换热器机械中的空气冷却器的毕业设计.docx

换热器机械中的空气冷却器的毕业设计目录摘要IAbstractII第一章 绪论51.1 选题背景51.2 选题意义51.3 调研情况51.3.1 国际资源形式51.3.2 国内资源形式51.3.3 换热器对于我们的重大意义51.4 主要工作5第二章 方案论证52.1 传热的基本方式及其机理52.1.1 热传导52.1.2 对流传热52.1.3 辐射传热52.2 冷、热流体热量传递方式及换热设备52.2.1 间壁式传热52.2.2 混合式传热52.2.3 蓄热式传热52.3 列管式换热器52.4 固定管板式换热器52.5 本章小结5第三章 设计论述53.1 初始数据与数据处理53.2 管程的设计53.2.1 换热管规格与尺寸的选择53.2.2 排管53.3 筒体设计53.3.1 筒体壁厚的确定53.3.2 筒体强度的校核53.4 折流板的设计53.5 管箱的设计与长颈法兰的选择53.5.1 管箱筒体的设计53.5.2 长颈法兰的选择53.5.3 封头的计算53.6 管板的设计与强度校核53.6.1 管板的设计53.6.2 管板厚度的校核53.7 膨胀节判定53.8 鞍式支座的选用53.9 开孔补强的计算53.9.1 壳体管接头处开孔补强53.9.2 封头管接头处开孔补强53.9.3 管箱管接头处开孔补强53.10 本章小结5第四章 结果汇总与分析54.1 计算结果汇总54.2 其他附件的设计与选择54.3 本章小结5第五章 总结55.1 设计中存在的问题55.1.1 换热管的设计问题55.1.2 折流板的设计问题55.1.3 材料选择问题55.2 换热器的发展前景55.2.1 新型换热器的发展55.2.2 近期国内外的研究方向5参考文献5附录5附录一 符号说明5附录二 金属需用应力5附录三 折流板或支撑板的最小厚度表5致谢5III 第一章 绪论1.1 选题背景空气冷却器在化工生产中，有着广泛的应用，同样也起着重要的作用。它的作用是：冷却或冷凝。主要应用于：炼油、石油化工塔顶蒸气的冷凝；回流油、塔底油的冷却；各种反应生成物的冷却；循环气体的冷却和电站汽轮机排气的冷凝。工作压力可达69兆帕。但耗电量、噪声和占地面积均大，冷却效果受气候变化影响较大。采用空冷器可节省大量工业用水，减少环境污染，降低基建费用。特别在缺水地区，以空冷代替水冷，可以缓和水源不足的矛盾。1.2 选题意义空气冷却器，是以空气作为冷却剂的换热器。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应用较为广泛的单元设备之一，在生产中占有重要地位。在化工生产中换热器可作为加热器、冷却器、冷凝器、蒸发器和再沸器等应用。据统计，在现代化学工业生产中，换热器的投资大约占设备总投资的30%，在炼油厂中，换热器占全部工艺设备的40%左右，海水淡化工艺装置，则全部由换热器组成。能源危机，是现在社会发展，需要重视的关键问题之一，随着社会的快速发展，尤其是工业革命之后，石油，煤矿等不可再生资源由于巨大的消耗，存量已日益减少，上个世纪70年代初发生的世界性能源危机，有力促进了传热强化技术的发展。为了节能降耗，提高工业生产的经济效益，则换热器的应用，发展与研究就成为了一个人们所关注的课题。1.3 调研情况1.3.1 国际资源形式工业革命之后，机械化的生产与生活走入了人们的生活，石油、天然气、煤炭成为了人类社会生存与发展不可或缺的化石原料。但是作为不可再生的资源，随着开采量的日益增大，和储存量的日益减少，能源危机已经是一个讨论越来越热烈的问题。现代社会在经济、科技、文化等领域快速的发展。而这个发展，得益于化石能源，如石油、天然气、煤炭与核裂变能的广泛的投入应用。自工业革命之后，机械化的生产与生活走入了人们的生活，石油、天然气、煤炭成为了人类社会生存与发展不可或缺的化石原料，因而它是建筑在化石能源基础之上的一种发展。然而，由于这一经济的资源载体将在21世纪上半叶迅速地接近枯竭。 石油储量的综合估算，可支配的化石能源的极限，大约为11801510亿吨，以1995年世界石油的年开采量33.2亿吨计算，石油储量大约在2050年左右宣告枯竭。 天然气储备估计在131800152900兆立方米。年开采量维持在2300兆立方米，将在5765年内枯竭。煤的储量约为5600亿吨。1995年煤炭开采量为33亿吨，可以供应169年。 铀的年开采量目前为每年6万吨，根据1993年世界能源委员会的估计可维持到21世纪30年代中期。 核聚变到2050年还没有实现的希望。化石能源与原料链条的中断，必将导致世界经济危机和冲突的加剧，最终葬送现代市场经济。事实上，近10年来，中东及海湾地区与非洲的战争都是由化石能源的重新配置与分配而引发。这种军事冲突，今后还将更猛烈、更频繁。 总之，能源危机迟早会爆发；它的爆发将具有爆炸性。11.3.2 国内资源形式国内的能源状况也同样让人堪忧。从上世纪70 年代初开始，我国已经经历了三次大的能源危机。由于能源危机，每到冬夏两季用电高峰，各大城市便会出现不同程度的拉闸限电现象，而企业则会出现大面积的开工不足。1992 年我国开始成为石油的净进口国，此后不断增加的石油进口量引起国际社会的严重关切，能源已成为国家安全的重要影响因素。虽然2008 年的全球性经济危机已经使石油价格下降了60%多，但现价仍是同样发生经济危机的1998 年的近四倍。能源是我国国民经济发展中的一个战略问题。长期以来,由于能源紧张，严重制约着我国经济的发展，因此能源问题已成为影响我国四个现代化进程的关键问题。我国目前的能源现状是：一、我国人均能源资源不足。总量也有下降。从总体上看，我国的能源资源总量位于世界前列，但因人口众多，人均能源资源不足。不仅如此，总量方面也有一定程度的下降 二、我国能源资源分布不均。我国煤炭资源的64% 集中在华北地区，水电资源约70% 集中在西南地区，而能源消费则集中在东部经济较发达地区。因此，“北煤南运”“西煤东运”“西电东输”的产销格局将长期存在，造成能源输送损失和过大的输送建设。 三、我国能源种类不均衡，开发难度加大，能源利用率低，能源发展后劲严重不足。我国能源以煤炭为主，其次是石油、天然气、水电和核能。在能源探明储量中，煤炭占94%、石油占5.4%、天然气占0.6%，属于富煤、贫油、少气。这种特点决定了我国能源生产以煤为主的格局长期不会改变。此外，我国的核能、太阳能、风能、潮汐能、地热能等新能源和再生能源的开发，与发达国家的差距也很大。 四、能源领域的供求矛盾日益突出，出现能源紧张。2003年，全国21个省市区发生大面积电荒，进而引发了煤炭、柴油供应紧张，煤、油紧张又加剧了电荒。而2004年全国总体电力供需形势更加严峻。归其主要原因有：（1）电源建设增长和社会用电增长存在巨大落差；电网结构脆弱、网际调度能力差、电煤紧张。（2）高速经济列车拉紧了弦。经济高增长和重化工业拉动用电需求刚性增长。钢材、建材、有色金属、汽车等行业出现高速增长，盲目投资、低水平重复建设加剧。高耗能工业成为工业用电增长的主导力量。（3）气候原因。高温少水使水力发电的作用受到限制。五、我国的能源储备严重不足，而融入世界的步伐却很快。我国至今没有建立起能源预警机制和战略储备系统。我国水能资源和煤炭探明储量人均分别只占世界水平的55%、25%，预计到2030 年，这一数字还将有所下降。而石油、天然气的人均储量更远低于世界水平。我国石油产量不可能大幅度增长，甚至若干年后将逐渐下降。到2020年，中国石油供应的一大半将依赖国际资源，很容易受到全球原油价格变化的影响。21.3.3 换热器对于我们的重大意义能源危机的问题，已经严重影响到了人类社会以后的发展，所以传热技术的发展需要被提上日程。为了能降低能耗，同时提高工业生产经济效率，需要开发适用于不同行业与领域的高效率换热器。这是因为随着能源的短缺，可利用的温度越来越低，换热允许的温差越来越小，因此，对换热器的发展与换热器技术的提高也就越发的显得重要。换热器是国民经济与工业生产领域中应用十分广泛的热量交换设备，随着现在的新工艺，新科技，新材料的不断开发和能源匮乏引发的问题，世界各国已经将能源的综合利用和重复利用放到了一个非常重要的位置。目前发达国家的工业热回收率已经达到了96%，而换热设备占现代设备总量的30%。我国已经进行了大量的强化传热技术的研究，但是在新型的传热器的应用与开发上还与发达国家有着很大的差距。并且新型换热器的推广方面也十分的有限。我国能源的利用率也是让人堪忧统计数字表明，建国59 年来，我国的GDP 增长了10 多倍，而能源消耗同比增长了40 多倍。2002年度数据显示，我国能源利用效率以单位产值能耗计算相当于美国的3.36 倍，为日本的9.3 倍，是世界平均水平的3.2 倍。我国2004 年和2005 年实际的一次能源消费弹性系数1.67，能源消费年均增长率大于15%。如果以10%的增长速率预测，到2012 年我国一次能源需求就将超过11.51012MJ，是资源和环境都难以承受的。而国民节能意识和节能措施的相对落后，国际间高耗能产业的转移和县域经济工业化可能会使得节能与能耗总量的增长比例失调，能源利用效率低成为我国爆发能源危机的关键因素。3随着煤炭、石油、天然气等化石资源的日益减少，能源危机的问题日益的严重，而新型能源的发展却又十分的缓慢。而换热器的普及使用和大力的发展，虽然没法从根本上解决能源问题，但是热量的回收和再利用，减缓了我们能源的消耗，给予我们更多的时间进行新能源的开发，为我们以后的发展起到很大的促进作用。所以换热器的设计与应用是一项非常重要的课题。1.4 主要工作 本课题的主要工作是换热器设备的设计，在设计的同时对大学四年所学的知识进行一次全面的梳理与复习。在本次设计之前，通过调研，对我国目前换热器的使用范围与技术水平有大致的了解。然后集中学习化工设备设计工程的步骤与流程，以及合格施工图的画法。复习换热器热传递的原理和化工设备设计的理论知识，通过已知的换热面积与工作温度、压力等数据进行计算，按照国家标准选择正确的各零部件，最后对各部件的强度进行校核，使其在工作压力和温度下正常工作。最后，对本次设计进行总结与绘图。第二章 方案论证2.1 传热的基本方式及其机理热量由热源传给热阱有三种不同的方式,他们分别为热传导、对流、和辐射。工程上通常由两种或两种以上组合而成的复合传热过程。2.1.1 热传导不同温度的物体相互接触时热量会由高温物体传递到低温物体，这种热量传递过程称为热传导。固体或壁面存在温度梯度发生的传热是最典型的热传导，此外，液体、气体之间也会发生热传导现象。在金属固体中，热传导主要靠自由电子的运动；在非金属固体和大多数液体中，热传导是由个别分子的动量传递引起的；在气体中，热传导是由个别分子无规则运动所致的。热传导发生时，物体内部的分子或流体质点没有发生宏观位移。描述热传导的数学模型为傅里叶定律。2.1.2 对流传热对流传热是不同温度的流体因搅拌、流动引起的流体质点宏观位移导致的传热过程。对流传热必然伴随着热传导，两者无法分开，通常只是对流传热占主导地位，研究时将两者一起考虑，称为对流传热或传热。对流传热可分为自然对流传热与强制对流传热两大类。前者是因流体各处不同温度引起密度差从而产生浮力导致的流体质点宏观位移传热；后者是因为不同温度流体受外来干扰，诸如搅拌、泵、风机等作用引起的流体质点宏观位移传热。强制对流传热过程总会伴随着自然对流传热过程，因为温度差在流体中产生浮力，但其影响很小，可以忽略不计。描述对流传热的数学模型是牛顿冷却定律。2.1.3 辐射传热辐射传热涉及辐射能从能源向热阱的传递过程。辐射传热和热传导与对流传热不同，它不需要物体之间直接接触，也不需要任何中介介质，太阳将热量传给地球就是靠热辐射。若辐射在真空中传播，它不会转变为热或其他形式的能。仅仅因为热引起的辐射称为热辐射。热辐射以电磁波的形式在空间中传递，它与光传播类似，既有波动性，又有粒子性，热辐射的传播速度与光速相同，它在空间中以直线传播。辐射传热还伴随能量形式的转换。基于热力学第二定律，波尔兹曼给出了描述辐射传热机理与数学模型，根据其机理，所有物质只要其温度高于绝对零度，都能发射辐射能。应予指出，热传导、对流传热总是伴随着热辐射传热，只是通常在化工生产过程，温度不太高，辐射传热被忽略。热传导与热对流传热速率取决于冷热物体之间的温度差大小，辐射传热则取决于物体的温度水平。 2.2 冷、热流体热量传递方式及换热设备根据工业过程冷、热流体的接触及进行热量传递情况，通常分为三种情况：间壁式传热、混合式传热、蓄热式传热。2.2.1 间壁式传热间壁式传热是化工生产过程中最普遍采用的传热形式，间壁式传热是冷、热流体被一固体壁隔开，热流体将热量传导固体壁面，通过固体壁面将热量传给冷流体。典型的间壁式换热器如下：套管式换热器 由直径不同的两根同轴心线管子组成。进行热交换的冷、热流体分别在内管与环隙中流过，通过内管壁热量传递。 图 2-1 套管式换热器列管式换热器 主要由壳体、管束、管板、和封头等部件组成。一种流体由一侧接管进入封头，流经各管后汇集于另一封头，并从该封头接管流出。该流体称为管程流体。另一种流体由壳程接管流入，在壳体与管束间的空隙流过，然后从壳体的另一接管流出。该流体称为壳程流体。在壳体内安装与管束相垂直的折流板是为了支撑管子避免管子变形；调高壳程流体的流速和改变其流动方向以增强壳程流体的传热效果。为了提高管程流体流速以强化管程流体的传热，可将列管式换热器的全部管束分为多程，使流体每次只沿一管程束通过，在换热器内作两次或两次以上来回折流。2.2.2 混合式传热将冷、热流体在换热器中以直接混合的方式进行热量交换，具有传热效率高、设备简单等优点。这种传热方式常用于气体的冷却或水蒸气的冷凝。2.2.3 蓄热式传热其特点是冷、热流体间的热交换是通过蓄热体得周期性加热和冷却来实现的。先令热流体通过蓄热器，热流体降温，填充物升温，然后令冷流体通过蓄热器，一方面冷流体升温，同时填充物降温。蓄热器通常采用两台交替使用。这类换热器结构简单，能耐高温，常用于高低温气体的换热。其特点是设备体积大，且两种流体会有一定程度的混合。42.3 列管式换热器列管式换热器，又称为管壳式换热器，是目前化工生产中应用最为广泛的换热设备，其用量约占全部换热设备的90%。他有着突出的有点：单位体积具有的传热面积大，结构紧凑、坚固，传传热效率好，而且能用多种材料制造，适用性较强，操作弹性大。在高温、高压和大型装置中多采用列管式换热器。而列管式换热器又分为：固定管板式换热器、U形管式换热器以及浮头式换热器。 U形管式换热器 属石油化工设备，由管箱、壳体及管束等主要部件组成，因其换热管成U形而得名。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，热补偿性能好但管内清洗不便，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。 浮头式换热器 浮头式换热器两端的管板，一端不与壳体相连，该端称浮头。管子受热时，管束连同浮头可以沿轴向自由伸缩，完全消除了温差应力。由于这种换热器壳体和管束的热膨胀是自由的，管束可以抽出，便于清洗管间和管内。其缺点是结构复杂，造价高（比固定管板高20%），在运行中浮头处发生泄漏，不易检查处理。浮头式换热器适用于壳体和管束温差较大或壳程介质易结垢的条件。2.4 固定管板式换热器固定管板式换热器结构简单，制造成本低，管程清洗方便，管程可以分成多程，壳程也可以分成双程，规格范围广，故在工程上广泛应用，近年来，随着节能技术的不断发展，其应用领域不断地扩大，在工业生产中，进行高温与低温的回收，带来了较大的经济效益。但是，固定管板式换热器并不是在任何场合均通用的，有趣其壳程清洗困难，对于较脏或有腐蚀性的介质不宜采用。并且当膨胀之差较大时，需要在壳体上设置膨胀节，以减少因管、壳程温差而产生的热应力。将固定管板换热器的优缺点总结如下：优点：l 旁路渗流较小；l 锻件使用较少，造价低；l 无内漏；l 传热面积比浮头式换热器大20%30%；缺点：l 壳体和管壁的温差较大，壳体和管子壁温差t50时必须在壳体上设置膨胀节；l 易产生温差力，管板与管头之间易产生温差应力而损坏；l 壳程无法机械清洗；l 管子腐蚀后连同壳体报废，设备寿命较低；l 不适用于壳程易结垢场合，壳程必须是洁净不易结垢的物料。在选择换热器类型的时候，应参考固定管板式换热器的优缺点，确定其是否符合设计与应用所要求的条件。固定管板式换热器由管箱、壳体、管板、管子等零部件组成，管子的两端与管板通过焊接法或者膨胀法固定，而壳体则与管板焊接。从而管束、管板与壳体成为了一个不可分割的整体。这就是固定管板式名称的由来。换热器内的折流板主要有圆缺形与盘环形两种。 图2-2 固定管板式换热器52.5 本章小结 本章首先介绍了换热器的传热原理，让我们对换热器的工作机理有了一定的了解。然后根据工业过程冷、热流体的接触及进行热量传递情况，分别介绍了三种传热情况，并着重介绍了间壁式传热。再者介绍了列管式换热器，对U型管换热器与浮头式换热器进行了简短的介绍。最后着重介绍了本次设计的课题，固定管板式换热器。通过这章，我们了解了换热器的分类，和各自的特点，通过对比，了解固定管板式换热器与其他换热器的相同点与异同点，对以后的设计打下基础。第三章 设计论述3.1 初始数据与数据处理 表3-1 初始数据壳程管程工作压力0.3MPa4MPa工作温度（进口/出口）25/45145/45介质冷却水压缩空气换热面积20在正常工作状况下，管子与壳体的温度计算：设壳体的进出口温度为t1, t2，设管子的进出口温度为t3，t4，壳体金属温度ts，管子的金属温度tt：ts=t1+ t22=35 （3-1）tt=t3+ t42+ts2=65 （3-2）根据过程设备设计设计压力应为工作压力的1.05-1.1倍，设计温度应略大于工作时最高温度。所以： 3-2 处理数据壳程管程设计压力0.32MPa4MPa设计温度65165金属温度35653.2 管程的设计3.2.1 换热管规格与尺寸的选择由于本固定管板式换热器的安置要求，在达到20的换热面的同时，具有较小的筒径，所以我们在此选择了非常规换热管，根据GB/T 17395-2008,其中的系列2，我们选择了以下尺寸的换热管：表3-3 换热管规格尺寸管径壁厚长度理论质量材料规格8mm1.5mm18450.24kg/mQ235B计算管子在设计压力下是否可以正常工作： t=Pc(Di+e)2e=4.3(5+0.5)20.5=23.65MPa113=96.05MPa (3-3) t设计温度下的圆筒的计算应力，MPa。 Pc工作压力，MPa。 Di筒体或者管子内径，mm。 e名义厚度，mm。 焊接系数，0.85。经计算，管子在工作压力下可以正常工作。3.2.2 排管本设计的排管方式采用正三角形，管外径为8mm较小，管间距定位12mm，共416根管子，如以下两图排管: 图3-1 布管图1 图 3-2 布管图23.3 筒体设计3.3.1 筒体壁厚的确定由于壳程的介质为冷却水，腐蚀强度较低，压力较小，所以采用Q235B。查询机械设计手册可得知，Q235B弹性模量E=2.1105MPa，线膨胀系数=11.410-6 1106。管束外径为264mm，所以筒体的内径Di=300mm，壳体受内压，设计压力为0.32MPa，所以壳体壁厚： =PcDi2t-Pc=0.3230021130.85-0.32=0.5mm （3-4） 筒体的计算厚度，mm C1=0.6, C2=1,可以得到名义厚度n=4mm。由于筒体的壁厚至少为6mm，所以筒体的壁厚定为6mm。3.3.2 筒体强度的校核固定管板换热器的壳体由于受到介质的压强与热应力的双重作用。(1) 由于壳体与管束介质内压引起的轴向力。 N=ps4Di2-ndo2+pt4do-2t2n =0.3243002-46182+4.348-21.52461 =54126.67 N （3-5）N由于壳体与管束介质内压引起的轴向力，N。ps壳体的内压，MPa。pt换热管的内压，MPa。Di壳体的内直径，mm。do换热管的外径，mm。t换热管的壁厚，mm。n换热管的数目，mm。 As=Di+ss=300+66=5767.96 mm2 (3-6) At=ndi+tt=4615+1.51.5=14120.67 mm2 (3-7) As壳体的受力横截面积，mm2。 At换热管的受力横截面积，mm2。 di换热管的内径，mm。 t换热管的壁厚，mm。 s壳体的壁厚，mm。由于壳体与换热管的材料相同，所以壳体内的拉应力： Ns=NAsAs+At=54126.675767.9614120.67+5767.96=15697.43N 3-8 Ns壳体受到的轴向力，N。 Ns=NsAs=15697.435767.96=2.72MPa （3-9） Ns壳体受到的轴向应力，MPa。换热管受到的拉应力： Nt=NAtAs+At=54126.6714120.6714120.67+5767.96=38429.24N 3-10 Nt换热管受到的轴向力，N。 Nt=NtAt=38429.2414120.67=2.72MPa （3-11) Nt壳体受到的轴向应力，MPa(2) 由于筒体和管束的温差引起的热应力。由于管束和壳体的材料相同： Q=Ett-tsAsAtAs+At =2.110511.410665-3514120.675767.9614120.67+5767.96 =294115.6N （3-12） Q壳体与管束相互约束受到的内力，N。壳体受到拉应力： Ts=QAs=294115.165767.96=50.99MPa （3-13） Ts壳体受到的热应力，MPa。管束受到压应力： Tb=QAb=294115.1614120.67=20.83MPa （3-14） Tb管束受到的热应力，MPa。壳体受到拉应力，其强度条件是 s=Ns+Ts=50.99+2.72=53.71MPa2t=21130.85=192.1MPa 3-15所以壳体能够正常工作。3.4 折流板的设计 在对流传热的换热器中，安置折流板是为了提高壳程介质流速，强化传热效果。对于卧式的换热器，折流板还具有支撑换热管束的作用。常见的折流板有弓形和圆环形两种，我们在这个设计中采用单弓形折流板。单弓形折流板缺口弦高ho一般取0.20-0.45倍的圆筒内直径，原则是使流体通过缺口时与横过管束时的流速相近。 折流板的圆形直径略比壳体的内径小一些，在本次设计中定为297.5mm，ho取72.05mm，为圆筒内径的0.25倍左右。由于换热管管径为8mm，所以折流板上的管孔直径取为8.2500.20mm。折流板的设计如下图所示： 图 3-3 折流板开孔 图 3-4 折流板 本次设计共设定6个折流板，从左侧的挡板隔250mm设定一个折流板，最大的无支撑间距为250mm，根据附录二的表格，折流板的最小厚度为3mm，本次设计定为6mm。3.5 管箱的设计与长颈法兰的选择3.5.1 管箱筒体的设计 管箱筒体的内径与壳体的内径相同，由于管箱筒体的内压是管程的内压，所以设计压力为4.3MPa。 =PcDi2t-Pc=4.330021130.85-4.3=4.5mm （3-16）管箱筒体的计算厚度为4.5mm， C1=0.6, C2=1,可以得到名义厚度n=8mm。所以管箱的厚度定为8mm。材料选用 Q345R。3.5.2 长颈法兰的选择 根据JB4703-92，选择长颈对焊法兰，公称直径为300mm，公称压力选择6.4MPa。 表3-4 JB4703 公称直径300mm 长颈对焊法兰公称直径DD1D2D3D4Hhaa1Rd螺柱规格螺柱数量300460415376366363461103521181227M2416 图 3-5 榫面长颈法兰 法兰的材料选用16Mn II。3.5.3 封头的计算根据JBT4746-2002钢制压力容器用封头，我们选用EHA型以内径为基准，Di2(H-h)=2,DN=Di。 图 3-6 封头公称直径为300mm。 表3-5 JBT4746-2002 EHA型，公称直径为300mm封头公称直径DN mm总深度H mm内表面积A m2容积V m33001000.12110.0053封头壁厚的计算： =PcDi2t-0.5Pc=4.330021130.85-0.54.3=4.5mm (3-17)封头的计算厚度为4.5mm， C1=0.6, C2=1,可以得到名义厚度n=8mm。所以管箱的厚度定为8mm。材料选用 Q345R。3.6 管板的设计与强度校核3.6.1 管板的设计本设计方案，在管板得设计中，管板的延长部分作为壳体的法兰。根据hg20592上的要求，选用公称直径为300mm，公称压力1.6MPa的法兰。 表 3-6 hg20592 公称直径300mm，公称压力1.6MPa法兰数据公称直径 mm法兰最大直径 mm 螺孔圆直径 mm螺栓型号螺栓数300460410M2412根据长颈法兰的规格将螺孔圆的直径改为415mm螺栓数改为16，可装配。法兰厚度为46mm，管板的厚度定为48mm,管板设计如下图所示： 图 3-7 管板3.6.2 管板厚度的校核下边我们通过GB151-1999管壳式换热器中的延长部分作法兰的管板强度校核表，对管板的强度进行校核，判定管板的厚度是否合格。 表3-7 管板计算表 延长部分兼作法兰的固定管板式管板计算表 初始数据管板假设管板厚度=48mm管子加强系数K2=1.318DiEtnaEpL=5.3864K=2.32, k=K1-t=0.228壳程圆筒内径 Di=300mm厚度s=6mm内径面积A=Di24=70685.83mm2金属横截面积As=sDi+s=5767.96mm2 表3-7 （续）管箱圆筒厚度b=8mm法兰外径Df=460mm法兰宽度bf=Df-Di2=80mm管箱法兰厚度f=46mmhDi=21300=0.07fDi=46300=0.153 查GB151-1991=0.53旋转刚度Kf=1122EfbfDi+bf2fDi+Eh =9351.97MPasDi=32300=0.107fDi=6300=0.02 查GB151-1991=0.0009旋转刚度Kf=1122EfbfDi+bf2fDi+Es =51MPa旋转刚度无量纲参数Kf=Kf4Kt=0.0108壳体法兰应力参数Y=4.72查GB150-1998 第九章图9-8或表9-5按K, Kf,查GB151-1991 管板计算图27m1=0.07=m1KKf=2.79按K, Kf,查GB151-1991 管板计算图29G2=1.4Ml=m12K(Q+G2)=3.9210-3按K, Q,查GB151-1991 管板计算图30G3=0.064=KfKf+G3=0.099管子管子外径d=8mm管子壁厚t=1.5mm管子根数n=461管心距S=12面积At=0.866nS2=57488.54mm2管子金属总截面积na=ntd-t=14120.67mm2开孔面积nd24=23172.39mm2管子的有效长度L=1745mm管束模数Kt=EtnaLD1=5664.46MPa管子的回转半径i=14d2+（d-2t）2=2.36mm管子受压失稳当量长度lcr=500mm系数Cr=2Etst=132.81MPa管子稳定需用压应力Cr由于Crlcri所以Cr=Et22ilcr2=23.09MPa 系数计算开孔后面积Al=A-nd24=47513.44mm2管板布管区面积At=0.866nS2=57488.54mm2管板布管区当量直径Dt=4At=270.55系数=AlA=0.672Q=EtnaEsAs=2.45=naA=0.297表3-7 （续）延长部分兼作法兰的固定管板式管板计算表系数计算s=0.4+0.6+0.6Q=3.48t=0.4+0.6+Q+0.4=5.057t=DtDi=0.902KfKf=5.45310-3M=1+KfKf=6.69Mf=KfKfM=0.0365按K, Q,查GB151-1991 管板计算图28m2=4.655法兰力矩基本法兰力矩Mm=39500782.99Nmm管程压力作用时法兰力矩Mp=20069035Nmm壳程压力作用下的危险组合壳程设计压力ps=Pc=0.43MPa管程压力pt=0管程压力作用下的危险组合壳程压力 ps=0管程压力pt=4.3 Pc=-pt1+=-5.5771 不计膨胀差不计膨胀差=attt-to-asts-to0=attt-to-asts-to0Et0Et0Ps=sps+Et1.1136Ps=tpt+Et-21.7451Mm=4MmDi3Ps2.49Mp=4MpDi3Ps-0.065M=Mm+(M)Ml2.52M=Mp-0.065=M7.03=M-0.18m=m1+m21+4.08m=m1+m21+-0.93G12.11G11.6r=14(1+)G1Q+G21.1r=14(1+)G1Q+G20.085r=34m(1+)K(Q+G2)2.75r=34m(1+)K(Q+G2)-0.065p=141+Q+G20.52p=141+Q+G20.053Mws=Mm-(Mf)Ml0.24Mws=Mp-Ml-0.0104表3-7 （续）延长部分兼作法兰的固定管板式管板计算表壳程压力作用下的危险组合壳程设计压力ps=Pc=0.43MPa管程压力pt=0管程压力作用下的危险组合壳程压力 ps=0管程压力pt=4.3 Pc=-pt1+=-5.5771 管板应力 MPa 管板应力 MPar=rPsDi2=80.388r=Psr1-km+k22m2-mDi2=186.33p=PspDi=6.081.5rt=234.51.5rt=234.50.5rt=78.5r=rPsDi2=80.388r=Psr1-km+k22m2-mDi2=109.22p=PspDi=12.11.5rt=234.51.5rt=234.50.5rt=78.5管子应力 MPat=1Pc-G2-QQ+G2Ps =16.491.0rt=157管子应力 MPat=1Pc-G2-QQ+G2Ps =16.231.0rt=157壳体法兰应力 MPaf=4YMwsPsDif2=58.521.5rt=234.5壳体法兰应力 MPaf=4YMwsPsDif2=49.521.5rt=234.5壳程圆筒轴向应力 MPac=AAs(1+)Q+G2Ps=19.13rt=133.45壳程圆筒轴向应力 MPac=AAspt+1+Q+G2Ps =14.55rt=133.45拉脱应力 MPaq=tadl=0.42q=4拉脱应力 MPaq=tadl=0.41q=43.7 膨胀节判定并不是所有的固定管板式换热器都需要安装膨胀节，下述三个条件中，任何一个不能满足时，必须加膨胀节。(1) 换热器的壳体和管束的轴向应力满足强度条件，即壳体轴向应力 s=50.99+2.72=53.71MPa3t=288.15MPa (3-18) 管束轴向应力 t=20.38-2.72=18.11MPa3t=288.15MPa (3-19) 满足强度条件。(2) 换热器的壳体和管束的轴向压缩应力应满足稳定条件：壳体的压缩应力 A=0.094eR=0.0945150=3.13310-3 （3-20） B=23EA=428.22MPa （3-21） N+Ts=53.71MPaB=428.22MPa （3-22）条件满足。管子的压缩应力首先确定lcri值（压杆的柔度），其中lcr为换热管失稳当量长度，根据上一节的设定，lcr取值为500mm。i为换热管的惯性半径。 i=do2+di24=82+524=2.36mm （3-23) lcri值为211.86。然后计算Cr值，用以判定换热管属于大柔度或是中柔度压杆 Cr=2Etst=22.1105235=132.81MPa （3-24） Et设计温度换热管材料的弹性模量，MPa。 st设计温度换热管材料的屈服限，Q235B为235MPa。由于Crlcri,所以 Cr=Et22ilcr2=23.09MPa （3-25）管子的压缩应力N+Tt=18.11Cr=23.09条件满足。(3) 管板与换热管间的拉脱力q不得大于需用应力q(胀接)或3q(焊接)。q=tadl=0.46 4MPa （3-26） 表 3-8 许用拉脱力 /MPa 换热管与管板连接结构形式q胀接钢管管段不卷边、管孔不开槽 2管段卷边或管孔开槽 4有色金属管管孔开槽 3 焊接 0.5tr经过计算，上述三个条件均达到要求，所以本次设计的固定管板式换热器是不需要添加膨胀节的。3.8 鞍式支座的选用本次设计为卧式固定管板式换热器，在此，我