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100 双管 合成氨 锅炉 设计 开题 CAD

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设计（XX）开题报告设计（论文）题目100m2双管板合成氨废热锅炉设计（论文）题目来源自选设计（论文）题目类型工程设计起止时间一、 设计（论文）依据及研究意义。1.设计依据：根据老师提供的任务书的要求，结合自己所学的专业知识和对化工设备的理解，参照国家的标准，同时通过查阅书籍和网上搜索资料，有步骤地完成设计任务。2.研究意义：毕业设计是对一个大学生学习成果的综合检验，通过毕业设计可以更好的巩固专业知识，查阅资料，了解科技的发展情况，了解化工设备的最新动态，学习到更多在课本上没有的东西，同时，在设计的过程当中，锻炼了我们的动手能力和独立思考问题的能力。二、 设计（论文）主要研究的内容、预期目标（技术方案、路线）：本次设计的是100 m2合成氨废热锅炉。设计包括的主要内容：废热锅炉的工艺设计（锅炉内径、筒体和封头的设计、法兰设计和开孔补强、进出口接管及支座）等，并对其进行强度计算及校核，绘制图纸等。技术方案及路线：首先进行物料衡算和热量衡算，然后进行锅炉的尺寸计算，最后进行强度计算和校核。三、设计（论文）的研究重点及难点：重点是：双管板废热锅炉的尺寸计算和确定以及强度计算和校核。难点是：（1）由于合成氨过程比较复杂以及现有理论的不完备，其难点突出在对其进行比较准确的计算。（2）由于本次设计的锅炉要求在2.5Mpa的壳程压力和31.4Mpa的管程压力及较高操作温度下的生产，其难点是对废热锅炉内径以及壁厚等进行比较优化的设计。（3）由于本次设计的锅炉考虑了各种因素，其难点是对锅炉以及一些附件的强度计算及校核。(4) 由于本次设计的锅炉结构比较复杂，要求图纸多，其难点是对图纸的准确绘制。四、设计（论文）研究方法及步骤（进度安排）：1月7日至1月14日：了解所要设计的试验装置，查阅相关文献，为进行设计做准备； 1月15日至1月25日：查阅资料，找设计依据，理出设计思路，写好开题报告； 1月26日至3月25日：算数据，求得设计的各种依据； 3月26日至5月10日：设计，画出设计图纸；5月11日至5月26日：整理图纸，进行打印。写出设计说明书 5月27日至5月30日：准备答辩。 五、进行设计（论文）所需条件： 1.有基本的设计绘图能力，相关的基础理论知识和专业知识，对相关国标的熟悉 2、要有充分的资料（在图书馆查阅与搅拌设备以及国标相关的书籍，进行筛选，选出有用的信息）。设计所需设计方法、软件、工具等。3.有老师的指导和自己的认真努力。六、指导教师意见： 签名： 年 月 日摘要：本次设计的是一个换热面积为100m2的合成氨废热锅炉，论文首先介绍了废热锅炉的计算概述、废热锅炉的选型和钢材的选取，以及介绍有关锅炉的制造工艺。设计的重点是进行主要受压元件的强度计算和厚度选择，详细论述具体的设计过程，并且对主要受压元件进行强度校核。设计的重点主要包括筒体、封头的设计、汽包、支座、平盖、管板和法兰的设计等等，设计的难点体现在优化设计和强度计算上。关键词：双管板废热锅; 强度计算; 制造工艺Abstract:The design for a heat transfer area of 100m2 of ammonia waste heat boiler.The article firstly describes the computing overview of the waste heat boiler,waste heat boiler type selection and the choice of steel.And introduced the boiler manufacturing process.The focus of the design was the strength calculation and thickness selection of major pressure components,detailed description of design steps.And check strength of the main components of the compression.The focus of the design were mainly cylinder and head of design ,drum,support,top,tube plate and flange design and so on .Difficulties in the design embodied in the optimization of design and strength calculation .Key Words:double-tubesheet waste heat boiler; strength calculation； manufacturing process目 录引 言11 概 述21.1双管板废热锅炉的设计参数21.2双管板废热锅炉的设计概述21.3废热锅炉的选型31.4双管板废热锅炉的结构和钢材的选择31.4.1钢材的选择31.4.2废热锅炉的结构32 设计计算42.1废热锅炉壳程受压元件的强度计算及厚度确定42.1.1锅炉基本参数的确定和计算42.1.2锅炉筒体的强度计算及厚度的选择62.1.3大端标准椭圆封头的强度计算及厚度选择72.1.4小端标准椭圆封头的强度计算及厚度选择92.1.5锅炉偏锥体的强度计算与厚度的选择112.1.6接管a和b的强度计算及厚度选择122.1.7汽包（件7）主要受压元件的强度计算及厚度选择172.2废热锅炉管程主要受压元件的强度计算及厚度选择232.2.1 U形换热管b型（管板跟管壳程筒体都有焊接）管板的计算232.2.2端部强度计算及校核283制造工艺413.1加工成形413.1.1、套合准备413.1.2、外筒的加热413.1.3、套合操作413.1.4、内外筒贴合的标志423.1.5、套合应力的消除423.2 无损检测423.2.1无损检测要求423.2.2焊接接头做超声波检测433.3热处理433.4焊接44总 结45参考文献46外文文献翻译47谢 辞57引 言 能源是人类得以生存的基础，然而在21世纪的今天，能源危机已经是全世界都面临的问题。我国对节能环保是十分重视的，充分利用有限的能源有利于可持续发展。 合成氨工业会产生大量的废热，如果这些热量直接排放掉的话是一种很大的浪费，因此得把这种热量回收利用，合成氨废热锅炉就是用来回收在合成氨的过程中所产生的余热的一种换热设备。通过废热锅炉产生蒸汽作为工厂的能源，这样就提高了热能的利用率，减少了能源的浪费，可以获得很大的经济效益。同时废热锅炉在合成氨系统中也是不可缺少的设备，工艺气体在进入下一个工艺时需要控制温度，废热锅炉可以起到降温作用。除了在合成氨工业，废热锅炉在其他化工行业中也经常要用到。 根据不同的生产工艺要求，有不同的废热锅炉，双管板废热锅炉是目前使用比较广泛的一种。本次设计的是100m2双管板废热锅炉，与其他废热锅炉相比较，双管板废热锅炉有比较大的优越性，主要有：换热面积大，气体压降减少；密封结构改进，密封好，减少泄露；换热管之间的间隔大，便于清洗和维修；容易制造、结构相对简单、经济性好。 本次设计是对大学四年所学的一次综合考核，是通过运用自己学到的专业知识，查阅相关资料，在老师的指导下去进行的，但是由于我的知识和设计经验不足，加上时间比较仓促，在设计的过程中难免会有些地方是错误和不完善的，希望老师指点。1 概 述 管板式废热锅炉属于压力容器的一种，所以在设计过程中的重点是锅炉的强度和失效形式，在管壳式换热器中，如果不考虑载荷的波动、高温高压以及实际钢材可能存在的各种缺陷，则强度失效可分为塑性失效和弹性失效，刚度失效则是失去了稳定性。然而在管壳式换热器的强度设计中，一般是按照静载荷的条件来考虑的。1.1双管板废热锅炉的设计参数表1.1 设计技术参数表容器类别三类壳程管程设计压力 Mpa2.53.14设计温度 225400操作介质脱氧软水 蒸汽H2 N2 NH3 CH4主要受压元件材质16MnR 1Cr18Ni9Ti换热管规格 mm换热面积 m21001.2双管板废热锅炉的设计概述 在工程上一般把厚径比t/R0.1的壳体看作薄壳，此时在内压作用下可以不计筒体上的径向应力，且认为两向应力沿壁厚的方向均匀分布，从而很大程度地简化了设计。也就是可以运用回转薄壳无力矩理论进行设计计算。 对于法兰，法兰的失效方式主要是由于法兰的刚度不够或垫片性能不好而引起泄漏，在设计计算时要通过强度计算来保证法兰和锥颈的刚度和连接螺栓的强度，同时采用优质的垫片。 在锅炉的壳体上一般有开孔接管，这样就会导致应力集中，加大了失效的危险，所以要进行开孔补强计算，注意补强的形式。1.3废热锅炉的选型 锅炉的设计必须满足产品工艺的要求，并且考虑锅炉的工作环境，要求锅炉能够工作稳定、结构简单、容易制造、价格便宜等因素。同时，在本次设计中，锅炉的最高工作温度为400，属于低温操作，因此工艺气体对材料的热膨胀影响比较小，又考虑到管程压力大于壳程，所以选用U型双管板式废热锅炉。1.4双管板废热锅炉的结构和钢材的选择1.4.1钢材的选择 由于锅炉在高温高压下工作，还要承受不稳定的载荷，所以不是任何一种钢都可以采用的，一般要用压力容器专用的钢材，除了要考虑有足够的强度外，还要有比较好的机加工性能和与介质相容的性能。要有良好的化学性能和力学性能，同时具备经济性，所以本次设置中主要的元件材质选用16MnR和10MoWVNb。1.4.2废热锅炉的结构 本次设计的锅炉主要组成有管束、管板、顶盖、壳体，壳体跟管束部件采用无垫片焊环法兰连接。顶盖是1Cr5Mo的IV级锻件，进出口集气室由管板跟顶盖组成，由于废热锅炉管束属于高温高压的设备，所以平盖和管板都要用自紧式双锥密封，用螺栓连接。汽包上的设备法兰组焊在锥形筒体下部的筒体上，锅炉换热管为,10MoWVNb的U型管，换热管数量为101根，换热面积为100mm2，管孔采用正三角形的布置形式，管板材料为10MoWVNb的IV级锻件，换热管跟管板之间的连接用先焊后胀的焊接方式。废热锅炉的结构简图图如下所示：1.螺纹法兰 2.顶盖 3.管板 4.封头 5.设备法兰 6.偏锥体 7.汽包 8.筒体 9.封头 10.支座 11.管束图1.1 双管板废热锅炉管束-管板角缝2 设计计算2.1废热锅炉壳程受压元件的强度计算及厚度确定2.1.1锅炉基本参数的确定和计算 本次设计的锅炉直径为2200mm，则最大液柱高度取h=2.2m；由于壳程介质为水，因此液体密度取Kgm3；已知锅炉壳程设计压力为P=2.5Mpa，5设计压力，所以液柱静的压力可以忽略不计，则壳程计算压力：Pc=P=2.5Mpa；通过查阅GB150表4-1，然后利用内插法可求在设计温度下的材料许用应力：当板厚为616时：又已知在试验温度下的材料许用应力为，则液压试验压力：； 当板厚为1636时：又已知在试验温度下的材料许用应力，所以液压试验压力：；因此可以最终确定设备的液压试验压力：因为要对壳体接缝进行100的无损检测，故取焊接接头系数；由于在GB6654-1996压力容器用钢板中规定16MnR的钢板厚度偏差要为正，所以钢板厚度负偏差取C1=0mm；因为锅炉壳程的介质是脱氧软水和蒸汽，所以壳程的腐蚀裕量取C2=2mm；由于GB150规定碳素钢、低合金钢制压力容器的最小厚度是3+C2，因此壳体的最小厚度为5mm。2.1.2锅炉筒体的强度计算及厚度的选择 由上面可知计算压力Pc=2.5Mpa,由于焊接可能会引起强度削弱，要乘以焊接接头系数，但前面已经确定了壳体对接焊缝需要进行100%的无损检测，故取焊接接头系数=1 ，则可用下式求锅炉筒体的计算厚度： 筒体的设计厚度： 筒体的名义厚度：考虑到选材的方便性，所得的名义厚度向上圆整到钢材标准规格的厚度22mm，由于22mm5mm（5mm为最小厚度），故最终得到筒体的名义厚度为；筒体的有效厚度：锅炉在压力试验前对筒体应力的校核，由GB150.32011式（3-3）得： 由上式可知锅炉筒体液压试验前的应力校核合格；在设计温度下锅炉筒体的计算应力： 由上可知锅炉筒体的计算应力校核合格；在设计温度下锅炉圆筒最大能够允许的工作压力，由GB150.32011式（3-6）得：一般情况下要求工作压力小于设计压力，所以锅炉筒体名义厚度取可以保证安全。2.1.3大端标准椭圆封头的强度计算及厚度选择 本次设计废热锅炉的椭圆封头形状与尺寸如下图所示： 图 2.1 标准椭圆形封头 当公称直径DN=2200时，h1=550，h2=25/40/50, 当公称直径DN=1800时，h1=450，h2=25/40/50, 当公称直径DN=1000时，h1=250，h2=25/40/50, 以上单位为毫米。 当时，封头直边段的高度h2取25mm；当时 ，封头直边段的高度h2取40mm； 当时，封头直边段的高度h2取50mm由于本次设计的锅炉椭圆封头采用JB/T4746-2002的标准椭圆封头，所以封头内直径Di是封头曲面高度hi两倍的一半，即 于是椭圆封头的形状系数为： 已知Pc=2.5MPa 故可以用下式计算椭圆封头的计算厚度：椭圆封头的设计厚度： 由于封头在制造时会因为冲压变薄，所以考虑十分之一的椭圆封头冲压减薄量，可得C2=2+2.4=4.4mm，于是封头的设计厚度：椭圆封头的名义厚度： 所得值向上圆整到钢材标准规格的厚度得24mm，由于24mm5mm（最小厚度），因此初定确定椭圆封头的名义厚度；椭圆封头的有效厚度：考虑封头的有效厚度要大于椭圆封头内径的0.15%，由，所以上面得到的有效厚度符合标准要求；锅炉在压力试验前对椭圆封头应力的校核： 故椭圆封头压力试验前的应力校核合格；在设计温度下椭圆封头的计算应力： 故椭圆封头的计算应力校核满足要求；在设计温度下椭圆封头可以达到的最大允许工作压力： 考虑到设备的运行安全，一般情况要求工作压力小于设计压力，所以椭圆封头的名义厚度取能够确保安全。2.1.4小端标准椭圆封头的强度计算及厚度选择 小端封头和大封头一样是标准椭圆封头，因此封头内直径Di是封头曲面高度hi两倍的一半，所以封头的形状系数为：；计算厚度：；与前面所述一样，封头在冲压后会变薄，取10%，因此得C2=2+3.2=5.2mm;设计厚度：；名义厚度：由于在后面计算可知偏锥体的名义厚度为32mm，为了使用方便，要求使两焊环法兰颈部厚度一样，因此名义厚度向上圆整到钢材标准规格的厚度32 mm；由于圆整后的厚度32mm大于最小厚度5mm，所以初步确定小端椭圆封头的名义厚度为；有效厚度：；因为GB150规定，如果是标准的椭圆封头，则其有效厚度要大于封头内直径的0.15%，又，所以以上结果符合标准要求；在压力试验前校核椭圆封头所受的应力：可得小端椭圆封头在液压试验前的应力校核满足要求；在设计温度下小端椭圆封头的计算应力：可得对小端椭圆封头的计算应力的校核满足要求；在设计温度下最大允许的工作压力：为了设备安全可靠，一般情况下要求工作压力小于设计压力，所以椭圆封头的名义厚度取满足安全要求。2.1.5锅炉偏锥体的强度计算与厚度的选择偏锥体的厚度计算与应力校核相对复杂些，但可以参照正锥体的计算公式进行计算，偏锥体的半顶角有两个，一个为0o，另一个为30o，为了确保安全可靠，偏椎体的半顶角取比较大的一个，即取值。 偏锥体的计算厚度： 通过查阅GB150图7-11，可得偏锥体大端与筒体连接处的不连续应力并不影响设备的安全，可以不用进行加强处理，于是偏锥体大端的计算厚度： 又查GB150图7-13可得偏锥体小端的连接处由于产生比较大的不连续应力，对设备的强度影响较大，因此要进行加强处理，在计算时要乘以连接处的应力增强系数Q小，通过差GB150图7-13可得其值为2.01，于是偏锥体小端有加强部分的计算厚度： 偏锥体小端锥体加强部分的长度：偏锥体小端圆筒部分加强的长度： 实际计算中在确定偏锥体的小端锥体跟圆筒加强段的厚度与长度时，在满足条件要求的情况下我们习惯用跟偏锥体相连接的焊接环法兰的厚度和长度来代替进行加强； 在设计的时候我们对偏锥体结构进行简化，并且统一板厚，取上面计算结果 三者当中的最大值作为偏锥体的计算厚度，于是偏锥体的计算厚度：偏锥体的设计厚度：偏锥体的名义厚度：向上圆整到钢材标准规格的厚度32mm，由于32mm5mm，即圆整后的名义厚度大于最小厚度，所以确定偏锥体的名义厚度为偏锥体的有效厚度：。2.1.6接管a和b的强度计算及厚度选择2.1.6.1接管a和b与其中心垂直的截面的单孔补强计算 初步选定换热管的规格为，根据废热锅炉的总长度，先预定换热管的有效换热长度为L=6545mm。任务书给定换热面积，可得换热管根数：根；假设孔心距S=35，查有关资料可知布管限定圆，又已知管板管程侧的短节内径： 圆整至450mm；管板壳程侧的接管内径：加上3mm的余量，变为469mm;考虑到开孔补强的因素，现统一采用跟主筒体板材一样的厚度。先取接管的名义厚度为；已知计算压力 ，所以计算厚度为：；接管的有效厚度：；开孔的直径：；最大有效补强范围：最大有效宽度：；接管内外侧的有效补强高度可用下式进行计算，并分别取式中的最小值，接管最大有效的外伸量或内伸量：；由于工艺和材料难免有缺陷，所以会有强度的削弱，强度削弱系数：；能够当作有效补强的金属面积Ae有下面几点：壳体的有效厚度减掉计算厚度以后的多余部分金属面积：接管的有效厚度减掉计算厚度以后的多余部分金属面积：我们把接管与封头焊接角高定成8mm，可得在补强区的焊缝金属面积为；这一部分金属面积可作为补强的截面积：；由于490+473/2=726.580%Di/2=720,，知；如果圆筒是受到内压，则所需要的最小补强面积A可用下式计算，得开孔所需补强面积：；由于可以作为补强的截面积Ae开孔所需补强的面积A，因此开单孔补强满足要求。2.1.6.2接管a和b两孔连线之间截面的联合补强计算在管板壳程一侧接管中心线偏移封头中心线的距离定为490mm，两孔中心的距离L=980 mm，由放样可得开孔直径为：；由于两孔的平均直径的1.33倍（698.492）小于两孔中心距（980），且两孔的平均直径的2倍（1048）大于两孔的中心距（980），因此采用联合补强的方法，于是最大有效补强范围：最大有效宽度：最大的有效内伸量或外伸量：；开孔造成强度削弱，强度削弱系数为：；于是得总的壳体多余部分的金属面积： 两孔之间壳体多余部分的金属面积： ；另外A2，A3值的计算：总的补强为两孔单孔补强之和，两孔之间的补强为两单孔补强和的1半。因此得到接管总的多余金属面积：；总的在补强区的焊缝金属面积：；于是得总的可以作为补强的截面积：两孔之间的接管多余金属面积：；两孔之间的补强区的焊缝金属面积：；于是得两孔之间的可作为补强的截面积：；由于490+473/2=726.580%Di/2=720,因此开孔位于所定的范围之外，得；总的所需补强面积： 由上得所需的补强面积：A等于50%总的开孔所需补强面积的50%，其值为7737.489；于是：总的可以作为补强的截面积总的开孔所需要的补强面积A，并且两孔之间的可作为补强的截面积两孔之间的开孔所需的补强面积A，因而联合补强满足要求。2.1.6.3对接管a与b的应力校核在压力试验前校核接管应力： 可知接管在液压试验前的应力校核满足要求；计算在设计温度下的接管应力：可得校核接管的计算应力的结果满足要求；在设计温度下接管工作压力的最大允许值：为了设备运行安全性，一般情况要求工作压力小于设计压力，所以接管的名义厚度取值可以保证安全。又因为所取的名义厚度5（最小厚度），因此可以最终确定接管的名义厚度为。2.1.7汽包（件7）主要受压元件的强度计算及厚度选择 汽包是锅炉重要的受压元件，是换热过程中加热、蒸发和过热的枢纽，同时可以增加锅炉的安全运行性，提高蒸汽的质量。2.1.7.1汽包法兰的选择因为汽包的内径为1000mm，设计压力Pc=2.5MPa，所以在设计选择法兰时选JB/T4703-2000的高一个压力等级的标准法兰，具体参数：下法兰FM 1000-4.0，上法兰M 1000-4.0，法兰颈部的厚度，国标规定法兰对接筒体的最小厚度。2.1.7.2汽包筒体的强度计算与厚度选择已知计算压力Pc=2.5Mpa因为，因此汽包筒体的计算厚度可以用下式求得：；汽包筒体的设计厚度：；汽包筒体的名义厚度为：由于法兰标准JB/T4703-2000规定其对接筒体的最小厚度，因此以上的名义厚度应向上圆整到钢材标准规格的厚度18，因为18大于（最小厚度），所以最终得到筒体的名义厚度；汽包筒体的有效厚度：；在压力试验前对汽包筒体应力的校核： 由此可知筒体在液压试验前的应力校核合格；设计温度下汽包筒体的计算应力： 可知汽包筒体计算应力的校核合格；在设计温度下汽包圆筒工作压力的最大允许值：考虑到设备的安全性，我们一般要求工作压力小于设计压力，所以汽包筒体的名义厚度取可以满足安全要求。2.1.7.3汽包椭圆封头的强度计算和厚度选择与前面所诉，由于汽包封头是采用的JB/T4746-2002中规定的标准椭圆封头，故封头内直径Di是封头曲面高度hi两倍的一半，因而椭圆封头的形状系数：；汽包椭圆封头的计算厚度：；考虑到封头在冲制过程中会变薄，取椭圆封头冲压减薄量为10%，得C2=2+3.8=5.8mm;设计厚度：；名义厚度：为了与其对接的筒体统一厚度，以上的名义厚度向上圆整到18 mm；因为圆整后的厚度18 mm大于最小厚度5 mm，所以初步定汽包椭圆封头的名义厚度为；有效厚度：； 因为要求封头的有效厚度大于封头内径的0.15%，而，故符合标准要求；在压力试验前校核椭圆封头的应力：可得汽包椭圆封头在液压试验前的应力校核符合；在设计温度下的计算应力：可得对汽包椭圆封头计算应力的校核符合要求；在设计温度下汽包椭圆封头最大允许的工作压力：考虑到设备的运行安全性，一般要求工作压力小于设计压力，因此可知汽包椭圆封头的名义厚度取满足要求。3.1.7.4汽包接管与其中心线垂直的截面的单孔补强计算已知接管内径为Di=600mm，考虑到开孔补强因素，同时为了汽包统一板材厚度，于是初步定接管的名义厚度为；已知计算压力Pc=2.5MPa,由 ， 可得汽包接管的计算厚度：；汽包接管的有效厚度：在压力试验前校核汽包的接管应力：于是得汽包接管在液压试验前的应力校核符合要求；在设计温度下汽包接管的计算应力：于是得汽包接管的计算应力校核符合要求；在设计温度下汽包接管的工作压力最大允许值：考虑到设备的运行安全性，一般要求工作压力小于设计压力，因此可知汽包椭圆封头的名义厚度取满足要求。汽包开孔直径：由于圆形孔的直径等于接管内径加上2倍管厚，所以开孔直径 ；最大有效宽度：；内和外侧的有效高度用下式进行计算，分别选取式中的较最值， 最大有效的内伸量或外伸量：；接管的实际内伸量为0，则有效外伸；考虑各方面可能对接管削弱的因素，按下式计算得强度削弱系数：；可以作为有效补强的金属面积Ae包括下面几个部分：壳体的有效厚度减掉计算厚度之后多余部分的金属面积：接管的有效厚度减掉计算厚度之后多余部分的金属面积：；接管与封头的焊角高定为8mm，于是的有效补强区的焊缝金属面积；可以作为有效补强的面积：； 对于受内压作用的圆筒，所需要的最小补强面积A可以按下式求得，已知汽包筒体的计算厚度为，故开孔所需的补强面积：；因为可以作为补强的截面积Ae=3504mm2小于开孔所需的补强面积A=10946mm2，所以需要进行另加补强，由于AND（P6.4Mpa,t350, ,）=1,故采用补强圈补强的方法，根据经验可知，所给的补强面积等于1.2倍所需的补强面积，于是得到补强圈的面积：；为了能与壳体统一板厚及材质，取补强圈厚度为；考虑到接管与壳体的相贯性，放样调整为；于是得补强圈的外径：；通过以上的另加补强之后，可得接管开孔补强满足要求。2.1.7.5汽包正锥体的强度计算及厚度选择汽包正锥体半顶角取值为汽包正锥体的计算厚度： 通过查GB150图7-11可得正锥体的大端连接处不需要进行加强处理，于是正锥体大端的计算厚度：通过查GB150图7-13可得正锥体的小端连接处需要进行加强处理。要得到小端加强段的计算厚度，则要知道应力增强系数，通过查GB150图7-14可得正锥体小端连接处的应力增强系数Q小的值为2.01，于是正锥体小端加强段的计算厚度可用下式计算：正锥体小端的加强段长度：正锥体小端圆筒的加强段长度：在实际设计中正锥体小端锥体与圆筒加强段的厚度和长度，我们习惯用与正锥体相连接的焊环法兰的厚度及长度来代替进行加强；为了简化正锥体的结构，并且统一板厚，我们取 三者中的最大值作为正锥体的计算厚度，于是得汽包正锥体的计算厚度：汽包正锥体的设计厚度：汽包正锥体的名义厚度：；考虑到与其对接的筒体统一厚度，于是所得名义厚度向上圆整到厚度18mm，因为圆整后的厚度18mm大于最小厚度5mm，所以确定正锥体的名义厚度为汽包正锥体的有效厚度：。 2.2废热锅炉管程主要受压元件的强度计算及厚度选择2.2.1 U形换热管b型（管板跟管壳程筒体都有焊接）管板的计算2.2.1.1假设管板的计算厚度及校核管板的径向应力因为采用无隔板，所以沿隔板槽一侧的排管根数为根，隔板槽相邻两侧的中心距；换热管的中心距，由于管孔数量为101个，故当量U形管根数为根；由于换热管布局是采用三角形布管，在管板布管区内未被换热管占据的面积：管板布管区的面积：假定管板的计算厚度为；任务书给定了管板的材料为10MoWVNb，可以得到管板材料的弹性模量为，管板材料的泊松比；管板开孔之前的抗弯刚度：；已知壳程圆筒的厚度，壳程圆筒的直径，；因为采用的是b型连接方式，所以壳体法兰的厚度为，管板延长部分的宽度为； 通过查GB151中的图26得系数：;由于任务书给定壳程圆筒的材料为16MnR，故壳程圆筒材料的弹性模量；旋转刚度参数： 管箱圆筒的厚度，壳程圆筒的直径， ，通过调整后为0.1；因为是b型连接方式，所以管箱法兰的厚度为；通过查GB151中的图26可得系数：；因为是采用b型连接方式，所以管板延长部分的宽度为；由于管箱材料为10MoWVNb，管箱圆筒材料的弹性模量；管箱圆筒及法兰的旋转刚度参数： 管板边缘的旋转刚度参数：；管板边缘处的直径：无量纲参数：； 管板边缘处的半径：；通过查GB151图19可得管板中心处的应力系数：通过查GB151图20可得布管区周边处的系数：通过查GB151图21可得管板边缘处应力系数：管板的设计压力：管板的强度削弱系数：；在管板中心的径向应力： 布管区周边处的径向应力： 管板边缘处的径向应力：因为给定管板材料为10MoWVNb，在设计温度下管板材料的许用应力，由于、和三个值都，因此管板的径向力校核满足要求。2.2.1.2换热管轴向应力的校核已知；当换热管只有一时，换热管管壁金属部分的横截面积：；换热管的轴向应力：因此得换热管的轴向应力校核满足要求；当=0Mpa，此时只有时，则换热管的轴向应力：因此换热管应力校核满足要求；当=0Mpa，只有管程设计压力时，换热管的轴向应力：，因此换热管的应力校核合格；2.2.1.3换热管与管板连接之间拉脱力的校核因为焊角高L=6.5mm；则拉脱力：；由于，故换热管与管板之间的拉脱力校核合格。由此得出结论：假设管板取（计算厚度）是合格的。如果是采用强度接，则能够确保换热管与管板连接的密封性能和抗拉脱强度满足要求。其结构型式如下图： 图2.2用于整体管板 考虑到本次设计的废热锅炉管束属于高温高压的设备，以及工作载荷的波动和环境影响等因素，为了确保设备的安全稳定性，故换热管与管板采用先焊后胀的方式，并且高压管与管板的焊缝进行磁粉检测处理。2.2.1.4确定管板的名义厚度采用强度焊时要求管板的最小厚度：；则管板的名义厚度： 圆整到2.2.2端部强度计算及校核2.2.2.1各个符号的意义：a主螺母的高度（mm） mm;C2腐蚀裕量（mm）按照设计参数取C2=2 mm；Pc计算压力（Mpa）根据设计条件取Pc=31.4 Mpa；E弹性模量（Mpa）；Aa 在预紧时，所需要的螺栓最小总截面积（），, 。Ab 实际所使用的螺栓总截面积，；取最小者，。Am 需要的螺栓总截面积，；取Ap与Aa之中的较大值;Ap在操作状态下，需要的螺栓总截面积（）以螺纹小径计算或外螺纹部分的最小直径计算，取最小值。常温状态下主螺栓的许用应力(Mpa),;设计温度下主螺栓的许用应力（Mpa），;端部法兰的外径，；螺栓中心圆的直径，；端部法兰的计算内直径，；主螺栓的公称直径，；主螺栓光杆部分的直径，；主螺栓的个数，个；筒体端部的总高度，；筒体端部外缘的长度，,取值；螺孔的深度，,取；直边的长度，；过渡圆角的半径，；端部法兰的倾角，；端部法兰和筒体处的名义厚度双锥环的高度，查GB150-2011表G6得 , ；双锥环的厚度，查GB150-2011表得G6 ，；双锥环外侧面的高度，查GB150-2011表G6得 , ；双锥环有效高度，按GB150 ；双锥环内圆柱面的直径，查GB150-2011表G6 得 ；双锥环密封面的锥角，；摩檫角，按GB150钢-铝得； ； 2.2.2.2主螺栓计算螺栓的受力分析：在操作状态下螺栓的受力，N；按照GB150-2011公式G5计算：在预紧时螺栓的受力，N；按照GB150-2011公式G5计算： 在操作状态下所需的螺栓总截面积，；按照GB150-2011公式（9-6）；在预紧状态下所需的螺栓总截面积，；按照GB150-2011公式（9-7）；所需要的螺栓面积，在与中取较大值，得；实际螺栓的总截面积，；应为，所以主螺栓满足要求；在预紧时螺栓的设计载荷为：;在操作时螺栓的设计载荷为：取较大值，得螺栓设计载荷：2.2.2.3锅炉的端部法兰强度计算及校核锅炉端部法兰与筒体处的名义厚度的计算：在GB150-2011中规定端部法兰与筒体处的名义厚度不能够小于由内压确定的名义厚度，于是；端部得结构如下图所示： 图2.3 筒体端部结构由于采用堆焊，端部法兰是锻件，则取,焊缝系数取，所以；通过查GB150表4-3知端部法兰在设计温度下的许用应力为。向上圆整到54mm。校核端部法兰的应力：符号：各符号的意义及其值如下： 图2.4筒体端部计算图作用于锅炉端部法兰纵向截面的弯矩，按照GB150-2011式（9-32）计算得：锅炉端部法兰纵向截面的抗弯截面系数按照GB150-2011式（9-33）计算得：对锅炉端部法兰纵向截面的弯曲应力校核按照GB150-2011式（9-34）计算得：；由以上的结果得端部法兰的强度校核合格。2.2.2.4顶盖的强度计算及校核以下符号的含义及其值： 在预紧状态下的结构特征系数； 在操作状态下的结构特征系数； 螺栓的中心线至垫片压紧力作用的中心径向距离，mm； ； 开孔造成的强度削弱，削弱系数按照GB150-2011式（8-6）计算得； 平盖的计算直径，mm，通过查GB150-2011表7-7螺栓连接的圆形平盖（13）； 在顶盖危险径向截面上开孔宽度的总和不能大于，并且任意相邻两孔的中心距的最小值要大于或等于两孔平均直径的1.5倍，mm； 顶盖的许用应力为Mpa，；表2.1用螺栓连接的圆形平盖（13）的计算： 由于该顶盖属于GB150-2011表7-7中13#螺栓连接的圆形平盖，故按下式计算： ; ;在平盖的径向截面上，当该截面为危险截面时，各开孔宽度的总和：；平盖开孔的强度削弱系数： ;开孔后的系数K：在预紧状态下的结构特征系数：在操作状态下的结构特征系数：在预紧状态下的计算厚度：；在操作时顶盖的计算厚度为：顶盖的计算厚度为：顶盖的设计厚度为：顶盖的名义厚度为：校核平盖a-a环向截面上的当量应力： 图2.5 平盖图中h1=143mm，于是可得：弯曲应力，Mpa；剪应力，Mpa；对作用于顶盖a-a环向截面的当量应力进行校核：按照GB150-2011式（G6）得:由以上校核结果得顶盖a-a环向截面的当量应力校核合格。2.2.2.5管板与平盖之间的连接 在本次设计中锅炉管程的压力和温度都比较高，所以管板与平盖间需要采用高压密封形式，由于被连接件在径向上的刚度比密封元件的大，为了保证锅炉的密封性能，故采用半自紧式密封结构，其简图如下所示：a） 平盖上的双锥环采用托环以及螺栓进行固定，双锥环的内圆柱面和平盖的圆柱支承面之间的径向间隙要求控制在双锥环内圆柱面直径的0.1%至0.15%的范围以内；b） 在平盖的圆柱支撑面上开了若干条纵向的半圆形沟槽。c） 密封面之间的软金属垫片厚度约为1mm，非金属垫片厚度约0.5mm，软金属直径为25mm； （a） 图2.6 双锥密封结构2.2.2.6焊环法兰的选择 根据压力容器的法兰标准JB/T4703-2000规定，长颈对焊式法兰适用于公称压力为0.66.4Mpa、工作温度为-70450的钢制压力容器，腐蚀裕量3mm。通过查JB/4703-2000选取法兰如下所示： 图2.7长颈对焊式法兰表2.2 通过查JB/ T4703-2000表1续所得焊环法兰结构尺寸如下所示： ， ， 2.2.2.7鞍座的设计定鞍座包角为120，在JB/T4712中规定钢制鞍座的宽度b一般可以大于或等于，即，现取b=300mm。 双鞍座容器简图如下所示： 图2.8 双鞍座简图 上图中： =，并且 通过查JB/T4712-2007 DN21004000,当包角为120时，带垫板的重型鞍式支座尺寸如下：鞍座的高度为h=250mm，底板长为，底板宽为，底板厚度为mm，腹板厚度为mm，筋板厚度，垫板厚 度为，地脚螺栓的间距，孔径规格为M20，垫板宽度，包角，肋板数为4，带垫板。3制造工艺 一个好的设备除了要有科学合理的理论计算之外，良好的制造工艺也是十分重要的，运用科学合理的制造工艺，可以提高锅炉的总体性能，减小加工难度，节约制造成本等等，这关系到设备的稳定性、安全性和经济性。有关锅炉的制造工艺有很多，由于篇幅的限制，主要介绍下面几个工艺。3.1加工成形3.1.1、套合准备筒节热套通常先将外筒出炉后放在平台上，再吊起内筒放入筒中为保证起吊的垂直度，采用三线吊装为好。用三根钢丝绳吊起内筒，其中一根钢丝绳装有手动“葫芦”，以方便调整垂直度。外筒应装在保温筒中，保温筒可与外筒同时进出炉，也可等到外筒出炉后再装入保温筒。这样可保证套合时外筒仍处于适当的温度。选配好筒体后应作好标识移植确认。3.1.2、外筒的加热根据内、外筒实测尺寸和选配情况，得到的实际过盈量来计算加热温度，以得到所需要的膨胀量，保证顺利的套合。根据国内有经验厂家的生产实践，外筒加热温度一般在500550时，实际膨胀量在筒节直径方向为6mm左右。可以保证顺利套合。加热方法通常有两种：在热处理炉中加热和应用“加热笼罩”加热（即煤气加热）。3.1.3、套合操作套合应迅速，人员应密切配合。两层筒节热套通常外筒出炉后立即吊到平台上，然后迅速将内筒吊来与外筒对中，快速放入外筒中，一般从打开炉门到套合完毕，只需要几分钟即可结束。三层筒节热套通常先将中筒加热到某一温度，然后将内筒套入中筒，再将第三层筒体加热某一温度，再将内筒和中筒一起快速放入事先加热的第三筒体内。若层数还多则随着层数的增加，依此类推由内到外进行。 内筒应靠自重落入外筒， 不得强行压入，以免产生划痕。3.1.4、内外筒贴合的标志 内、外筒在保温筒同套合后仍有肉眼可见的间隙。这时应将保温装置去掉，以加快筒体的冷却，经过一定时间以后，发现内筒的升温速度突然增加，同时，内外筒套合面大量“冒烟”，这说明内、外筒已贴合，此时再也看不到间隙了，“冒烟”是由于筒体贴合后，内筒升温使筒壁上油污大量汽化的结果。3.1.5、套合应力的消除 消除套合应力可在筒节套合后进行，也可在容器焊好后与消除焊接残余应力一起进行。热处理规范与焊后热处理规范相同，一般不低于600，不高于钢材的回火温度。3.2 无损检测3.2.1无损检测要求 壳体钢板按JB/T4730要求逐张做100%UT级合格； 壳体环向焊接接头按照JB/T4730做100%RT级和20%UT级合格。 3.2.2焊接接头做超声波检测 纵向焊接的接头使用探头的频率为2.5P，所用探头晶片的尺寸为1313，K1、K2这两种K值探头在焊接接头的单面双侧或者双面单侧采用直接波按照JB/4730.32005及其它相关的规定进行检测。 环向焊接接头使用探头的频率为2.5P，所用探头晶片的尺寸为1313，K1、K2两种K值探头在焊接的双面双侧采用直接波法按照JB/4730.32005及其它有关规定进行检测。 3.3热处理 在制造过程中热处理工序主要是筒体的消应力热处理和整体焊后的热处理。锅炉热处理的主要作用是：消除冷热加工过程中产生的应力；细化晶粒平且是晶粒均匀化；增大材料的塑性；进行消氢处理以有效降低冷冽的发生。 焊后热处理： （1）热处理的方法:a.有两种常用的方法：第一种是采用电热炉内整体消除应力的方法；第二种是把锅炉看作是一个加热炉，在设备内部加热外壳保温；c.对环焊缝进行局部消除应力处理：焊缝中心线每侧2倍板厚。 （2）焊后热处理工艺： A.在炉温400以下进行装炉； B.控制升温速率为5000/Th且200/h； C.保温时间T50mm,25mm/hT50mm,保温时间=（150+T）/100h D.400以上，6500/T/h且260/h （3）锅炉在焊后热处理的注意事项 在整体制造完成且检验合格后，就可以进行锅炉整体消应力处理，应力消除后则可以水压试验； 不能够用火焰直接喷射在工件上，防止发生过热或过烧现象； 产品试板的挂片试样等应该与锅炉同炉PWHT3.4焊接 焊接工艺评定应按照国家标准JB4708钢制压力容器焊接工艺评定进行:焊接前按JB4708的规定对层板的焊接接头做焊接工艺评定；焊接前按JB4709的规定、图样技术要求和径评定合格的工艺制定焊接的工艺规程；焊接前要对破口进行处理，把破口表明的氧化物和杂质清除，破口加工应采用机械加工，加工表面不得有裂纹、分层。夹渣等缺陷，清除范围不得小于20mm ；受压元件焊接接头在焊接前预热部位要按有关标准及图样执行，预热的温度按焊接工艺；其他的焊接接头当焊件温度低于0时，应在焊接处100mm范围内预热到15。 焊接接头同一部位的返修次数不得超过两次，如果在热处理后才进行返修，施焊后应作必要的热处理，当进行压力试验后一般不得在进行焊缝返修，不得不返修的部位必须按原来的要求经无损检测合格，由于焊接接头泄露造成的返修或者是返修深度大于壁厚一半的锅炉还应重新进行压力试验。第 62 页 共 62 页总 结 本次设计的内容是设计一个100mm2双管板废热锅炉，主要任务是对锅炉的选型，材料的选取，锅炉主要受压元件的强度计算以及校核。 设计从1月份开始，要求在6月之前完成，这几个月是漫长的也是短暂的。因为这次设计是在老师指导下独立去完成的，设计难度大，计算复杂，在设计过程中十分枯燥，所以说是漫长的，但又由于在设计过程的涉及的知识面广，要查阅大量的资料和文献，以及进行庞大的计算，要花费很多时间，因此这几个月又是短暂的。 在设计期间，首先是指导老师开动员会议，宣讲设计的相关事宜，选题、开题，然后开始到图书馆借相关的书籍，到网上查阅有关废热锅炉的资料，由于要用到很多专业的知识，所以复习了过程设备的设计及机械工程材料等专业课程。通过这次实践，我了解到了很多有关合成氨废热锅炉的用途、工作原理及发展前景，懂得了锅炉设计的方法，熟悉了对有关软件的的应用，培养了自己的独立思考能力，提高了自己的动手能力。 通过这次设计学到了很多东西，让我更深一步的理解了专业课程的知识，懂得了如何去查取有用的资料，了解了国家的相关标准，熟练了对相关软件的操作。同时也认识到了自己的不足，比如对专业知识理解不够，对画图软件不熟练，对国家标准不熟悉，缺乏独立能力等等。 总之，本次设计对我们是十分有意义的，是对我们大学期间所学的一次大检验，也是我们走向岗位前的一次热身。在学到东西的同时也暴露出了我的不足之处，让我知道我的知识还是很浅薄的，以后还有很长的路要走，学海无涯，唯有不定地学习，不断地反省自己才会进步，才能使自己成为一个有用之才，才能为祖国的发展做出自己的贡献。参考文献【1】全国压力容器标准化委员会GB150-2011钢制压力容器.中国标准出版社，2011【2】国家质量技术监督局.压力容器安全技术监察规程北京：中国劳动社会保障出版社，1999【3】全国化工工程建设标准编辑中心.HG20580-1998钢制化工容器设计基础规定.河北沧州市人民印刷厂，1999【4】全国化工工程建设标准编辑中心.HG20581-1998钢制化工容器设计基础规定.河北沧州市人民印刷厂，1999【5】全国化工工程建设标准编辑中心.HG20584-1998钢制化工容器设计基础规定.河北沧州市人民印刷厂，1999【6】全国锅炉压力容器标准化技术委员会，李世玉.压力容器设计-工程师培训教程.北京：新华出版社，2005【7】国家机械工业局、国家石油和化学工业局JB4726-4728-2000压力容器用钢锻件云南科技出版社，2000【8】郑津洋 董其伍 桑芝富 过程设备设计化学工艺出版社，2010.6【9】刘湘秋 常用压力容器手册北京：机械工业出版社，2004.6【10】化工设备设计全书编辑委员会，古大田 方子风 废热锅炉北京：化学工业出版社，2002.9【11】全国压力容器标准技术委员会GB151-1999管壳式换热器，1999【12】JB4732-1995 钢制压力容器分析设计标准【13】压力容器实用技术丛书编委会压力容器检测及无损检测 化学工业出版社，2006【14】JB/T4712-2007 鞍式支座【15】于永泗 齐民机械工程材料大连理工大学出版社，2010.1外文文献翻译 压力容器和它的构件压力容器是密封容器设备，它们有着各种各样尺寸和形状。较小的压力容器直径远远小于一英寸，而较大的压力容器直径可能达到或者超过150英尺。某些是埋在地下或海洋深处，大多数是安在地上或支撑在平台上，还有一些实际上是在航空飞行器中的储槽和液压装置里。压力容器的内压，同它的尺寸以及形状一样，也是多种多样。1大气压(at m)=0.101325兆帕(MPa)=14.696磅/英寸2(psi)内压可能小到1英寸水柱静压，也可以高到300000磅/英寸2，甚至更高。对于单层结构压力容器，通常的压力范围为15到5000磅/英寸2，但是也有好多低于或者超出这个范围。ASME 锅炉和压力容器规程第八部分第一节详细列出了一系列内压值，这些内压最小为15psi，最大没有限制；但是根据ASME锅炉和压力容器规程第八部分第一节，内压超过3000 psi的需要进行特殊设计。 压力容器的典型构件描述如下：圆柱形筒体 在石油化工业中使用的压力容器在建造时主要采用圆柱形筒体这种模式。这种结构便于制作，安装以及维修经济。圆柱形筒体的厚度主要取决于内压的大小，在一些情况下，也需要考虑外加负载荷以及外压的因素。其他因素，比如热应力、不连续应力对圆柱形筒体的厚度也可能有影响。成形加工封头 对于封头以及过渡区，工程师可以有多种选择。在选择具体用哪种而不用哪种时，主要考虑以下因素：成形方法，材料成本，工艺条件的要求，制造的难易程度以及空间限制。对受均匀内压封头的强度计算，由于封头和筒体连接，所以不仅需要考虑封头本身因内压引起的薄膜应力，还要考虑与圆筒相连接处的不连续应力。连接处总应力的大小与封头的几何形状和尺寸，封头与圆筒厚度的比值大小有关。但在导出封头厚度设计公式时，主要利用内压薄膜应力作为依据，而将因不连续效应产生的应力增强影响以应力增强系数的形式引入厚度计算式中。应力增强系数由有力矩理论解析导出，并辅以实验修正。一些经常使用的成形的封头是：凸形封头 这种封头一般用于低压操作的压力容器，比如油箱，锅炉。当直径较小时也可用于压力很高的压力容器。具体设计及制造的详细资料见ASME 锅炉和压力容器规程第八部分第一节。半球形封头 通常，半球形封头的厚度取决于给定的温度和压力，而压力为同一直径和材料的圆柱形筒体压力的一半。建造材料为贵的合金，比如镍、钛或者镀镍、钛的固体时，半球形封头节约成本。假如用的是碳素钢，那么这种封头就不比法兰以及碟形封头节约成本，这主要是因为它的锻造成本很高。半球形封头通常由弓形的楔形构件拼焊或是铆接或是旋压而成。由于半球形封头比与之相接的圆柱形筒体要薄，因此，封头与筒体之间的过渡区必须逐渐变化，以减小不连续应力的影响。椭圆形封头，碟形封头 （法兰和半球形）封头 这些封头在压力容器中应用广泛。它们的厚度一般与相连接的筒体一样，这样能够明显的减少堆焊。椭圆形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经向曲率半径突变，以改善焊缝的受力状况。由于封头的椭球部分经线曲率变化平滑连续，故应力分布比较均匀，且椭圆形封头深度较半球形封头小得多，易于冲压成型，是目前中、低压容器中应用较多的封头之一。蝶形封头是带折边的球面封头，由半径为R的球面体、半径为r的过渡环壳和短圆筒等三部分组成。从几何形状看，蝶形封头是不连续曲面，在经线曲率半径突变的两个曲面连接处，由于曲率的较大变化而存在着较大边缘弯曲应力。该边缘弯曲应力与薄膜应力叠加，使该部分的应力远远高于其他部位，故受力状况不佳。但过渡环壳的存在降低了封头的深度，方便了成型加工，且压制蝶形封头的钢模加工简单，使蝶形封头的应用范围较为广泛。因折边区以外的区域所需的厚度小于封头的实际厚度，这样，多余的部分就可以用于这些区域的接管补强。由于好多制造厂家都能生产不同直径和厚度的这样的封头，因此价格比较低。锥形封头，折边锥形封头 这些封头主要用于直立以及塔状压力容器的底部封头或者做为不同尺寸的圆柱筒体间的过渡。在锥形封头的设计中，由于锥形封头与筒体结合处的非均衡应力，在设计中，我们必须对此进行考虑。由于结构不连续，锥壳的应力分布并不理想，但其特殊的结构形式有利于固体颗粒和悬浮或粘稠液体的排放，可作为不同直径圆筒的中间过渡段，因而在中、低压容器中使用较为普遍。锥壳的强度由锥壳部分内压引起的薄膜应力和锥壳两端与圆筒连接处的边缘应力决定。锥壳设计时，应分别计算锥壳厚度、锥壳大端和小端加强段厚度。若考虑只有一种厚度组成时，则取上述各部分厚度中的最大值。由于这么高的应力存在，当锥形封头受内部压力时，ASME 锅炉和压力容器规程-1限定锥形的最大顶角不能超过30。当顶角大于30时，必须进行不连续应力分析；或者采用折边锥形封头来避免结合处的非均衡应力。法兰盖，平盖板，凸形平盖 压力容器的一种经常采用的封头方式是可拆卸的平头或者平盖。这种封头方式即不是同壳体一起锻造也不是焊接到壳体上，而是采用螺栓或者其他易拆卸装置来固定。平盖厚度计算式以圆平板应力分析为基础的。在理论分析时平板的周边支承被视为固支或简支，但实际上平盖与圆筒连接时，真实的支承既不是固支也不是简支，而是介于固支和简支之间。因此工程计算时常采用圆平板理论为基础的经验公式，通过系数K来体现平盖周边的支承情况，K值越小平盖周边越接近固支；反之就越接近于简支。它可能是圆形，方形，长方形或者其他形状。那些圆形扁平封头在用螺栓固定时采用的垫圈就是法兰盖。通常，用螺栓将法兰固定到压力容器的法兰上，两法兰之间加入垫圈。虽然扁平封头以及盖板可以是圆形的也可以是非圆形的，但是它们通常具有一样的厚度。开孔和接管 所有的过程容器装备都需要开孔以便将物质导入及导出。对于一些压力容器，由于所盛物质较大或者一些内部部件需要经常更替，因此需要移除整个封头或者壳体的一部分以便开孔通畅。但是，对于大多数压力容器，进入和流出封头开口以及壳体的物质都是通过管口或者接管。除了这些开孔之外，我们也需要开另外一些孔，比如那些供人出入的人孔。人孔的结构形式主要决定于操作压力，操作介质和启用的频繁程度。根据使用要求，常用的人孔的结构形式有：常压平盖人孔、受压人孔、快开人孔等。另外一些开孔是在外面检查压力容器时的手孔，还有其他一些为了清洗容器以及泄放而开的孔。手孔最简单的结构形式是在接管上安装一块盲板，这种结构用于常压和低压，以及不需要经常打开的场合。需要快速启闭的手孔，应设置快速压紧装置。这些开空不一定都有接管相连。有些时候，只用盖子将其孔封住，比如人孔盖、手孔盖，它们通过螺栓或者焊接的方式与壳体固定。支座 支座是用来支承容器及设备重量，并使其固定在某一位置的压力容器附件。在某些场合还受到风载荷、地震载荷等动载荷的作用。压力容器支座的结构形式很多，根据容器自身的安装形式，支座可以分为两大类：立式容器支座和卧式容器支座。立式容器有耳式支座、支承式支座、腿式支座和裙式支座等四种支座。大多数立式容器用裙座支座。利用群座支座压力容器是很经济的，因为它可以通过剪切作用来转移压力容器的荷载。它们也可以通过锚定螺栓以及垫板将压力容器的荷载转移到底座上。腿式支座压力容器一般质量轻，而且腿式支撑能够很容易提供到达压力容器底部的入口。最经济的设计就是腿部支撑和容器直接相连，荷载可以通过剪切作用直接转移。水平压力容器的支撑一般为鞍式支撑。为了防止由于壳体太薄而不能将荷载转移到鞍式支撑上，需要增加补强圈，也需要考虑热膨胀的问题。Pressure Vessels and Their ComponentsPressure Vessels are leakproof containers, They are made in all sizes and shapesThe smaller ones may be no larger than a fraction of an inch in diameter，whereas the larger vessels may be 150 ft or more in diameterSome are buried in the ground or deep in the ocean；most are positioned on the ground or supported on platforms; and some actually are found in storage tanks and hydraulic units in aircraft。 The internal pressure to which process equipment is designed is as varied as the size and shape. Internal pressure may be as low as 1 in. water gage pressure to as high as 300000 psi or more. The usual range of pressure for monoblock construction is about 1 5 to about 5000 psi, although there are many vessels designed for pressure below and above that range The ASME Boiler and Pressure code，Section Viii，Division 1，specifies a range of internal pressure from 15 psi at the bottom to no upper limit；however，at an internal pressure above 300 psi, the ASME Code, VIII-1, requires that special design considerations may be necessary.Typical components of pressure vessels are described belowCylindrical Shell Cylindrical shell is very frequently used for constructing pressure vessels in the petrochemical industry. It is easy to fabricate and install and economical to maintain. The required thickness is generally controlled by internal pressure，although in some instances applied loads and external pressure have contro1. Other factors such as thermal stress and discontinuity forces may also influence the required thicknessFormed Heads A large variety of end closures and transition sections are available to the design engineer. Using one configuration versus another depends on many factors such as method of forming, material cost，and space restriction. Subject to uniform internal pressure of the head of the strength calculation, as the cylinder head and connected, so need to take into account not only the head itself, caused by internal pressure due to film stress, but also connected with the cylinder Department discontinuous stress. Total stress junction head size and the geometric shape and size, and cylinder head thickness ratio of the size. However, the thickness of the head design derived formula, the main use of the internal pressure based on thin-film stress, and will have a discontinuous effect of stress in order to enhance the impact of stress to enhance the form factor calculation in the introduction of the thickness. Stress enhanced by the torque coefficient is derived analytic theory, and experiment with the amendment.Some frequently used formed heads are: Flanged Heads These heads are normally found in vessels operating at low pressure such as gasoline tanks, and boilers. They are also used in high pressure applications where the diameter is small. Various details for their design and construction are given by the ASME, Code, VIII一1. Hemispherical Heads . Generally，the required thickness of hemispherical heads due to a given temperature and pressure is one-half that of cylindrical shells with equivalent diameter and material. Hemispherical heads are very economical when constructed of expensive alloys such as nickel and titanium either solid or clad. In carbon steel, however, they are not as economical as flanged and dished heads because of the high cost of fabricationHemispherical heads are normally fabricated from segmental “gore” sections or by spinning or pressing. Because hemispherical heads are thinner than cylindrical shells to which they are attached，the transition area between the heads and shell must be contoured so as to minimize the effect of discontinuity stressElliptical and Torispherical (Flanged and Dished)Heads These heads are very popular in pressure vessels. Their thickness is usually the same as the cylinder to which they are attachedThis reduces considerably the weld build-upElliptical head is a short half-ellipsoid and cylinder components. Section of straight edge is to avoid head and the cylinder appeared weld connection to the radius of curvature, as mutations in order to improve the situation of the weld force. As the head part of the warp ellipsoidal smooth continuous changes in curvature, so the stress is distributed more evenly, and the depth of the oval head much smaller than the hemispherical head, easy to press molding, is currently in the application of more low-pressure vessel closure the first one. Butterfly is the band head of the spherical head fold, from a radius of R of the spherical body, the transition radius r and a short cylindrical shell ring is composed of three parts and so on. From the geometry, the butterfly is not straight head surface, mutations in the meridian radius of curvature of the junction of two surfaces, due to the curvature of the larger changes in the edge of the existence of a greater bending stress. The edge bending stress and membrane stress superposition, so that part of the stress is much higher than other parts of the body, it forces poor. However, the existence of the transition ring shell reduces the depth of the head to facilitate the molding process, and the suppression of the steel head butterfly processing simple, so that head butterfly wider range of applications.Thus，because the required thickness in areas away from the knuckle region is less than the furnished thickness, the excess can be advantageously used in reinforcing nozzles in these areas. Many mills can furnish such heads in various diameters and thickness that are competitive in price.Conical and Toriconical Heads These heads are used in hoppers and towers as bottomed closures or as transition sections between cylinders with different diameters. The cone-to-cylinder junction must be considered as part of the cone design due to the high unbalanced forces at the junctionAs a result of the discontinuous, conical shell of the stress distribution is not ideal, but the structure of their particular form of benefit and suspended solid particles or viscous liquid emissions, different diameter cylinders can be used as an intermediate transition section, therefore, more commonly used in the low-pressure containers. Conical heads strength in part from pressure caused by stress and cone shell membrane and the cylinder at both ends of the edge junction stress decision. Cone shell design, the calculation should be the thickness of cone shell, cone shell big and strengthen paragraph little-end thickness. If we are to consider the thickness of only one component, then check the above part of the maximum thickness. Because of these high forces，the ASME Code, -1, limits the apex angle to a maximum of 30when the cone is subjected to internal pressure. Above30 discontinuity analysis is done or a toriconical head used to avoid the unbalanced forces at the junction. Blind Flanges，Cover Plates，and Flanges One of the more common types of closures for pressure vessels is the unstayed flat head or cover. This may be either integrally formed with the shell or welded to the shell，or it may be attached by bolts or some quick-opening device . . Calculate the thickness of flat cover plate to a round-based stress analysis. In the theoretical analysis of the surrounding support plate is considered clamped or simply supported, but in fact covered with the cylindrical flat connection, the real is neither supporting nor clamped simply supported, but between clamped and simply supported the Inter. Therefore often used engineering calculation based on the theory of a round plate of the empirical formula, through the coefficient K to reflect the level of support to build the surrounding circumstances, K value the more the closer Xiaoping cover clamped around; the other hand the more closer to simply supported It may be circular，square，rectangular，or some other shape. Those circular flat heads that are bolted into place utilizing a gasket are called blind flangesThose circular flat heads that are bolted into place utilizing a gasket are called blind flangesAlthough flat heads or blind flanges may be either circular or noncireular，they usually have uniform thickness.Openings and Nozzles All process Vessels require openings to get the