浮头式换热器毕业设计说明书.docx

内蒙古科技大学毕业设计说明书
摘要
换热器是将热流体的部分热量传递给冷流体的设备，又称热交换器。换热器是化工、石油、动力、食品及其它许多工业部门的通用设备，在生产中占有非常重要的地位。在化工生产中其可作为加热器、冷却器、冷凝器、蒸发器和再沸器等。换热器的种类很多，但是根据冷、热流体热量交换的原理和方式上的不同基本可分三大类即：间壁式、混合式和蓄热式。本设计综合考虑了给定介质的性质、温度、压强等因素，最终选定了管壳式换热器中的浮头式换热器。根据文献资料GB150-1998《钢制压力容器》、GB151-1999《管壳式换热器》和《换热器设计手册》等标准对浮头式换热器组成的各零部件结构与强度进行设计校核，其中最主要的部件包括了筒体、封头、管箱、钩圈式浮头以及鞍座等。在本设计中我细心的分析了其危险截面的应力并进行了计算与校核，保证其在实际生产中的安全。同时结合所选定的材料和工作环境制定相应的焊接工艺。
关键词: 管壳式换热器 浮头式换热器 管板 管箱 管束 校核 浮头法兰

Abstract
Heat exchanger is the transmission of heat fluid to the cold fluid equipment.
Heat exchanger is a general equipment, and played an important role in manufacture, which usually used in Chemical, petroleum, power, food and many other industrial sectors, In the chemical production, it can be used as a heater, cooler, evaporator, condenser and reboiler. There are variety of heat exchangers, however, According to the thermal fluid heat, cold exchange principle and different modes, That basically can be divided into three categories: wall type, mixed type and regenerative type. The design consideration of the properties, temperature, pressure and other factors for a given medium, I select tubular heat exchanger and float head heat exchangers According to the standard of the literature GB150-1998《Steel pressure vessel》，GB151-1999《Shell and tube type heat exchanger》，《heat exchanger design handbook》, I design and check part of the structure and strength of the floating head heat exchanger, in which main components including cylinder, head, tube box, hook and loop type floating head and saddle. In this design, I carefully analyzed the stress of dangerous section with the calculation and check, which to ensure the safety in production. At the same time , Combined with the selected materials and the working environment to develop the corresponding welding technology.
Key words: Tubular heat exchanger Float head heat exchangers Tube plate Tube box Pipe bundle check Floating head flange

目录
摘要 1
Abstract 2
第一章 绪论 5
第二章 工艺计算 7
2.1设计内容 7
2.2介质物性参数计算 8
2.3确定设计方案 8
2.3.1确定换热器类型 8
2.3.2换热器液体流动路径选择 9
2.4计算传热面积 9
2.4.1计算平均温度差 9
2.4.2估算总传热系数 10
2.4.3初步计算总传热面积 10
2.4.4换热器型号的选择 11
2.5校核总传热系数 11
2.6管程与壳程压强降校核 13
2.6.1管程压强降∆Pi的检验 13
2.6.2壳程压强降∆P0的检验 14
2.7壳程压强降∆Pc的检验 15
第三章 结构设计与强度计算 16
3.1筒体结构设计与计算 16
3.1.1确定筒体材料 16
3.1.2筒体厚度计算 16
3.2管箱结构设计 19
3.2.1管箱的结构设计 19
3.2.2管箱的结构设计 19
3.3管箱封头 20
3.3.1管箱圆筒短节的计算 20
3.3.2管箱封头的选取 20
3.3.3标准封头壁厚计算 21
3.3.4管箱应力校核 22
3.4管箱法兰设计 22
3.4.1法兰的选择 22
3.4.2垫片的选用 23
3.4.3螺柱螺母的选择 25
3.4.4管箱法兰设计计算与校核 26
3.5钩圈式浮头的设计 32
3.5.1钩圈式浮头的尺寸计算 32
3.5.2浮头盖的设计计算与应力校核 33
3.5.3浮头钩圈的设计计算 42
3.6换热管与管板的设计 42
3.6.1换热管的设计 42
3.6.2换热器管板的设计与应力校核 44
3.7外头盖的设计 49
3.7.1外头盖侧法兰选用 49
3.7.2外头盖法兰的选用 50
3.7.3外头盖垫片及其他部件 51
3.7.4外头盖封头的设计 51
3.8开孔补强及校核 51
3.8.1补强 52
3.8.2筒体开孔补强 52
3.8.3封头开孔补强计算 55
3.9其他部件设计 55
参考文献 62
致谢 63

第一章 绪论
充实并快乐的时光总是稍纵即逝！转眼我们已经即将毕业，在此感谢辛勤教导我们的各位老师和领导，祝你们以后的日子里身体康健一切顺利！
大四的毕业设计是学校对我们大学四年学习的一个衡量标准，是对我们所学理论知识与实际操作相结合的测试，是考验我们掌握理论与实际相结合设计制造的基本思路、方法与内容，提高我们设计调研、文献查阅、外文翻译、方案论证、计算校核、手工绘图、计算机绘图及文件编制等基本技能。
我本次设计的题目是杂醇油冷却器，所谓的冷却器也就是一种换热器。在当今这个能源匮乏的社会中能源是当前人类面临的重要问题之一,能源的开发、转换及其能源的充分利用已成为各国的重要课题,而换热器是能源利用过程中必不可少的设备,换热器是将热流体的部分热量传递给冷流体的设备，又可以称为热交换器。换热器的应用广泛，日常生活中取暖用的暖气散热片、汽轮机装置中的凝汽器和航天火箭上的油冷却器等，都是换热器。换热器是一种实现物料之间热量传递的设备，是在石油、化工、石油化工、冶金、电力、轻工、食品等行业普遍应用的一种工艺设备。此外，换热器广泛应用于各种工况条件，高温高压，低温低压均可。
换热器的种类繁多，若按其形状和结构进行分类可分为管式，板式和其他型式换热器。而管式换热器又可分为蛇管式换热器、套管式换热器、管壳式换热器。在众多类型的换热器结构中，管壳式换热器是用得最为广泛的一种换热设备类型。
我此次设计的冷却器就是管壳式换热器众多种类中的一种，浮头式换热器，浮头式换热器的设计不仅包括化工原理中的工艺计算，还包括机械设计零部件设计计算，以及机械制造中制造工艺，公差与配合等方面的内容，特别是工艺计算部分，多次应用到试差法，既要满足传热系数，传热面积方面要求，又要满足允许阻力降要求，应该说对我们的计算能力是非常好的锻炼。主要包括它的方案选型，零部件的设计，附件的选择和其制作等众多内容。浮头式换热器如图1所示，浮头式换热器对固定管板式换热器的缺陷上做了改进，这类换热器和管束对热膨胀是自由的，浮头端设计成可拆卸式，方便检修、清洗，但结构较复杂，浮头端小盖在操作时无法知道泄漏情况，所以在安装时要特别注意其密封情况。

图1-1浮头式换热器

我觉得十几年的学习生涯让我们变得失去了创造力与独立完成任务的能力，我们更多的是只会纸上谈兵，为了应试教育而学习。大四的毕业设计我想正是我们锻炼理论联系实际的一个契机，我会珍惜这次机会努力把这次设计做好，给我的大学生涯画上圆满的句号。

第二章 工艺计算
2.1设计内容
根据工艺计算，合理确定介质流向与和换热管的结构尺寸，如管壳程数、壳体及进出口接管直径，换热管规格尺寸及数量，折流板排列形式及间距，管板直径及管子排列方式等；并对其结构进行设计包括筒体、管箱、法兰、浮头盖、管板、开口补强、支座等主要受压部件与原件的选材，结构选型与设计，强度计算与校核。
本次设计的是杂醇油冷却器，冷却器操作参数如下：

表2-1 冷却器操作参数

循环水

杂醇油

设计压力
Mpa

进口温度℃

出口温度℃

流量kg/h

出口温度℃

进口温度℃

流量kg/h

T1=30
T2=40
100000
T3=40
T4=140
25000
1.6
2.2介质物性参数计算
由《化工原理》P285，查得：
循环水的定性温度：Tmc=1/2(30+40)=35℃
给出杂醇油液体的定性温度：Tmh=1/2(140+40)=90℃
在定性温度下，得到流体物性如下表：

表2-2定性温度下流体物性参数

密度kg/m3

比热容（Kj/kg·℃）

粘度Pa·s

导热系数
（W/(m·℃)）

水
994
4.187
0.727×10-3
0.626

杂醇油
825
2.22
0.715×10-3
0.140
2.3确定设计方案
2.3.1确定换热器类型
大体选用管壳式换热器。因为管壳式换热器结构较简单，操作可靠，单位体积具有的传热面积较传热效果较好，同时其制造材料范围广泛。
管壳式换热器中由于两种流体的温度不同，所以管程与壳程的温度也不同，因此它们的膨胀程度也不同，若两种流体温差较大（50摄氏度以上）时，就可能由于热应力而引起设备变形甚至破裂，因此必须考虑这种膨胀的影响。同时根据热补偿方法的不同管壳式换热器有以下分类，并且我们将在下面选出本次设计的换热器种类。
①固定管板式换热器：固定管板式即两端管板与壳体连成一体，因此其具有结构简单造价低廉的优点。但是由于壳程不易检修与清理，因此壳程流体应是不易结垢的物料。当两种流体温差较大时应考虑热补偿。
②U形管换热器：这种换热器内部管子弯成U形管子两端固定在同一管板上，因此每根管子可以自由伸缩，因此与其他管子与壳体无关。这种换热器结构也比较简单，重量较轻，适用于高温高压的工作场合。但是其管内清洗比较困难，所以管内流体必须洁净；且管子需要一定的弯曲半径，故管板的利用率较差。
③浮头式换热器：这种换热器两端管板之一不与外壳固定连接，浮动的一端称为浮头。当管子受热或受冷时，管束连同浮头都可以自由伸缩，而与外壳的膨胀无关。浮头式换热器不但其本身可以补偿热膨胀，而且由于固定端的管板是以法兰与壳体相连接的，因此管束可以从壳体中抽出，便于清洗和检修，因此其应用较广泛。
综合以上几种换热器的优缺点以及工艺液体介质的性质因此选用浮头式换热器作为杂醇油的冷却器。
2.3.2换热器液体流动路径选择
根据设计要求，考虑到设计压力、各液体温度、介质的物理化学性质同时两流体均不发生相变，确定杂醇油走壳程。由于水的粘性大，对流传热系数一般较大，容易结垢，为了以后方便清理换热器和处理循环水，所以走管程。
2.4计算传热面积
2.4.1计算平均温度差
暂时按照单壳程，多管程进行计算
△t1=T2-T1=40-30=10℃
△t2=T4-T3=140-40=100℃
因
△t1△t2=10100=0.10<2
因此用对数平均温度差来表示，逆流时平均温度差为：
∆tm‘=△t2-△t1ln△t2△t1=100-10ln10010=39℃

则
R=△t2△t1=10010=10

P=T3-T1T4-T1=10110=0.091

由P，R值查《化工原理》P233对数平均温度差校正系数图4-19得温度校正系数φ∆t=0.82所以∆tm=φ∆t∆tm‘=0.82×39=31.98℃，取整得32℃
2.4.2估算总传热系数
根据冷却器重介质特性，查[25]《换热器设计手册》P105附录2，可知总传热系数推荐值为279～709W/(m2∙℃),初选总传热系数K选=300 W/(m2∙℃)。
2.4.3初步计算总传热面积
计算热负荷
Qh=WhCph(th1-th0)=25000×2.22×(140-40)=5.55×106KJ/h=1541.7KW
Qc=WCCpc(tci-tco)=100000×4.187×(40-30)=4.187×106KJ/h=1163.1KW
因Qc<Qh，所以取Qh为总传热量。
初算总传热面积
So'=QK△tm=1541.7×103300×39=131.76m2
而为了保证其可靠性，一般应使换热器面积裕度大于15%-25%取S0=1.25×131.76=164.7m2。
2.4.4换热器型号的选择
由JB/T4715—92表1，P22选用∅25×2.5mm无缝钢管，20钢，流速为0.5m/s表2-3，P26选择换热器基本参数：型号说明:
BES800-1.6-55-625-2Π

表2-3换热器基本参数
筒体公称直径DN mm
换热管根数n
中心排管数nc
管程流通面积m2
800
366
15
0.0575
筒公称压力Mpa
换热管长度L mm
管程数 N
传热面积 m2
1.6
6000
2
168.5
管中心距 mm
换热管尺寸规格
折流板间距B mm
排列方式
32
ϕ25×2.5mm
240
正方形旋转45○
2.5校核总传热系数
（1）管程对流传热系数αi
管程流体的流速：
uc=wρA=1360293600×994×0.0575=0.661m/s
雷诺数：
Rei=duρμ=0.020×0.661×9940.000725=18125（湍流）
普兰特准数：
Pri=Cpiuℷi=4.08×103×0.725×10-30.626=4.73
联立：
αi=0.23λidiReri0.8Pri0.4=0.023×0.6260.02×181250.8×4.730.4=3419W/(m2℃)1.52
(2)壳程对流传热系数αo
由《化工原理》式4-77a计算
α0=0.36λ0dedeuoμCpμλo13(μμw)0.14
取换热器列管中心距t=32mm。则流体通过管间最大截面积为：
A=hD1-dot=0.022×0.8×1-0.0250.032=0.042m2
流速为：
U0=wρA=25000/(3600×825)0.042=0.2004m/s
de=4（t2-π4d02）πd0=4×（0.0322-π4×0.0252）π×0.025=0.022m
雷诺数：
Re=deuoρμ=0.022×0.2004×8250.715×10-3=4625
普兰特准数：
Pro=CPOμλO=2.22×103×0.75×10-30.000715=11.35
壳程中杂醇油被冷却，取μμw0.14=1
所以有：
α0=0.36λ0dedeu0μCPμλO13（μμw）0.14=0.36×0.1400.02×46250.55×11.341/3×0.95=587W/(m2℃)
(3)总传热系数计算和校核
参考[4]《换热器设计手册》P105附录1，知道：管内、外侧污垢热阻分别取为：
Rsi=3.4394×10-4m2·℃/W
Rso=1.7197×10-4m2·℃/W
又由碳钢的导热系数经查表为：λ=45.02w/mk
则传热系数为：
K=11α0+Rso+bd0λdm+Rsid0di+d0αidi=11587+0.000172+0.0025×0.02545.02×0.0225+0.000344×2520+253419×20=354W/(m℃)
由上则有KK选=354300=1.18在1.15-1.25范围内，符合要求。
校核传热面积
S计'=QK∆tm=1541.7×103354×31=136.1m2
该换热器实际换热面积：
Sp=πd0LN-nc=3.14×0.025×6×366-15=165.321m2
那么换热器的面积为：
φ=S0-SPSp=165.321-136.1136.1=21.5%
此裕度在15%-25%之间，符合设计要求。
2.6管程与壳程压强降校核
2.6.1管程压强降∆Pi的检验
参考《换热器设计手册》P76页知，管程压强降：
∆Pi=∆PL+∆PrFtNpNs+∆PnNs
其中∆PL——流体流经直管因摩擦阻力引起的压强降，单位Pa：
∆Pr——流体流经回弯管因摩擦阻力引起的压强降，单位Pa：
∆Pn——流体流经管箱进出口外力引起的压强降，Pa：
Ft——结构校正系数，无因次，对ϕ25×2.5mm管子，Ft=1.4：
Np——管程数=2：
Ns——串联的壳程数=1：
管程流通面积A0=0.0575m2
管程流速
ui=VsAi=1360293600×994×0.0575=0.661m/s
雷诺数
Rei=diuiρμi=0.02×0.661×9940.725×10-3=18425
由《化工原理》知2000≤R<4000为层流，R≥4000为湍流。
运用顾毓珍公式得：
λc=0.1227+0.7543Re0.38=0.0304
∆P1=λcLdρu22=0.0304×60.02×994×0.66122=1980.41Pa
∆P2=3ρu22=3×994×0.66122=651.45Pa
则∑∆Pc=1980.41+651.45×1.4×2×1=7369.21Pa<10kPa
则管程压强降符合设计要求。
2.6.2壳程压强降∆P0的检验
参考[4]《换热器设计手册》P81页
运用埃索法计算壳程压强降：
∆Ps=（∆P1+∆P2）FsNs
其中：∆P1——流体横过官束的压强降，Pa
∆P2 ——流体通过折流板缺口的压强降，Pa
Fs ——壳程压力降的结垢修正系数，对液体=1.15
F——管子排列方式对压强降的修正系数，转置正方形排列，F=0.4
f0——壳程流体摩擦系数，当Re>500 时，f0=5.0Re-0.228=0.73
Nb ——折流板数目
nc ——因为按正方形排列，所以nc=15
h——折流板间距，取0.3m
壳程流体面积:
A0=hD-ncd0=0.3×0.8-15×0.025=0.042m2
壳程流速:
u0=VsA0=250003600×825×0.042=0.2004m/s
雷诺数:
Reo=douoρμ0=0.022×0.2004×8250.715×10-3=4625
Reo=4625＞4000,所以为湍流
所以：
∆P1=Ff0ncNb+1ρu022=0.5×0.73×24+1×825×0.200422=2267.5Pa
∆P2=Nb3.5-2hDρu022=24×3.5-2×0.240.8×825×0.200422=1159Pa
∑∆P0=2267.5+1159×1.15×1=3940.5Pa<10kPa
所以壳程压强降满足设计要求。
2.7壳程压强降∆Pc的检验
1 热流体侧的壁温
tth=Tmh-K∆tm1αi+RSO=90-354×32×13419+0.000344=82.8℃
2 冷流体侧的壁温
ttc=Tmc-K∆tm1α0+Rsi=35+354×32×1587+0.000172=56.2℃
3 金属壁的温度
由公式：
t0-tw1α0+Rso=tw-ti1αi+Rsi
代入数据得
tw=48.9℃

第三章 结构设计与强度计算
3.1筒体结构设计与计算
3.1.1确定筒体材料
①、根据设计任务书要求，设计压力为1.6MPa
②、设计温度是换热器在正常工作情况下，设定的元件金属温度，在任何情况下，金属的表面温度不得超过材料的允许使用温度，设计温度不得低于元件金属在工作状态下可能达到的最高温度，本设计中，介质工作最高温度为140℃，因此我们取设计温度为t=150℃。
③、选择筒体材料
选择筒体材料必须考虑筒体材料的经济型，实用性，以及材料本身的抗腐蚀性和机械加工性能等许多方面因素，在本设计中，设计压力为1.6MPa，在设计方案中已经确定筒体材料为16MnR，采用钢板卷制而成，16MnR钢板标准为GB6654在设计温度t=150℃时，查得16MnR的许用应力为

δ=6-16mm
σb=510MPa
σs=345MPa
σt1=170MPa
>16-36mm
σb=490MPa
σs=325MPa
σt1=163MPa
>26-60
σb=470MPa
σs=305MPa
σt1=157MPa
3.1.2筒体厚度计算
δ=PcDi2σtϕ-Pc
其中pc——设计压力，MPa
Di——壳体内径，mm
δ——计算厚度，mm
ϕ——焊接接头系数
σt——材料在设计温度的许用应力，MPa
表3.1焊接接头
焊接接头形式
焊接接头系数ϕ
全部无损检测
局部无损检测
双面焊对接接头和相当与双面焊的全焊透对接接头
ϕ=1
ϕ=0.85
单面焊对接（沿焊接接头根部全长有紧贴基本金属垫片）
ϕ=0.9
ϕ=0.8

对于此浮头式换热器，根据其筒体内直径的范围，采用双面焊或相当于双面焊的全焊透对接焊缝面焊，局部无损检测，取 ϕ=0.85，假设 δ=6-16mm，即 σt1=170MPa
δ=1.6×8002×170×0.85-1.6=4.45mm
设计厚度δd的确定，设计厚度是计算厚度与腐蚀余量C2之和，其中腐蚀余量C2的选择根据GB151-1999的规定，其中对于主要元件腐蚀余量有以下几条原则：
①、管板、浮头法兰、球形封头和浮头钩圈两面应考虑腐蚀余量。
②、平盖、凸形封头、管箱和圆筒的内表面应考虑腐蚀余量。
③、管板和平盖上开槽时，可把高出隔板槽底面的金属作为腐蚀余量，但当腐蚀余量大于槽深时，还应该加上两者的差值。
④、压力容器法兰和管法兰的内直径应考虑腐蚀余量。
⑤、换热管不考虑腐蚀余量。
⑥、拉杆、定距管、折流板和支持板等非受压元件，一般不考虑腐蚀余量。
钢板的计算厚度：
根据HG20580-1998的规定，一般的容器，换热器等寿命不少于8年，而其腐蚀速率为0.13-0.25mm/a,本设计中取腐蚀余量C2=2mm。所以：
计算厚度δd=4.45+2=6.45mm
钢板的名义厚度：
钢板的厚度负偏差C1的选取，查HG20580-1998，对于GB6654-96的钢板，对于所有厚度，其厚度负偏差为0mm，将6.45mm向上圆整且满足于GB151-1999中浮头式换热器对于材料为低碳钢和低合金钢的最小厚度不小于10mm的规定，
取其名义厚度为12mm，即δn=12mm。
钢板的有效厚度：
钢板的有效厚度为其名义厚度减去腐蚀余量与钢板厚度负偏差。
则：δe=δn-C1-C2=12-0-2=10mm
设计温度下圆筒的计算应力：
σt=Pc（Di+δe）2δe
代入数据有：
σt=1.6×（800+10）2×10=64.8MPa
σt 值应该小于σtϕ即64.8MPa<170×0.85=144.5MPa，该圆筒满足设计要求。
设计温度下圆筒的最大允许工作压力
Pw=2δeσtϕ（Di+δe）=2×10×170×0.85800+10=3.51MPa
2.筒体水压实验校核：
筒体水压试验压力Pt=1.25Pcσσt
式中σσt取各元件许用应力比的最小值，通过比较知，通体的应力比最小，所以：Pt=1.25×1.6×170170=2MPa
根据GB151-1999 P14中规定，为使液压试验时容器材料处于弹性状态，在压力试验前必须按下列式子校核试验时圆筒的薄膜应力:
σT=pr(Di+δe)2δe≤0.9ϕσs
代入数据得：
σT=2×(800+10)20=81MPa
81马趴≤0.9×345×0.85=263.925MPa,水压试验合格。
所以可以确定壳体厚度为12mm。
3.2管箱结构设计
3.2.1管箱的结构设计
根据设计要求并且综合考虑适用性与经济性选用B型封头管箱。
3.2.2管箱的结构设计
管箱圆筒短节的计算：
考虑介质腐蚀性相同的原则，且对于同种材料易于焊接的特性，选择管箱的材料也为16MnR，其厚度计算方法与筒体相同，此时16MnR的许用应力值为σt=170MPa，故在此设计温度下，管箱短节的计算厚度为：
δ1=1.6×8002×170×0.85-1.6=4.45mm
考虑腐蚀余量和最小厚度的要求，取名义厚度为δn1=12mm。
多程管箱中，流经相邻两管程间的最小流通面积大于或等于其中一程的管内流通面积的1.3倍，管箱上各相邻的焊缝间距离必须大于或等于4s且大于或等于50mm。
3.3管箱封头
3.3.1管箱圆筒短节的计算
考虑到介质腐蚀性相同的原则，且对于同种材料易于焊接的特性，选择管箱的材料为16MnR，厚度计算方法同筒体相同，但由于管程流体的最高工作温度大于壳程流体的温度140℃，因此设计温度应为t=150℃，此时16MnR的许用应力值为σt=170MPa，因此在此设计温度下，管箱短节的计算厚度为：
δ1=1.6×8002×170×0.85-1.6=4.45mm
考虑到腐蚀余量和最小厚度要求，取名义厚度为δn1=12mm
3.3.2管箱封头的选取
材料依然选择16MnR，选择标准椭圆形封头，根据JB/T4737-95P3，选择以内径为基准，类型代号为EHA，型式参数为：Di/2(H-h)=2。标准椭圆封头是由半个椭球面和短圆筒组成。直边段的作用是避免封头和圆筒的连接焊缝处出现径向曲率半径突变，以改善焊缝的受力状况。如图2-3所示：

图3-1
由JB/ T4746—2002《钢制压力容器用封头》得：DN=800，总深度H=225mm,内表面积A=0.7566 ，容积V=0.0796 ;
由Di/2(H-h)=2及已知条件可算出：h=25mm
标记：EHA DN800×12-16MnR JB/t4746-2002
3.3.3标准封头壁厚计算
根据GB150—1999 中封头得计算厚度按下式计算
δ=KPCDI2σtϕ-0.5PC
=1×1.6×8002×170×1.0-0.5×1.6=3.8mm

式中：应力增强系数K=1（采用标准椭圆封头）
查JB/ T4706-2002,=1.0（100%无损检测）
根据GB6654《压力容器用钢板》规定：对于16MnR钢板可取厚度负偏差=0mm；在无特殊腐蚀情况下，对于碳素钢和低合金钢，腐蚀裕量不小于 1 mm取腐蚀裕量=2mm。
厚度附加量C=+=0+2=2mm。
设计厚度
名义厚度圆整后可取=12mm。
检查：=12mm时，[σ]t 无变化且满足封头选型时的假设，因此取封头名义厚度=12mm满足设计要求。
筒体有效厚度
由JB/ T4706-2002，附录B，表B-2， ，=12mm，Di=800mm查得封头质量M=71.5kg。
最大允许压力：

[Pw]= 2δeσtϕKDt+0.5δe==4.2MPa
厚度校核：
3.3.4管箱应力校核
取试验温度为150℃，管箱材料为16MnR，钢板标准GB6654，使用状态：热轧正火，查得[σ]=170Mpa。
根据GB151-1999规定：水压试验压力按下式计算
Pt=1.25Pσσt=1.25×1.6×170170=2MPa
压力试验时椭圆封头的应力为
σT=PTDi+0.5δe2δe=2×800+0.5×102×10=81MPa
而；相比较
因此满足水压试验的强度要求。
3.4管箱法兰设计
3.4.1法兰的选择
由HG20583—1998《钢制压力容器结构设计规定》表，通常采用长颈对焊法兰和平焊法兰，我们选用长颈对焊法兰（整体式），采用凹凸面连接，FM形式，其结构图如下：

图3-2 管箱法兰结构
由DN=800mm，PN=1.6Mpa,可查得如下参数：

表3-2 法兰数据（单位：mm）

H
960
915
876
866
863
48
115
h
a

R
d
35
21
18
16
26
12
27
对应的螺柱规格M24，数量24，对接筒体最小厚度=10mm。
由JB/T4700-2000，表2，，法兰选用锻件16MnII,质量为69.5kg。
标记：法兰—FM 600—2.5/42—110 JB/T4703-2000
3.4.2垫片的选用
压力容器法兰用密封垫片有3种.
1.非金属软垫片
非金属软垫片指的是耐油石棉橡胶板(GB/T539-1995使用温度<200)和石棉橡胶板(GB/T3985-1995,使用温度<350),它们在3种类型的法兰上均可应用.但是如果是槽型密封面,由于这种垫片挤在槽中,更换困难,不宜使用.应该指出,密封垫片的材质与尺寸是确定螺柱和法兰尺寸的计算基础,所以在按法兰标准选用法兰时,还应按相关的标准确定相应的垫片尺寸.
2.缠绕式垫片
这种垫片是用0.8F,0C r13或0Cr18Ni9等钢带与石棉或聚四氟乙烯等填充带相间缠卷而成。为防止松散，把金属带的始端及末端焊劳。为了增大垫片的弹性和回弹性，金属带与非金属填充带均轧制成波形，有四种结构形式：
A型-又称基本型，不带加强环，用于槽密封面；
B型-带内加强环，用于凹凸密封面；
C型-带外加强环，用于平面密封面；
D型-内外均有加强环，用于平面密封面。
由JB/T4700-2000，表2，，选用缠绕垫片，种类为特制石棉填充带；查JB/T4705-2000，表1，，有0Cr13,代号为5；由JB/T4705-2000，表4，，当DN=800mm，PN=1.6Mpa，查得D=865,d=825； 由JB/T4705-2000，图1，，垫片的厚度为4.5mm，见下图：

图2-3 管箱缠绕垫片
查GB150-1998，表9-2，，查得：垫片系数m=3.0，比压力y=69MPa；选管箱垫片与管箱侧垫片一致。
标记：垫片 B51—800—1.6 JB/T4705-2000
3.4.3螺柱螺母的选择
这种连接适用于结构上不能采用螺栓连接的场合，例如被连接件之一太厚不宜制成通孔，材料又比较软（例如用铝镁合金制造的壳体），且需要经常拆装时，往往采用双头螺柱连接。显然，拆卸这种连接时，不用拆下螺柱。
压力容器法兰用的双头螺柱有A型和B型两种，A型螺柱无螺纹部分的直径等于螺纹外径，B型螺柱无螺纹部分直径等于根径，且中间无螺纹部分与螺纹段之间要有过渡圆弧。
A型与B型的两种螺柱选用原则如下。
在法兰连接中，法兰和壳体是焊在一起的，在安装时，法兰与螺柱的温度相同，操作时法兰随壳体温度有所升高，在通常情况下法兰的温升值往往大于螺柱的温升值，于是法兰沿其厚度方向的热变形将大于螺柱的热伸长量，由于法兰盘在沿起厚度方向的刚度远大于螺柱，所以在容器操作时，可以认为螺柱（两个螺母间）根本限制不了法兰的厚度，反过来倒是法兰强迫螺柱在其热伸长之外，还要产生一定量的弹性变形，于是法兰的热变形与螺栓热变形之差就是螺栓附加的弹性变形。
A型双头螺柱，只在两端车有螺纹2，中间螺杆部分的直径等于螺纹外径。就普通螺纹来说，螺纹外径横截面积与螺纹根部面积之比大约为1.48~1.31可以看出，采用A型螺柱，其危险截面上的附加热应力要比B型螺柱上的附加热应力值大。所以当法兰与螺柱间在工作状态下温差较大时，应选用B型螺柱。
选用等长双头螺柱，由JB/T4700-2000，表2，，螺柱材料选用40Cr，螺母材料选用45钢。由JB/T4707-2000，表1，，选用B型螺柱M24，d=24，=24，=60，C=3，r=6，见下图：

图2-4 等长双头螺柱
3.4.4管箱法兰设计计算与校核
设计条件：设计压力P=1.6MPa，设计温度t=150℃
1. 垫片计算（参见GB150-1998，）
A 垫片有效宽度：
由GB150-1998，表9-1，得：
垫片的接触宽度:
N=D-d2=865-8252=20mm
垫片的基本密封宽度：
b0=N2=10>6.4mm
垫片的有效密封宽度:

b=2.53b0=8.00mm

B 垫片压紧力作用中心圆直径：
由GB150-1998，图9-1所示活套法兰，垫片压紧力作用中心圆直径 即是法兰与翻边面的平均直径。
当>6.4㎜时，等于垫片接触的外径减去2b，
DG=D-2b=865-2×8.00=849mm
C 垫片压紧力，由GB150-98知：
⑴预紧状态需要的最小垫片压：
FG=FA=3.14DGby=3.14×849×8×69=14.72×105N
操作状态需要的最小垫片压紧力：
FG=Fp=6.28DGbmPC=6.28×849×8×3×1.6=2.05×105N
2.螺栓计算（参见GB150-1998，，）
常见的普通螺栓连接是在被连接件上开通孔，插入螺栓后在螺栓的另一端拧上螺母。这种连接的结构特点是被连接件上的通孔和螺栓杆间留有间隙，通孔的加工精度要求低，结构简单，装拆方便，使用时不受被连接件材料的限制，因此应用极广。孔和螺栓杆多采用基孔制过度配合。这种连接