《一种卧式浮头式换热器的结构设计》18000字

目录一种卧式浮头式换热器的结构设计TOC\o"1-2"\h\z\u摘要 摘要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。特别是在石油和化学工业生产中，常常需要把低温流体加热或者把高温流体冷却，把液体汽化成蒸汽或者把蒸汽冷凝成液体。本次的设计是一种卧式浮头式换热器，其适用于管束与程壳之间壁差大或壳程的介质容易结垢的地方，并且在各种工业领域中有着相对宽的应用。浮头式换热器主要由管箱，管板，壳体，折流板，传热管，拉杆，钩圈，定距管，浮头盖等组成。浮头换热器的端部被固定的情况下，另一端是浮管板。这样做的好处是热应力小，容易检查，清洗。为了适应这些新的形势，所以有必要对换热器的设计有一定的了解。文章首先是对换热器的知识进行了概述，对换热器的自身改进进行了讨论；其次主要是对换热器进行总体设计，确定设计类型、结构形式及流程，然后进行换热器的计算，包括初选结构、传热计算和压降计算，工艺计算所得的传热面积是下一步结构设计的前提；再次主要是对换热器进行结构设计与强度计算，结构设计的任务是根据工艺计算所决定的初步结构数据，进一步设计全部结构尺寸，选定材料并进行强度校核，最后绘成图纸。关键词：浮头；换热器；浮动管板；传热计算；强度校核

第一章绪论1.1课题背景管壳式热交换器在国内各个行业里使用的热交换设备中起着主导作用。它适用于液体和气体的冷却，液体和气体的冷凝，气液蒸发和热能的循环利用等。它是迄今为止具有较高理论水平，运用时间最久，比其他设备更标准更规范的换热设备。其过程设计研究通常是指热能传导设计和压降（或流量）设计，其中最复杂的是热传导设计。近年来，随着国民经济的发展，在各行各业都要使用换热器，不管工厂还是学校还是家庭都有可能使用换热器。换热器为国家带来了可观的经济效益，同时对换热器的研究发展也会给行业带来很多机遇。换热器具有方便选材、成本低廉、便于加工等特点。为了提高化工设备的效率，许多科研单位对换热器进行了研究，以使换热器的功能更加完善。主要研究改进的有以下几个方面：1.换热器的结构；2.换热器的设计。由欧洲areares公司开发研制，并由棕色翅片管有限公司改进的一款产品，是一种偏折翼侧管和螺旋扁平管换热器，具有较高的工作效率。壳管式热交换器自1880年代以来一直在工业中使用，具有很多优秀的性能，得到很多厂商的青睐，比如制造成本比同类产品低，比如它的适应性很好，用于制造他的材料也很广泛等优点，当然最重要的它可以在高温、高压环境中使用，可以适用于不同的温差和压差环境。1.2发展现状及趋势随着国家对环保节能要求越来越严格，各行各业对换热器的节约资源和能耗的要求也越高。制造成本更低，加工更方便，工作效率更高，将会成为换热器的研究的一个趋势。而在这方面，换热器的改进空间还很大，有诸多方面可以提升。1.3存在的问题我国虽然改革开放30年经济发展迅猛，国民生产总值不断提高，换热器的发展也是日新月异，但是在某些方面依然存在短板：科研和市场完全脱节，不能将研发的新成果立即投放到市场；基础学科研究投入力量不够，换热器存在管束振动还有连接失效的问题，除此之外还有换热器的腐蚀问题等，在经营管理方面我们与国外公司也有相当大的差距。1.4课题的研究目的和意义近年传热效率的研究不断发展，为了提高节能，提高化工生产效益，对换热器的性能提出了更高的要求，要求换热器设备具有更高的换热效率。究其原因是能源的减少，资源不断枯竭，换热的温差也不断降低，所以必须对换热器的传热效率进行改进和提升。对换热器的研究正成为关系到国家发展的重要研究课题。针对换热器存在的腐蚀问题以及传热效率问题，国际上很多公司展开了各种研究，推出了多种类型的换热器，越来越多的国家和公司投入到换热器的研发之中。

第二章换热器设备分类2.1换热器设备按作用原理分类(1).直接接触式换热器直接接触式热交换器，它使用冷流体和热流体直接接触并相互混合以进行热交换。为了增加两种流体之间的接触面积，提高热交换效率，并实现充分的热交换，经常在设备中加入一些特殊结构如放置填料和格栅板，并且通常采用塔式结构。(2).蓄热式换热器蓄热式换热器，是一种通过固体蓄热器与热流体和冷流体之间的位移接触将热量从热流体传递到冷流体的热交换器。在热交换器中，热量首先通过热流体传递，以将热量存储在蓄热器中，然后通过流体传递，蓄热器将热量传递到冷流体。由于两种流体与再生器交替接触，因此不可避免地要少量混合两种流体。如果不允许两种流体混合，则不使用回热式热交换器。(3).间壁式换热器它使用间壁将热流体和冷流体分开以进行热交换，并且彼此不直接接触。热量通过间壁从热流体传递到冷流体进行换热。间壁式热交换器是化工生产中使用最多的热交换器。它具有多种形式，例如管壳式热交换器和板式热交换器。(4).中间载流体式换热器它是一种热交换器，其中两个分隔壁热交换器通过在其中循环的载液连接。在高温流体热交换器和低温流体热交换器之间循环着载流体，载流体从高温处吸收相应的热量，并且在低温流体热交换器中将热量传递给低温流体，如热管热交换器等。2.2按作用方式分类(1).管式换热器管式换热器，按照其结构来进行分类，可以分为套管式、缠绕管式、管壳式、蛇管式。套管式热交换器是由两个直径不同的管组装而成的同心管。两端通过U形弯管成排连接。根据实际需要，将管道布置上组合成一个传热单元。在热交换过程中，一种流体流经内管，另一种流体流经内管和外管之间的环形间隙。内管的壁表面是传热表面，并且传热通常以逆流模式进行。在较高的温度，压力和流速下，两种流体可以充分的进行热交换。该套管式换热器具有结构简单，可以适应大多数工作环境的特点，同时具有换热面积增加和减少方便，两侧流体流量增加，传热面两侧热交换系数高等优点。该换热器也有相应的缺点，比如单位传热表面的金属损耗量大，对设备的维护，清洁和拆卸也非常麻烦，并且在经常拆卸的连接处有泄露的风险。缠绕管式换热器是一种根据螺旋自由形状交替地缠绕在芯管和外管之间的空间中的传热管。在组装和焊接之后，相邻的两个螺旋形传热管可以单片或两片或更多片缠绕在一起。该管可以通过一种介质，称为通道缠绕管热交换器；它也可以分别通过几种不同的介质，在它们各自的官方板上聚集了多种介质，形成一个多通道绕管式热交换器。同时处理多种介质时，该换热器体现出很强的适应能力。管壳式热交换器是目前各行各业使用最普遍的热交换器。它是由许多管组成的管束放置在圆柱形外壳中，管的两端被链接在管板上，管的安装轴线是平行于壳体的安装轴线的。为了加快流体在管与外壳之间的流动速度，同时对管有一定的支撑作用，也为了极大的改善传热效率，在管与壳之间的内部空间中安装了多个挡板，这些挡板通过拉杆和定距管与管一起组装在一起。热交换器的外壳配有流体入口和出口，位于换热器两端的端盖上也配有入口和出口，有时还会在其上安装检查孔，以便放置测试仪器的喷嘴、排放孔和通风孔。蛇管式换热器通常由金属材料或非金属材料管制成的，根据设计要求它们弯曲成所需的工艺形状，例如圆盘形，螺旋形和长蛇形等。作为换热设备，它的使用时间是最早的，不仅构造简单而且易于操作。根据使用条件的不同，蛇管式换热器可分为两类：浸入式蛇管和喷淋式蛇管。(2).板面式换热器板式热交换器是一种通过板表面进行热传递的热交换器。根据传热板的结构，板式换热器可分为以下五种类型：螺旋板式换热器，板式换热器，板式翅片换热器，板壳式换热器和伞式换热器。板式换热器的传热效率优于管式换热器，在传热方面具有很大的优势。由于结构特性，流体可以处于较低的速度达到湍流状态，而这个其他换热器是做不到的，从而增强了热传递。板表面用混合材料制成的热交换器，可以减少大规模生产中设备运营和材料的成本，但其耐压性能不足，与管式换热器比要差一些。

第三章认识浮头式换热器3.1浮头式换热器简介浮头式换热器的典型结构如下图所示。两端管板中只有一端与壳体固定，另一端可相对壳体自由移动，称浮头。浮头由浮头管板、钩圈和浮头端盖组成，是可拆连接，管束可从壳体内抽出。管束与壳体的热变形互不约束，因而不会产生热应力。浮头换热器的特点是管间与管内清洗方便，不会产生热应力；但其结构复杂，造价比固定管板式换热器高，设备笨重，材料消耗大，且浮头端小盖在操作中无法检验，制造时对密封要求较高。适用于壳体与管束之间壁温差较大或壳程介质易结垢的场合。图3-1浮头式换热器3.2浮头式换热器结构该类型换热器主要部件包括换热器的外壳，连接管，两侧的封头，内部的管板，壳体内的换热管，挡板元件等。适用于温差较大的环境的换热器，一般包括抵抗温差变化热胀冷缩的膨胀节。根据换热器的设计原理，冷流体和热流体是不能走一个通道的，一般冷流体走管程，热流体走壳程，由于温差过大，两种流体的压力也是不同的，所以需要设备可以承受一定的温差和压力。(1)管板：在换热器里管板是重要的一个部件，在壳体内部进行连接，用于分隔冷流体和热流体，避免2种流体进行混合。建造材料一般是碳素钢、低合金钢，不过这是在没有腐蚀的情况下。(2) 管子与管板的连接：换热器管壳内，管子与管板的连接关系到是否会泄露的问题，所以必须要牢固。除了需要满足伸缩弹性外，更要保证密封性。连接形式一般分为三种：胀焊结合、强度焊接、强度胀接。(3) 管箱：为了将换热器内的流体最后合成一处，需要在换热器中安装管箱。(4) 折流板和支承板：为了使壳间流速均匀，提高换热效率，因此壳程内侧需要增加折流板。折流板分为弓形、圆环形。(5) 拉杆和定距管：挡板的安装一般与拉杆和定距管结合，并用管板固定。拉杆和管板的连接既可以通过焊接连接，也可以通过螺纹连接。通常，拉杆的直径应该大于等于10毫米，数量应该至少大于等于4。(6) 管板与壳体的连接：根据连接的种类可以划分为2大类：一类是不可拆式、一类是可拆式

第四章设计参数热流体选用丁烷；冷流体选用冷却水；热流体工作表压P1=0.1MPa；冷流体工作表压P2=0.1MPa；热流体进口温度T1=62℃；热流体出口温度T2=40℃；冷流体出口温度t2=40℃；换热面积68㎡；列管式换热器的设计计算步骤如下：①根据流体物性及工艺要求，确定流体流通路径和材质；②确定流体的进出口温度，选择列管换热器的型式；③计算流体的定性温度，以确定流体的物性数据；④根据传热任务计算热负荷；⑤按逆流计算平均温度差，决定壳程数；⑥根据经验初选总传热系数K选值；⑦根据传热量Q、平均温差、擦混选传热系数，初算传热面积F；⑧由F初算设备结构尺寸:确定换热管的规格、管长、根数、管程;⑨确定管子的排列方式、管间距、壳体内径、接管直径、折流板基础参数、拉杆参数；⑩计算管程传热系数、壳程传热系数、总传热系数；⑪计算所需换热面积和实际换热面积，看是否满足面积裕度要求，若不满足另选K选，重复以上计算；⑫核算管程壳程压力降,若不满足，重复以上计算。

第五章传热量和流程确定5.1定性温度的确定可取流体进出口温度的平均值。热流体定性温度为：t冷流体定性温度为：t5.2流体的物性参数(1)热流体物性参数表5-1热流体物性参数热流体温度（℃）密度（kg/m³）比热容（kJ/(kg•℃)）黏度（kg/(m•s)）热导率(W/(m•℃))丁烷5112.54251.99988.07157E-060.0195(2)冷流体物性参数表5-2冷流体物性参数冷流体温度（℃）密度（kg/m³）比热容（kJ/(kg•℃)）黏度（kg/(m•s)）热导率(W/(m•℃))冷却水36.5993.34.170.0006980.635.3平均传热温差流体间温差：∆t∆t平均温差：因为流体的温度沿传热面变化较大，所以平均温差计算公式为：△t5.4流体流量的确定传热面积：68㎡结合《化工单元过程及设备课程设计（第三版）》[1]，估选传热系数K=200W╱(m^2•℃)Q=(1)热流体用量热损失系数：ηL=0.98热流体流量：M(2)冷流体用量：M5.5流程安排管壳式换热器流体流动空间的选择原则：一、温度——高温物流，一般走管程；除此有时为了节省保温层和减少壳体厚度，也可使高温物流走壳程。二、压力——较高压的物流应走管程，壳程可以不承受高压。三、黏度——较粘的物流应走管壳式换热器壳程，在挡板的作用下，流道截面和流向都在不断地改变，在低雷诺数Re下即可实现湍流，可以得到较高的传热系数。四、腐蚀——腐蚀性较强的物流应走管程,这样可以用普通材料制造壳体，仅仅管子、管板、和封头采用耐蚀材料。五、压力降——对压力降有特定要求的工艺物流，应位于管程，因管程的传热系数和压降计算误差小。六、结垢——较脏和易结垢的物流应走管程，以便清洗和控制结垢。若必须走壳程，则应采用正方形管子排列，并采用可拆式（浮头式、填料函、U形管式）换热器。七、流速——流量较小的物流应走壳程，因为在壳程易使物流成为湍流状态，从而增加传热系数。需要提高流速以增大对流传热系数的流体应走管程，因为管内截面积比壳程的小，且易于采取多程以增大流速。八、给热系数——给热系数较小的物流，像气体，应走壳程，易于提高给热系数。九、物质——为了排出蒸汽凝液，且因其比较清洁，对流传热系数与流速的关系较小，故蒸汽一般走壳程。综合考虑流体的易结垢程度、流速问题、腐蚀性、表压、黏度大小，应使冷流体走管程(内)，热流体走壳程(外)

第六章估算传热面积6.1初选K值，估算换热面积查《化工单元过程及设备课程设计》，初选传热系数K=200W╱(m^2•℃)估算传热面积为：F'=

第七章主体构件的工艺设计7.1换热管尺寸换热管的材料选用10号钢,换热管常用规格有φ25×2.5和φ19×2的，此设计规格选用φ25×2.5mm。查GB151-2014[2]换热管长度有1.0m，1.5m，2.0m，2.5m，3.0m，4.5m，6.0m，7.5m，9.0m，12.0m，考虑换热面积和长径比等因素选择换热管长度为L=4.5m因为F式中：F——为换热面积，㎡；L——为换热管长度，m；dm——为换热管平均直径，m；d所以：n因考虑拉杆的布置，拉杆数量为4,所以换热管数目为210根。7.2平均传热温差校正及壳程数无量纲参数P、RP=R=按单壳程、2管程取无量纲数R、P查图得：温差校正系数φ：0.89，因φ>0.8，故可行。两流体的实际平均温差为：△t7.3管束相关参数管子的排列方式常用的有等边三角形（正六边形排列）、同心圆排列、正方形排列，这里管子排列方式选用：等边三角形排列，因为此排列方法在相同的管板面积上排列较多的传热管，且管外表面的表面传热系数较大。查GB151-2014[2]表6-2《换热管中心距》，查得标准管中心距S=32mm，分程隔板槽两侧相邻管中心距Sn=44mm表7-1换热管中心距do10121416192022253032353845505557S13～14161922252628323840444857647072Sn28303235384042445052566068767880(注：do为换热管外径；S为换热管中心距；Sn为分程隔板槽两侧相邻管心距；)横过管束中心线的管数为：b´=1.17.4壳体内径的确定因为我们采用的是等边三角形排列,管程数为2,管板利用率的范围为：（0.7～0.85），因此取管板利用率为:η=0.75壳体内径的计算值为：D取壳体内径标准值：Ds=0.6m长径比为:l设计合理7.5折流板设计折流板的目的是为了提高壳程流速，增加湍动程度，并使管程流体垂直冲刷管束，已改善传热，增大壳程流体的传热系数，同时减少结构，在卧式换热器中还起到支撑管束作用。折流板常用形式有弓形和盘环形两种，此设计中选用使用较广泛的单弓形折流板，因为流体流动死角较小，结构简单。弓形折流板在卧式换热器中的排列分为上下缺口和左右缺口排列，此处选用上下缺口排列，材料选用Q235R图7-1折流板开口方式(1)折流板选型折流板形式选择，本换热器选用弓形,流体流动的死角较小，结构也简单，便于清洗。折流板缺口高度为：ℎ=折流板的圆心角：θ=(2)折流板厚度折流板厚度，查GB151-2014[2]表6-21，t=12mm；(3)折流板间距为保证设计的合理性，弓形折流板的间距一般不应小于壳体内径的1/5，且不小于50，最大则不能超过壳体内径；算得折流板间距范围为(0.12～0.6)m暂取折流板间距为0.6m。(4)折流板数目N但是考虑需为壳程进出口提供额外空间，两端折流板管板距离通常大于中间一些折流板间距，但差值不宜过大，综上考虑折流板个数取为：5块折流板上管孔直径，由GB151-2014[2]，查得φ25.5mm；折流板直径，Db由GB151-2014[2]规定，得Db=595.5mm,直径允许偏差（0--0.8）mm；表7-2折流板外径及允许偏差DN<400400～<500500～<900900～<13001300～<17001700～<21002100～<23002300～<26002600～3200>3200～4000名义外径DN-2.5DN-3.5DN-4.5DN-6DN-7DN-8.5DN-12DN-14DN-16DN-18允许偏差0-0.50-0.50-0.80-0.80-1.00-1.00-1.40-1.60-1.80-2.07.6接管管程流体进出口接管：取接管内流体流速为u2=2m/s,则接管内径计算值为：D可取管程接管直径标准值DN=65mm，则管程接管尺寸为φ76×5.5mm壳程流体进口接管：取接管内流体流速为u1=30m/s,则接管内径计算值为：D可取壳程接管直径标准值为DN=：300mm，则壳程接管尺寸为φ325×12.5mm壳程接管进出口为同种物质，固壳程出口与进口尺寸相同

第八章热量核算8.1壳程表面传热系数传热管按等边三角形排列,则其当量直径得：d壳程流通截面积：A壳程流体最小流速：u雷诺数：R普朗特数为:P黏度校正项：(μ/μw)^0.14≈1壳侧换热系数为：α8.2管程表面传热系数管程流通截面积：A管程流体最小流速：u雷诺数：Re普朗特数为:P黏度校正项：(μ/μw)^0.14≈1.05管侧表面换热系数：α8.3传热系数污垢热阻查相关资料冷流体冷却水的污垢热阻：rs2=0.000528(㎡·℃)╱W；热流体丁烷的污垢热阻：rs1=0.000528(㎡·℃)╱W；管壁热阻10号钢在该条件下的热导率为52.34。管壁热阻为：R式中：b--传热管的壁厚，mmλw--热导率，W╱(㎡·℃)；管子的平均直径为：d总传热系数为：K=8.4传热面积裕度（换热面积之比）实际传热面积：A传热面积为：F=该换热器的面积裕度（换热面积之比）为：H=该换热器的面积裕度（换热面积之比）合适，该换热器能够完成生产任务8.5壁温核算由于工作条件是高温高压，与四季气温相差大。因此进出口温度可以取原操作的温度。另外由于传热管内侧污垢热阻较大会使传热管壁温降低，降低的了传热管与壳体之间的温差。但操作初期时，污垢热阻较小，壳体与传热管间壁壁温差可能很大。计算中因按最不利的因素考虑，因此，取两侧污垢热阻为零计算传热管壁温。则传热管的平均壁温为：t式中冷流体的平均温度和热流体的平均温度计算为：tT壳体壁温，可近似取壳程流体的平均温度，即：To=51℃壳体壁温与传热管壁温之差：∆t=温度较合适。

第九章换热器内流体阻力（压强降）核算9.1管程流体阻力管内摩擦系数查《热交换器原理与设计（第五版）》[4]（图2.36）为fi=0.02管程总阻力公式为：△P式中：∆Pt——管程总阻力；∆Pi——单程直管阻力；∆Pr——单程回弯阻力；∆PN——进出口连接管阻力；Ns——壳程数，Ns=1Pa；Np——管程数Np=2；Ft——管程结构校正系数,与管子直径有关，近似取:1.4；直管阻力为：△P回弯阻力为：△P式中：ξ——局部阻力系数，一般取3；进出口连接管阻力为：△P管程总阻力为：△P管程流体阻力在允许范围之内。9.2壳程流体阻力△P式中：∆P´s——壳程总阻力；∆Pbk——流体流过管束的阻力；∆Pwk——流体流过折流板缺口的阻力；Ns——壳程数；Fs——壳程结构校正系数,与流体状态有关，Fs=1流体流过管束的阻力为：△P式中：f——管子排列形式对阻力的影响,f=0.5fk——壳程流体摩擦因子；fnt流体流过折流板缺口的阻力△P壳程总阻力：△P壳程流体阻力在允许范围之内。

第十章换热器结构设计与强度计算换热器主体结构以及零部件的设计和强度计算，主要包括壳体和封头的厚度计算、材料的选择、管板厚度的计算、浮头盖和浮头法兰厚度的计算、开孔补强计算，还有主要构件的设计（管箱、壳体、折流板、拉杆等）和主要连接（包括管板与管箱的连接、管子与管板的链接、壳体与管板的连接），具体计算如下。10.1壳体厚度的确定在工艺设计时，壳体公称直径Ds为600mm,取标准值0.6m。根据流体进出口温度，选择设计温度为Ts=72℃,设计压力为Pc=0.125MPa10.2壳体与管箱材料的确定介质为丁烷和冷却水，壳体与管箱材料选用Q345R,查GB150-2011[5]设计温度下的许用应力为189MPa10.1筒体厚度的计算(2)筒体厚度的确定焊接方式：选为双面焊对接接头，100%无损伤，故焊接系数为φ=1筒体厚度计算为：δ=式中：Pc——设计压力，MPaDi——壳体内径，mmδ——计算厚度，mmφ——焊接接头系数壳体厚度的负差值C1=1,在无特殊腐蚀条件下，腐蚀裕量C2≥1mm,取腐蚀裕量2.设计厚度：δ名义厚度：δ考虑开孔补强及结构需要，名义厚度向上取整为4mm有效厚度：δ壳体内径取值为600mm壳体外径取值为608mm(1)筒体的强度校验设计温度下圆筒的最大允许工作压力按GB150-2011[5]式（3-4）得：P设计温度下圆筒的计算应力由GB150-2011[5]式（3-2）得：σσ根据上列所算得出：σ所以筒体的强度校验合格(2)筒体水压试验水压试验压力：P式中：[σ]——筒体材料试验温度下的许用压力，MPa；[σ]^t——筒体材料设计温度下的许用压力，MPa；水压试验压力校核：σP88.31≤故满足水压试验压力要求10.2管箱垫片(1)左侧管板处垫片查NB/T47026-2012[11]，根据设计温度、压力、法兰压力容器类型，选择垫片形式为金属包垫片,其尺寸如下：图10-1金属包垫片表10-1垫片参数公称直径DN,mm垫片D,mm垫片d,mm600654610(2)浮头盖垫片查GB/T29463.1-2012[10]选外头盖垫片的形式为金属包垫片，其外径D为855mm,内径为696mm,垫片厚度为：4mm；10.3管箱法兰(1)固定管板端管箱法兰、管箱侧法兰根据NB/T47027-2012[8]标准，选用长颈对焊法兰，材料为16Mn，示意图如下图10-2长颈对焊法兰（凹凸密封面）表10-2长颈对焊法兰参数DNDD1D2D3D4δdHhδ1δ2R螺栓规格螺栓数量600740700665655652442310525122212M2028(2)外头盖法兰、外头盖侧壳体法兰1)外头盖法兰表10-3外头盖法兰参数DNDD1D2D3D4δdHhδ1δ2R螺栓规格螺栓数量700940900865855852522311042122612M20322)外头盖侧法兰依据GB/T29465-2012[12]标准，查的外头盖侧法兰尺寸如下表：表10-4外头盖侧法兰参数DNDD1D2D3D4δdHhδ1δ2R螺栓规格螺栓数量600940900865855852522311042122612M203210.4管板设计管板材料和直径尺寸的确定管板材料选用Q345R,依据管箱法兰、管箱侧壳体法兰的结构尺寸，确定固定端管板的最大外径为655mm,管板密封面内径598mm。管板材料的许用应力为[σ]pt=189MPa,弹性模量为Ep=201000MPa(1)管板厚度计算及相关校核换热管材料的选用在工艺设计有说明为10号钢，设计温度下的许用应力为[σ]tt121MPa，弹性模数Et=210000MPa。未被换热管支撑的面积：A式中：N1——中间层排管数；管板布管面积A管板布管区内开孔后的面积：A一根换热管的横截面积：a=系数：β=筒体法兰垫片外径：D筒体法兰垫片内径：D垫片接触宽度：N=垫片密封基本宽度：b垫片有效密封宽度：b=2.53固定端管板垫片压紧力作用中心圆直径：D管板布管区当量直径：D系数：ρ管板假设厚度：δ=60mm换热管有效长度（两管板内侧距离）：L=4500−2δ=4500−2管束模数：KK管板刚度削弱系数：η=0.4管束无纲量刚度：K换热管厚度：δ换热管的回转半径：i=0.25查GB151-2014[2],换热管受压失稳当量长度lcr=1308.15mm系数：C因：1308.15/8>109.56故：[σ]由于此时不能保证Ps和Pt在任何时候都能同时作用，则取0.125；故：PPS=根据：S=460.66MPa和1/ρt=1.28mm查GBGB151-2014[2]图，得C=0.66,Gwe=1.05，则管板计算厚度为：δ=C官办名义厚度不应小于下列三者之和：(A).管板的计算厚度或管板做最小厚度，取大者。(B).壳程腐蚀裕量或结构开槽深度，取大者。(C).管程腐蚀裕量或分程隔板槽深度，取大者。官办最小厚度取值：(1).d≤25时，δmin≥0.75d(2).25<d<50时，δmin≥0.7d(3).d>50时，δmin≥0.65d管板最小厚度为：δ=0.75壳程开槽深度为：k=0.5mm分程隔板槽深度：l1=6mm管板名义厚度为(圆整)：b=(2)换热管的轴向应力换热管的轴向应力在一般情况下，应按下列三种工况分别计算：(1).壳程设计压力ps=0.125MPa，管程设计压力为0MPaPσ明显的|σ_t|<[σ]_cr=38.72MPa(2).壳程设计压力为0MPa，管程设计压力为pt=0.125MPaPσ明显的σt<[σ]189MPa(3).壳程设计压力与管程设计压力同时作用时Pσ明显的|σ_t|<[σ]_cr=38.72MPa(3)换热管与管板的拉脱力q=式中：lt——换热管最小伸出长度，查GB151-2014[2]，l1=3mm；l3——最小坡口深度，l3=2mm);l许用拉脱力：q明显地：q<[q]。(4)管板上换热管的管孔设计采用Ⅱ级管束，板管孔直径查GB151-2014[2]标准取25.3mm,允许偏差（+0.10，-0.10）mm。(5)管孔表面粗糙度换热管与管板焊接粗糙度Ra不大于35μm。(6)换热管与管板的连接采用常用的强度焊的方式，焊接结构强度高，抗拉脱离强，且当焊接接头有泄露、换热管有裂纹或者堵塞时，其修补或者更换换热管都比较容易。(7)管板与壳程圆筒、管箱圆筒连接方式（a型）管板与法兰连接的结构尺寸按NB/T47015-2011[9]的规定。采用a型（管板通过螺栓、垫片与壳体法兰和管箱法兰连接）方法（GB151-2014[2]标准P18页有规定）。如图2所示图10-3管板与壳程圆筒、管箱圆筒连接方式（a型）10.5接管尺寸(1)壳程接管尺寸表10-5壳程接管及法兰尺寸参数名称公称直径DN管子外径A法兰外径D螺栓孔中心圆直径K螺栓孔直径L螺栓孔数量n（个）螺栓Th法兰厚度C法兰内径B壳程接管及法兰30032544039522122024328②壳程接管外伸高度查钱颂文《换热器设计手册》[3]表1.66壳程接管外伸高度，当DN=300，δ=0～50，l3=250mm(2)壳程接管位置如下图为壳程接管的位置图。壳程接管位置的最小尺寸由下列公式计算得：L式中C——C≥4S(S为壳体厚度)，且≥30；图10-4壳程接管位置(3)壳程接管补强①壳程接管开孔补强校核壳程接管的选用325×12.5mm的20号钢,材料的许用应力147MPa，取C2=2,C=1。采用等面积补偿法校核。C接管计算壁厚：δ接管有效壁厚：δ开孔直径：d=D接管有效补强高度：B=2d=2接管外侧有效补强高度：ℎ1=需要补强面积：A=dδ=327强度削弱系数：fr=1可以作为补强的面积：A1=(B-d)×(δe-δ)=(654-327)×(1-0.2)=261.6m㎡AA=A≥65.4m㎡接管补强的强度足够，不需另设补强结构。(4)管程接管尺寸表10-6管程接管及法兰尺寸参数名称公称直径DN管子外径A法兰外径D螺栓孔中心圆直径K螺栓孔直径L螺栓孔数量n（个）螺栓Th法兰厚度C法兰内径B管程接管及法兰6576160130144121678管程接管外伸高度查钱颂文《换热器设计手册》[3]表1.66管程接管外伸高度，当DN=65，δ=0～50，l4=150mm(5)管程接管位置如下图为管程接管的位置图。管程接管位置的最小尺寸可由下列公式计算：L式中C——C≥4S(S为壳体厚度)，且≥30；图10-5管程接管位置(6)管程接管补强②管箱接管开孔补强校核管箱接管的选用76×5.5mm的20号钢,材料的许用应力147MPa，取C2=2,C=1。采用等面积补偿法校核。C接管计算壁厚：δ接管有效壁厚：δ开孔直径：d=D接管有效补强高度：B=2d=2接管外侧有效补强高度：ℎ1=需要补强面积：A=d强度削弱系数：fr=0.778可以作为补强的面积：A1=(B-d)×(δe-δ)=(156-78)×(1-0.21)=61.62m㎡AA=A≥16.38m㎡接管补强的强度足够，不需另设补强结构。10.6管箱的设计(1)管箱材料管箱钢制压力容器封头.GB/T25198-2010[6]:换热器的两端管箱可由封头和管箱圆筒（短节）构成。封头的结构尺寸根据钢制压力容器封头.GB/T25198-2010[6]和GB150-2011[5](《压力容器》)的相关规定设计。管箱选用材料为Q345R，材料的许用应力为189MPa(2)管箱尺寸选择设计温度为50℃,设计压力为Pc=0.13MPa，焊缝系数φ=1，腐蚀裕度C2=2，负差值C1=1计算厚度：δ=设计厚度：δ名义厚度：δ考虑壳体厚度，圆整后名义厚度为4mm有效厚度：δ(3)封头尺寸封头的结构尺寸根据钢制压力容器封头.GB/T25198-2010[6]和GB150-2011[5](《压力容器》)的相关规定设计。选取选用材料为Q345R的EHA_以内径为基准椭圆形封头。设计温度为50℃,设计压力为Pc=0.13MPa，焊缝系数φ=1，腐蚀裕度C2=2，负差值C1=1计算厚度：δ设计厚度：δ名义厚度：δ考虑壳体厚度，圆整后名义厚度为4mm有效厚度：δ图10-6椭圆形封头EHA表10-7封头参数公称直径为(mm)H(mm)h(mm)δn(mm)600175254(4)分程隔板分程隔板材料为Q235，厚度为10mm，宽度为590mm，长为548mm,一端为和封头相同的椭圆，一端为平面，隔板槽深为6mm，宽为12mm,拐角处倒角为45°(5)前端管箱短节长度管箱短节长度既要保证换热器组装尺寸的要求，又要免除使开孔不受影响，根据组装尺寸和接管法兰厚度，管箱短节长度为：封头焊缝到接管距离：L封头高度：LL(6)封头的强度校验设计温度下封头的最大允许工作压力按GB150-2011[5]式（3-4）得：P设计温度下封头的计算应力由GB150-2011[5]式（3-2）得：σσ根据上列所算得出：σ所以封头的强度校验合格(7)封头水压试验设计温度下材料的许用应力为[σ]t189MPa，实验温度的许用应力为[σ]=194MPa，试验温度下的屈服点为Rel=315MPa。椭圆形封头计算厚度为：δ=形状系数为：K=水压试验压力：P最大工作压力为：P压力试验：σ51.09<0.9×φ×Rel,故水压试验满足要求10.7拉杆及定距管(1)拉杆尺寸和数量当10≤d≤14时，拉杆直径为10；当14＜d＜25时，拉杆直径为12；当25≤d≤57时，拉杆直径为16；因，换热管直径为：do=25mm，所以拉杆直径dn为16mm一台拉杆数为：4根(2)拉杆的结构形式常用拉杆形式有两种：（1）.螺纹连接结构（拉杆定距管结构）：此型式适用于换热管外径大于或等于19的管束（2）.焊接连接结构：此型式适用于换热管外径小于或等于14的管束，焊接连接的拉杆直径可直径取换热管的直径，也可取拉杆标准值。此设计选用螺纹连接，示意图如下：图10-7拉杆定距管结构(3)拉杆布置材料采用Q235R，选用Φ16的拉杆，数量为4根，具体位置及装配方式见装配图，一端与管板用螺纹连接，另一端用螺母固定在折流板上。图10-8拉杆的连接尺寸表10-8拉杆参数拉杆直径拉杆螺纹公称直径LaLhb161622602(4)定距管材料采用Q235R，定距管直径尺寸与换热管一致，Φ25mm，两端折流板管板之间的定距管的长度为706mm，个数为4;折流板间的定距管长度为588mm,个数为16个。10.8旁路挡板旁路挡板可减小管束外环间隙的短路，用它增加阻力，迫使大部分流体通过管束进行传热交换，电焊在折流板上。旁路挡板：材料为Q245R,厚度一般取折流板厚度为12mm，宽度为22.25mm，长12.4mm,与折流板焊接牢固10.9保温层根据设计温度选保温材料为脲甲醛泡沫塑料，其物性参数如下：表10-9保温层参数密度（kg/m³）导热系数（kcal/㎡·h·℃）吸水率（%）抗压强度（kg/m³）试用温度（℃）13～200.0119～0.026120.25～0.5-190～+500按照GB8175-87设备及管道保温设计导则，外表面温度大于323K即50℃时设备和管道需要设置保温层。管道和圆筒设备外径小于1020mm者，按照圆筒面计算保温层厚度。Dδ=式中：δ——保温层厚度；A2——常数，A2=0.002；fn——热价，元/10^6kj；λ——保温材料的导热系数，（kcal/㎡·h·℃）；t——年运行时间，h；T——设备和管道的外表面温度，℃Ta——环境温度，℃Pi——保温结构单位造价，元/m³；S——保温工程投资贷款年分摊率；i——年利率，%；n——计息年数，年；α——保温层外表面向大气热的放热系数，kcal/㎡·h·℃；Do——保温层外径，mm；Ds——保温层内径，mm；分摊率:S=D保温层外径Do=660mmδ=10.10后端结构本设计选用吊钩式浮头，由浮动管板、浮头法兰、B型钩圈、垫片等组成，各零件尺寸如下：图10-9钩圈式浮头10.11钩圈式浮头根据GB151规范要求及本章第一节相关内容，确定的结构尺寸如下：浮头管板外径为：D查GB151-2014[2],浮头管板外径及壳体内径间隙取：b查GB151-2014[2],垫片宽度取b浮头管板密封面宽度为：b浮头法兰和勾圈的内直径D浮头法兰和勾圈的外直径D外头盖公称直径D螺栓中心圆直径D浮动管板厚度：δ查GB151-2014[2],球冠型封头内半径为：Ri=500mm图中b=3mm(当DN≤1000，b≥3;当DN=（1000～2600)，b≥4)图中C为安装及拧紧斧头螺母所需空间尺寸，考虑在各种情况下热膨胀量，宜不小于60mm，取C=107mm。10.12浮头垫片查NB/T47026-2012[11]选浮头垫片的形式为金属包垫片，材料为金属包覆垫不锈钢，其外径D为594mm,内径为570mm，查GB150-2011[5],垫片系数m=4.25,比压力y=62MPa垫片有效密封宽度：b=2.53垫片压紧力作用中心圆直径：D垫片压紧力(a).预紧状态下需要的垫片压紧力：F(b).操作状态下需要的垫片压紧力：F10.13螺栓计算螺栓选用等长双头螺栓，材料选用40Cr。假设螺栓直径为20mm,螺栓的数量为n=28。<1>.螺栓载荷(a).预紧状态下需要的最小螺栓载荷：W(b).操作状态下需要的最小螺栓载荷：W其中：F=0.785F<2>.螺栓面积对于螺栓材料为40Cr,其常温下的螺栓材料的许用应力为[σ]b=196MPa,设计温度下螺栓材料的许用应力为196MPa。(a).预紧状态下需要的最小螺栓面积：A(b).操作状态下需要的最小螺栓面积：A(c).需要的螺栓面积：A(d).实际的螺栓面积：AAb>Am,满足设计要求。<1>.螺栓设计载荷(a).预紧状态下的螺栓设计载荷：W=0.5(b).操作状态下的螺栓设计载荷：W=10.14浮头盖设计(1)管程压力Pt作用下（内压）浮头盖的设计1)球冠形封头计算厚度设计压力为0.125MPa（1）浮头盖的材料选择为10号钢,故许用应力为[δ]^t=189MPa,选择为双面焊对接接头，100%无损伤，故φ=1mm腐蚀裕量C2为2mm,钢板厚度负偏差C1=1mm。C=球冠形封头在内压计算厚度为：δ设计厚度：δ名义厚度圆整后可取：δn2=10mm有效厚度：δ2)受内压浮头法兰厚度计算图10-10浮头法兰(1).法兰力矩预紧状态下的法兰力矩：力臂：L则：M操作状态下的法兰力矩MpLL查NB/T47026-2012[11]浮头法兰的厚度为50mm，因浮头法兰的计算厚度尚未计算出，先取δ´f=50mm,计算出后进行校核。取焊角低高l=10mm。βL那么作用于法兰内径截面的流体压力引起的轴向力：F流体压力引起的总轴向力与作用法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力之差FFF操作状态下的法兰力矩:MMMMM(2).法兰厚度计算L=预紧状态：J操作状态：J预紧状态下法兰厚度：δ操作状态下法兰厚度：δ法兰厚度取δfa和δfp中较大的，且不低于球冠心封头名义厚度的两倍，则法兰厚度为：δ(2)壳程压力Ps作用下（外压）浮头盖的设计参看GB151-2014[2]4查JB/T4755钢制压力容器用封头P33，取φ=11)球冠形封头计算厚度设计压力0.125MPa球冠形封头在外压计算厚度为：ε=R查GB150-2011[5],得Q=2.5mmδ=有效厚度：腐蚀裕量C2为2mm,钢板厚度负偏差C1=1mm。C=假设δn2=9mmδ而R那么系数A=查GB150-2011[5],的B=126MPa许用外压力：P许用外压力接近于Pc=0.125MPa,上述名义厚度假设成立。2)受外压浮头法兰厚度计算因部分参数与受内压的参数相同，这里就对不同的参数进行计算说明：βF查JB/T4721-92浮头法兰的厚度为50mm，因浮头法兰的计算厚度尚未计算出，先取δ´f=50mm,计算出后进行校核。取焊角低高l=10mm。L操作状态下的法兰力矩:M(2).法兰厚度计算L=预紧状态：J操作状态：J预紧状态下法兰厚度：δ操作状态下法兰厚度：δ法兰厚度取δfa和δfp中较大的，且不低于球冠心封头名义厚度的两倍，则法兰厚度为：δ球冠型封头设计厚度δ名义厚度圆整后可取：δn2=10mm有效厚度：δ表10-10球冠型封头参数公称直径DN(mm)总深度H封头内曲率半径5747850010.15钩圈本设计选用比较常用的B型钩圈，示意图如下：图10-11B型钩圈查GB151-2014[2],钩圈厚度按下式计算：δ式中：δ1——为管板厚度；10.16分程隔板查GB151-2014[2],分程隔板槽槽深≥4，此处取6；分程隔板槽宽应在8mm～12mm,本设计取12mm；分程隔板的厚度为10mm10.17支座的选择与布置NB/T47065-2018[7](1)支座支反力计算前面计算得出圆筒长度为：L´=L①管板质量：左管板质量为：m右管板质量为：m管板质量为：m②管箱法兰质量左管箱法兰质量为：m管箱法兰质量为：m管箱法兰质量为：m③圆筒质量：m④封头质量：mmm⑥换热管质量：m⑦其他附件（如保温层、支座、法兰、接管、浮头盖等其他附件）保温层质量：m（如法兰、接管、浮头盖等）质量取为全部质量的20%：m圆筒体积：V封头体积：VVV总体积为：V丁烷和冷却水我们去密度较大者，故鞍座应在水压试验时所受支反力较大，即如下：水压试验时充液重量：m水压试验时总重量：m水压试验时单位长度载荷：Q=水压试验时支座支反力：F=0.5(2)支座尺寸选用鞍式支座，材料为Q235A，公称直径为600mm图10-12鞍式支座示意图安装2个支座，均匀布置鞍座之间的距离LB=（0.5～0.7）×L=3150mm表10-11鞍式支座参数公称直径DN允许载荷Q鞍座高度h底板l1b1δ1腹板δ2筋板l3δ3垫板弧长b4,δ4el26001652005501501083008710240656400(3)支座校核①筒体轴向应力验算筒体长为：L´=L鞍座截面处的弯矩：M圆筒跨中截面处的弯矩：M②筒体轴向应力计算与校核由上面的计算结果可知跨中截面弯矩远大于鞍座截面处的弯矩，所以可以不考虑鞍座处的“偏塌”现象，因此只计算跨中截面的轴向应力即可。跨中截面最高点的最大压应力：σ操作状态下，筒体最低点处有最大拉应力为σ操作状态下，筒体最低点处有最大拉应力：A>0