换热器的零部件结构设计.doc

1. 绪论
换热设备是化工、炼油、食品、轻工、能源、制药机械及其他许多工业部门广泛使用的通用设备。随着工业的发展，换热设备在能量储存、转化、余热回收以及新能源利用和污染治理中得到广泛应用。
1.1 换热器的分类
1.1.1 换热器的分类及特点
按照传热方式的不同，换热器可分为三类：1.直接接触式换热器；2.蓄热式换热器；3.间壁式换热器.
1.2 管壳式换热器的分类及特点
管壳式换热器可分为五类：1.固定管板式换热器；2.浮头式换热器3.U形管式换热器；4.填料函式换热器；5重沸器。
浮头式换热器的特点
浮头式换热器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，成为浮头。浮头部分是由浮头管板，钩圈与浮头端盖组成的可拆联接，因此可以容易抽出管束，故管内管外都能进行清洗，也便于检修。
浮头式换热器的优点是管间和管内清洗方便，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，材料消耗量大，且浮头端小盖在操作中无法检查，制造时对密封要求高。适用于壳体和管束之间壁温差较大的或壳程介质易结垢的场合。
2. 换热器的工艺条件与选型
2.1 换热器的工艺条件
设计条件 壳程 管程
工作介质
设计压力
工作压力
设计温度
介质特性
换热面积
烃 循环水
-0.0781MPa 0.495MPa
-0.071MPa 0.45MPa
80℃ 60℃
易爆 /
78㎡
2.2 换热器的选型
根据换热器流体的性质和各种管壳式换热器的特点，本回收塔冷却器选用浮头式换热器。
3. 换热器的零部件结构设计
3.1换热管
3.1.1 换热管的材料、形式及尺寸
回收塔冷却器采用光管，因为光管加工方便、价格便宜。
根据换热流体的性质选用Φ25mm×2.5mm长度L=60000mm的20号无缝钢管作为换热管的材料。
根据GB151-89表3-11（a）I级换热器换热管外径允许的偏差是Φ25±0.20管板管孔允许的偏差是Φ。
3.1.2 换热管的排列方式及管心距
如图所示，换热管在管板上的排列形式主要有正三角形、正方形和转角正三角形、转角正方形。本换热器壳程流体的性质属于易结垢，因此采用转角正方形排列。根据GB151-1989表3-7 规定管心距为S=32mm分程隔板两侧相邻管中心距Sn=44mm。
3.1.3 换热管根数
根据流体性质选用规格为Φ25mmx2.5mm长L=6m的换热管，换热面积F=78m2
则换热管根数
（3-1）
考虑到换热过程中有热量的损失和拉杆的布置，实际管数取176根。
3.1.4 换热管布管限定圆
布管限定圆根据GB151表3-8确定。

=600＜1000，b＞3,取b=4
，取
b1=3, b2=bn+1.5=13.5
且
=6.25
,∴
bn≥10, ∴b2=13.5
=600-2×（3+13.5+4）=559mm
3.1.5 管程数和壳程数及形式
管程数有1～8程几种，常用的为1、2或4管程。本回收塔冷却器采用2管程。
壳程一般可分为单壳程换热器、分流式换热器和双分流式换热器，本回收塔冷却器采用1壳程。
3.1.6 换热管与管板的连接
换热管与管板的连接方法主要有强度胀接、强度焊接和胀焊并用。
由于回收塔冷却器壳程介质易爆要求密封性能较高所以采用胀焊并用的连接方法。
3.2折流板与支持板
设置折流板的目的是为了提高壳程流体流速，增加湍动程度，并使壳程流体垂直冲刷管束，以改善传热，增大壳程流体的传热系数，同时减少结垢。
根据本回收塔冷却器的工艺条件和流体性质采用单弓形折流板。
3.2.1 折流板的材料的选取
壳程设计温度80℃设计压力Pc＝-0.0781MPa,根据GB150-1998选取Q235-B钢板为折流板材料。
3.2.2 折流板的布置
本回收塔冷却器壳程介质为烃，含有少量液体，则在缺口朝上的折流板最低处开设通液口，结构如图3-2a所示。

图3-2
单弓形折流板缺口弦高h一般取0.20～0.45倍的圆筒内直径，h=（0.20～0.45）Di=（0.20～0.45）×600=120～170=150.
3.2.3 折流板的间距
折流板的最小间距应不小于圆筒内直径的五分之一即ι≥0.2Di=0.2×600=120mm最大间距l不大于圆筒的内直径即ι≤Di=600mm，且满足GB151-1989表3-22折流板的最大无支承跨距的要求即折流板的最大无支承跨距是1900mm。根据经验取折流板数量是8块，间距ι=450。
3.2.4 折流板的厚度
折流板厚度与壳体直径、换热管无支承长度有关，根据GB151-1989表3-19折流板的最小厚度是5mm取厚度δ＝8mm。
3.2.5 折流板管孔
根据GB151-1989表3-20（a）查的折流板管孔外直径是25.08管孔直径允许的偏差是。
3.2.6 折流板与壳体间隙
根据GB151-89表3-21选取折流板名义外直径D=DN-4.5=600-4.5=595.5mm折流板外直径允许偏差是-0.8。
3.2.7 支持板
浮头式换热器的浮头端必须设置支持板，用来支持换热管管束以防止管束产生过大的挠度发生变形。
3.3 拉杆、定距杆、拉杆孔
3.3.1 拉杆的结构形式
折流板与支持板一般均采用拉杆与定距管等元件与管板固定，其固定形式有如下几种：①采用全焊接方式；②采用拉杆定距管结构；③螺纹与焊接相结合；④定距螺栓拉杆

图3-3 拉杆的结构形式
拉杆的参数表
拉杆的直径d
拉杆螺纹公称直径dn
La
Lb
b
拉杆的数量
16
16
20
≥60
2
4
3.3.2 拉杆直径、数量和尺寸
①拉杆直径和数量：根据GB151－89表3-23和表3-24规定，拉杆直径
d＝16mm，拉杆数量最少为4根取5根。
②拉杆尺寸：拉杆的链接尺寸按GB151-89图3-30和表3-23确定。 拉杆的长度L按需要确定。具体见零件图。
3.3.3 拉杆布置
拉杆应尽量均匀布置在管束的外边缘，对于大直径的换热器，在布管区内或靠近折流板缺口处应布置适当数量的拉杆，任何折流板应不少于3个支承点。
3.3.4 拉杆孔
拉杆孔深度等于拉杆孔直径，拉杆孔直径按下式确定：
=16+1=17mm
式中：────拉杆直径，mm；
────拉杆孔直径，mm。
拉杆与管板螺纹连接的拉杆螺纹结构见图见下图 , 螺纹深度按下式确定：

式中：────螺孔深度，mm；
────拉杆螺孔公称直径，mm。

图3-4 螺纹连接的拉杆孔
3.4 防冲板与导流筒
3.4.1 防冲板
为了防止壳程物料进口处水蒸气对换热管表面的直接冲刷，引起侵蚀及振动，在流体入口处装置防冲板，以保护换热管。
根据GB151-89规定，防冲板在壳体内的位置，应使防冲板周边与壳体内壁所形成的流通面积为壳程进口接管截面积的1～1.25倍。
3.4.2 导流筒
导流筒作用是增加换热管的有效换热长度，提高换热效率，在换热器壳程进出料口距管板较远时，流体在管板附近易产生死区，影响传热，为减少流体的停滞区可设置导流筒来实现。一般分为内导流筒和外导流筒：
根据换热器流体的流速和性质，需要设置导流筒，具体结构见零件图。
3.5 接管
3.5.1 接管外伸长度
接管外伸长度也叫接管伸出长度，是指接管法兰面到壳体外壁的长度。可按下式计算：

式中：────接管外伸长度，mm
────接管法兰厚度，mm
────接管法兰的螺母厚度，mm
────保温层厚度，mm
除按上式计算外，接管外伸长度也可按相关标准的数据选择，取为150mm。
3.5.2 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。
3.6 管箱
3.6.1 管箱结构形式
管箱分为A型、B型和C型，由于B型用于单程或多程管箱，优点是结构简单，便于制造，适于高压，清洁介质，且椭圆封头受力情况要比平端盖好的多，缺点是检查管子和清洗管程时必须拆下连接管道和管箱。
本换热器由于压力不高，所以采用B型管箱。
3.6.2 分程隔板
根据GB151-89表3-1规定，PN≤600时，碳素钢和低合金钢材料的隔板厚度不小于8mm，高合金钢材料的隔板厚度不小于6mm，本装置采用Q235-B，厚度取8mm。
3.7 管板结构尺寸
3.7.1 管板厚度计算
符号说明：
────在布管区范围内，因设置隔板槽和拉杆结构的需要，而未能被换热管支承的面积，，对正方形排列，;
────隔板槽一侧的排管根数；
────换热管中心距；
────隔板槽两侧邻管的中心距；
───管板布管区面积，；对多管程正方形排列换热器，;
────管板布管区内开孔后的面积，；;
────根换热管管壁金属的横截面积，
────固定端管板垫片压紧力作用中心圆直径，；根据所选的垫片的尺寸，且选择其压紧面型式为GB150表9-1的1a，可知密封面宽度
────管板布管区当量直径，；
────换热管外径，
────设计温度时，管板材料的弹性模量，；
────设计温度时，换热管材料的弹性模量，；
────系数，按和查GB151图24；
────管束模数，；
────管束无量纲刚度，Mpa；；
────换热管有效长度（两管板内侧间距），；
────换热管与管板胀接长度或焊脚高度，；
────换热管根数；
────无量纲压力；
────当量压力组合,；
────管板设计压力，；
────壳程设计压力，；
────管程设计压力，；
────换热管与管板连接拉脱力,；
────许用拉脱力，查GB151，；
────系数，；
────管板计算厚度，；
────换热管管壁厚度，；
────管板刚度削弱系数，一般可取值；
────管板强度削弱系数，一般取；
────系数；
────换热管轴向应力，；
────换热管稳定许用压应力，；
────设计温度时，管板材料的许用应力，；
────设计温度时，换热管材料的许用应力；
管板名义厚度计算：
；
；
；
；
；
；
；
；；
查GB150可知，
则 ；
式中L应为换热管的有效长度，但由于管板厚度尚未计算出，暂估算管板厚度为40mm进行试算，待管板厚度算出再用有效长度核算，。
；
当中的的计算如下：
；
；
查GB151-1999可知，则，同时由于前面换热管的材料选为20号钢，故,
；
由于此时不能保证与在任何时候都同时作用，则取；故，故；根据=4.32和查GB151图可知，则管板计算厚度为：
；
根据GB151-89表3-6管板的最小厚度，取
管板的名义厚度应不小于下列三部分之和，即

式中Cs和Ct分别是指壳程、管程的腐蚀裕量；而h1是指壳程侧管板结构槽深，为0；h2是指管程隔板槽深，为4mm。此时应根据得到的管板名义厚度，重复以上步骤，使得管子有效长度对应于管板厚度。重复以上步骤的管板的名义厚度是
。
3.7.2 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，管程设计压力：
；

明显地，；
②管程设计压力，壳程设计压力：
；
；
明显地，；
③壳程设计压力与管程设计压力同时作用：
；
；
明显地，。
由以上三种情况可知，换热管的轴向应力符合要求。
3.7.3 换热管与管板连接拉脱力
；
式中，
其中：——换热管最小伸出长度，查GB151-1999可知 ；
——最小坡口深度，；
许用拉脱力；
明显地，。
3.7.4 管板重量计算
管板有固定管板以及活动管板，两者的重量计算分别如下所示：
a 固定管板重量计算

b 活动管板重量计算：

3.8 法兰及垫片
换热器中的法兰包括管箱法兰，壳体法兰，外头盖法兰，外头盖侧法兰，浮头法兰以及接管法兰、其中，浮头法兰将在4.5中讨论。
垫片则包括了管箱垫片和外头盖垫片。
3.9 吊耳
根据GB151第五章规定，质量大于30kg的管箱及管板宜设置吊耳。本装置在前、后端管箱上各设置两个吊耳。前端管箱法兰与壳体连接处的管板上设置两个吊耳。
4 换热器的强度设计与校核
4.1 圆筒壳体和管箱材料的选择
由设计工艺条件管程最高工作压力0.45MPa工作温度60℃，壳程最高工作压力-0.071MPa工作温度80℃，所以换热器属于常规容器，故在此综合成本、使用条件等的考虑，选择Q345R为壳体与管箱的材料。
各受压元件的焊接接头型式是相当于双面焊的全焊透对接接头，采用局部无损检测取焊接接头Φ＝0.85。
根据GB6654《压力容器用钢板》和GB3531《低温压力容器用低合金钢板》规定可知对Q345R钢板的厚度负偏差。腐蚀余量。
4.2 圆筒壳体厚度计算和强度校核
4.2.1 圆筒壳体厚度的计算
采用Q345R材料，根据GB151－89规定，尺寸DN≤400mm的圆筒可用钢管制作。本设计中DN=600mm，所以该筒体卷制而成。根据GB150－1998，在设计压力-0.071MPa和设计温度60℃下的许用应力[σ]t=189MPa。
壳体按外压圆筒设计，假设壳体的名义厚度，则壳体的有效厚度。
有圆筒壳体的长度L和外径得：

查GB150图6-2得A=0.00015，则
E────是壳体材料在设计温度下的弹性模量。
壳体材料的许用外压力[P]:

[P]>Pc=-0.0781所以假设名义厚度合理即和有效厚度合理。
4.2.2 压力试验校核
水压试验温度为常温，对外压圆筒由于是以内压代替外压试验，已经工作时趋于闭合状态的器壁和焊缝中缺陷改以“张开”状态接受检验，因而无需考虑温度修正，其试验压力按下式确定：

────水压试验压力
η ────耐压试验压力系数；对于钢和有色金属液压试验η=1.25；气压和液压组合试验η=1.10；
p────压力容器的设计压力或者是压力容器的最大容许工作压力
耐压试验时筒体的薄膜应力
────耐压试验时圆筒的薄膜应力；
────壳体材料的屈服强度；
所以，圆筒壳体材料的厚度满足强度要求，即壳体材料的名义厚度mm，有效厚度δ=6.7mm。
4.3 管箱的厚度计算与强度校核
管箱由两部分组成：短节与封头；且由于前端管箱与后端管箱的形式不同，故此时将前端管箱和后端管箱的厚度计算分开计算。
4.3.1 前端管箱厚度计算与强度校核
①前端管箱短节受管程压力作用，属于内压圆筒，设计压力Pc=1.1Pm=1.1×0.45=0.495MPa,端节的厚度δ等于

δ────前端管箱短节的计算厚度；
Di────前端管箱短节的内径；
────设计温度下材料的许用应力；
名义厚度
根据GB151-89表3-2圆筒的最小名义厚度是8mm，取10mm。
短节的在水压试验时短节受管程压力作用属于内压容器，试验压力

[σ]────试验时器壁金属温度下材料的许用应力；
────设计温度下材料的许用应力；
p────管程设计压力；
为保证耐压试验时容器材料处于弹性状态，在水压试验时前端管箱短节的薄膜应力

所以，前端管箱短节材料的厚度满足强度要求，即壳体材料的名义厚度mm，有效厚度δ=6.7mm满足要求。
②前端管箱封头受壳程压力作用属于内压容器，前端管箱为椭圆形管箱，这是因为椭圆形封头的应力分布比较均匀，此时选用标准椭圆形封头，故，且同上，则封头计算厚度为：
；
设计厚度；
名义厚度（为向上圆整量）
根据GB151-89表3-2封头的最小名义厚度是8mm，取10mm。
表4-1 DN600标准椭圆形封头参数
DN(mm)
总深度H(mm)
内表面积A(㎡)
容积(m3)
封头质量（㎏）
600
175
0.4374
0.0353
34.6

前端管箱封头水压试验时，为保证耐压试验时容器材料处于弹性状态，前端管箱封头的最大许用工作压力Pw有下式计算：
>Pc=0.495MPa

所以，封头的名义厚度合格，
4.3.2 后端管箱厚度计算与强度校核
由于是浮头式换热器设计，因此其后端管箱是浮头管箱，又可称外头盖。外头盖的内直径为D=Di+100=700mm，这可在“浮头盖计算”部分看到。
①后端管箱短节厚度计算和水压试验
由于壳体的最高工作压力是Pm=-0.071MPa，所以壳体属于外压圆筒，按外压圆筒设计。壳体的设计压力Pc=1.1Pm=-0.0781MPa。Q345R材料在设计温度下的许用应力。
后端管箱短节按外压圆筒设计，假设壳体的名义厚度，则壳体的有效厚度。
有短节的长度L和外径得：

查GB150图6-2得A=0.0045，查GB150图6-5得B=178MPa
短节材料的许用外压力[P]:

[P]>Pc=-0.0781所以假设名义厚度有效厚度合理。
后端管箱短节水压试验时温度为常温，对外压圆筒由于是以内压代替外压试验，已经工作时趋于闭合状态的器壁和焊缝中缺陷改以“张开”状态接受检验，因而无需考虑温度修正，其试验压力按下式确定：

────水压试验压力
η ────耐压试验压力系数；对于钢和有色金属液压试验η=1.25；气压和液压组合试验η=1.10；
p────压力容器的设计压力或者是压力容器的最大容许工作压力
耐压试验时筒体的薄膜应力
────耐压试验时圆筒的薄膜应力；
────短节材料的屈服强度；
所以，圆筒壳体材料的厚度满足强度要求，即壳体材料的名义厚度mm，有效厚度δ=6.7mm。
②外头盖厚度计算和水压试验
由于壳体的最高工作压力是Pm=-0.071MPa，所以壳体属于外压封头，按外压封头设计。壳体的设计压力Pc=1.1Pm=-0.0781MPa。Q345R材料在设计温度下的许用应力。
选用标准椭圆形封头，故，且同上
后端管箱短节按外压圆筒设计，假设壳体的名义厚度，则壳体的有效厚度。

────椭圆封头的当量球壳外半径；
查GB150图6-5得B=145MPa
封头的许用外压力[P]:

[P]>Pc=-0.0781所以假设名义厚度有效厚度合理。
表4-2 DN700标准椭圆形封头参数
DN(mm)
总深度H(mm)
内表面积A(㎡)
容积(m3)
封头质量（㎏）
700
200
0.5861
0.0545
41.3
4.4 开孔补强计算
由于回收塔有流体的进出，需要在壳体和管箱上开孔接管。开孔之后，出削弱器壁的强度外，在壳体和接管的连接处，因结构的连接性被破坏，会产生很高的局部应力，会给换热器的安全操作带来隐患。因此此时应进行开孔补强的计算。
由于管程与壳程出入口公称直径分别250mm为150mm，按照厚度系列，可选接管的规格分别为和，接管的材料选为20号无缝钢管。
4.4.1 壳体上开孔补强计算
4.4.1 1补强及补强方法判别
①补强判别：根据GB150表8-1，允许不另行补强的最大接管外径是，本开孔外径为273mm，因此需要另行考虑其补强。
②开孔直径，
4.4.1 2开孔所需补强面积计算：
强度削弱系数；
────设计温度下接管材料的许用应力；
────设计温度下壳体材料的许用应力
接管有效厚度；
开孔所需补强面积按下式计算：
；
4.4.1.3 有效补强范围
①有效宽度B：
②有效高度：
（a）外侧有效高度为：
；
（b）内侧有效高度为：
；
4.4.1.4 有效补强面积
①壳体多余金属面积：
壳体有效厚度：
根据外压圆筒稳定性计算方法试算得到接管计算厚度；
则多余的金属面积为：
；
②接管多余金属面积：
由于壳程接管工作压力是-0.071属于外压圆筒顾，所以按外压圆筒设计：
假设接管的名义厚度，则壳体的有效厚度。
有接管的长度L和外径得：

查GB150图6-2得A=0.0067，B=140
E是壳体材料在设计温度下的弹性模量。
壳体材料的许用外压力[P]:

[P]>Pc=-0.0781所以假设名义厚度合理即有效厚度合理。
根据外压圆筒稳定性计算方法试算得到接管计算厚度；
接管多余金属面积：
；
③接管区焊缝面积（焊脚取为6mm）：
；
④有效补强面积：
；
4.4.1.5 另需补强面积
；
拟采用补强圈补强
根据接管公称直径DN150，参照JB/T4736-2002补强圈标准选取补强圈的外径，内径（选用E型坡口）。因为，则补强圈在有效补强范围内。
补强圈的厚度为：
；
考虑钢板负偏差并经圆整，取壳体和管箱上补强圈的名义厚度为6mm，即。
4.4.2 前端管箱开孔补强计算
4.4.2.1 补强及补强方法判别：
①补强判别：根据GB150表8-1，允许不另行补强的最大接管外径是，本开孔外径为159mm，因此需要另行考虑其补强。
②开孔直径，
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。
4.4.2.2 开孔所需补强面积计算：
强度削弱系数；
────设计温度下接管材料的许用应力；
────设计温度下壳体材料的许用应力
接管有效厚度；
开孔所需补强面积按下式计算：

；
4.4.2.3 有效补强范围
①有效宽度：
②有效高度：
（a）外侧有效高度为：
；
（b）内侧有效高度为：
；
4.4.2.4 有效补强面积
①管箱多余金属面积：
管箱有效厚度：
则多余的金属面积为：
；
②接管多余金属面积：
接管计算厚度：
；
接管多余金属面积：
；
③接管区焊缝面积（焊脚取为6mm）：
；
④有效补强面积：
；
由于所以不需要另需补强。
4.5 法兰与垫片
换热器中的法兰包括管箱法兰、壳体法兰、外头盖法兰、外头盖侧法兰、浮头盖法兰以及接管法兰，另浮头盖法兰将在下节进行计算，在此不作讨论。
垫片则包括了管箱垫片和外头盖垫片。
4.5.1固定端的壳体法兰、管箱法兰与管箱垫片
（1） 查JB4700-2000压力容器法兰可选固定端的壳体法兰和管箱法兰为长颈对焊法兰，凹凸密封面，材料为锻件16MnⅡ，其具体尺寸如下：（单位为mm）

表3-5 DN600长颈对焊法兰尺寸

DN
法兰
螺柱
对接筒体最小厚度
D
D1
D2
D3
D4

H
h
a
a1

R
d
规格
数量
600
740
700
665
656
652
44
100
25
17
14
12
22
12
23
M20
28
6
（2）此时查JB4700-2000压力容器法兰，根据设计温度可选择垫片型式为金属包垫片，材料为0Cr18Ni9，其尺寸为：

表3-6 管箱垫片尺寸
PN(Mpa)
DN(mm)
外径D(mm)
内径d(mm)
垫片厚度
反包厚度Ｌ
1
600
654
622
3
4
4.5.2外头盖侧法兰、外头盖法兰与外头盖垫片、浮头垫片
（1）外头盖法兰的型式与尺寸、材料均同上壳体法兰，凹密封面，查JB4700-2000压力容器法兰可知其具体尺寸如下所示：（单位为mm）。
表3-7 外头盖法兰尺寸

DN
法兰
螺柱
对接筒体最小厚度
D
D1
D2
D3
D4

H
h
a
a1

R
d
规格
数量
700
840
800
766
755
752
48
100
25
17
14
12
22
12
27
M20
32
8
（2） 外头盖侧法兰选用凸密封面，材料为锻件16MnⅡ，查JB/4721-92可知其具体尺寸如下表。
（3） 查JB/T4718-92选外头盖垫片的型式为金属包垫片，其外径D为765mm，内径d为725mm且查JB/T4718-92也选浮头垫片的型式为金属包垫片，则其外径D为592mm，内径d为568mm，两者材料均为0Cr18Ni9

表3-8 外头盖侧法兰尺寸

DN
法兰
螺柱
对接筒体最小厚度
D
D1
D2
D3
D4

H
h
a1

R
d
规格
数量
600
840
800
776
766
752
48
150
72
18
16
40
12
27
M20
32
8
4.5.3 接管法兰型式与尺寸
根据接管的公称直径，公称压力可查HG20592～20635－97钢制管法兰、垫片、紧固件，选择带颈对焊钢制管法兰，选用凹凸密封面，其具体尺寸如下表所示： （单位为㎜）

表3-12-5 带颈对焊钢制管法兰尺寸
A1 连接尺寸 N
DN A B D K L n Th C A B S H1 R H 重量
150 159 273 285 240 22 8 M20x2 24 165.3 306 4.5 12 8 105 18.2
表3-12-5 带颈对焊钢制管法兰尺寸
A1 连接尺寸 N
DN A B D K L n Th C A B S H1 R H 重量
250 273 273 450 385 33 12 M30x2 38 306 306 10 18 10 105 34.6
4.5.4 前端管箱法兰的强度校核
符号说明
────预紧状态下，需要的最小螺栓总截面积；
────实际使用的螺栓总截面积；
────需要的螺栓总截面积，取和大者；
────操作状态下，需要的螺栓总截面积；
b────垫片有效密封宽度；
────垫片基本密封宽度；
────螺栓中心圆直径；
────法兰内直径；
────法兰外直径；
────筒体端部密封面外径；
────参数，；
────螺栓公称直径；
────整体法兰颈部校正系数；
────整体法兰系数；
h────法兰颈部高度，对筒体端部结构为端部圆柱端的高度；
────参数，；
────法兰外径与内径的比值；
────系数，查GB150-1998图9-8或表9-5查的；
────系数，查GB150-1998图9-8或表9-5查的；
────整体法兰系数，查GB150-1998图9-4或表9-8查的；
────系数，
────系数，;
────法兰有效厚度；
────法兰颈部小端有效厚度；
────法兰颈部大端有效厚度；
────系数；；
────系数；；
────法兰颈部轴向应力；
────法兰颈部径向应力；
────法兰颈部切向应力；
────常温下螺栓材料的许用应力；
────设计温度下螺栓材料的许用应力；
────常温下法兰材料的许用应力；
────设计温度下法兰材料的许用应力；
────常温下圆筒材料的许用应力；
────设计温度下圆筒材料的许用应力；
（1）垫片
采用D＝654mm，d=622mm,δ=3mm的金属包垫片。由GB150－1998 表9－2查得：垫片系数m=3.75mm,比压力y=62.1MPa
①垫片的有效密封宽度
基本密封宽度b0＝N/2==16mm
根据GB150－1998，当bO>6.4mm时，
②垫片压紧力作用中心圆直径
当bO>6.4mm时，垫片压紧力作用中心圆直径
DG＝D-2b=654-2x10.12=633.76mm
③垫片压紧力
预紧状态下需要的最小垫片压紧力
FG=Fa=3.14DGby=3.14x633.76x10.12x62.1=1250000N
④操作状态下需要的最小垫片压紧力
FG=FP=6.28DGbmPC=6.28x633.76x10.12x3.75x0.495=74800N
（2）螺栓
①螺栓的布置
根据GB150-1998的表9-3，选取法兰径向尺寸，
，螺栓最小间距。
②螺栓载荷
a预紧状态下需要的最小螺栓载荷
Wa＝Fa=3.14DGby=3.14x633.76x10.12x62.1=1250000N
b操作状态下需要的最小螺栓载荷
WP=F+FP=0.785DG2PC+6.28DGbmPC
=0.785x633.762x0.495+6.28x633.76x10.15x3.75x0.495
=230000N
③螺栓面积
a预紧状态下需要的最小螺栓面积

b操作状态下需要的最小螺栓面积

c需要的螺栓面积 取Aa和AP的最大值
Am=5852.3mm2
d实际螺栓面积Ab

Ab≥Am ,符合要求
④螺栓设计载荷
a预紧状态下螺栓设计载荷

b操作状态下螺栓设计载荷

（3）法兰
①法兰力矩

②预紧状态下的法兰力矩

③操作状态下的法兰力矩

④法兰设计力矩
法兰材料16MnⅡ在设计温度80℃下的许用应力，常温下法兰材料的许用应力。
法兰设计力矩取以下大值：

所以，
⑤法兰应力

查GB150表9-5图9-3，9-7，9-8得；
T=1.83；Z=4.84；Y=9.39；U=10.321
F1=0.852；V1=0.254；f=1.5

假设=42mm，

轴向应力
径向应力
切向应力

组合应力；

所以，选用的前端管箱法兰合格。
4.5.5 后端管箱法兰的强度校核
（1）垫片
采用D＝754mm，d=722mm,δ=3mm的金属包垫片。由GB150－1998 表9－2查得：垫片系数m=3.75mm,比压力y=62.1MPa
①垫片的有效密封宽度
基本密封宽度b0＝N/2=mm
根据GB150－1998，当bO>6.4mm时，
②垫片压紧力作用中心圆直径
当bO>6.4mm时，垫片压紧力作用中心圆直径
DG＝D-2b=752-2x9.79=732.42mm
③垫片压紧力
预紧状态下需要的最小垫片压紧力
FG=Fa=3.14DGby=3.14x732.42x9.79x62.1=N
④操作状态下需要的最小垫片压紧力
FG=FP=6.28DGbmPC=6.28x732.42x10.12x3.75x0.0781=N
（2）螺栓
①螺栓的布置
根据GB150-1998的表9-3，选取法兰径向尺寸，
，螺栓最小间距。
②螺栓载荷
a预紧状态下需要的最小螺栓载荷
Wa＝Fa=3.14DGby=3.14x732.42x9.79x62.1=N
b操作状态下需要的最小螺栓载荷
WP=F+FP=0.785DG2PC+6.28DGbmPC
=0.785x732.422x0.0781+6.28x732.42x9.79x3.75x0.0781
=N
③螺栓面积
a预紧状态下需要的最小螺栓面积

c需要的螺栓面积取和的最大值

d实际螺栓面积

Ab≥Am ,符合要求
④螺栓设计载荷
a预紧状态下螺栓设计载荷

b操作状态下螺栓设计载荷

（3）法兰
①法兰力矩

②预紧状态下的法兰力矩

③操作状态下的法兰力矩

④法兰设计力矩
法兰材料16Mn16Ⅱ在设计温度80℃下的许用应力，常温下法兰材料的许用应力。
法兰设计力矩取以下大值：

所以，
⑤法兰应力

查GB150表9-5图9-3，9-7，9-8得；
T=1.84；Z=5.55；Y=10.75；U=12.03；F1=0.875；V1=0.38；f=1.1

假设=46mm，

轴向应力
径向应力
切向应力

组合应力；

所以，选用的前端管箱法兰合格。
4.6 钩圈式浮头
本浮头式换热器浮头端采用B型钩圈式浮头，其详细结构如下图所示，而浮头盖采用了球冠形封头。

1-外头盖侧法兰；2-外头盖侧垫片；3-外头盖法兰；4-钩圈；5-短节；6-排气口或排液口；7-浮头法兰；8-双头螺柱；9-螺母；10-封头；11-球冠形封头；12-分程隔板；13-垫片；14-浮动管板；15-档管；16-换热管
4.6.1 浮头盖的设计计算
球冠形封头、浮头法兰应分别按管程压力作用下和壳程压力作用下进行内压和外压的设计计算，取其大者为计算厚度。
符号说明如下：
——换热器圆筒内直径，mm；
——浮头法兰与钩圈的内直径，，mm；
——浮头法兰与钩圈的外直径，mm ，mm；
——外头盖内直径，mm， mm；
——浮头管板外直径，mm， mm；
——螺栓中心圆直径，mm ，mm；
——垫片压紧力作用中心圆直径，；
——作用在法兰环内侧封头压力载荷引起的轴向分力，N；；
——作用在法兰环内侧封头压力载荷引起的径向分力，N；；
——计算压力，Mpa；分别取管程压力（内压）和壳程压力（外压）；
——封头球面内半径，mm；按GB151-89表3-26选取mm；
——螺栓中心至法兰环内侧的径向距离，mm；
——对法兰环截面形心的力臂，mm；
——封头边缘处球壳中面切线与法兰环的夹角，（°）；；
——球冠形封头的计算厚度，mm；
——球冠形封头的名义厚度，mm；
——封头材料在设计温度下的许用应力，Mpa；
——焊接接头系数。
4.6.1.1管程压力作用下（内压）浮头盖的计算：
（1）球冠形封头计算厚度按下式计算：
；
为方便选材，故可将浮头盖的材料选择为Q345R，故=189Mpa，选择为双面焊对接接头，