用的要求表1513确定垫片材料，用石棉垫片，根据筒体内进径查表1512可确定垫片尺寸，管箱与壳体处垫片尺寸为：外径D=644mm,内径d=604mm,厚度=3mm。壳体与封头处垫片尺寸为：

27、外径D=744mm,内径d=704mm,厚度=3mm。浮头处垫片尺寸为：外径D=597mm,内径d=574mm,厚度=3mm。2 法兰密封垫片尺寸（见零件图）3.5鞍座的结构设计3.51 鞍座的选择 查化工容器设计第101页,常用卧式容器支座形式主要有鞍式支座,裙座和支腿式三种。支腿式的主要优点是结构简单,但其反力给壳体造成很大的局部应力,因而只用于较轻的小型设备。对于较重的大设备,通常采用鞍式支座。综合所述,在本设计中，选用的是鞍式支座。鞍式支座的设计要点包括： 1 鞍座数量的确定；2 支座位置的安排；3 鞍座包角的选取；4 鞍座标准的选取。 采用双鞍式支座，因为该容器主要承受重力作用，而且

28、，采用多鞍式支座很难保证各鞍座均匀受力，虽然多鞍座容器的弯曲应力较小，但是，要求比较严格。要求各支座保持在同一水平面上，对于各类大型卧式贮罐则很难达到。同时，由于地基的不均匀下沉，多支座贮罐作用在支座处的支反力并不能均匀分配，所以一般卧式容器最好采用双鞍式支座支承。 由材料力学可知，对于双支座上受均布载荷的简支梁，若梁的全长为L,则外伸端的长度A=0.207L,双支座跨距中间截面的最大弯矩和支座截面处弯矩的 绝对值相等，从而使上述两截面上保持相等的强度。考虑到支座截面处除弯矩以外的其它载荷，而且支座截面处应力较为复杂，所以常取支座处圆筒的弯矩略小于跨矩中间圆筒的弯矩。通常取A的尺寸不超过0.2

29、5L的值，因此中国现行标准JB4371钢制卧式容器规定取A0.25L,A值最大不可超过0.25L,否则由于容器外伸端的作用将使支座截面处的应力过大。3.5.2 鞍座的结构设计1 鞍座的选择查化工容器及设备简明设计手册表22-1,对于筒体内径为600mm，可确定鞍座的结构尺寸。2 鞍座的校核设计条件:设计压力:P=1 设计温度:T=270 物料密度:=1000Kg/m3 筒体内径:Di=600mm长度L=3000mm 名义厚度n=10mm壁厚附加量C=1.8mm鞍座:鞍座中心至封头切线的距离A=0.207×L=0.207×3000=621mm,但是在本设计由于实际的要求，把鞍

30、座的位置改变，即A=650mm。鞍座宽度b=300mm 腹板厚度b0=16mm鞍座包角=120° 容器的材料为Q235At=90.8 鞍座的材料为Q235AFtsa=90.8经计算可得容器自重与充满物料的总重为:2F=487112.08N以下的公式如果没有特殊注明均来自化工容器设计 弯距的计算弯距按式(3-25)和式(3-27)计算,式中系数C1,C2和C3按,由图3-1618查得C1=0.252, C2=1, C3=0.0406,故跨中截面弯距为:M1=F(C1L-A)=243556.04(0.252×8006-1900)=2.86×107N （3.1） （3.

31、2） 跨中截面处的轴向力 轴向力按式(3-31)、(3-32)、(3-33)和(3-34)计算,式中系数K1,K2查表3-2可知: 因A>Ri/2,=120°,K3=1.171即筒体未应加强且无加强圈,所以K1=0.107, K2=0.192危险工况一在非操作状态,即容器充满物料而无压力时a：在跨中截面上的筒体最高点的压应力 （3.3）b：在支座截面的筒体最高点的压应力 （3.4）二是操作状态下a：在跨中截面上的筒体最低处的拉应力 （3.5）b：在支座截面的筒体最低点的拉应力 （3.6） 跨中截面处的轴向力 轴向力按式(3-31)、(3-32)、(3-33)和(3-34)计算,

32、式中系数K1,K2查表3-2可知: 因A>Ri/2,=120°,K3=1.171即筒体未应加强且无加强圈,所以K1=0.107, K2=0.192危险工况一在非操作状态,即容器充满物料而无压力时a：在跨中截面上的筒体最高点的压应力 （3.7）b：在支座截面的筒体最高点的压应力 （3.8）二是操作状态下a：在跨中截面上的筒体最低处的拉应力 （3.9）b：在支座截面的筒体最低点的拉应力因A>Ri/2,=120°, K6=0.0529 （3.10）因此<t <1.25t=1.25×90.8=113.5MPa验算合格。 鞍座腹板应力鞍座腹板厚度b0

33、=16mm,垫板离地高度为368mm,此值小于Ri/3,故取实际高度Hs=368-16=352mm代替Ri/3,因=120°K=0.204,故因此=2/3×90.8=60.5333MPa验算合格。3 鞍座的尺寸（见装配图和零件图）第四章 制造、检验和验收4.1焊接结构4.1.1 焊接要求1 焊缝采用全焊透的对接焊缝2 16MnR之间的焊接，焊条采用E5015；16MnR与20、Q235-A间的焊接，焊条采用E4303；换热管与管板之间的焊接，焊条采用E4351。3 容器相邻两个筒节的纵焊缝或封头焊缝的端点与筒节纵焊缝应错开缝距离e>35mm且e100mm。s板厚e焊缝

34、间最小距离4 焊缝尽可能对称重心布置,以减少应力和变形。5 对接不同厚度钢板的主要受力接头时,如果两板厚度差不超过一定的规定,则焊接接头基本型式与尺寸按较厚的板的尺寸数据来选取,否则应在较厚的板上作出单面或双面削薄,其削薄长度L3(S-S1)。6 焊接接头应设计有足够的施焊空间,应保证施焊方便。4.1.2 主要焊接区结构见装配图及零件图4.2 水压试验水压实验的目的是检验容器在超工作压力下的宏观强度，包括检查材料的缺陷，容器各部分的变形，焊接接管的强度和容器法兰的连接的泄漏检查等。本设计的水压实验主要为了校核圆筒的应力。4.21 水压试验的压力PT (4.1)式中：PT内压容器的试验压力 P

35、试验内压 试验温度下材料的许用应力 t设计温度下材料的许用应力 取水压试验温度为设计温度管程试验压力取 PT=0.625 壳程试验压力取 PT=1.25水压试验在卧置时进行实际水压试验压力为管程 PT= PT+gDi =0.625+1000×10×0.6×10-60.631Mpa壳程 PT= PT+gDi =1.25+1000×10×0.6×10-61.256Mpa4.2.2管程应力校核1 te有效厚度 mmte=10-1-0.8=8.2mm=32.412 te=12-1-0.8=10.2 mm以上均有所以水压试验合格。4.2.3 壳

36、程应力校核1 te=10-1-0.8=8.2mm故 =49.65=0.9×131.8×0.85=100.832 te=12-1-0.8=10.2mm= 57.8 以上两项中均有=100.83所以水压试验合格。由于本设备密封性要求不太高，不做气密性试验。4.3 加工制造要求制造技术要求1本设备按GB151-99钢制压力容器和HGJ18-98钢制化工容器制造技术要求进行制造、试验和验收，并接受劳动部颁发压力容器安全技术监察规程的监督。2焊接采用电弧焊。3换热管的标准为GB8163-87，其外径偏差为±0.20mm，壁厚偏差为-10%+12%。4管板密封面与壳体轴线垂直

37、，其公差为1mm。5设备制造完毕后，进行水压检验：壳程以1，管程以0.5进行压力试验。结 论设计严格依据GB150-1998钢制压力容器和GB1511999管壳式换热器的相应规定进行并完成。所设计的浮头式管换热器完全满足预先给定的主体材料及各项技术参数与指标的要求，可保证其在给定的工作介质的条件下正常工作，且有一定的裕度。基于浮头管换热器的特点，该换热器可在壳体和管体间温差较大时使用，不存在热补偿问题。经工艺计算、强度计算和结构设计，并考虑了上述标准中推荐的各管件、标准件规格，最终确定各主要零部件的规格尺寸如下：换热管规格为、单根管长3m，换热管总计198根；壳体和管箱的内径和壁厚均相同，分别

38、为600mm和10mm；管板厚度为40mm；采用了EHA 8000.25的标准椭圆封头，内径700mm，壁厚12mm，圆缺高度为60mm的弓形折流板； 选用了F型鞍形支座；冷、热流体进出口接管直径分别为100mm和150mm，厚度分别为4mm和5mm。总体结构汇总于装配图上，某些细部尺寸标识于相应零部件图中。由于接管选用的直径较大，所以要进行等面积开孔补强计算。但鉴于给定的工作介质不属易燃易爆物质，故建议在水压试验合格的基础上，不需通过气密性试验。所设计的浮头管换热器系的工作条件受限于给定的主体材料、工作介质及相应技术参数与指标，因此如变换使用条件，必须经过严格的论证和验证，特别应注意其管内清洗比较困难的特点。为保证所设计的换热器安全、正常地工作，除设计合理外，还必须严格遵循对管壳式换热器提出的有关制造、检验、安装与维修的具体要求。参考文献1陈敏恒. 化工原理M. 北京：化学工业出版社，19982李景辰. 压力容器基础知识M.北京：劳动人事出版社，1