固定管板式换热器设计结构设计说明

1、固定管板式换热器设计结构设计第一章 绪论1 研究的目的和意义随着现代工业的发展， 以能源为中心的环境、 生态等问题日益加 剧。世界各国在寻找新能源的同时， 也更加注重了节能新途径的研发。 强化传热技术的应用不但能节约能源、 保护环境， 而且能大大节约投 资成本。换热器由于其在化工、石油、动力和原子能等工业部门的广 泛应用，使得换热器的强化传热技术一直以来受到研究人员的重视， 各种研究成果不断涌现 1 。换热器是一种实现物料之间热量传递的节能设备 , 在石油、化工、 冶金、电力、轻工、食品等行业应用普遍。在炼油、化工装置中换热 器占总设备数量的 40%左右,占总投资的 30%一 45%。近年来随

2、着节能 技术的发展 ,换热器的应用领域不断扩大 , 带来了 显著的经济效益 2 。目前,在换热设备中 , 管壳式换热器使用量最大。 因此对其进行研 究就具有很大的意义。换热器换热过程是为了实现下列目的： 通过减小设计传热面积 来减小换热器的体积和质量 提高已有换热器的换热能力 使换热器能在较低额温差下正常工作 通过减小换热器的流体阻力来减少换热器的动力消耗2 国内外发展状况2.1 管程强化传热研究进展换热管是管壳式换热器的主要组成部分， 以下是列举的集中国内 外新型高效换热管以及它们的作用2.1.1 螺旋槽管螺旋槽管是一种管壁上具有外凸和内凸的异形管 , 管壁上的螺旋 槽能在有相变和无相变的传

3、热中明显提高管内外的传热系数 , 起到双 边强化的作用。根据在光管表面加工螺旋槽的类型螺旋槽管有单头和 多头之分 , 其主要结构参数有槽深 e、槽距 p 和槽旋角。美国、英 国、日本从 1970 年至 1980 年间对螺旋槽管进行了大量的研究 12.1.2 横纹管华南理工大学曾研究过 1974 年前苏联提出的一种换热管，研究表明：在相同流速下， 横纹管的流体阻力较单头螺旋槽管的流体阻力要小22.1.3 螺旋扁管 梁龙虎 3 经实验研究 , 表明螺旋扁管管内膜传热系数通常比普通 圆管大幅度提高 , 在低雷诺数时最为明显 , 达 23 倍; 随着雷诺数的 增大, 通常也可提高传热系数 50%以上。

4、这是由瑞士 Allares 公司首 先提出的一种换热管。 管子具有独特结构 , 流体在管内处于螺旋流动 , 促使湍流程度。2.1.4 管内插入物英国 CalGavin 公司研制一种叫 Heatex 的插入物 , 它由一组延伸 至管壁的圆态体组成 , 可使管侧传热效率提高 215倍4 。该公司还开发了一种叫 HitranMatrixElements 的花环式插入物 , 能在不增大压降的条件下大大提高传热系数。用于液体工况 , 可使管 壳式换热器管程传热效率提高 25 倍; 用于气体工况 , 可使相应值提高 5 倍。此外 , 与正常流速相比 , 这种插入物使换热管的防垢能力提高 8 10倍52.1

5、.5 内翅片管内翅片管的特点是通过在换热管管内扩大换热面积， 强化管内传 热途径来提高换热效率。该换热管在 1971 年由美国提出，日本，俄 罗斯等国家进行过大量研究， 研究表明： 内翅片管的可以使管内换热 系数提高到光管的 25 倍62.1.6 缩放管缩放管是由依次交替的多节渐缩段和渐扩段构成 , 流体在该管结 构的作用下引起湍动 , 从而提高传热效率。缩放管应用于单相流的研 究已开展很多。华南理工大学提出一种改型缩放管 , 将每个缩放单元 段中的扩张段减到最小 , 并采用外凸圆弧、内凹弧和直线相连接的方 式。同时还对该改进型管进行自然对流沸腾换热特性的实验研究 , 表明了改进型缩放管的自然

6、对流沸腾换热性能优于普通缩放管7陈颖8,9 经实验和模拟计算 , 表明该改进型缩放管有较好的强化传热效果。2.1.7 三维内肋管三维内肋管是通过专用的工具经过一定的方法对普通圆管内壁 加工而成的高效强化传热元件。 流体在管内受到三维肋的作用而使其 热边界层的厚度减薄 , 从而提高对流传热膜系数。在某些烟气管对流 换热中, 三维内肋管具有独特的自清灰功能 ,李清方10经实验,发现烟 气与三维内肋管的对流换热系数可达光管的 3.2 倍, 比其它强化管如 螺纹管的传热效果好。2.2 壳程强化换热研究进展2.2.1 杆式支撑结构 11美国菲利浦石油公司于 20 世纪 70 年代, 为改进传统换热器中管

7、 子与折流板的切割破坏和流体诱导作用， 开发了壳程流体纵流折流杆 式换热器。纵流形支承结构的特征是壳程流体的流动方向与管束平行 这类换热器基本实现了壳程、管程流体的完全逆流 , 增大了有效平均 温差, 提高了传热效果。2.2.2 螺旋折流板 12-13从结构上看该换热器主要包括 2 大类: 一类是没有中心管 , 折流 板为非整体连续的螺旋结构 , 其设计原理为 : 将圆截面的特制板安装 在“虚拟螺旋折流系统”中 , 每块折流扳占换热器壳程横剖面的 1/4, 倾角朝向换热器的轴线 , 使壳程流体做螺旋运动 , 减少了管板与壳体 之间易结垢的死角 ,从而提高了换热效率。在气 -水换热的情况下 ,

8、传 递相同热量时 , 该换热器可减少 30% 40%的传热面积 , 节省材料 20%30%。另一类是设有中心管 , 折流板为整体连续的螺旋结构。其 设计形式是折流板围绕中心管螺旋缠绕 , 形成整体连续的螺旋折流板 结构, 这种结构文献中报道较少 , 张正国等 14和英国公司 15均有相关 专利。另外辽宁石油化工大学陈世醒 16 又提出了一种特殊形式的折流 板。商利艳 17 等分别对螺旋角为 12、18、 30、 40的单螺旋 板折流换热器性能进行了实验研究 , 随着螺旋角的减小传热效果增强 但压降增大 ,得出螺旋角为 18的综合性能最好。王树立 18 等实验结 果表明最佳的螺旋角与壳程流体的雷

9、诺数有关 .2.2.3 空心环支撑 19 空心环支承是由华南理工大学研发的 , 它是由直径较小的钢管截成短 节,均匀分布在换热管之间的同一截面上 , 呈线性接触 ,其结构如图 4 所示。研究表明 , 空心环管壳式换热器取代折流板式换热器使换热器 钢材减少 35% 50%,气体压降减少 30%40%,已成功应用于硫酸工业 与石化工业。广东鹤山市磷肥厂年产 4 104t 硫酸的工业过程中 , 应 用该换热器比传统换热器节省换热面积 50%,节省钢材 40%。空心环常 常与强化传热管配合使用 ,能够同时强化管程、 壳程传热 , 可获得比普 通光管高 80% 100%的传热膜系数。但空心环支承的扰流作

10、用不如折 流杆支承 , 而且管束固定工艺相对较复杂。3 发展方向管壳式换热器是当今应用最广泛的换热设备 , 它具有高的可靠性 和简单易用性。特别是在较高参数的工况条件下 , 管壳式更显示了其 独有的长处“目前在提高该类换热器性能所开展的研究主要是强化传 热, 适应高参数和各类有腐蚀介质的耐腐材料以及为大型化的发展所 作的结构改进。综上所述,随着强化传热理论的研究 , 加强管壳式换热 器的改进, 将高效传热管与壳程强化传热的支撑结构相结合是今后换 热器发展的一个重要方向。不仅要重视加强换热器传热元件的研究 而且防腐措施的强化同样具有举足轻重的作用 , 综合考虑各方面因素 生产高质量、低成本的换热

11、器 ,在推动生产发展的同时 , 也会获得较高 的经济效益。第二章 传热工艺计算2.1 原始数据壳程煤油的流量 G1 16000 kg h 壳程煤油的进口温度 t1 120 壳程煤油的进口温度 t1 40 C 壳程柴油的工作压力 1 0.2MPa 管程冷却水的进口温度 t2 15 C 管程冷却水的出口温度 t2 45 C 管程冷却水的工作压力 2 0.25MPa2.2 定性温度及物性参数管程冷却水定性温度 t2 =(t2 t2 )/2 30 C 管程冷却水密度查物性表得 2 =995.7 kg m3 管程冷却水比热查物性表得 CP2=4.174 KJ Kg C 管程冷却水导热系数查物性表得 2

12、=0.618 wm C 管程冷却水的粘度 2 =801.510-6Pa.s 管程冷却水普朗特数查物性表得 Pr2=5.41 壳程煤油定性温度 t1 = t1 Fc(t1 t1 ) =40+0.3(120 40)=64 C 壳程煤油密度查物性表得 1 820 kg 3m 壳程煤油比热查物性表得 CP1 2.1kJkg C 壳程煤油导热系数查物性表得 1 0.13wm C壳程煤油黏度 1 750 10 6Pa s壳程煤油普朗特数查物性表得 Pr1=1000 1Cp1 1=12.12.3 传热量与柴油的出口温度及柴油的定性温度取定换热效率为0.98则设计传热量 :Q0 G1 C P1t1 t1160

13、00 2.1(120 40)1000 36000.98 1000 / 3600731733.3W冷却水流量 :G23600731733.3Cp2 (t2 t2)4.174(45-15) 100021036.89Kg/h2.4 有效平均温度tN t1 t2 t1 t2 120 45 40 15 50 = 45.5 Ct1 ln t1t2t2参数 P：t2t 24515t1t 212015参数 R：120 ln4045 ln315300.286105t1 t1t2 t2120 4045 152.667换热器按单壳程四管程设计， 则查管壳式换热器原理与设计图 2-6 （ a） 得：温差校正系数： 0

14、.75有效平均温差： tmtN 0.75 45.5 34.13 C2.5 管程换热系数计算参考表 2 7管壳式换热器原理与计算 初选传热系数： K0 240 wm C 则初选传热面积为：F0K0tm731733.3240 34.13289.34m2 *选用25 2.5 不锈钢的无缝钢管作换热管。则 管子外径 d0 0.025m管子内径 di 0.025 2 0.00250.02m管子长度 l 3m则所需换热管根数：NtF089.34d0 l 0.025379.17 =380可取换热管根数为 400则管程流通面积为a2Nt4di240044 0.022 0.0314m2 （四管程）管程流速为：

15、2G221036.89a2 3600 995.7 3600 0.03140.187管程质量流速为：22995.7 0.187 186.2 kg 2ms管程雷诺数为 Re2 di995.7 0.187 0.02 464648.015 10 43605 1 0.015t22 0.2100di 0.20.82管程传热系数为：3605 1 0.015 30 0.1870.82.6 结构的初步设计：查 GB1511999 知管间距按 1.25d 0取：管束中心排管数为： Nc 1.1 Nt 1.1 400 22 取 22 根则壳体内径为： Di S Nc 1 4d0 0.032 22 1 4 0.025

16、 0.772 故内径为 0.8m则长径比为 L 3 3.75 （合理）Di 0.8折流板由书可知可以选择弓形折流板。则弓形折流板的弓高为： h 0.2Di 0.2 0.8 0.16m折流板间距为： B Di 0.8 0.267m33折流板数量为： nB l 1 3 1 10B 0.2672.7 壳程换热系数计算壳程流通面积为：1 BDid0 0.267s0.81 0.025 0.047m20.032壳程流速为： 1G1 3600160003600820 0.0470.115壳程质量流速为：W11 8200.115 94.32s壳程当量直径为：deDi2Ntd0Ntd020.82 400 0.0

17、252 0.039400 0.025壳程雷诺数为：Re11 1de820 0.115 06 .039 4903.61 1 750 10 6切去弓形面积所占比例按 h 0.2 查得为 0.145 Di壳程传热因子由管壳式换热器原理与设计书图 2-12 可查得： Js 45 管外壁温度假定值为： 40 C壁温下油的黏度为：u 0.832 10 3Pa s0.14 0.14黏度修正系数为：110.750.99110.832壳程换热系数为：1 r 30.1311 1 Js 12.1 3 0.99 45 3411 de0.0392.8 传热系数计算查 GB1511999书第 138 页可知：壳程选用煤油

18、、管程选用冷却水污垢热阻为：1 0.000172 2 0.000344由于管壁比较薄，管壳层阻力损失都不超过 0.3 103N/m3所以管壁的热阻 可 以忽略不计。所以可以计算出总传热系数为：1 d0 1 d02di2 di11 0.025 0.0250.000172 0.0003443410.02 1190 0.02274.8wm则传热系数比为：KjK0274.82401.145（ 合理）所以假设合理。2.9 管壁温度计算管外壁热流温度计算为：q1Q0731733.3Nt d0l 400 3.14 0.025 37767.9 w m2 C11管外壁温度为： tw1 t1 q11 64 776

19、7.9 0.000172 39.8 Cw1 1 1 1 1 341误差校核： tw1 tw 1 39.8 40 -0.2 C因为误差不大，所以合适。2.10 管程压降计算d0 1t w2 t 2 q1di230 7767.9 0.0250.021 0.000344 41.5 C1190壁温下油的黏度为：w265010 6 Pa s0.14黏度修正系数： 2801.50.141.03w2650查得管程摩擦系数为：0.032管程数 nt 4管内沿程压为：W22il nt0.187 995.7234 0.03222di2 995.7 0.02 1.03324.5Pa回弯压降为：W22224nt0.1

20、87 995.7 2 4 42 995.7278.5Pa取进出口处质量流速为：WN217502s进出口管处压降为：N2WN22221.517502 1.52 995.72307Pa管程污垢校正系数为：d21.4管程压降：d2n2 324.5 278.5 1.4 2307 3151.2Pa2.11 壳程压降计算壳程当量直径为：de22Di2 Nt d02220.82 400 0.02520.8 400 0.0250.036 m壳程雷诺数为：W1de 94.3 0.0364526.4e1175010 6经查壳程的摩擦系数为：0.472管束压降为： 0 W1Di nb11294.32 0.8 10

21、10.47 580.8Pa0 2 1de12 820 0.0390.99Di Nt d0取进口管处质量流速为： 1000 kg 2ms22取进口管压降为： N1 WN 2 1.5 1000 1.5 915PaN1 2 1 2 820取导流板阻力系数为： 522导流板压降为： d WN1 d 1000 5 3049Pa d 2 1 d 2 820壳程结垢修正系数 d 1.38壳程压降为： 1 0 d d N1 1.38 580.8 3047 915 4763.5Pa管程、壳程允许压降为：2 35000Pa11符合压降条件第三章 强度计算3.1 换热管材料及规格的选择和根数确定序号项目符号单位数据

22、来源及计算公式数值1换热管外径d0mmGB151-1999管壳式换热器252管长lmmGB151-1999管壳式换热器30003传热面积S2 mA Q 管壳式换热器设 K tm计原理89.344换热管根数N个NAd0l4005拉杆d n1个GB151-1999 管壳式换热器表 43.4416/86材料GB150-1998钢制压力容器20#3.2 管子的排列方式1正三角形排列GB151-1999管壳式换热器图 112换热管中心距SmmGB151-1999管壳式换热器323隔板板槽两 侧相邻中心 距SnmmGB151-1999管壳式换热器443.3 确定筒体直径1换热管中心距SmmGB151-19

23、99 管壳式换 热器表 12322换热管根数n根4003分程隔板厚mm同上104管束中心排管的管数Nc根同上225筒体直径Dimm同上7726实取筒体直径DNmm考虑防冲板向上取8003.4 筒体壁厚的确定序号项目符号单位数据来源及计算公式结果1工作压力MPa给定0.252材料GB150-1998 钢制压力 容器Q235R3材料许用应力tMPaGB150-1998 钢制压力 容器2354焊接接头系数过程装备设计0.855壳程设计压力cMPac 1.10.2756筒体计算厚度mmcDi2 t c0537设计厚度dmmdC22.538名义厚 度nmmn dC13.539实取名义厚度nmmGB151

24、-1999 管壳式换 热器表 8610负偏差C1mm过程装备设计111腐蚀余量C2mm过程装备设计212计算厚度emme n C1 C2313设计厚 度下圆 筒的计 算应力tMPat c Di e2e35.514校核tMPatt263.9 合格15设计温 度下圆 筒的最 大许用 工作压 力wMPa2 e t wDie1.243.5 液压试验序号项目符号单位根据来源及计算公 式数值1试验压力TMPa1.25 c Tt0.412圆筒薄膜 应力TMPat Di e t t 2 e41.23校核0.9 s 263.9MPa T 合格3.6 封头厚度的计算序号项目符号单位根据来源及计算公式数值1设计压力

25、cMPac 1.10.2752材料GB150-1998钢制压力 容器Q235R3材料许用应力tMPaGB150-1998钢制压力 容器2354焊接接头系数过程装备设计0.855封头计算厚度mmcDi2 t 0.5 c0.536设计厚度dmmd C22537名义厚度nmmn dC13.538实取名义厚度nmmGB151-1999管壳式换热器表 869有效厚度emme n C1510设计厚度下封头的计算应力tMPat c Die2e35.511校核0.9 s 263.9MPa t12设计温度 下封头的 最大许用 工作压力PwMPa4 e t w2Die1.2513w 合格3.7 法兰的选择3.7.

26、1 设备法兰的选择按其条件 DN 800mm设计温度 120 C 设计压力 0.25MPa 由压力容器法DD1D2D3D4螺柱规格螺柱数量81578075074073736M1628兰选择甲型平焊法兰，相关参数如下：单位（ mm ）由压力容器法兰选择相应垫片：非金属软垫片 JB/T4704 2000 其相应尺寸为： D=739mm d=703mm 3mm3.7.2 接管法兰的选择1管程接管的公称直径相同设为 d ，设进出口质量流量为 1000 kg 2 ms则da4 21036.89 1061000 3.14 3600 86.25mm同理 db 86.25mm故取 a =b=100mm故取公称

27、直径dN2 100mm公称压力为 N 2 2.5MPa2 壳程接管的公称直径相同设为 d ，设进出口质量流量为 1000 kg 2 ms64 16000 106则 dc75.2mmc 1000 3.14 3600同理 dd 75.2mm故取公称直径 dN1 80mm 公称压力为 N1 2.5MPa由钢制管法兰，垫片，紧固件选择板式平焊法兰 a.b 相关参数如下DNA/ BDKnLThCB1法兰理论重量100114.210170418M1618143.17.43/5/108135由钢制管法兰，垫片，紧固件选择板式平焊法兰 c.d 相关参数如下DNA/ BDKnLThCB1法兰理论重量8088.9

28、190150418M161877.517.4/ 89/ 783.8 、管板的设计管板尺寸的确定及强度计算 :本设计为管板延长部分兼作法兰的形式，即 GB151-1999项目 5.7 中，图 18 所示 e 型连接方式的管板。A、确定壳程圆筒、管箱圆筒、管箱法兰、换热管等元件结构尺寸及管板的 布管方式；以上项目的确定见项目一至七。B、计算 A 、 As 、 na 、Kt、 cr 、Ac、Dt、 、Q、 s、 、 t、Pt；序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1筒体内径Dimm8002筒体内径横截面积A2 mmA= D12 /45026553筒体厚度smm64圆筒内壳壁金属截面积As2 mmAs

29、s（ D1+ s）151925管子金属总截面积na2 mmna =n t d t706866换热管根数n4007换热管外径dmm258换热管壁厚tmm2.59换热管材料的弹性模量EtMPaGB150-1998表 F518500010换热管有效长 度Lmm292011沿一侧的排管 数n20012布管区内未能 被管支撑的面 积Ad2 mmAd nS Sn 0.866S104243.213管板布管区面 积At2 mm2At 0.866nS2 Ad458956.814管板布管区当 量直径DtmmDt = 4At /764.4415换热管中心距SmmGB151-19993216隔板槽两侧相邻管中心距Sn

30、mmGB151-19994417管板布管内开孔后的面积A12 mm2A1=A n d2 / 4306305.518系数=A1/ A0.6119壳体不带膨胀节时换热管束与圆筒刚度比QQ=Et na/ EsAs3.220壳程圆筒材料EsGB150-1998表 F5190000的弹性模量21系数=na / A10.2122系数ss =0.4 0.6 1 Q /4.423系数tt =0.4 10.6 Q /6.524管板布管区当 量直径与壳程 圆筒内径比PtPt=Dt / Di0.9625管子受压失稳当量长度LcrmmGB151-1999图 32200826设计温度下管子受屈服强度t sMPaGB15

31、0-1998表 F2232.527管子回转半径imm8C. 对于延长部分兼作法兰的管板，计算 Mn 和Mp序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1垫片接触宽度NmmGB150-1998表 9-1252垫片基本密度宽度B0mmB0 =N/212.53垫片比压力yMPaGB150-1998表 9-2114垫片系数m2.05垫片有效密封宽度bmmB=2.53 B096垫片压紧力作用中心圆直径DGmmDG =D-2b6267预紧状态下需要的最小螺栓载荷WaNWa =3.14 DG b y194598.368操作状态下需要的WpN2Wp =(0.78D G Pc 最小螺栓载荷0.56.28 DGby)1

32、27126.59常温下螺栓材料的许用应力bMPaGB150-1998表 F4272.510预紧状态下需要的最小螺栓面积Aa2 mmAa=Wa / b714.111操作状态下需要的最小螺栓面积Ap2 mmAp= Wp/ b466.512需要螺栓总截面积Am2 mmAm =maxAa ， Ap714.113法兰螺栓的中心圆直径Dbmm68014法兰中心至 Fc 作用处的径向距离LGmmLG =(Db- D G)/22715基本法兰力矩MmN mmMm = Am LGb5253990.7516筒体厚度0mm617法兰颈部大端有效厚度1mm1 =1.75 010.518螺栓中心至法兰颈 部与法兰背面交

33、的 径向距离LAmmLADb Di / 2 129.519螺栓中心处至 FT 作 用位置处的径向距 离LTmmLT = ( LA+LG + 1)/233.520作用于法兰内径截 面上的流体压力引 起的轴向力FDN2FD =0.785 D12 Pc49311.421流体压力引起的总 轴向力与作用于法 兰内径截面上的流 体压力引起的轴向 力差FTNFT=F - FD7520.922操作状态下需要的最小垫片压力FGNFG =6.28 DG bmPc9613.223法兰操作力矩MpN mmMp=FDLD +FTLT +FG LG62.48 10624螺栓中心距 FD作用处的径向距离LDmmLD =0.

34、5 （Db-Di ）40D、假定管板的计算厚度为，然后按结构要求确定壳体法兰厚度f ，计算 K，k、和 Kf 。序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1假定管板计算厚 度mm402壳体法兰厚度fmm323管板材料弹性模 量EpMPaGB150-1998表 F53190104换热管材料的弹性模量EtMPaGB150-1998表 F53191105管板刚度削弱系 数GB151-19990.46换热管有效程度Lmm29207管板强度削弱系Gb151-19990.4数8管子金属总截面 积na2 mm37444.59换热管加强系数KK=（ 1.318 D1 /4.21Et na（ EpL） 0.510管

35、板布管区的当 量直径与壳程圆 筒内径之比PtPt =Dt/ D10.92811管板周边布管区的无量纲参数kk=K（ 1- Pt ）0.30312管束模数KtMPaKt=Et na / （L3174.613壳体法兰材料弹性模量Ef MPaGB150-1998表 F519010314壳体圆筒材料弹性模量EsGB150-1998表 F5319010315壳体法兰宽度bfmmbf = Df D1 /257.516系数GB151-1999图 260.000417壳体法兰与圆筒的选装刚度KfMPa1 2Ef bf K f = f f f 12Di bf32 f 3 Es Di Es 9.69418旋转刚度

36、无量纲参数KfKf = K f / （4Kt）0.0024E、由 GB151-1999 P51图 27 按照 K和Kf 查m1 ，并计算 值，由图 29 按照 K和 K f 查 G2 值序号项目符号单位数 据来源和计 算公 式数值1管板第一矩系数m1GB151-1999图 270.152系数=m1 / （ K K f ）14.83系数G2GB151-1999图 292.2F、计算 M1，由 GB151-1999图 30按照 K和 Q查G3 ，计算 ， M 、 Mf序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1管箱法兰 材料的弹 性模量EfMPaGB150-1998表 F531911032管箱法兰 厚

37、度fmmJB/T4702-2000323系数GB151-1999图 260.00044管箱圆筒 与法兰的 旋转刚度 参数KfMPaKf = 1 2Efbf（2 f”）3 Eh ” f 12 Di bf Di h9.6945管板边缘 力矩的变 化系数MM =1/ （ K f / Kf + ）0.986法兰力矩变化系数MfM f =Kf M / Kf 0.987管板第二弯矩系数m2GB151-1999图 28（a）2.95G、按壳程设计压力 Ps ，而管程设计压力 Pt =0，膨胀变形差 r ，法兰力矩的的危 险组合（ GB151-1999项目 5.7.3.2 分别讨论）a、只有壳程设计压力 Ps

38、 ，而管程设计压力 Pt =0，不计膨胀节变形差（即 r=0）序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1当量 压力组合PcMPaPc Ps0.332有效 压力组合PaMPaPasPsr Et1.4523基本 法兰 力矩系数Mm3Mm 4Mm /Di3 Pa0.0344管程 压力 下的 法兰 力矩系数MpM p 4M p /Di 3 Pa0.0165管板 边缘 力矩系数MM M m M M10.0376管板 边缘 剪切系数vvM0.54767管板 总弯矩系数mm m1 v m2 / 1 v1.08系数G1G1 maxGLe,GL10.329壳体 法兰 力矩系数MwsM wsM mM t M1-3-

39、2.622 1010管板 径向 应力系数r=1 1 v G1 r =4 Q G20.02311管板 的径rMPa2r r Pa /D1 /1183向应力12管板 布管 区周 边外 径向 的应 力系数rr 3 1 v m/4K Q G20.05813管板 布管 区周 边外 径向 的应 力rMPa2r r Pa /Di1 K m K22 m / 2m22.2414管板 布管 区周 边剪 切应 力系 数pp 1 v /4 Q G20.0715法兰 的外径与 内径之比KK D0 / D11.1916系数YGB150-1998表 9-510.7517壳体 法兰应力fMPaf 4 Y M ws Pa D1

40、 f 27.918换热 管的 轴向应力tMPat=1 Pc G2 vQ PaQ G 20.99819壳程 圆筒 的轴 向应 力cMPac= A 1 v Pa c As Q G26.4920一根 换热 管管 壁金 属的 横界 面积a2 mmna an176.621换热 管与 管板 连接 的拉 托应 力qMPaa q t adl0.061b、只有壳程设计压力，而管程设计压力 Pt=0，并且计入膨胀变形差。序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1壳程圆 筒材料 线膨胀 系数as1/ 0CGB150-1998-611.62 102换热管 材料线 膨胀系 数at1/ 0CGB150-1998-610.8

41、8 103换热管 与壳程 圆筒的 膨胀变 形差rr at tt t0 as ts t0-4-6.476 104沿长度 平均的 壳程圆 筒金属 温度ts0C工艺给定1605沿长度平均的tt0C工艺给定110换热管 金属温 度6制造环境温度t0207当量压力组合PcMPaPc Ps Pt 10.338有效压力组合PaMPaPa s Ps t Pt r Et-23.7079基本法 兰力矩 系数Mm3M m 4M m /D13 Pa-0.002110管程压 力下的 法兰力 矩系数Mp3M p 4M p /D13 Pa-4-9.79 1011管板边 缘力矩 系数MM M m M M1-35.334 10

42、12管板边 缘剪切 系数vvM0.078913管程总 弯矩系 数mm m1 v m2 / 1 v0.36614系数G1G1 =maxGle ， Gl10.215壳体法兰力矩MwsM wsM m M t M1-3-3.1962 10系数16管板径 向应力 系数rr 1 v G1 /4 Q G2-39.99 1017管板的 径向应 力rMPar r Pa D1839318管板布 管区周 边外径 向的应 力系数rr 3 1 v m/4KQ G20.01319管板布 管区周 边外径 向的应 力rMPa2r r Pa/ D11 K m K 22 m / 2m33.1520管板布 管区周 边的剪 切应力

43、系数TpTp 1 v /4 Q G20.0521管板布 管区周 边的剪 切应力TpMPaTp Tp PaD1259822换热管 的轴向 应力tMPa1 G 2 vQ t = Pc- 2 PaQ G 2-39.1423换热管 与管板 连接的 拉托应 力qMPaa q t adl-2.38c、只有管程设计压力 Pt ，而壳程设计压力 Ps=0，不计膨胀节变形差时：序号项目符号单位数据来源和计算公式数值备注1当量压力组合PcMPaPc Ps Pt 1-0.4662有效压力组合PaMPaPa=sPt+rEt-2.503管板边缘力矩系数MM M m M M10.0234管板边缘剪切系数vvM0.345管

44、板总弯矩系数mm m1 v m2 / 1 v0.866系数G1G1 maxGLe,GL10.23757管板的径向应力rMPar r Pa /2D1 / 2-13.3t1.5 rr8管板布管区rr 3 1 v m/ 4K0.038周边外径向的应力系数Q G29管板布管区 周边外径向 的应力rMPar r Pa /2 D1r 1 Km K22 m /2m-4.25t1.5 rr10管板布管区 周边的剪切 应力系数TpTp 1 v /4 Q G20.06211管板布管区 周边的剪切 应力TpMPaTp Tp Pa /D1-3.4t0.5 r12换热管的轴向应力tMPat=1 Pc- G2 vQ Pa

45、Q G20.23t r13壳程圆筒的轴向应力cMPa1vc =A/As Pac Q G2-9.67t r14换热管与管 板连接的拉 托应力qMPaa q t dl-0.5880.5trrd、只有管程设计压力 Pt ，而壳程设计压力 Ps=0，同时计入膨胀变形差时：序号项目符号单位数据来源和计算公式数值备注1换热管与壳 程圆筒的膨 胀变形差rr at tt t0 as ts t0-4-6.47 10-42当量压力组PcMPaPc Ps Pt 1-0.466合3有效压力组合PaMPaPa s Ps t Pt r Et-28.484基本法兰力矩系数MmM m 4M m /D1 Pa-61727105管板边缘力矩系数MM M m M M1-34.96 10-36管板边缘剪切系数vvM0.07347管程总弯矩系数mm m1 v m2