U型管换热器强度设计

1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。U型管换热器强度设计换热器热力计算1 绪论1.1 课题背景随着世界性的能源危机波及到了装备制造业及石油化工这些耗材及耗能的大户，以及国家节能减排长期国策的确立，作为能量回收装备热交换设备的提高传热效能及降低能耗的研究被提高到了很重要的地位。这些研究归纳为以下几个方面：（1）传热与流动研究：旨在提髙传热及压降计算的准确性，寻求提髙传热效率，降低压降的途径。这方面研究主要涉及到：物性模拟研究、分析设计研究（如温度场、流动分布的模拟研究等）、传热及流动试验和工艺计算软件的开发等。（2）换热设备大型化、新型热交

2、换设备的开发及降低能耗、节水的研究。（3）强化传热的研究：如强化传热管研究、板管的研究（如板壳式、板空冷等）。（4）材料研究（相容性及经济性的结合）。（5）抗腐蚀及控制结垢的研究（涉及使用寿命及保持传热效率）。1.2国内外发展概况换热器是进行热交换操作的通用工艺设备，被广泛应用于各个工业部门，尤其在石油、化工生产中应用更为广泛。换热器分类方式多样，按照其工作原理可分为：直接接触式换热器、蓄能式换热器和间壁式换热器三大类，其中间壁式换热器用量最大，据统计，这类换热器占总用量的99%。间壁式换热器又可分为管壳式和板壳式换热器两类，其中管壳式换热器以其高度的可靠性和广泛的适应性，在长期的操作过程中积

3、累了丰富的经验，其设计资料比较齐全，在许多国家都有了系列化标准。近年来尽管管壳式换热器也受到了新型换热器的挑战,但由于管壳式热交换器具有结构简单、牢固、操作弹性大、应用材料广等优点,管壳式换热器目前仍是化工、石油和石化行业中使用的主要类型换热器,尤其在高温、高压和大型换热设备中仍占有绝对优势。目前，我国已制定了列管式换热器的系列标准，但还有很多场合，所用列管式换热器是根据生产要求设计的非定型设备。管壳式换热器的效率问题是设计的核心。多年以来，国内外学者对列管式换热器的研究工作从来都没有间断过，目前研究的焦点主要集中在高温、高压和大型换热设备，如何优化它们的结构以提高其传热效果。这方面的研究进展

4、对于改善石油、化工、医药、食品等众多生产领域的生产工艺、节省能源消耗、降低生产成本、提高产品竞争能力，具有十分重要的意义。1.3 设计目的与要求通过此次毕业设计，培养学生综合运用所学的基础理论、专业知识和基本技能，提高分析与解决实际问题的能力，使学生得到从事实际工作所必需的基本训练和进行科学研究工作的初步能力。本次毕业设计通过U型管换热器强度设计和结构设计结合起来，掌握典型过程设备设计的一般程序，初步掌握科学研究的基本方法与科学论文的写作技巧与规范。本设计要求我们熟悉过程设备设计的基本方法跟程序，熟悉相关的国家级行业标准，掌握设计方法跟程序，能独立完成课题所规定的内容。本次毕业设计将通过把工艺

5、设计和机械设计结合起来，进行完整的换热器设计，掌握化工设备设计的一般方法和步骤，熟悉和了解有关国家标准、行业标准以及相应的设计规范，培养综合运用所学理论知识去分析、解决实际问题的能力，使我们受到本专业工程师的系统训练。1.4 课题简介换热器是在工业生产中实现物料之间热量传递过程的一种设备，故又称热交换器。它是化工、炼油、动力和原子能及许多工业部门广泛应用的一种通用设备，是保证工艺流程和条件，利用二次能源实现余热回收和节约能源的主要设备。在化工厂换热器约占总投资的10-20%；由于工艺流程不同，生产中往往进行着加热、冷却、蒸发或冷凝等过程。通过换热器热量从温度较高的流体传递给温度较低的流体，以满

6、足工艺需求。1.4.1 U型管式换热器换热设备有多种多样的形式，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，在某中情况下使用是好的，但是，在另外的情况下，却不太适合，或就根本不能使用。根据管壳式换热器的结构特点，可分为固定管板式、浮头式、U型管式和填料函式四类。U型管式管式换热器的典型结构如图1-1所示，U形管式换热器仅有一个管板，管子两端均固定于同一管板上。此类换热器的特点是管束可以自由伸缩，不会因管壳之间的温差而产生热应力，热补偿性能好；管程为双管程，流程较长，流速较高，传热性能较好；承压能力强；管束可从壳体内抽出，便于检修和清洗，且结构简单，造价便宜。缺点是管内清

7、洗不便，管束中间部分的管子难以更换，又因最内层管子弯曲半径不能太小，在管板中心部分布管不紧凑，所以管子数不能太多，且管束中心部分存在间隙，使壳程流体易于短路而影响壳程换热。此外，为了弥补弯管后管壁的减薄，直管部分需用壁较厚的管子。这就影响了它的使用场合，仅宜用于管壳壁温相差较大，或壳程介质易结垢而管程介质清洁及不易结垢，高温、高压、腐蚀性强的情形。图1-1 U型管换热器结构简图1.4.2 换热器选型换热器选型时，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、粘度等物理性质，以及腐蚀性、热敏性等化学性质，对换热器

8、选型有很大的影响。而在本设计中是环氧乙烷与冷却水热交换，由于环氧乙烷温度较高，而且处理量大、易腐蚀。综合考虑，本设计选用U型管式换热器。2 结构设计56表2-1 设计条件表壳程管程设计压力（MPa）0.50.6操作压力（MPa）0.10.4/0.3（进口/出口）设计温度（）13075操作温度（）96/50（进口/出口）25/45（进口/出口）流量（Kg/h）6000物料环氧乙烷冷却水程数12换热面积291.602.1 壳体、管箱壳体和封头设计2.1.1 壳体的设计圆筒公称直径据前面计算所知，圆筒的内公称直径为700mm > 400mm，采用卷制圆筒。圆筒厚度圆筒的最小厚度应按GB 151

9、-89第三章计算，但圆筒的最小厚度不得小于表2-2的规定。表2-2碳素钢或低合金钢圆筒的最小厚度mm公称直径700-700800-10001000-15001600-2000浮头式、U型管式8101214固定管板式6810122.1.2 管箱壳体（1）管箱短节及其开孔应按GB 151-89的有关要求设计，管箱短节的最小厚度不得小于表2-2的规定，取实际厚度为10mm。（2）多程管箱的内直径深度l应保证两程之间的最小流通面积不小于每程管子流通面积的1. 3倍，如图2-1；当操作允许时也可以等于每程管子的流通面积。（3）分程隔板的最小厚度不得小于表2-3的规定，取隔板的最小厚度为10mm，如图2-

10、22.1.3 封头设计7按工作原理，设计封头应为受压的椭圆形封头。采用长轴和短轴比为2的标准型封头，如表2-3。图2-1管箱的最小内侧深度示意图表2-3分程隔板的最小厚度mm公称直径DN隔板最小厚度碳素钢及低合金钢高合金钢<60086600-1200108>12001410图2-2 分程隔板与管板的连接示意图椭圆形封头是由半个椭圆球和高度为h的短圆筒（即封头直边）构成，直边的作用是避免筒体与封头连接的环焊缝受到边缘应力的影响。封头壁厚（不包括壁厚附加量）应小于封头直径的0.30%。2.2 进出口设计2.2.1 接管的要求：接管应与壳体内表面齐平；接管应尽量沿着壳体的径向或轴向设置；

11、接管与外部线可采用焊接连接；在设计温度下，接管法兰不采用整体法兰；必要时可设置温度及接口、压力表接口及液面计接口。图2-3椭圆形封头示意图2.2.2 接管直径的计算确定接管直径的基本公式仍用连续性方程式，经简化之后的计算公式为：（2-1）对计算出来的管径进行圆整，取最近的标准管径。（1）接管上设置温度及接口、压力表接口及液面计接口。（2）对于不能利用接管（或接口）进行放气和排气的换热器，应在管程和壳体的最高点设置放气口，最低点设置排液口，且最小公称直径为20mm。2.2.3 接管的外伸长度接管的外伸长度也叫接管的伸出长度，接管法兰面到壳体（管箱壳体）外壁的长度，可按下式计算：（2-2）除上式计

12、算外，接管外伸长度也可取为200mm。2.2.4 接管与筒体、管箱壳体的连接（1）结构型式：接管与壳体、管箱壳体（包括封头）连接的形式，可采用插入式焊接结构，一般接管不能凸出与壳体内表面。（2）开孔补强计算：具体过程见强度计算。2.2.5 接管的最小位置在换热器的设计中，为使换热器面积得到充分利用，壳程进出口接管应尽量靠近两端管板，而管箱进出口接管因尽量靠近管箱法兰，可缩短管箱壳体长度，减轻设备质量。然而，为力保设备的制造、安装、管口距底的距离也不应靠的太近，它受到最小位置的限制。（1）壳程接管位置的最小尺寸壳程接管的最小位置，见图2-4，可按下列公式计算：带补强圈接管（2-3）无补强圈接管（

13、2-4）由于本设计中壳程接管放气空均加补强圈，故根据公式（2-3）计算得接管最小位置为306mm。图2-4 壳程接管的最小位置示意图（2）管箱接管位置的最小尺寸管箱接管的最小位置，见图2-4，可按下列公式计算： 带补强圈接管（2-5） 无补强圈接管（2-6）式中： b管板厚度，mm；L1/L2壳程/管箱接管位置最小尺寸，mm；C补强圈外边缘（无补强圈时，管外侧）至管板（或法兰）与壳体连接焊缝之间的距离，mm；补强圈外径，mm；接管外径，mm。2.3 管板与换热管2.3.1 管板（1）材料：不锈钢 1Cr18Ni9Ti（2）厚度根据设计要求，为方便换热管的清洗，管板设计成可拆连接，采用焊接连接，

14、管板的最小厚度min（不包括腐蚀裕量）见表2-4；取min=20mm（包括腐蚀裕量C2=2mm）表2-4管板的最小厚度mm换热管外径d1014192532384557Smin用于炼油工业局易燃易爆有毒介质等严格场合202532384557用于无害介质的一般场合10152024263236（3）布管 换热管的排列形式，见图2-5，本设计选择正三角形排列形式，如下图：图2-5换热管的排列示意图 换热管中心距换热管中心距一般不小于1.25倍的换热管外径。常用换热管中心距见表2-5。表2-5 常用换热管中心距mm换热管外径1014192532384557换热管中心距S13-14192532404857

15、72分程隔板槽两侧相邻管中心距Sn（见图2-7）2832384452606880根据表中要求，取换热管中心距为s=25mm。布管限定圆按表2-5确定。图2-6 管板中管孔的分布示意图表2-6 布管限定表（a）换热器型式固定管板式、U型管式浮头式布管限定圆表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从表中可得：b=5mm，mm且不小于10mm，取；（4）管程分程：根据设计要求，采用2管程结构，布置形式可参照图2-7，并应考虑：尽可能使各管程的换热

16、管数大致相等，分程隔板槽形状简单，密封面长度较短。图2-7 分程隔板的布置形式示意图壳程进出口处的布管，应考虑壳体内壁与管束之间的流通面积和介质进出口管处的流通面积相当。管孔：级换热器的换热管和管孔直径允许偏差按表2-9（b）规定。根据表中要求，取管孔直径为，。表2-9（b）II级换热器换热管和管孔直径允许偏差mm换热管外径1014192532384557允许偏差0.200.400.450.57管板管孔直径10.314.419.425.4032.5038.5045.5057.70允许偏差+0.150+0.20+0.300+0.400（5）拉杆孔拉杆与管板采用螺纹连接，螺纹结构见图2-8。图2-

17、8 拉杆与管板的螺纹连接示意图螺孔深度l2为：式中：dn拉杆螺孔公称直径，mm。（6）管板密封面 管板与法兰连接的结构尺寸及制造、检验要求等按JB 1157-1164-82压力容器法兰的规定。 分程隔板槽：槽深一般不小于4mm；分程隔板槽宽度为：取12mm；分程隔板槽拐角处倒角为45°，倒角宽度b为分程垫片的圆角半径R加1-2mm。2.3.2 换热管（1）换热管长度 换热管采用lCrl8Ni9Ti，外径，内径，管长 根据换热面积A=291.60m2，由JB/T 4717 表4查得U型管换热器系列，由参数如下：管数：中心管排数：27管程流通面积：0.0492根据以上条件，可布管如下：管

18、子布置间距 （折流板圆缺部分中的传热管122跟，4跟折流板固定杆）排，（没有旁通挡板）流板数为：块折流板为缺25%的圆缺形折流板。（2）换热管的规格和尺寸偏差换热管的规格和尺寸偏差按GB 8163-87输送流体用无缝钢管和GB 2270-80不锈钢无缝钢管的规定，常用规格如表2-10。选用级换热器标准，其中厚度偏差为15%。表2-10常用换热管的规格和尺寸偏差 mm材料钢管标准外径×厚度mm级换热管级换热管外径偏差mm厚度偏差外径偏差mm厚度偏差不锈钢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弯管最小弯曲半径mm换热管外径101419253238455720304050657590115图2-9 U型半最小半径示意图U形弯曲管段弯曲的最小厚度按下式计算 （2-7）式中： d换热管外径，mm；R弯曲管的弯曲半径，mm；o弯曲钱管子的最小壁厚，mm；1直管段的计算壁厚，mm。2.4 壳体与管板、管板与法兰及换热管的连接管板与壳体连接形式分为两类，一是不可拆卸，如固定管板，管板与壳体使用焊接连接。一是可拆卸式，如U型管、浮头及填料函是滑动管板式换热器。因

20、为本设计目的是设计U型管换热器，故选择可拆式换热器，对于可拆卸式换热器，管板本身不直接与壳体相连，而通过壳体上法兰或夹持在法兰之间固定。2.4.1 壳体与管板的连接因为选择的是可拆式连接，管板夹持在法兰之间，因此管板不与壳体相连。2.4.2 管板与法兰的连接可拆式换热器的管板，因管束经常抽出清洗、维修，所以管板与壳体不采用焊接形式，而故做成可拆式，固定在壳体法兰与管箱法兰之间，采用夹持形式。此情形适应于材料为不锈钢或有色金属制的管板，这种结构省材，且质量轻。2.4.3 换热器与管板的连接（1）根据设计要求，换热管与管板的连接采用焊接。（2）结构尺寸结构型式及尺寸按表2-12和图2-10的规定表

21、2-12 换热管外径 mm换热管外径d14192532384557伸出长度l1±0.51.5±0.52.5±0.53±0.5图2-10 换热管伸出长度示意图2.5 其他各部件结构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圆盘和圆环形两种，本设计中采用25%Di的单弓形折流板，如图2-11。图2-11 折流板示意图（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规定从表中查的最小厚度为4mm，取管板厚度为5mm。（2）折流板管孔级换热器折流板管孔尺寸及允许偏差按表2-14（b）规定定，取。表2-13折流板的最小厚度 m

22、m公称直径DN换热管无支撑跨距l<300300-600600-900900-12001200-1500>1500折流板最小厚度mm<40024581010400-700456101012700-900568101216900-150068101216161500-200081012162020表2-14（b）级换热器折流板管孔尺寸及允许偏差 mm换热管外径d1014192532384547折流板管孔直径10.514.619.625.832.838.845.858.0管孔直径允许偏差+0.40+0.45+0.50（3）折流板外直径按表2-15规定，取外直径为。（4）折流板的布置

23、一般应使管束两端的折流板尽可能靠近壳程进出口接管，其余折流板按等距布置。靠近管板的折流板与管板间的距离如图所示，其尺寸可按下式计算： （2-8）式中：L1壳程接管的最小尺寸，mm；B2防冲板长度，mm。表2-15折流板外直径mm公称直径DN<400400-500500-900900-13001300-17001700-2000折流板外直径DN-2.5DN-3.5DN-4.5DN-6DN-8DN-10折流板外直径允许偏差±0.5±0.8±1.2当壳程为单相清洁流体时，折流板缺口应水平上下布置。折流板按等间距布置，取l=200mm，管束两端的折流板尽可能靠近壳程

24、进、出口接管，因换热器壳程为纯净的气体，因此折流板不需开通液口。（5）折流板质量按下式计算：（2-9）式中： Q折流板质量，kg；Da折流板外直径，mm；折流板切去部分弓形面积，mm；C系数由查表求得，查得，C=0.15355；ho折流板切去部分的弓形高度，mm；管孔直径，mm；拉杆孔直径，mm；管孔数量；拉杆孔数量；折流板厚度，mm。（6）U形管的尾部支撑U形管换热器中，靠近弯管段起支撑作用的折流板，如图2-14所示，应布置成A+B+C之和不大于表2-16中最大无支撑跨距，超过弯管部分时应加特殊支撑。表2-16 最大无支撑跨距mm换热管外径d1014192532384557最大无支撑跨距80

25、011001500190022002500280032002.5.2 拉杆、定距管（1）拉杆的结构形式常用的拉杆形式有两种，由于换热管的外径等于19 mm，本设计选用拉杆定距结构，如图2-13。图2-12 折流板布置示意图图2-13拉杆定距管结构示意图（2）拉杆的直径和数量拉杆的直径和数量一般可按表2-17、2-18选用，取拉杆直径为12mm，拉杆数量为8根。表2-17拉杆直径mm换热管外径l1014192532384557直径1012121616161616表2-18拉杆数量mm公称直径DN拉杆直径<400400-700700-900900-13001300-15001500-1800

26、1800-200010461012161824124481012141816446681012（3） 拉杆尺寸 拉杆尺寸按图2-14和表2-19确定。 拉杆的长度L按换热器管长需要设定。 拉杆应尽量均匀布置在管束的外边缘。图2-14拉杆尺寸示意图表2-19拉杆尺寸mm拉杆直径d拉杆螺纹工称直径101013>40121215>50161620>60由上表选取，2.5.3 防冲板根据设计要求，在壳程设置防冲板，以减少气流的不均匀分布和对换热管管端的冲蚀。（1）防冲板表面到圆筒内壁的距离，一般为接管外径的1/41/3，取距离为50mm。（2）防冲板的直径或边长，应大于接管外径162

27、mm，取防冲板外径为250mm。（3）防冲板最小厚度：碳钢为4.5mm；不锈钢为3mm；取厚度为6mm。（4）防冲板的固定形式为： 防冲板的两侧焊在定距管或拉杆上，也可以同时焊在靠经管板的第一块折流板上； 防冲板焊在圆筒上； 用U形螺栓将防冲板固定在换热管上。2.6 鞍座的设计根据设计要求，根据压力容器支座的国标。具体选择选择DN500到900，120度的包角重型带垫板支座：Q=170KN，h=200mm底板的参数，腹板的参数筋板的参数，垫板的参数弧长=830，e=36螺栓间距3 强度设计3.1 概述8换热器是由筒体、管箱、封头、法兰、管板、换热管、支座等受力元件组成。各受力元件都需注行强度计

28、算，以确保在运行中安全可靠。管板属于管壳式换热器中的重要元件。它的合理设汁，对于节省材料、降低成本、减少加工时间都有重要意义。由于管板受力比较复杂，影响其强度和刚度的因素很多，正确进行强度分析比较困难。在各国规范中，温差应力均作为二次应力考虑，对于温差应力和压力应力制和满足许用值。3.2 钢材的选择由于换热器壳体的特殊要求，不是任一种钢均可选用，一般要采用平炉、氧气转炉或电炉冶炼的镇静钢。专门用的钢必须机械性能项目不一般，结构钢的相应项目为多，检验要求也更为合格，大致要求如下：（1）必须采用容器用钢。它与普通结构钢相比采用的冶炼标准不同，常用的结构钢为16MnR等。（2）必须采用镇静钢。这种钢

29、脱氧比较安全，钢中杂质较少，所以，重要的承压元件均采用此类钢。3.3 壳体、封头、法兰及开口补强3.3.1 壳体的设计（1）壳体的设计表3-1 设计条件设计压力P（MPa）0.5设计温度t（）130筒体内径（mm）700腐蚀余量（mm）2.0筒体材料Q235-B焊缝系数0.8在GB 151-98中表2-1，假设在设计温度下Q235-B的许用应力筒体计算厚度按式（3-1）计算： （3-1）设计厚度按GB 709取钢板负偏差：根据表3-2的规定，最小厚度不得小于6mm取名义厚度校核：，没有变化，故取名义厚度合适。（2）壳体强度校核中低压壳体一般均属于k1.2的薄壁壳体。需求在内压作用下得周向应力个

30、经向（周向）应力。根据第一强度理论确定其为最大主应力，并按弹性时效准则将其最大主应力限制在材料的许用应力之内，即考虑到薄壁壳体在利用上述公式中，均设D为其平均值，实际壳体总存在焊缝而应计入焊缝稀疏，且从设计角度出发，由壳体理论求出的计算壁厚必须引入壁厚附加量，故实际设计是以内径Di表示，即压力实验时应力校核：液压实验压力（3-2）压力实验允许通过的应力：实验压力下圆筒应力： （3-3）式中： P设计压力，MPa；Di壳体内径，mm；焊缝系数；C厚度附加量，mm。校核条件：校核结果：合格应力及应力计算：最大允许工作压力（3-4）设计温度下的计算压力（3-5）校核条件：结论：筒体名义厚度按GB 1

31、51中取得的合格。3.3.2 内压封头设计封头设计原则上应根据封头在内压作用下的应力分析以及与之相连的筒体的边缘应力分析进行强度校核。但实际上由于按应力分析进行设计十分复杂，所以规定中对于仅受静载荷的一般封头，仅以远离封头地区的薄膜应力或弯曲应力进行分析加以限制。对于由于各种原因所引起的边缘应力，仅在结构形式上定性的加以限制，或在计算中直接引用某个参数，把按薄膜应力或弯曲应力求出的壁厚适当放大。（1）封头厚度设计按，取形状系数K=1.00焊缝系数 =0.85封头计算厚度按下式确定： （3-6）封头设计厚度按GB 709，取钢板负偏差：考虑到圆筒的设计厚度为8mm取封头名义厚度封头有效厚度为因为

32、，满足稳定要求。式中：K椭圆形封头形状系数，。其值列于下表：表3-2 系数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）封头厚度校核椭圆形封头的最大允许工作压力按下式计算 （3-7）式中：设计温度下封头材料的许用应力，MPa；焊接接头系数；K椭圆形封头形状系数，同上；e封头有效厚度，mm；Di封头内直径，mm。校核条件：结论：合格。3.3.3 法兰设计表3-3 设计条件：设计压力P（MPa

33、）0.5设计温度t（）130筒体内径（mm）700腐蚀余量（mm）2.0筒体材料Q235-B圆筒厚度（mm）0.8根据工作要求，选择按整体法兰设计，在此采用长颈堆焊法兰结构。短节厚度。其伸出法兰环的部分长度l不应小于以下值：表3-4 根据设计要求法兰按GB 151选择如下mm公称直径DD1D2D3D4HhaRD螺柱规格螺柱数量对接筒体最小厚度5506906506156056023895251712221223M2024660074070066565565244100251712221223M2028665079075071570570246100251712121223M20288700840

34、80076575575248100251712121223M2032880094090086585585248100251712121223M203289001040100096595595252105251712121223M203610应该选择公称直径为700的那一组合适（1）垫片设计 垫片材料、密封面形式根据设计条件，采用石棉橡胶垫片，厚度，密封面形式采用平面。 垫片参数m=2，y=11MPa 垫片尺寸参照JB 4704-92非金属软垫片标准，取垫片内径704mm，外径744mm，垫片宽度N=20mm 垫片有效密封宽度， 垫片压紧力作用中心圆直径=垫片接触面外径-2b=744-2

35、5;8=728mm 垫片压紧力预紧状态下需要的最小垫片压紧力按下式计算：（3-8）操作状态下需要的最小垫片压紧力按下式计算：（3-9） 垫片宽度校核垫片宽度校核按下式计算： （3-10）（2） 螺栓设计 螺栓材料及许用应力螺栓材料选用Q235-B（按<M24）， 螺栓载荷预紧状态下需要的最小螺栓载荷按下式计算： （3-11）操作状态下需要的最小螺栓载荷按下式计算： （3-12） 螺栓面积预紧状态下需要的最小螺栓载荷按下式计算： （3-13）操作状态下需要的最小螺栓载荷按下式计算： （3-14） 螺栓配置查JB 4703-2000 压力容器法兰，取螺栓规格M=20mm，螺纹小径截面积A为1

36、20mm。螺栓数量： （3-15）以4的倍数圆整为32螺栓总截面积：螺栓中心圆直径应以下列三者之大值确定：满足法兰背面的径向结构要求，距所选的法兰可知：满足法兰密封面的径向结构要求满足螺栓孔环向结构要求实际螺栓中心圆直径应取上述最大值，根据标准圆整得 螺栓设计载荷预紧状态下需要的最小螺栓载荷按下式计算：（3-16）操作状态下需要的最小螺栓载荷按下式计算：（3）法兰设计 法兰结构、材料为有效降低法兰的轴向应力，以增设圆筒短节，取短节厚度，短节及法兰材料为16MnR，查表2-1（按厚度>3660）得：，。 法兰力矩载荷：（3-17） （3-18）（3-19）力臂：（3-20）式中： 力矩 （

37、3-21） （3-22）式中：W最小螺栓载荷d. 法兰设计力矩e. 法兰设计力矩取一下最大值（3-23）式中：取1.635×10N·mm 形状常数（按表7-6计算）（3-24）式中：；令f=1，得，则法兰外径：。T=1.83，Z=4.94，Y=9.57，U=10.52法兰计算厚度：假设 法兰应力 （3-25） （3-26） （3-27） 应力校核，由于增加了短节，直接加大了锥颈部分的厚度，使法兰轴向应力大为降低，满足强度要求。 法兰刚度厚度 （3-28）式中：因此法兰的厚度取，满足刚度要求。3.3.4 开口补强（1） 开孔应力集中现象及其原因容器开孔之后，一方面由于器壁材料

38、消弱，引起器壁强度的减弱，另一方面由于结构的连续性被破坏，在开孔和接管处产生较大的附加弯曲应力，有时在接管上的外部载荷影响下，开孔和接管部位就形成压力容器的薄弱环节。局部应力的增长现象称应力集中，为了减少应力集中，容器开孔、接管处应进行补强，开孔补强后应力集中作用可以得到缓解。（2） 开孔补强的原则目前，各国采用的补强设计方法有所不同，所依据的原则也不同，主要有以下三种： 等面积补强法 以极限分析作为设计基础的补强法 以稳定性要求作为设计准则的补强方法（3）补强结构 补强结构主要有以下者几种： 补强板塔结构 加强元件补强结构 整体补强结构具体图形请参考资料压力容器的安全与强度设计。（4）等面积

39、补强设计方法我国设计规定采用开孔等面积补强的设计计算方法，它适用于钢制容器筒体、封头的开孔及其补强。 元件上开孔及补强圈的结构要求壳体上的开孔为圆形、椭国形或长圆形。所有开孔应宜避开焊缝、开孔边缘与焊缝的距离，应大于三倍筒体和封头的实际壁厚，且不小于100mm补强圈的厚度不得超过0.5S（S为容器壁厚） 补强面积的计算取补强圈设计设计条件：（壳体接管/管箱接管）设计压力：0.5MPa/0.6MPa设计温度：130/75母管：内径：名义厚度接管：内径 名义厚度厚度附加量： 母管C取2mm接管C取2mm材料： 母管Q235-B接管Q235-B补强圈同上相关系数：d开孔直径，；强度消弱系数，当1.0

40、时取=1.0 =113/113=1；焊接接头系数，取：；A开孔削弱所需的补强面积；B补强有效宽度；计算压力；母管开孔处的计算厚度母管开孔处的有效厚度，；接管有效厚度，；接管的计算厚度。 补强时补强方法的判别，且，d=154mm/204mm</2=350mm，所以可以用等面积发补强。 开孔所需的补强面积设计温度下母管的计算厚度（3-29）母管开孔所需补强面积（3-30） 有效补强范围有效宽度，在下式多计算值中取较大的值 （3-31）外侧有效高度，在下式值中取较小的值（3-32）内侧有效高度，在下式值中取较小的值（因为接管实际内伸长度为0） 有效补强面积母管有效厚度减去计算厚度之外的多余面积

41、 (3-33）接管有效厚度减去计算厚度之外的多余面积接管的计算厚度（3-34）（3-35）焊接金属的截面积：补强面积 （3-36）所需另行补强面积 （3-37）补强圈设计因为A4为负值，表示该开孔无须另行补强，不过考虑到开孔直径较大及流体的流速，工程设计中往往也可以考虑设补强圈，在此，考虑筒体流体为气体，在筒体接管上设计补强圈，厚度可取壳体厚度。补强圈外径Bo应该不大于有效宽度B根据JB/T 4736-2002标准，取内径根据公式：厚度取母体厚度8mm3.4 管板目前各国对管板的计算方法有所不同，本设计采用我国设计管板的方法，通过对管板作一定的简化和假设，其理论依据如下：将管板作为承受均布载荷

42、、放置在弹性基础上的当量圆平板，且计入管孔均匀削弱的影响。根据设计要求，有：1 设计条件2 结构尺寸参数换热器公称直径，DN = 700mm；换热管外径d =19mm；管壁厚度t=2mm；换热管根数n=267；换热管采用三角形排布，管间距S = 25mm ；垫片为橡胶垫片；换热管与管板为账焊并用；壳程侧结构槽深；管程侧隔板槽深；连接管板的壳程法兰与管箱法兰采用JB4702-92法兰5700-1.0；换热器材料：Q235-B；查GB150表2-3，设计温度下许用应力；管板材料：不锈钢（1Cr18Ni9Ti）；查GB150表2-3，设计温度下许用应力；许用拉脱力，按GB 151表3-123.4.1

43、 垫片压紧力作用中心圆直径（1）垫片设计根据设计条件，采用石棉橡胶板垫片，厚度，密封面形式采用平面。（2）垫片参数：m=2，y=11MPa（3）垫片尺寸参照JB 4704-92非金属软垫片标准，取垫片内径704mm，外径744mm，垫片宽度N=20mm。（4）垫片有效厚度，（5）垫片压紧力作用中心圆直径=垫片接触面积外径2b=744-2×8=728mm3.4.2 确定管板设计压力不能保证在任何情况下和都同时作用，并两侧均为正压，故取两者中的大者。3.4.3 管板计算厚度和名义厚度 （3-38）根据GB 151第3.7条，管板名义厚度应不小于下列三部分之和，即（3-39）圆整得3.4.

44、4 换热管轴向应力查GB 151-98附录，换热管金属截面积a=176.71mm（3-40）按下列三种工况分别计算：（1）只有壳程设计压力，管程设计压力；（2）只有壳程设计压力，管程设计压力；（3）壳程压力和管程压力同时作用；以上三种工况的计算值的绝对值均远小于换热管的设计温度下的许用应力3.4.5 换热器和管板连接拉脱力 （3-41）式中： 取第四项三种工况计算中的绝对值最大者，；换热管与管板连接的寒风尺寸，；换热管伸出管板长度，根据表3-18，为1.5mm；管板孔倒角深度，为2mm；。由此可得：满足要求3.5 支座3.5.1 计算鞍座反力（1）计算质量 圆筒质量（3-42）式中：圆筒材料密

45、度。 单个封头质量：（查JB 1154-73） 附件质量（包括人孔、接管、液面计、平台等质量）： 充液质量因物料密度不如水的密度，故按充满水考虑，设备充装系数（3-43）式中：（查JB1154-73）。 保温层质量因为设备部保温，故=0。 设备最大质量m （3-44）（2）计算鞍座反力按下式计算：3.5.2 计算圆筒轴向弯矩（1）圆筒中间处截面的弯矩按下式计算： （3-45）（2）鞍座处截面上的弯矩按下式计算： （3-46）3.5.3 计算圆筒轴向应力（1） 由于弯矩引起的轴向应力 在圆筒中间截面上最高点处：（3-47）式中：；。最低点处： 在鞍座出圆筒截面上最高点处： （3-48）式中：，由

46、GB 151-89表（8-3）查得。最低点处： （3-49）式中：，由GB 151-89表（8-3）查得。（2）由于设计压力引起的轴向压力 （3-50）（3）轴向应力组合与校核轴向拉应力最大轴向拉应力轴向压应力最大轴向压应力轴向应力校核：许用轴向拉应力 ；许用轴向压应力 ；许用轴向压应力按GB 151-89第1章和第4章确定。（3-51）根据A值和材料，查第四章图4-4，得B=1083.5.4 计算圆筒、封头切向应力因，故圆筒和封头中切向剪应力分别按下列公式计算。（1）圆筒切向剪应力按下式计算（3-55）式中：，由GB 150-89表8-3查得。（2）封头切向剪应力按下式计算（3-53）式中：；。式中：为封头冲压减薄量，1.0mm。（3）切向剪应力校核式中：为圆筒许用切向剪应力。 （3-54）式中：K=1.0，由GB 151-89查得。3.5.5 计算圆筒周向应力（1）在鞍座处横截面最低点处周向应力，按下式计算（3-55）式中：k=0.1，考虑容器焊在鞍座上； ，有GB 151-89表8-3查得；b=186mm，鞍座宽度。（2） 在鞍座边角的周向应力因，故按下式计算 （2-5