换热器的设计说明书.doc

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、热流体热量互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，再沸器和热互换器等。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，重要有:
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、维修的规定；
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、解决量大、适应高温高压等优点，应用最为广泛。
管型换热器重要有以下几种形式：
（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朴，制导致本低。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。合用于冷热流体温差较大，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。结构较浮头简朴，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，不易解决易挥发、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
套管式
双套管式
结构比较复杂，重要用于高温高压场合或固定床反映器中
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，重要用于粘性加大的液体间换热
螺旋板板
制造简朴，紧凑，可用于带颗粒物料，温位运用好；不易检修
伞板式
制造简朴、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
合用于低温到高温的各种条件
非紧凑式
合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℃，重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

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，解决量大，工作可靠，且能适应高温高压等众多优点，管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，本工艺的换热器重要选用管壳式换热器。
1.2 管壳式换热器的选用
1.2.1 结构参数的拟定
⑴管径
管径越小换热器越紧凑、便宜，但压力降会增长。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长，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减少。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重要有正三角形、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，其合用场合受到限制，重要合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，可以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/mm
25
32
40
48
分程隔板槽两侧相邻管中心距/mm
38
44
52
60

⑸管程数
管程数增长，管内流速增长，传热系数增长。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，且隔板要占用相称大的布管面积。
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，从而增长流体流动的湍流限度，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
100
200
300
450
600
—
4500～6000
—
1500～6000
150
200
300
450
600
—
≤6000
—
200
300
450
600
—
7500，9000
—
750
6000
—
—
300
450
600
750
7500，9000
—
6000～9000
—
—
—
450
600
750

1.3 换热器具体设计
本工艺共有41台换热设备（换热器、再沸器、冷凝器、预热器），这里我们以浮头式换热器（E0602）具体设计为例。热物流经该换热器换热温度降至目的温度，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）
2.87
2.7413

初步选择换热器的形式后，根据任务规定运用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：

图1-1 换热器工艺参数
⑴结构设计
运用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
折流板的设立重要是为了提高壳程的流速，增长扰动，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

图1-6 管束基本参数
如图为管束信息，重要对管束布置、布置限定、定位杆拉杆和管束布置图
进行具体设立。

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
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
DN
D
D1
D2
D3
D4
D5
d2
bf
b
800
930
890
855
797
842
800
23
38
48

③管子与管板的连接
由于操作压力小于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，合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

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 Pc
0.40
MPa

设计温度 t
170.00
° C
内径 Di
800.00
mm
材料
Q235-B ( 板材 )
实验温度许用应力 [s]
113.00
MPa
设计温度许用应力 [s]t
109.80
MPa
实验温度下屈服点 ss
235.00
MPa
钢板负偏差 C1
0.80
mm
腐蚀裕量 C2
3.00
mm
焊接接头系数 f
0.85
厚度及重量计算
计算厚度
d = = 1.72
mm
有效厚度
de =dn - C1- C2= 8.20
mm
名义厚度
dn = 12.00
mm
重量
100.44
Kg
压力实验时应力校核
压力实验类型
液压实验
实验压力值
PT = 1.25P = 0.5000 (或由用户输入)
MPa
压力实验允许通过
的应力水平 [s]T
[s]T£ 0.90 ss = 211.50
MPa
实验压力下
圆筒的应力
sT = = 28.99
MPa
校核条件
sT£ [s]T
校核结果
合格
压力及应力计算
最大允许工作压力
[Pw]= = 1.89385
MPa
设计温度下计算应力
st = = 19.71
MPa
[s]tf
93.33
MPa
校核条件
[s]tf ≥st
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 Pc
0.40
MPa

设计温度 t
170.00
° C
内径 Di
800.00
mm
曲面高度 hi
200.00
mm
材料
Q235-B (板材)
实验温度许用应力 [s]
113.00
MPa
设计温度许用应力 [s]t
109.80
MPa
钢板负偏差 C1
0.80
mm
腐蚀裕量 C2
3.00
mm
焊接接头系数 f
0.85

厚度及重量计算
形状系数
K = = 1.0000
计算厚度
d = = 1.72
mm
有效厚度
de =dn - C1- C2= 8.20
mm
最小厚度
dmin = 1.20
mm
名义厚度
dn = 12.00
mm
结论
满足最小厚度规定
重量
77.54
Kg
压 力 计 算
最大允许工作压力
[Pw]= = 1.90351
MPa
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 Pc
0.40
MPa

设计温度 t
65.00
° C
内径 Di
900.00
mm
材料
Q235-B ( 板材 )
实验温度许用应力 [s]
113.00
MPa
设计温度许用应力 [s]t
113.00
MPa
实验温度下屈服点 ss
235.00
MPa
钢板负偏差 C1
0.80
mm
腐蚀裕量 C2
3.00
mm
焊接接头系数 f
0.85
厚度及重量计算
计算厚度
d = = 1.88
mm
有效厚度
de =dn - C1- C2= 8.20
mm
名义厚度
dn = 12.00
mm
重量
87.44
Kg
压力实验时应力校核
压力实验类型
液压实验
实验压力值
PT = 1.25P = 0.5000 (或由用户输入)
MPa
压力实验允许通过
的应力水平 [s]T
[s]T£ 0.90 ss = 211.50
MPa
实验压力下
圆筒的应力
sT = = 32.58
MPa
校核条件
sT£ [s]T
校核结果
合格
压力及应力计算
最大允许工作压力
[Pw]= = 1.73444
MPa
设计温度下计算应力
st = = 22.15
MPa
[s]tf
96.05
MPa
校核条件
[s]tf ≥st
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 Pc
0.40
MPa

设计温度 t
65.00
° C
内径 Di
900.00
mm
曲面高度 hi
200.00
mm
材料
Q235-B (板材)
实验温度许用应力 [s]
113.00
MPa
设计温度许用应力 [s]t
113.00
MPa
钢板负偏差 C1
0.80
mm
腐蚀裕量 C2
3.00
mm
焊接接头系数 f
0.85
厚度及重量计算
形状系数
K = = 1.1771
计算厚度
d = = 2.21
mm
有效厚度
de =dn - C1- C2= 8.20
mm
最小厚度
dmin = 2.70
mm
名义厚度
dn = 12.00
mm
结论
满足最小厚度规定
重量
91.59
Kg
压 力 计 算
最大允许工作压力
[Pw]= = 1.48120
MPa
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 Pc
0.40
MPa

设计温度 t
65.00

° C
mm

内径 Di
800.00
mm

材料
Q235-B ( 板材 )
实验温度许用应力 [s]
113.00
MPa
设计温度许用应力 [s]t
113.00
MPa
实验温度下屈服点 ss
235.00
MPa
钢板负偏差 C1
0.80
mm
腐蚀裕量 C2
3.00
mm
焊接接头系数 f
0.85
厚度及重量计算
计算厚度
d = = 1.67
mm
有效厚度
de =dn - C1- C2= 8.20
mm
名义厚度
dn = 12.00
mm
重量
1081.33
Kg
压力实验时应力校核
压力实验类型
液压实验
实验压力值
PT = 1.25P = 0.5000 (或由用户输入)
MPa
压力实验允许通过
的应力水平 [s]T
[s]T£ 0.90 ss = 211.50
MPa
实验压力下
圆筒的应力
sT = = 28.99
MPa
校核条件
sT£ [s]T
校核结果
合格
压力及应力计算
最大允许工作压力
[Pw]= = 1.94905
MPa
设计温度下计算应力
st = = 19.71
MPa
[s]tf
96.05
MPa
校核条件
[s]tf ≥st
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 pc
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
113.0
MPa
法
材料名称
16Mn

许用
[s]f
150.0
MPa
兰
应力
[s]tf
150.0
MPa

材料名称
40MnB
螺
许用
[s]b
196.0
MPa

应力
[s]tb
184.8
MPa
栓
公称直径 d B
20.0
mm

螺栓根径 d 1
17.3
mm

数量 n
28
个

Di
800.0
Do
950.0

垫
结构尺寸
Db
907.0
D外
878.0
D内
855.0
δ0
14.0

mm
Le
21.5
LA
26.5
h
13.0
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,1b
b
5.75
DG
866.5
片
b0≤6.4mm b= b0
b0≤6.4mm DG= ( D外+D内 )/2

b0 > 6.4mm b=2.53
b0 > 6.4mm DG= D外 - 2b
螺 栓 受 力 计 算
预紧状态下需要的最小螺栓载荷Wa
Wa= πbDG y = 399140.8
N
操作状态下需要的最小螺栓载荷Wp
Wp = Fp + F = 273443.8
N
所需螺栓总截面积 Am
Am = max (Ap ,Aa ) = 2036.4
mm2
实际使用螺栓总截面积 Ab
Ab = = 6577.2
mm2
力 矩 计 算
操
FD = 0.785pc
= 202360.0
N
LD= L A+ 0.5δ1
= 40.0
mm
MD= FD LD
= 8038400.0
N.mm
作
FG = Fp
= 37547.2
N
LG= 0.5 ( Db - DG )
= 20.2
mm
MG= FG LG
= 760330.4
N.mm
Mp
FT = F-FD
= 34798.2
N
LT=0.5(LA + d1 + LG )
= 36.9
mm
MT= FT LT
= 1283183.2
N.mm

外压: Mp = FD (LD - LG )+FT(LT-LG ); 内压: Mp = MD+MG+MT Mp = 10081914.0
N.mm
预紧 Ma
W = 844132.2
N
LG = 20.2
mm
Ma=W LG = 17093678.0
N.mm
计算力矩 Mo= Mp 与Ma[s]ft/[s]f中大者 Mo = 17093678.0
N.mm

螺 栓 间 距 校 核
实际间距
= 90.5
mm
最小间距
46.0 (查GB150-98表9-3)
mm
最大间距
122.3
mm
形 状 常 数 确 定
98.99
h/ho = 0.1
K = Do/DI = 1.214
1.9
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
FI=0.90090
VI=0.42312
0.00851
松式法兰
查图9-5和图9-6
FL=0.00000
VL=0.00000
0.00000
查图9-7
由 d1/do 得
f = 2.91134
整体法兰
= 613524.1
松式法兰
= 0.0
0.2
ψ=δf e+1 =1.44
g = y/T
= 0.76
1.54
= 0.94
剪应力校核
计 算 值
许 用 值
结 论
预紧状态
0.00
MPa

操作状态
0.00
MPa

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
90.38
MPa
=225.0 或
=282.5( 按整体法兰设计的任 意 式法兰, 取 )
校核合格
径向
应力
15.17
MPa
= 150.0
校核合格
切向
应力
16.45
MPa
= 150.0
校核合格
综合
应力
= 53.42
MPa
= 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 pc
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
113.0
MPa
法
材料名称
16Mn

许用
[s]f
150.0
MPa
兰
应力
[s]tf
150.0
MPa

材料名称
40MnB
螺
许用
[s]b
196.0
MPa

应力
[s]tb
184.8
MPa
栓
公称直径 d B
20.0
mm

螺栓根径 d 1
17.3
mm

数量 n
28
个

Di
800.0
Do
1050.0

垫
结构尺寸
Db
1007.0
D外
978.0
D内
950.0
δ0
8.0

mm
Le
21.5
LA
34.5
h
30.0
δ1
69.0

材料类型
软垫片
N
14.0
m
3.00
y(MPa)
52.4

压紧面形状
1a,1b
b
6.69
DG
964.6
片
b0≤6.4mm b= b0
b0≤6.4mm DG= ( D外+D内 )/2

b0 > 6.4mm b=2.53
b0 > 6.4mm DG= D外 - 2b
螺 栓 受 力 计 算
预紧状态下需要的最小螺栓载荷Wa
Wa= πbDG y = 1062926.5
N
操作状态下需要的最小螺栓载荷Wp
Wp = Fp + F = 341001.5
N
所需螺栓总截面积 Am
Am = max (Ap ,Aa ) = 5423.1
mm2
实际使用螺栓总截面积 Ab
Ab = = 6577.2
mm2
力 矩 计 算
操
FD = 0.785pc
= 202360.0
N
LD= L A+ 0.5δ1
= 69.0
mm
MD= FD LD
= 13866240.0
N.mm
作
FG = Fp
= 48659.0
N
LG= 0.5 ( Db - DG )
= 21.2
mm
MG= FG LG
= 1031267.3
N.mm
Mp
FT = F-FD
= 91209.9
N
LT=0.5(LA + d1 + LG )
= 62.3
mm
MT= FT LT
= 5686650.0
N.mm

外压: Mp = FD (LD - LG )+FT(LT-LG ); 内压: Mp = MD+MG+MT Mp = 20584158.0
N.mm
预紧 Ma
W = 1176025.0
N
LG = 21.2
mm
Ma=W LG = 24924388.0
N.mm
计算力矩 Mo= Mp 与Ma[s]ft/[s]f中大者 Mo = 24924388.0
N.mm

螺 栓 间 距 校 核
实际间距
= 113.0
mm
最小间距
46.0 (查GB150-98表9-3)
mm
最大间距
122.3
mm
形 状 常 数 确 定
74.83
h/ho = 0.4
K = Do/DI = 1.312
8.6
由K查表9-5得
T=1.792
Z =3.768
Y =7.289
U=8.010
整体法兰
查图9-3和图9-4
FI=0.81583
VI=0.08833
0.01020
松式法兰
查图9-5和图9-6
FL=0.00000
VL=0.00000
0.00000
查图9-7
由 d1/do 得
f = 35.17656
整体法兰
= 464289.0
松式法兰
= 0.0
0.2
ψ=δf e+1 =1.51
g = y/T
= 0.83
1.65
= 1.07
剪应力校核
计 算 值
许 用 值
结 论
预紧状态
0.00
MPa

操作状态
0.00
MPa

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
213.13
MPa
=225.0 或
=282.5( 按整体法兰设计的任 意 式法兰, 取 )
校核合格
径向
应力
20.90
MPa
= 150.0
校核合格
切向
应力
19.83
MPa
= 150.0
校核合格
综合
应力
= 117.01
MPa
= 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
设计压力 p
0.400
MPa

计算压力 pc
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
109.8
MPa
法
材料名称
16Mn

许用
[s]f
150.0
MPa
兰
应力
[s]tf
142.2
MPa

材料名称
40MnB
螺
许用
[s]b
196.0
MPa

应力
[s]tb
168.6
MPa
栓
公称直径 d B
20.0
mm

螺栓根径 d 1
17.3
mm

数量 n
28
个

Di
800.0
Do
950.0

垫
结构尺寸
Db
907.0
D外
878.0
D内
850.0
δ0
14.0

mm
Le
21.5
LA
26.5
h
13.0
δ1
27.0

材料类型
软垫片
N
14.0
m
3.00
y(MPa)
25.5

压紧面形状
1a,1b
b
6.69
DG
864.6
片
b0≤6.4mm b= b0
b0≤6.4mm DG= ( D外+D内 )/2

b0 > 6.4mm b=2.53
b0 > 6.4mm DG= D外 - 2b
螺 栓 受 力 计 算
预紧状态下需要的最小螺栓载荷Wa
Wa= πbDG y = 463639.8
N
操作状态下需要的最小螺栓载荷Wp
Wp = Fp + F = 278487.8
N
所需螺栓总截面积 Am
Am = max (Ap ,Aa ) = 2365.5
mm2
实际使用螺栓总截面积 Ab
Ab = = 6577.2
mm2
力 矩 计 算
操
FD = 0.785pc
= 202360.0
N
LD= L A+ 0.5δ1
= 40.0
mm
MD= FD LD
= 8038400.0
N.mm
作
FG = Fp
= 43614.6
N
LG= 0.5 ( Db - DG )
= 21.2
mm
MG= FG LG
= 924357.3
N.mm
Mp
FT = F-FD
= 33772.2
N
LT=0.5(LA + d1 + LG )
= 37.3
mm
MT= FT LT
= 1261286.0
N.mm

外压: Mp = FD (LD - LG )+FT(LT-LG ); 内压: Mp = MD+MG+MT Mp = 10224043.0
N.mm
预紧 Ma
W = 876381.8
N
LG = 21.2
mm
Ma=W LG = 18573820.0
N.mm
计算力矩 Mo= Mp 与Ma[s]ft/[s]f中大者 Mo = 17607980.0
N.mm

螺 栓 间 距 校 核
实际间距
= 101.8
mm
最小间距
46.0 (查GB150-98表9-3)
mm
最大间距
122.3
mm
形 状 常 数 确 定
105.83
h/ho = 0.1
K = Do/DI = 1.188
1.9
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
FI=0.90090
VI=0.42312
0.00851
松式法兰
查图9-5和图9-6
FL=0.00000
VL=0.00000
0.00000
查图9-7
由 d1/do 得
f = 2.91134
整体法兰
= 613524.1
松式法兰
= 0.0
0.2
ψ=δf e+1 =1.44
g = y/T
= 0.76
1.54
= 0.94
剪应力校核
计 算 值
许 用 值
结 论
预紧状态
0.00
MPa

操作状态
0.00
MPa

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
93.10
MPa
=213.3 或
=274.5( 按整体法兰设计的任 意 式法兰, 取 )
校核合格
径向
应力
15.63
MPa
= 142.2
校核合格
切向
应力
16.95
MPa
= 142.2
校核合格
综合
应力
= 55.02
MPa
= 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 pc
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
113.0
MPa
法
材料名称
16Mn

许用
[s]f
150.0
MPa
兰
应力
[s]tf
150.0
MPa

材料名称
40MnB
螺
许用
[s]b
196.0
MPa

应力
[s]tb
184.8
MPa
栓
公称直径 d B
20.0
mm

螺栓根径 d 1
17.3
mm

数量 n
28
个

Di
900.0
Do
1050.0

垫
结构尺寸
Db
1007.0
D外
978.0
D内
950.0
δ0
8.0

mm
Le
21.5
LA
-15.5