压力容器设计说明书

目录

1概述........................................................3

2设计计算....................................................5

2.1主要技术参数的确定.............................................5

2.2釜式换热器的结构设计...........................................5

2.2.1总体结构设计...............................................5

2.2.2换热器管程设计.............................................7

2.2.3换热器壳程设计............................................8

2.3元件的强度设计...............................................9

2.3.1筒体.....................................................9

2.3.2开孔补强设计计算..........................................11

3标准零部件的选用及主要零部件的设计........................15

3.1法兰的选用......................................................15

3.1.1容器法兰的选用..............................................15

3.1.2管法兰的选取...............................................16

3.2封头............................................................17

3.3管板............................................................18

3.4堰板............................................................19

4鞍座的设计................................................19

4.1鞍座的选取...................................................19

4.2鞍座位置的设置................................................19

4.2.1鞍座位置的相关标准的要求...................................19

4.2.2设备总长的确定............................................20

4.2.3A值的确定................................................20

4.3力的计算......................................................20

4.3.1重量产生的反力............................................20

4.3.2地震产生的力..............................................21

4.3.3风载产生的力...............................................24

4.3.4热膨胀产生的力.............................................26

4.4总合力计算.....................................................27

4.5应力校核.......................................................29

4.5.1轴向应力...................................................30

4.5.2切向应力...................................................31

4.5.3周向应力...................................................31

4.6结论..........................................................32

5三维实体造型设计..........................................32

5.1软件介绍.......................................................32

5.2主要零部件的造型设计...........................................32

5.2.1管箱封头的设计............................................32

5.2.2鞍座的设计................................................34

5.2.3螺母的设计................................................35

5.3装配体的设计...................................................35

5.4工程图的生成...................................................38

设计总结....................................................41

注释........................................................43

参考文献....................................................44

谢辞........................................................45

附件........................................................46

1概述

换热器是一种实现物料之间热量传递的节能设备，是在化工、石油、石油化工、

冶金等领域普遍应用的一种工艺设备，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%〜45机近年来随着节能技术的发展，应用领域不断扩大，

利用换热器进行高温和低温热能回收带来了显著的经济效益。目前在换热设备中，使

用量最大的是管壳式换热器。在近年来国内在节能、增效等方面改进换热器性能，在

提高传热效率，减少传热面积，降低压降，提高装置热强度等方面的研究取得了显著

成绩。换热器的大量使用有效的提高了能源的利用率，使企业成本降低，效益提高。

管壳式换热器虽然在换热效率、设备体积和金属材料的耗量等方面不如其他新型换热

设备，但他又结构坚固、操作弹性大、可靠程度高、适用范围广等优点，所以在各种

工程中得到普遍使用。而本次毕业设计的题目就是有相变传热的釜式换热器，它也是

管壳式换热器的一种，广泛应用于石油及化工领域，又称釜式再沸器。

换热器作为节能设备之一，在国名经济中起到非常重要的作用。换热器的结构决

定了换热器的性能，一种性能能否发挥其作用取决用设计着如何选择合理的结构，任

何一个场合都有适应于这个特点的换热结构。要是传热效率提高、能耗下降、就必须

了解换热器的机构特点，在这次设计中结构设计也就作为重点之一。

设计题目在毕业实习之前就已确定，任务涵盖了两部分内容,一是设备设计部分;

二是在设备设计的基础上进行三维实体辅助造型设计。设备设计包括总体结构设计和

各个组成的结构设计以及强度设计，主要零部件的设计和选型以及校核。三维实体辅

助造型设计是利用软件SolidWorks来完成的，包括各个零部件的造型设计、装配体

的设计和工程图的生成。工作任务是比较繁重的，在实习过程中，见到最多的是固定

管板式换热器，却未见到釜式设备，对于釜式换热器的局部结构始终无法想象，关于

釜式换热器的介绍资料在图书馆的资料库里，找到的不多。在经过多次考虑和导师的

探讨，才对它的总体结构确定了下来，然而解决后新的问题又摆在面前，在过去的学

习中，并未对SolidWorks做深入的学习和应用，当要系统的完成一个完全有自己设

计的设备建模时遇到了太多的问题，每个功能的应用和实现过程有时需要摸索很多

次，而且往往会在建模时会发现设计的合理性出问题，对前面的设计计算进行反复的

修改，直到最后完成工程图的生成，才完成了设备的全部设计，可以说，每一步都紧

密联系在一起，相互制约着。但同时也让我体会到设计者和制造者之间的矛盾和联系,

设计者有时是无法注意到制造问题的，而SolidWorks可以让设计者先对自己的设计

做一个检验。

通过本次设计使我对所学的专业知识有了更深刻地认识，并从中学到了很多课本

上无法得到的东西，通过自身的努力和学习，通过导师的细心指导，使我不仅在知识

水平上和解决实际问题的能力上有了很大的提高，而且深刻体会到要把所学的知识理

论变成可实际应用的设备时，所面对的种种难题，认识到提高运用知识，解决实际问

题的能力的重要性，由于时间仓促和经验不足，难免存在很多问题，敬请各位老师指

导！

2设计计算

2.1主要工艺参数的确定

壳程管程

介质水、水蒸气再生气

设计压力0.43.2

设计温度℃210340

换热面积用2260

接管规格：

再生气进口DN300；再生气出口DN300

水进口DN300；水出口DN300

蒸汽出口DN400

2.2釜式换热器的结构设计

2.2.1总体结构设计

选择了比较带蒸发空间的传统的结构形式,由管箱、小端壳体，斜锥壳体，大端

壳体、管板、法兰、换热管等零部件组成。如图2—1所示

图2—1

2.2.2换热器管程设计制⑵

1）换热管

a）换热管的形式换热管形式有光管、各种翅片管、螺纹管、异形管等。光管

是作为管壳式换热器的传统形式，当前应用非常普遍，廉价，易于制造、安

装、检修、清洗方便。随着节约材料•，节约能源的强化传热技术研究的发展,

光管不断受到冲击，但是依据本设计的技术参数和考虑制造成本，依然选用

光管。

b）管径采用标准管径的换热管。小管径可使单位体积的传热面积增大，结构

紧凑，金属耗量减少,传热系数提高。将同直径换热器的换热管有。25改为例9

使换热面积可增加40%左右，节约金属20%以上，但小管径流体阻力大，不便

清洗，易结垢，堵塞。一般大直径管子用于粘性大或污浊的流体，而再生气

成分未定，选用。25mmX2.5mm的无缝钢管。

c）管长管子过长清洗安装均不方便。一般取6机以下，对于卧式设备，管长

与壳径之比应在6-10范围内，本设计采用标准管长6〃?。

d）管材选用20号钢。

e）管束确定估算单根换热管面积A141

A=兀（dL

A—单根换热管的面积m?

d—无缝钢管直径mm

6—无缝钢管壁厚

所需的换热管数n=£

A

F—要求工艺换热面积F=260m2

025mmx2.5mm的换热管的拉杆至少需要6根，故所需换热管管数至多608根。

2）管板

管板是管壳式换热器最重要的零部件之一，用来排布换热管、将管程与壳程的流

体分开，避免冷热流体混合，并同时受管程压力、壳程压力和温度的作用。

a）管板材料在选择管板材料时除考虑力学性能外还应考虑管程和壳程流体的

腐蚀性，以及管板和换热管之间的电位差对腐蚀的影响，由于此设计中的再

生气主要成分为二氧化碳，选用一般压力容器用钢16MnRo

b）列管形式排布考虑到管外是水易清洗，采用正六边形排列。换热管中心距

要保证管子与管板连接时，相邻两管间的净空距离有足够的强度和宽度，■

般不小于1.2倍的换热管外径，因此换热管的中心距选标准S=32mm。管板上

排列管子的根数六角形14层，实际可排721根，对角线上的管数N=29,不

计弓形部分可排管子总数为631根。

c）管板与壳体和管箱的连接管板与壳体的连接形式分为两类：一种是可拆式,

一种是不可拆式。对于釜式换热器特殊的结构形式，考虑维修方便，以及再

生气的腐蚀性并不大，气密性要求不高，管板不做法兰设计中采用如图3-1

所示的连接形式：

图2—1加紧式连接

d）换热管与管板的连接形式换热管与换热管的连接在管壳式换热器的设计

中是一个比较重要的结构部分，它不仅给加工工作量大，而且必须使每个连

接处在设备运行中，保证无泄漏及能承受介质压力。从制造工况以及经济等

方面考虑，我选用了强度焊。

3）管箱管箱的作用是把从管道输送来的流体均匀地分布到各换热管内，和把管

内流体汇集在一起送出换热器，在多管程换热器中，管箱还起到改变介质的流向的作

用，由于我采用的釜式换热器的特殊结构形式，我选用封头管箱，并用两程，隔板尺

及结构见图3—3。但是由于采用了2程分程，隔板槽两侧管心距至少取44mm。

图2—3分程隔板

2.2.3换热器壳程设计

课程内主要由壳体、折流板、支撑板、拉杆、定距管、滑板等结构组成。

1）壳体结构见设计图纸。

2）折流板折流板的作用是为了提高壳程流体流速，迫使流体按规定的路径多次横

向流过管束，增加湍动程度，以提高管间对流传热效率。而对于釜式换热器，折

流板即起着流作用又起支撑作用。由于弓形折流板中，流体只经过圆缺部分而垂

直流过管束，流动中死区较少，所以较为优越，结构也简单。弓形折流板的圆缺

率为25%左右。折流板的缺口应尽量靠近管排，此采用上下方向排列，可造成流

体剧烈扰动，以增大传热系数。

弓形折流板的间距一般不应小于壳体内径的20%且不小50mm,并相邻两块

折流板间距不得大于壳体内径。由于换热管总长为6000mm,去折流板间距为750

mm,可以计算需要7块折流板。折流板的安装固定时通过拉杆和定距管来实现的，

每一根拉杆的最后一块折流板是与拉杆焊接的。其缺口的弦高取0.3倍的圆筒内

径,h=300mm。对于卧式换热器，为在停车时排进课程内残留也和在换热过程中

伴随有气相的产生，则在折流板顶和底部需设置缺口，其角度为90",高度为15~

20mm,共排除换热器内残留也和气体用。折流板的厚度是根据换热器直径和换

热管无支撑跨距来实现的，由⑶表3—5查得折流板的最小厚度为10mm。它的名

义外径为DN—6=994,8mm。

3）拉杆拉杆常用形式有两种：一种为拉杆和折流板焊接形式，一般用于换热管外

径小于或等于14mm的管束;另一种为拉杆定居管结构形式，用于换热管外径大于

或等于18mm的管束。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，再不管区内或靠近折流板缺口处应布置适当数量的拉杆，拉杆直径选用

016mmo

4）滑板用来支撑折流板，并在安装时起到导轨和滑轨的作用，便于安装和拆卸，

并在设备工作时防止由于介质的冲击引起的震动和浮动，它的长度定为5000mm,

有两根组成。材料选用。235-A

2.3元件的强度设计㈤

换热器是由客体、管箱、封头、官板、法兰、换热管等受力元件组成，各元件都

需要进行强度设计计算，以确保在运行时安全可靠。

由于官板受力情况复杂，影响管板强度的因素很多，有管内外压力，温度生产的

应力，法兰力矩和换热管的支撑力等的影响，故正确地进行管板分析计算是比较复杂

的，在此由于时间的关系，不予校核设计。

2.3.1壳体

1)小端壳体直径的计算给予管板相连接的壳体，因此其厚度应根据壳体内径应

等于或大于管板布管最大圆的直径，所以从管板直径的计算可以确定壳体的内

径。

O=S(b-l)+2e

D—壳体计算内径，mm；

S一管心距，mm；

b-最外层的六角形对角线上的管数，b=29；

e-六角形最外层管中心到壳体内壁距离，一般取e=(l~L5)d0。

D=32x(29-1)4-2x(1.2x25)=956mm

但根据圆筒的内径标准系列，只能取2=1000mmo

2)大端壳体直径的确定釜式换热器是需要在壳体的上部设置适当的蒸发空间，同

时兼有蒸汽室的作用。页面的最低位置应比价热管的最上部表面高约50mm,且

大端直径和小段直径之比为1.5〜2倍，锥形过渡段为30"。因此去大端直径为2

倍于小端直径，即为％=2000mm0则由此可以得到斜锥的长度为

4=cfg30"x1000=1732mm。

3)壳体的壁厚闭根据工艺条件可知，本设计的釜式换热器属于中低压容器，选

用压力容器常用钢16MnR,壳体的计算厚度

8=—四—

3—计算厚度，mm；

P,一计算压力，取设计压力0.4M2；

Di—圆筒内径，mm；

[^―需用应力，MP.,由于200c时[cr]'=170加巴，250℃时

[a]=156MPu,用试差法计算在210℃是[cr]'=176.4Ml；

。一焊缝系数，。=0.85。

c0.4x2000cc

S=----------------=2.8mm

"2x167.4x0.85-0.4

16MnR的负偏差为G=0,取腐蚀余量G=2mm,因此钢板的名义厚度可取

&=3+G+Cz+A=5如”。但作为大端直径为2000mm的圆筒的最小厚度为R=14

mm,小端直径为1000mm的圆筒的最小厚度为R=10mm。为制造方便和考虑经济成

本小端和大端直径以及斜锥壳都取2=14mm。

进行水压实验校核：即

/=»"0WO.9轲

F—要求工艺换热面积而

D—壳体计算内径，mm；

S一管心距，mm；

b-最外层的六角形对角线上的管数，b=29；

e-六角形最外层管中心到壳体内壁距离，一般取e=(l~1.5)do

6—计算厚度，mm；

P—计算压力，取设计压力0.4Mg;

Q一圆筒内径，mm；

[可'一需用应力，MPa,由

4—有效厚度，mm；

q一屈服应力，crv=340M^,；

PH==1X9.81X2000=0.01962MPa

PT=PT+PH=0.51962Mq

0.51962x(2000+12)

a=----------------=50.22MP

T2x12a

0.9=0.9X0.85X340=260.1MPa

（yT<0.9飒,由此可知筒体厚度取14mm完全符合要求。

4）管箱厚度计算⑶由于管箱受到的压力与壳体受到的压力不同，但选用了封头管

箱，并且封头选用了标准椭圆封头，由此其计算厚度按封头的计算厚度，即

AP<D

-2［<r］>-O.5P

P—计算压力，取设计压力，P.=3.2MPu

［。］'一需用应力，340时［可'=136.4加巴；

。一焊缝系数，。=1。

c3.2x1000一”

8=-----------------=11.79mm

2x136.4x1-0.5x3.2

取腐蚀余量为2mm,16MnR的负偏差为0,因此可取其名义厚度为14mm。

2.3.2开孔补强设计计算网6】

开孔补强设计就是适当增加壳体或接管厚度的方法将应力集中系数减少到某一

允许数值。采用基于弹性失效设计准则的等面积布强圈，主要用于补强圈结构的布强

设计计算。规定不需要另行补强的接管外径要小于或等于89mm,故5个孔都需补强。

1）再生气进出口（DN300）

a）开孔所需最小补强面积A

对于受内压的圆筒，所需的补强面积

A=43+2电,（1一力）

A—开孔削弱所需要的补强面积，mm2；

d一开孔直径，圆形孔等于接管内径加2倍，厚度附加量，

1=325+0=325mm；

6—壳体开孔处的计算厚度，mm；

3e,—接管的有效厚度，Se=8~C=14-2=12mm；

fr~强度削弱系数，＜="，即设计温度下接管材料与壳

［司

体材料需用应力之比，当力＞1.0时，就取力=1。［司；=136.4/与，［d=92M/3

故取力=1.0。

A=325X11.79+2X11.79X12(1-1)=3831.75mm

b)有效补强范围

i.有效宽度B

取二者中最大值B=2d

B=d+24+2想

式中B—补强有效宽度，mm；

壳体开孔处名义厚度，mm；

想一接管名义厚度，血；

B=2X325=650mm

B=325+2X14+2X14=381mm

故B=650mm0

ii.有效厚度

外侧有效高度去式中较小值

A,=1dBm=,402x14=75.01mm

/?,=^dSnl=,325x14=67.45mm

%=接管实际外伸高度=300mm

故九=67mm。

内侧有效高度4取式中较小值

h2=^dSnt=67mm

色=接管实际内伸高度=0

故%=0。

iii.有效补强面积

壳体多余金属面积

4=(1)(…)-2想(…)(1-力)

=(650-325)(12-11.79)-0

=68.25mm2

接管多余面积4

接管计算厚度

小p.3.2x(300+4)

S.=-------------=---------------------=5.38/22/7?

20。-p2x92x1-3.2

4=2%&-4)力+24⑸-。2)人

=2X67.45(12-5.38)10+0

=893.0mm2

补强区焊缝面积右焊脚取6.0mm

4=2XiX6.0X6.0=36mm2

32

则A,=4+4+&=68.25+89.30+36=997.25mm2

iv.所需另行补强的面积

4=A-A,=3831.75-997.25=2834.5mm2

故需另行补强，采用补强圈补强。

c)补强圈的设计

补强圈外径D应不大于有效宽度B=650mm。取外径D=550mm,公称直径DN300,

内径d=329的补强圈。

补强圈的厚度

S=^-

D-d

=2834.5+(550-329)

=12.8mm

考虑钢板的厚度效皮偏差并经圆整，实取补强圈的厚度为14mm,其质量为

16.8kgo

2）水蒸气出口（DN400）

允许不另补强的最大接管外径为089mm，故本开孔需要另行考虑其补强。

a）开孔所需的补强面A

A=db+2至

123

于二*二=0.82

r150.4

A=402X2.8+2X2.8X12X(1-0.82)

=1125.6+22.176

=1147.776〃加

b）有效的补强范围

有效宽度B取二者较大值

B=2d=2X402=804mm

B=d+28n+2想=402+2x14+2x14=458mm

外侧有效高度匕取二者较小值

%=必T=4402x14=75.01mm

%=接管实际外伸高度=150mm

故h,=75mm10

内侧有效高度PN<(yAMPa/?2=0o

c）有效补强面积4

壳侧多余金属面积4

A=(6—1)(3,-6)-2(/—C)(4—6)(1-力)

=(804-402)(12-2.8)-2(14-2)(12-2.8)(1-0.67)

=3625.5mm2

接管多于金属面积4

接管计算厚度Pd,

0.4x426

=0.69mm

2x123x1-0.4

4=2匕(/-应)力+2为0-4)力

=2X75X(12-0.69)X0.67+0

=1136.66/?!???2

由于4+4>4,故计算至此，已经可以得出蒸汽出口开空不再需要另行补

强。

3）水进出口开孔补强设计（DN300）

由前面水蒸汽开孔补强计算的计算得出，由于水进出口的公称直径小于水蒸

汽出口的公称直径，由此，也不需要另行补强。

3标准零部件的选用及主要零部件的设计小㈣

3.1法兰的选用网

法兰标准分为压力容器法兰标准和管法兰标准，其尺寸和密封面的形式的确

定是由法兰的公称直径和公称压力来确定的。

3.1.1容器法兰的选用

由于长颈对焊凸凹密封面法兰，安装时易于对中，还能有效的防治垫片挤出压紧

面，并且利于密封，适用于PNW6.4MPa的压力容器。小段的管箱与管板及筒体的连

接选用如图3-1所示的法兰连接。材料选用1（5MnR。

图3-1容器法兰

DN=1000mm,D=1215mm,Q235-A-F£>2=1110mm,Z)3=1097mm,

6=100mm,H=175mm,h=42mm,a=28mm,

^,=32nun,R=15mm,d=33mm,对接筒体的最小厚度龄=14mm,

螺栓选用48个M30X250,法兰质量为m=334.2kg

对于浮动端的管板与封头的连接选用了带法兰的球冠型封头，因此其尺寸暂不与

设计，它属于非标准件。

3.1.2管法兰的选取

管法兰的设计采用1997年由原化学工业部颁发的《钢质管法兰、垫片、紧固件》

标准来选取的。根据压力不同，选用了不同的法兰形式，具体数据见表3-1。如图3

—2和图3—3所示，材料选用20号钢。

表3—1

公称直法兰外法兰厚螺孔直

标准形式钢管外颈的直边

径。N径。度C径K

径4高度M

PN=4.0MPa

带颈

WG20595-973003255152845018

对焊

PN=0.6MPa

板式

HG20593-97300325440243950

平焊

板式

“G20593—97400426540284950

平焊

图3-2管法兰图3—3管法兰

3.2封头

对于封头在前面计算时我已对此作了较粗略的说明，根据G8/T4737-95在小端

和大端都选用了标准椭圆封头。在这里给出具数据，以供下面的设计计算作参考。见

表3—2。材料选用16MnRo

表3—2

公称直径直边高度自曲面高度匕容积V/nf壁厚6质量机/kg

1000402500.16214136

2000405001.17314511

对于浮动端得封头选用了带法兰的球冠封头，这样既可以节约材料，也可以减少

能量的耗损，它的体积小，法兰的厚度又薄，在我翻阅大量的资料当中可以看到，选

用带法兰的球冠封头是比较成熟的，但计算过程比较复杂，这里不再阐述，如图3—

4所示，材料选用45号钢。

图3-4带法兰球冠封头

其中D=997mm,n=950mm,D=910mm,

fJo。Jif

螺孔直径为26mm,共用32个历24x150的螺栓来连接。

3.3管板

管板是管壳式换热器最重要的零部件之一。用来排布换热管、将管程与壳程的

流体分开，避免冷热流体混合，并同时受管程压力、壳程压力和温度的作用。管板

的设计是否合理对确保换热器的安全运行、节约材料，降低制造成本是至关重要的。

但是由于计算复杂，直接选用了和借鉴了有关资料中给出的标准中给出的尺寸。

考虑到制造和维修的方便，对固定端的管板与浮动端的管板分别作了如下的设

计尺寸，见3—5和3—6o

9

图3-6浮动端管板

3.4堰板

堰板设置在液体出口前.，为保证加热管完全浸泡在沸腾的水中，因此取其直径

为2000mm,弦高为1000mm,厚度为10mm,材料用&35T。

4鞍座的设计「悯

4.1鞍座的选取

鞍式支座分为轻型（代号A）和重型（代号B）两种，同样公称直径轻型鞍座比

重型鞍座承载能力小，自身重量轻，根据GB/T4712—92,选取了轻型（A型）DN（1000〜

2000）,1200包角带垫板的鞍式支座。材料选用。235-4，（鞍座专用钢材），垫板材

料与筒体的材料相同。对于同一型号的鞍式支座又有固定鞍座（F型）和滑动鞍座（S

型）两种。但一般都是成对选用，即选一个F型和一个S型，以适应温度变化引起的

伸缩，以减少温差应力。

4.2鞍座位置的设置

4.2.1鞍座位置的相关标准的要求

对于双支座上受均布载荷的简支梁，若梁的全长为L,则当外伸端长度A=0.207L

时，双支座跨距中间截面的最大弯矩和制作截面处的弯矩和支座截面处的弯矩绝对值

相等，从而使上述两截面上保持等强度，考虑到支座处圆筒的截面处除弯矩以外的其

他载荷，而且支座截面处应力比较复杂，故常取支座处圆筒的弯矩略小于跨中间圆筒

的弯矩，通常取尺寸A不超过0.2L值，为此中国现行标准川《钢制卧式容器》规定

去AW0.2L,A值最大不超过0.25L。否则由于容器外伸端的作用将使支座截面处的

应力过大。其中A为封头切线至支座中心线之距离，L为封头切线之距离，止匕外，由

于封头的抗弯刚度具有局部加强的作用。若支座靠近封头，则可充分利用罐体封头对

支座处圆筒截面的加强作用。因此JB4731还规定了当满足AW0.5&(此为圆筒的

平均半径，R为圆筒的名义厚度，为了分析方便，设计中用圆筒的内

半径尺代替&).

4.2.2设备总长的确定

首先考虑换热管的长为乙=60000廊，而大端封头的长度为&=540mm,水出口的

直径为325mm,并考虑到设置堰板的适当距离，取从浮动端管板到封头的距离心=650

mm,管箱封头的总长考虑到再生器进出口开孔的布强圈的直径，以及容器法兰的厚度

取4=740mm,与此取设备总长L=L1+L2+L.+L4+A=6000+540+650+740+A=8720.

4.2.3A值的确定

釜式换热器的手里主要集中在管板与换热管一侧，封头管箱内只有气体，其对壳

体的作用力在计算时为方便暂时可以不计，故可以近似认为鞍座是受均布载荷作用

的，依据4.2.1的说明，取A=1200mm。

4.3力的计算

4.3.1重量产生的反力

1)设备本身的质量叫

m\=m封头+m管板+m简体+m换热管+m法丝

=(511+136+210)+

(-x^xl0972x2--x^x252x614x2--X^-X262X32|x470

(444J

+595x6650+1.39x6x614+334.2x2

857+3141.01+3956.75+5120.76+768.4

=3767.08kg

其它附件的质量就取为m；的5%,即设备的总质量为

m,=(l+5%)xm.

(1+0.05)X13767.08kg

=14455kg

2）物料的质量Hi2

由于物料本身占到了设备截面弦高1000mm处，其余空间均被气体充满，故

只要估算水的质量就可以了。

m,=（-^-D2X6650X-+1.173X-|xl.OxlO3

2（422）

=11027kg

3）设备重量G

设备操作时总质量m

m=mt+m2

=14455+11027

=25482kg

G=mg

=25482X9.81

=249978.42N

4）支座的支反力

F=-G

2

=-x249978.42

2

=124989.21N

FS=FF=F

4.3.2地震产生的力

1）地震引起固定端鞍座横向推力用2

%=GCs

G—换热器总质量kg,

q—地震系数，cs=0.50

=249978.42x0.5

=124989.21N

2）地震引起滑动鞍座横向推力璃

咫=。

3）地震引起固定鞍座反力/s

F

Fs=^1H.

FL

H一鞍座地班子换热管中心线的距离，mm,”=1250〃〃〃，

L一两鞍座间的距离，L-4250o

Fs_124989.2x1250

,~4250

=36761.5N

4）地震引起滑动鞍座的反力产；

岑一鹏

=36761.5N

5）地震引起固定鞍座测向推力

F；i=F「Cs

FF—重量引起固定鞍座反力，N；

舄=124989.21x0.5

=62494.6N

6）地震引起滑动鞍座测向推力外

%；=F$Cs

Fs—重量引起滑动鞍座反力，N；

玲：=124989.21x0.5

=62494.6N

7）地震引起固定鞍座处的弯矩

S

MF=M„.CS

MF—重量引起固定鞍座处壳体轴向弯矩，N•mm

1A+*片

MF=-FFA1-

(,120010072-5002)

M1=-124989.21xl200x1——669°四*669°

r,4xA5xzs0ii0fi

1+---------

3x6690

=3.15x10?Nmm

M*=3.15X107X0.5

1.575X107N•mm

地震引起滑动鞍座处的弯矩M

M：=M$Cs

Ms—质量引起滑动鞍座处壳体轴向弯矩，N-mm,M$=M

M：=3.15X107X0.5

=1.575xl0iN-mm

地震引起两鞍座间的弯矩Mf

Mj=MCs

Mi一重量引起在两支座中间最大轴向弯矩，N•mm

-2）

二一一

14」446690

2L

=4.6x1O’N

M,s=4.6X107X0.5

=2.3X107N•mm

10）地震引起固定鞍座处测向弯矩

M1=睢H

=62494.6x1250

=8.04xl07N•mm

11）地震引起滑动鞍座处测向弯矩用：

叫:=乐”

=62494.6x1250

=8.04X107N•mm

4.3.3风载产生的力

1）横向有效风载荷片v

F^=WcHcq

W0一筒体有效宽度，IVc=2028mm；

"C一筒体有效高度，=2250mm；

q—当地有效风压，q=50QN/mm\

^2028x2250x500x10^

=2265.75N

2）侧向有效风载荷片"

Lc—设备有效长度，Lc=8500mm

F：=2250x8500x500x10-6

=7481.25N

3）风载引起固定鞍座出反力F：

H二

理~T

F'b一固定鞍座处横向风载力，耳，=尸）

'4250

=559.76N

4）风载引起滑动鞍座处反力用”

F”滑动鞍座处横向风载力，&=£/

'4250

=599.76N

5）风载引起固定鞍座处侧向推力用；

♦:（A+0.5L）

7481.25x(1200x0.5x4250)

=3740.625N

6）风载引起滑动鞍座处侧向推力父'

%(B+0.5L)

si-F

B-滑动d鞍座至有效长度间距,近似取B=A

w_7481.25x(1200x0.5x4250)

~6650

=3740.6252V

7)风载引起固定鞍座处侧向弯矩加黑

瑁一

V27

2250

=3740.625x

2

=0.42x107%•用机

8）风载引起的滑动鞍座处侧向弯矩

22501

=3740.625x

=042x1（）7N•机机

4.3.4热膨胀产生的力

1）热膨胀引起固定鞍座处横向推力成

电=F/

〃一基础和活动鞍座底板之间的摩擦系数，对钢取〃=0.8,对

润滑板4=0.1。

明=124989.21x0.8

=9999IN

2）热膨胀引起活动鞍座处横向推力居彳

FS2=FSN

=124989.21x0.1

=12498.9N

3）热膨胀引起固定鞍座处弯矩

=99991X1250

=12.5xl07A^wm

4）热膨胀引起活动鞍座处弯矩

MR=F&H

=124989.9X1250

=1.6xlO77Vmm

5）热膨胀引起两鞍座间弯矩

M：=F&H

=124989.9X1250

=1.6X101N-mm

4.3.5总合力计算

1）固定鞍座处最大反力不

.=［（%）2+（瑞）2『

=（124989.212+3740.6252）%=12504521N

=（124989.212+62494.62产=139742.27V

取其中最大值，即F；=139742.2N。

2）滑动鞍座处最大反力庠

*=［（/『+（喘）于

=（124989.212+3740.6252产=71054.26N

*=［仍，）2+（段）2『

=（124989.2F+62494.62产=139742.2N

取其中最大值，即fs'=1397