(5)wangzaixiaowanzi123-卧式浮头式换热器-导热油-水

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第一节绪论浮头式换热器是管壳式换热器系列中的--种,它的特点是两端管板只有一-端与外壳固定死，另-.端可相对壳体滑移，称为浮头。浮头式换热器由于管束的膨胀不受壳体的约束，因此不会因管束之间的差胀而产生温差热应力，另外浮头式换热器的优点还在于拆卸方便，易清洗，在化工工业中应用非常广泛。本文对浮头式换热器进行了整体的设计，按照设计要求，在结构的选取上，即壳侧两程，管侧四程。首先，通过换热计算确定换热面积与管子的根数初步选定结构,然后按照设计的要求以及一系列国际标准进行结构设计，设计的前半部分是工艺计算部分，主要设根据设计传热系数、压强校核、壳程压降、管程压降的计算;设计的后半部分则是关于结构和强度的设计。主要是根据已经选定的换热器型式进行设备内各零部件(如壳体、折流板、管箱固定管板、分程隔板、拉杆、进出口管、浮头箱、浮头、支座、法兰、补强圈)的设计。换热器是国民经济和工业生产领域中应用十分广泛的热量交换设备。随着现代新工艺、新技术、新材料的不断开发和能源问题的日趋严重，世界各国已普遍把石油化工深度加工和能源综合利用摆到十分重要的位置。换热器因而面临着新的挑战。换热器的性能对产品质量、能量利用率以及系统运行的经济性和可靠性起着重要的作用，有时甚至是决定性的作用。目前在发达的工业国家热回收率已达96%。换热设备在现代装置中约占设备总重30%左右，其中管壳式换热器仍然占绝对的优势，约70%。其余30%为各类高效紧凑式换热器、新型热管热泵和蓄热器等设备。其中板式、螺旋板式、板翅式以及各类高效传热元件的发展十分迅速。在继续提高设备热效率的同时，促进换热设备的结构紧凑性，产品系列化、标准化和专业化，并朝大型化的方向发展。浮头式换热器是管壳式换热器系列中的一一种。换热管束包括换热管、管板、折流板、支持板、拉杆、定距管等。换热管可为普通光管，也可为带翅片的翅片管，翅片管有单金属整体轧制翅片管、双金属轧制翅片管、绕片式翅片管、叠片式翅片管等，材料有碳钢、低合金钢、不锈钢、铜材、铝材、钛材等。壳体--般为圆简形，也可为方形。管箱有椭圆封头管箱、球形封头管箱和平盖管箱等。随着我国工业化和城镇化进程的加快，以及全球发展中国家经济的增长，国内市场和出口市场对换热器的需求量将会保持增长，客观上为我国换热器产业的快速发展提供了广阔的市场空间。从市场需求来看，在国家大力投资的刺激下，我国国民经济仍将保持较快发展。石油化工、能源电力、环境保护等行业仍然保持稳定增长，大型乙烯项目、大规模的核电站建设、大型风力发电场的建设、太阳能光伏发电产业中多晶硅产量的迅速增长、大型环境保护工程的开工建设、海水淡化工程的日益成熟，都将对换热器产业产生巨大的拉动。未来散热器将会朝着更加节能环保和美观实用的角度不断创新与发展,短时期钢制柱式散热器和铜铝复合散热器任将会是市场主流产品与选择。换热器在工业生产和生活的各个领域都得到了广泛的应用，而且其功作性能的优劣直接影响着整个装置和系统综合性能的好坏，因此换热器的合理设计极其重要，所以一个合理的换热器应满足一下的几点要求:(1)在给定的工作条件(流体流量、进口温度等)下，达到要求的传热量和流体出口温度;(2)流体压降要小，以减小运行的能量消耗;(3)满足外形尺寸和重量要求;(4)安全可靠，满足最高工作压力，工作温度以及防腐、防漏、工作寿命等方面要求;(5)制造工艺切实可行，选材合理且来源有保证，以减少初投资;(6)安装、运输以及维修方便等。通过换热计算确定换热面积与管子的根数初步选定结构，然后按照设计的要求以及一系列国际标准进行结构设计。在结构设计时，要考虑许多因素，例如传热条件、材料、介质压力、温度、流体性质以及拆卸等等。之后对有些部件进行强度校核并进行对其优化设计。换热设备是化工、炼油、动力、食品、轻工、原子能、制药、机械及其他许多.工业部门广泛使用的一种通用设备。在化工厂中，换热设备的投资约占总投资的10%-20%，在炼油厂中，约占总投资的35%-40%。

第二节换热器设备分类2.1换热器概述换热器是化工，炼油工业中普遍应用的典型的工艺设备。在化工厂，换热器的费用约占总费用的10%~20%，在炼油厂约占总费用35%~40%。换热器在其他部门，如动力、原子能、冶金、食品、交通、环保、家电等也有着广泛的应用。因此，设计和选择得到使用、高效的换热器对降低设备的造价和操作费用具有十分重要的意义。在不同温度的流体间传递热能的装置称为热交换器，即简称换热器，是将热流体的部分热量传递给冷流体的设备。换热器的类型按传热方式的不同可分为：混合式、蓄热式和间壁式。其中间壁式换热器应用最广泛。2.2列管式换热器因设计需要，下面简单介绍下列管式换热器列管式换热器又称管壳式换热器，在化工生产中被广泛应用。它的结构简单、坚固、制造较容易，处理能力大，适应性能，操作弹性较大，尤其在高温、高压和大型装置中使用更为普遍。2.2.1固定管板式固定管板式即两端管板和壳体连结成一体，因此它具有结构简单造价低廉的优点。但是由于壳程不易检修和清洗，因此壳方流体应是较为洁净且不易结垢的物料。当两流体的温度差较大时，应考虑热补偿。有具有补偿圈(或称膨胀节)的固定板式换热器，即在外壳的适当部位焊上一个补偿圈，当外壳和管束的热膨胀程度不同时，补偿圈发生弹性形变，以适应外壳和管束的不同的热膨胀程度。这种热补偿方法简便，但不宜用于两流体温度差太大和壳方流体压强过高的场合。图2-1固定管板式换热器的示意图2.2.2浮头式这种换热器有一段管板不与壳体相连，可沿轴向自由伸缩。这种结构不但可完全消除热应力，而且在清洗和检修时，整个管束可以从壳体中抽出。因此，尽管其架构较复杂，造价较高，但应用仍较普遍。图2-2浮头式换热器的示意图2.2.3U形管式每根管子都弯成U形，两端固定在同一个管板上，因此，每根管子皆可自由伸缩，从而解决热补偿问题。这种结构较简单，质量轻，适用于高温高压条件。其缺点是管内不易清洗，并且因为管子要有一定的弯曲半径，其管板利用率较低。图2-3U形换热器的示意图2.2.4填料函式填料函式换热器通常由一个坚固的金属外壳组成，外壳内填充有一定类型的填料。外壳通常是圆柱形或矩形的，内壁设计有适当的支撑结构，确保填料在使用过程中不移位或损坏,填料是填料函式换热器的核心部分，通常为金属、塑料或陶瓷材质，具有一定的几何形状（如蜂窝状、环形、波纹形等），能够提供大的比表面积来促进气液或液液之间的热交换，适用于需要较大换热面积且对流体流动要求较为宽松的场合图2-4填料函式换热器结构示意图

第三节设计方案简介3.1卧式浮头式换热器概述浮头式换热器由于管束的膨胀不受壳体的约束，因此不会因管束之间的差胀而产生温差热应力，另外浮头式换热器的优点还在于拆卸方便，易清洗，在化工工业中应用非常广泛。在工业生产中，换热设备的主要作用是使热量又温度较高的流体传递给温度较低的流体，使流体温度达到工艺过程规定的指标，以满足工艺过程上的需要。此外，换热设备也是回收余热和废热，特别是低位热能的有效装置。3.2卧式浮头式换热器优缺点浮头式的换热器不仅在性能上比较稳定，它最大的特点就是在于比较容易安装和操作，因为结构比较简单，所以自然的维修起来比较容易。浮头式的交换器它的浮头端采用的是可拆卸的结构，所以使得管束很容易就能插入到壳体中去。并且因为浮头端是可以拆卸的，所以依据每一个企业的要求，可以按照不同的要求做成不同样式，但是必须要经过精确的测量，以及管束的位置和是否能在管子里面自由的移动。如果选取浮头端的话，必须要求是可以便于清洗与安装的。除了浮头式的交换机具有易于清洗与安装的优势，而且浮头式的交换器中介质与介质之间的温差是不收限制的，换而言之也就是说交换器能够允许温差大的情况。所以它能够在高温高压的情况下工作，但是对于温度也要有一个界限的认知，一般来说最高温度不能超过450度，而且压力不能大于6.4千帕。不过一般来说，操作的温度与压力值不过超过这个范围的。浮头式的交换器也可以用在环境比较脏，结垢比较严重的环境都是可以的。所以在很多化工或是棉纺工业中，浮头式的交换器都是比较方便的。当然浮头式的交换器也有一定的缺陷。比如说它内部的小浮头很容易发生内漏，所以在使用的时候要非常注意，如果发生内漏，一定要及时维修，不然很容易就发生安全隐患事故了。其次浮头式的交换器材料耗费比较多，它的成本价还是比较昂贵的，换而言之就是说它的性价比不是很高。所以在选购浮头式交换器的时候尽量买贵一点换热器，不然在性能或是稳定性方面都会有一点水分的。

第四节设计参数热流体选用导热油;冷流体选用水;热流体工作表压P1=0.4MPa;冷流体工作表压P2=0.5MPa;热流体进口温度T1=170℃;热流体出口温度T2=90℃;冷流体进口温度t1=32℃;热流体流量M1=12225kg/h=3.3958Kg/s冷流体流量M2=71912kg/h=19.9756Kg/s

第五节传热量和流程确定5.1定性温度的确定可取流体进出口温度的平均值。热流体定性温度为:t5.1.1热流体物性参数表5-1热流体物性参数热流体温度(℃)密度(Kg/m³)比热容(KJ/(Kg·℃))粘度(Pa·s)热导率(W/(m·℃))导热油130934.821.94090.0020650.11155.2热量计算热损失系数:ηL=0.98传热量为:Q冷流体的比热容为cp2=4.174KJ/(kg·℃)冷流体出口温度：t冷流体定性温度为:t5.2.1冷流体物性参数表5-2冷流体物性参数冷流体温度(℃)密度(Kg/m³)比热容(KJ/(Kg·℃))粘度(Pa·s)热导率(W/(m·℃))水35.1993.924.170.0007260.63

第六节估算传热面积6.1平均传热温差并流，流体之间的温差逐渐减小，传热推动力也随之降低，但整体传热较为均匀，适用于温差较小、需要稳定传热的场合逆流，在逆流中，两种流体在换热器中沿相反方向流动。这种流动方式使得流体之间的温差始终保持较大，传热推动力较强，因此传热效率较高。逆流方式适用于温差较大、需要高效传热的场合。这里选择逆流ΔtΔt对数平均温差:因为流体的温度沿传热面变化较大，所以平均温差计算公式为:Δt暂时按单壳程考虑,则PR图6-1P-R图《化工单元过程及设备课程设计》由无量纲数R、P查图得:温差校正系数φ=0.99,因φ>0.8,故可行。两流体的平均温差为:Δt6.2初选K值，估算换热面积查《化工单元过程及设备课程设计》表3-1,初选传热系数K=200W/m²·℃估算换热面积:F′

第七节主要构件的工艺设计7.1换热管尺寸换热管的材料选用10号钢,此设计规格选用φ19×2mm。根据换热器中常用的流速范围的数据,查《化工单元过程及设备课程设计》,可取管程内流体的流速ui=0.7m/s7.2管程数和传热管数单程管子数：n每根换热管长度为：L按单管程设计，传热管过长，则应采用多管程，根据本设计实际情况，现取每根管长取标准值：L=2m则管程数Z7.3管束相关参数7.3.1传热管排列和分程方法对于多程管式换热器,采用组合排列方法,每一程内管子排列方式选用：等边三角形排列，而在各程之间为了便于安排隔板,采用正方形排列方法。查《GB/T151-2014》表6-2,查得标准管中心距S=25mm,两侧相邻管中心距Sn=38mm。表7-1换热管中心距do101214161920222530323538455055576889S1316192225262832384044485764707283112Sn283032353840424450525660687678809197根据《化工单元过程及设备课程设计》平行于流向的管距:s垂直于流向的管距:s换热管总根数为:n横过管束中心线的管数为:b′7.4壳体内径的确定D取壳体内径标准值:DN=0.6m7.5折流板设计折流板的目的是为了提高壳程流速，增加湍流程度，并使管程流体垂直冲刷管束，改善传热，增大壳程流体的传热系数，同时减少结构，在换热器中还起到支撑管束作用。折流板常用形式为弓形和盘环形两种，此设计中选用使用较广泛的的弓形折流板，因为流体流动死角较小，结构简单。弓形折流板在换热器中的排列分为上下缺口和左右缺口排列，此处选用上下缺口排列,材料选用Q235R。图7-1折流板开口方式7.5.1折流板选型折流板形式选择，本换热器选用弓形,流体流动的死角较小,结构较简单，便于清洗。折流板缺口高度为:h折流板的圆心角:θ7.5.2折流板厚度折流板厚度，查GB151-2014表6-21，t=12mm;7.5.3折流板间距为保证设计的合理性，弓形折流板的间距一般不应小于壳体内径的1/5，且不小于50mm，最大则不能超过壳体内径；算得折流板间距范围为(0.12~0.6)m。暂取折流板间距为0.3m。7.5.4折流板数目N但是考虑需为壳程进出口提供额外空间，两端折流板管板距离通常大于中间一些折流板间距，但差值不宜过大,综上考虑折流板个数取为:4块算得折流板上管孔数为249;折流板上管子数为245;折流板缺口孔数为81;折流板上管孔直径，由GB151-2014[4]，查得d0=19.5mm,折流板直径Db=595.5mm,直径允许偏差(0-0.8)mm;表7-2折流板外径及允许偏差DN<400400～500500～900900～13001300～17001700～21002100～23002300～26002600～32003200～4000名义外径DN-2.5DN-3.5DN-4.5DN-6DN-7DN-8.5DN-12DN-14DN-16DN-18允许偏差0-0.50-0.50-0.80-0.80-10-10-1.40-1.60-1.80-27.6接管根据热流体壳程冷流体管程,壳程流量Mo=3.3958Kg/s。壳程流体进口接管:取接管内流体进口流速为u1=1m/s,则接管内径计算值为D可取壳程接管直径标准值《NB/T47027-2012》为DN=80mm,则壳程接管尺寸为88.9×4.5mm壳程接管进出口为同种物质，故壳程出口与进口尺寸相同。根据热流体壳程冷流体管程,管程流量Mi=19.9756Kg/s。管程流体进口接管:取接管内流体流速为u2=2m/s,则接管内径计算值为D可取管程接管直径标准值《NB/T47027-2012》为DN=125mm,则管程接管尺寸为139.7×7.3mm管程接管进出口为同种物质，故管程出口与进口尺寸相同。

第八节热量核算8.1壳程表面传热系数传热管按等边三角形排列,则其当量直径得:d折流板间距ls=0.3m壳程流通截面积:A壳程流体最小流速:u雷诺数:R普朗特数为:P黏度校正项:μ壳程换热系数为:α8.2管程表面传热系数管程流通截面积:A管程流体最小流速:u雷诺数:R普朗特数为:P黏度校正项:μ管程换热系数为:α8.3总传热系数查相关资料水的污垢热阻:0.000528(m²·℃/W)查相关资料导热油的污垢热阻:0.000528(m²·℃/W)所以根据热流体壳程冷流体管程rr管壁热阻10号钢在该条件下的热导率为50.84。换热管壁厚b=0.002mR管子的平均直径为d总传热系数为:K8.4传热面积裕度(换热面积之比)实际传热面积:A传热面积:F换热器的面积裕度(换热面积之比)为:H该换热器的面积裕度合适，能够完成任务。8.5壁温核算检验壳侧壁温为:t与假定的壁温差值为0.51温度较合适。两流体温差为:T温度较合适,所以选择卧式浮头式换热器

第九节换热器内流体阻力核算9.1管程流体阻力ΔP式中:回弯次数Np=2,壳程结构校正系数,与流体状态有关,取ft=1.4管内摩擦系数查《热交换器原理与设计》图2.36为λ=0.028则管程总压降:ΔP管程流体阻力在允许范围之内。9.2壳程流体阻力ΔP式中：壳程数NS=1，壳程结构校正因素Fs=1.159.2.1流体流经管束的阻力ΔP式中：管子排列形式对阻力的影响,F=0.5,折流板数目NB=4中心排数b′=20传热管按等边三角形排列,则其当量直径得:d折流板间距ls=0.3m壳程流通截面积:A壳程流体最小流速:u雷诺数:R壳程流体摩擦因子:f因此流体流过管束的阻力为:ΔP9.2.2流体流过折流板缺口的阻力ΔP壳程总阻力:Δ壳程流体阻力在允许范围之内。

第十节结构设计和强度计算换热器主体结构以及零部件的设计和强度计算，主要包括壳体厚度和封头的厚度计算、材料的选择、管板厚度的计算、浮头盖和浮头法兰厚度的计算、开孔补强计算，还有主要构件的设计（管箱、壳体、折流板(支撑板)、拉杆等）和主要连接（包括管板与管箱的连接、管子与管板的链接、壳体与管板的连接），具体计算如下:在下面结构设计中，壳侧设计温度为180℃(设计温度应大于流体温度)，壳侧设计压力取1.25倍的壳侧压力，壳侧设计压力为0.5MPa；管侧设计温度为50℃(设计温度应大于流体温度)，管侧设计压力取1.25倍的管侧压力，则管侧压力为0.625MPa10.1壳体10.1.1壳体材料的确定介质为导热油，壳体材料选择Q345R，因为他有良好的耐腐蚀性和冷加工性能，具有较高的强度和硬度。10.1.2壳体尺寸的确定1)壳体直径在工艺设计时，壳体公称直径已确定为600mm。2)壳体厚度设计压力0.5MPa,设计温度为180℃；焊接方式：选为双面焊对接接头，100%无损伤，故焊接系数为1壳体厚度计算为:δ壳体厚度的负差值C1=1mm,在无特殊腐蚀条件下，腐蚀裕量C2≥1mm,取腐蚀裕量C2=2mm.设计厚度:δ名义厚度:δ考虑开孔补强及结构需要，名义厚度向上取整为δn=6mm有效厚度:δ壳体厚度最终取值为δn=6mm壳体内径取值为600mm壳体外径取值为612mm10.1.3壳体的强度校验设计温度下圆筒的最大允许工作压力按GB150-2011[5]式(3-4)得P设计温度下壳体的计算应力由GB150-2011[5]式(3-2)得:σσ根据上列所算得出:[σt]≤[σtφ]所以壳体的强度校验合格。10.1.4壳体水压试验水压试验压力:P式中:[σ]——壳体材料试验温度下的许用应力,MPa;[σ_t]——壳体材料设计温度下的许用应力,MPa;水压试验压力校核:σσσT≤[σφT]故满足水压试验压力要求。10.2管箱垫片10.2.1左侧管板处垫片垫片：查NB/T47020～47027-2012,选取金属包覆垫不锈钢垫片图10-1管箱法兰垫片表10-1垫片相关尺寸参数表公称尺寸DN(mm)垫片内径d(mm)垫片外径D(mm)60062265410.2.2浮头盖垫片查GB/T29463.1-2012,选外头盖垫片的形式为金属包垫片,其外径D为754mm,其内径d为722mm,垫片厚度为4mm;10.3管箱法兰10.3.1固定管板端法兰、管箱侧法兰根据国家标准，本次的管箱法兰选取长颈对焊法兰，密封面选择凹凸密封面，材料取为Q345R。《GB/T47020-2012》其结构型式如下图所示。图10-2凹凸面法兰之凸面尺寸图10-3凹凸面法兰之凹面尺寸当公称直径为600mm,查《GB/T47020-2012》管箱法兰数据表为:表10-2长颈对焊法兰参数公称直径DN公称压力PDD1D2D3D4δdHhδ1δ2R螺栓规格螺栓数量n6000.6740700665655652442310525122212M202810.3.2法兰校核对于法兰材料为Q345R，其常温下的法兰材料的许用应力为[σ]b=196MPa，设计温度下法兰材料的许用应力为189MPa。对于螺栓材料为40Cr，其常温下的螺栓材料的许用应力为[σ]b=196MPa，设计温度下螺栓材料的许用应力为150MPa。那么作用于法兰内径截面的流体压力引起的轴向力:F垫片压紧力作用中心圆直径D流体压力引起的总轴向力:F流体压力引起的总轴向力与作用法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力之差:F根据垫片查得窄面宽度b=7.16,m=4.25窄面法兰垫片压紧力F螺栓中心至FD作用位置的轴向距离L螺栓中心至Fr作用位置的轴向距离L螺栓中心至FG作用位置的轴向距离L预紧状态下需要的最小螺栓载荷查表可得垫片密封比压力n=62W操作状态下需要的最小螺栓载荷W预紧状态下需要的最小螺栓面积A操作状态下需要的最小螺栓面积A实际使用的螺栓总横截面积A螺栓设计载荷W操作情况下法兰总力矩M操作情况下的剪应力面积Aτ4.08<0.8×189合格10.3.3外头盖法兰、外头盖侧壳体法兰1)外头盖法兰查GB/T29465-2012,查得外头盖法兰法兰尺寸如下表:表10-3外头盖法兰法兰参数公称直径DNDD1D2D3D4δdHhδ1δ2R螺栓规格螺栓数量n600940900865855852522311042122612M20322)外头盖侧法兰查GB/T29465-2012,查得外头盖侧法兰法兰尺寸如下表:表10-4外头盖侧法兰法兰参数公称直径DNDD1D2D3D4δdHhδ1δ2R螺栓规格螺栓数量n700940900865855852522311042122612M203210.4管箱的设计10.4.1管箱材料管箱钢制压力容器封头《GB/T150-2011》,换热器的两端管箱可由封头和管箱圆筒（短节）构成。封头的结构尺寸根据《GB/T150-2011》和《GB/T151-2014》)的相关规定设计。管箱选用材料为Q345R，材料的许用应力为189MPa设计压力0.625MPa,设计温度为50℃；管箱厚度计算为:δ管箱厚度的负差值C1=1,在无特殊腐蚀条件下，腐蚀裕量C2≥1mm,取腐蚀裕量2.设计厚度:δ名义厚度:δ考虑壳体厚度，园整后名义厚度为δn=6mm有效厚度:δ10.4.2管箱壁厚的强度校核液压试验压力:P气压试验压力:P已知材料在200℃下的屈服极限为Rel=345MPa，则：液压试验压力:σ气压试验压力:σ试验压力下管箱应力:0.9σT≤0.9φRel故满足校核要求。设计压力0.625MPa,设计温度为50℃；浮头管箱厚度计算为:δ浮头管箱厚度的负差值C1=1,在无特殊腐蚀条件下，腐蚀裕量C2≥1mm,取腐蚀裕量2.设计厚度:δ名义厚度:δ考虑壳体厚度，园整后名义厚度为δn=6mm有效厚度:δ10.4.3管箱壁厚的强度校核液压试验压力:P气压试验压力:P已知材料在200℃下的屈服极限为Rel=345MPa，则：液压试验压力:σ气压试验压力:σ试验压力下管箱应力:0.9σT≤0.9φRel故满足校核要求。10.4.4计算封头的厚度选择椭圆形封头作为本设备的封头，其形状系数K=1.46，的封头材料选择Q345R，其结构如下图所示。当封头以内径为公称直径时，椭圆形封头的曲面深度：图10-4椭圆形封头h当DN≤2000时，椭圆形封头直边高度h0=25mm。取封头焊缝系数φ=1，则封头的计算厚度δ设计厚度：δ名义厚度：δ向上圆整,并考虑壳体厚度,即封头名义厚度δn=6mm复验δn×6%=6×6%=0.36<1mm,最后确定C1=0mm,则封头厚度任为6mm封头有效厚度：δ10.4.5封头的强度校验设计温度下封头的最大允许工作压力按GB150-2011式(3-4)得:P设计温度下封头的计算应力由GB150-2011式(3-2)得:σ根据上列所算得出:σt≤[σt]φ=189MPa所以封头的强度校验合格。10.4.6封头的水压试验取封头试验温度为100℃,设计温度下材料的许用应力为[σ]t=189MPa,试验温度下的许用应力为[σ]=189MPa,试验温度下的屈服点为Rel=345MPa水压试验压力P压力试验σ58.89<0.9×φ×Rel，故水压试验满足要求!查GB_T25198-2010封头参数表得;表10-5封头参数公称直径(mm)Hhδ60017525610.4.7计算后端封头的厚度选择椭圆形封头作为本设备的封头，其形状系数K=1.46，的封头材料选择Q345R，其结构如下图所示。当封头以内径为公称直径时，椭圆形封头的曲面深度：图10-5椭圆形封头h当DN≤2000时，椭圆形封头直边高度h0=25mm。取封头焊缝系数φ=1，则封头的计算厚度δ设计厚度：δ名义厚度：δ向上圆整,并考虑壳体厚度,即后端封头名义厚度δn=6mm复验δn×6%=6×6%=0.36<1mm,最后确定C1=0mm,则封头厚度任为6mm后端封头有效厚度：δ10.4.8封头的强度校验设计温度下封头的最大允许工作压力按GB150-2011式(3-4)得:P设计温度下封头的计算应力由GB150-2011式(3-2)得:σ根据上列所算得出:σt≤[σt]φ=189MPa所以封头的强度校验合格。10.4.9封头的水压试验取封头试验温度为100℃,设计温度下材料的许用应力为[σ]t=189MPa,试验温度下的许用应力为[σ]=189MPa,试验温度下的屈服点为Rel=345MPa水压试验压力P压力试验σ68.64<0.9×φ×Rel，故水压试验满足要求!查GB_T25198-2010封头参数表得;表10-6后端封头参数公称直径(mm)Hhδ70020025610.5管板设计10.5.1管板材料和直径尺寸的确定管板材料选用Q345R,依据管箱法兰、管箱侧壳体法兰的结构尺寸，确定固定端管板的最大外径为D=655mm,管板密封面内径d=598mm。设计温度下管板材料的弹性模量Ep=201000MPa;管板材料的许用应力[σ]t=185.4MPa10.5.2管板厚度计算及相关校核换热管设计温度下弹性模量Et=210000MPa;换热管设计温度下许用应力σt=106MPa中间层排管数N1=19未被换热管支撑的面积A管板布管面积A管板布管区内开孔后的面积A一根换热管的横截面积:a系数β筒体法兰垫片外径D筒体法兰垫片内径D垫片接触宽度N垫片密封基本宽度b垫片有效密封宽度:b固定端管板垫片压紧力作用中心圆直径:D管板布管区当量直径:D系数:ρ1管板假设厚度:δ=50mm换热管有效长度:L管束模数K管板刚度削弱系数η=0.4管束无量纲刚度:KK换热管厚度:δt=2mm换热管稳定许用应力回转半径i:i查《GB/T151-2014》,换热管受压失稳当量长度lcr=919.24mm系数C因919.24/6.05＞151.26[σ]合格由于此时不能保证Ps和P，则取Pd=0.625MPa,故PPS根据:S=6.14MPa和ρt=0.76mm查《GB/T151-2014》图，得C=0.53,Gwe=11.82,则管板计算厚度为:δ管板名义厚度不应小于下列三者之和:A.管板的计算厚度或管板最小厚度，取大者。B.壳程腐蚀裕量或结构开槽深度，取大者。C.管程腐蚀裕量或分程隔板槽深度，取大者。管板最小厚度取值:(1).d≤25时，δmin≥0.75d(2).25＜d＜50时，δmin≥0.7d(3).d≥50时，δmin≥0.65dδ壳程开槽深度为:k=20mm分程隔板槽深度:l1=6mm管板名义厚度为(圆整):b10.5.3换热管的轴向应力换热管的轴向应力在一般情况下，应按下列三种工况分别计算：1、壳程设计压力ps=0.5MPa，管程设计压力为0MPaPσσ_t<[σ]_cr=44.84MPa,合格2、壳程设计压力为0MPa，管程设计压力为pt=0.625MPaPσσ_t<[σ]_t=185.4MPa,合格3、壳程设计压力与管程设计压力同时作用时Pσσ_t<[σ]_t=185.4MPa,合格10.5.4换热管与管板的拉脱力查《GB/T151-2014》，换热管最小伸出长度l1=3mm查《GB/T151-2014》，最小坡口深度l2=2mml拉脱力q许用拉脱力qq<[q],合格10.5.5管板上换热管的管孔设计采用Ⅱ级管束，板管孔直径查《GB/T151-2014》标准取19.3mm,允许偏差（+0.10，-0.10）mm。10.5.6管孔表面粗糙度换热管与管板焊接粗糙度Ra不大于35μm。10.5.7换热管与管板的连接采用常用的强度焊的方式，焊接结构强度高，抗拉脱离强，且当焊接接头有泄露、换热管有裂纹或者堵塞时，其修补或者更换换热管都比较容易。10.5.8管板与壳程圆筒、管箱圆筒连接方式（a型）管板与法兰连接的结构尺寸按NB/T47015-2011[9]的规定。采用a型（管板通过螺栓、垫片与壳体法兰和管箱法兰连接）方法《GB/T151-2014》有规定）。如图所示图10-6管板与壳程圆筒、管箱圆筒连接方式（a型）10.6接管尺寸10.6.1壳程接管尺寸根据接管标准选择板式平焊法兰,材料为20号钢表10-7壳程接管及法兰进口尺寸参数名称公称尺寸DN公称压力PN钢管外径A法兰外径D螺栓孔中心圆直径K螺栓孔直径L螺栓孔数n螺栓Th法兰厚度C法兰内径B壳程接管法兰800.688.9190150184161890.510.6.2壳程接管外伸高度查《换热器设计手册》表1.66壳程接管外伸高度,当DN=80,δ=0～50,l=150mm10.6.3壳程接管位置图10-7接管位置壳程接管位置的最小尺寸由下列公式计算得:L1式中C≥4S(S为壳体厚度)，且≥30;10.6.4壳程接管补强壳程接管选用88.9×4.5mm的20号钢,材料的许用应力为134.6,取C2=2mm,采用等面积补偿法校核。CC接管计算壁厚δ接管有效壁厚δ开孔直径d接管有效补强宽度B=2×d=2×86.7=173.4mm接管外侧有效补强高度h需要补强面积A强度削弱系数：fr=1可以作为补强的面积:A1=(δe-δ)×(B-d)=(3-0.81)×(173.4-86.7)=189.87mm²AA228.58mm²接管补强的强度足够，不需另设补强结构。10.6.5管程接管尺寸根据接管标准选择板式平焊法兰,材料为20号钢表10-8管程接管及法兰尺寸参数名称公称尺寸DN公称压力PN钢管外径A法兰外径D螺栓孔中心圆直径K螺栓孔直径L螺栓孔数n螺栓Th法兰厚度C法兰内径B管程接管法兰1250.6139.72402001881620143.510.6.6管程接管外伸高度查《换热器设计手册》表1.66管程接管外伸高度,当DN=125,δ=0～50,l=200mm10.6.7管程接管位置图10-8接管位置管程接管位置的最小尺寸由下列公式计算得:L2式中C≥4S(S为壳体厚度)，且≥30;10.6.8管程接管补强管程接管选用139.7×7.3mm的20号钢,材料的许用应力为150.13,取C2=2mm,采用等面积补偿法校核。CC接管计算壁厚δ接管有效壁厚δ开孔直径d接管有效补强宽度B=2×d=2×133.38=266.76mm接管外侧有效补强高度h需要补强面积A强度削弱系数：fr=1可以作为补强的面积:A1=(δe-δ)×(B-d)=(3-0.99)×(266.76-133.38)=268.09mm²AA444.06mm²接管补强的强度足够，不需另设补强结构。10.6.9前端管箱短节长度管箱短接长度既要保证换热器组装尺寸的要求，又要免除使开孔不受影响，根据组装尺寸和接管法兰厚度，管箱短接长度Lg为:封头焊缝到接管距离:L封头高度:LL10.6.10分程隔板bl分程隔板材料为Q345R，查表厚度为6mm，宽度为594mm,长为615.85mm,一段为和封头相同的椭圆，一段为平面，隔板槽深取为6mm,宽取为10mm,拐角处倒角为45°。管板与分程隔板的连接管板与分层隔板的连接可有单层隔板与管板之间的密封连接与双层隔板与管板之间的密封连接两种。隔板的密封面宽度最小为(s+2)mm。由于隔板另一端与封头焊接连接，因此要求隔板材料应与封头材料相同，双层隔板具有隔热空间可防止热流短路。图10-9分程隔板与管板连接10.7拉杆、定距管的设计10.7.1拉杆尺寸和数量因，换热管直径为：do=19mm，所以拉杆直径dn为12mm一台拉杆数为：4根10.7.2拉杆的结构型式常用拉杆形式有两种：（1）.螺纹连接结构（拉杆定距管结构）：此型式适用于换热管外径大于或等于19的管束（2）.焊接连接结构：此型式适用于换热管外径小于或等于14的管束，焊接连接的拉杆直径可直径取换热管的直径，也可取拉杆标准值。根据国家标准[2]，由于换热管外径大于19mm，所以选择螺纹连接结构。与管板连接端的拉杆螺纹长度:La=15mm,Lb=50mm。图10-10拉杆结构形式根据结构La=15mm,Lb=50mm,b=2mm10.7.3拉杆布置材料选用10号钢,选用φ12的拉杆,数量为4根,具体位置及装配方式见装配图,一端与管板用螺纹连接,另一端用螺母固定在折流板上。图10-11拉杆的连接形式10.7.4定距管进出口段附近折流板到管板的距离:L材料采用10号钢,定距管直径尺寸与换热管一致d=φ19,两端折流板管板之间的定距管的长度根据管长减去折流板间距为498mm,个数为4;折流板间的定距管长度为300mm,个数为(4-1)×4=12个。图10-12折流板固定10.8后端结构本设计选用吊钩式浮头，由浮动管板、浮头法兰、B型钩圈、垫片等组成，各零件尺寸如下：图10-13钩圈式浮头10.8.1钩圈式浮头根据GB151规范要求及前面相关内容，确定的结构尺寸如下：查GB151-2014,浮头管板外径及壳体内径间隙取：b查GB151-2014,垫片宽度取b浮头管板外径为：D浮头管板密封面宽度为：b浮头法兰和勾圈的内直径D浮头法兰和勾圈的外直径D外头盖公称直径D螺栓中心圆直径D浮动管板厚度：δ查GB151-2014，球冠型封头内半径为:Ri=500mm图中C为安装及拧紧斧头螺母所需空间尺寸，考虑在各种情况下热膨胀量，宜不小于60mm，取C=107mm。图中b=3mm10.8.2浮头垫片查NB/T47026-2012选浮头垫片的形式为金属包垫片，材料为金属包覆垫不锈钢，其外径D为592mm,内径为568mm，查GB150-2011[5],垫片系数m=4.25,比压力y=62MPa垫片有效密封宽度:b垫片压紧力作用中心圆直径：D垫片压紧力(a).预紧状态下需要的垫片压紧力：F(b).操作状态下需要的垫片压紧力：F10.8.3螺栓计算螺栓选用等长双头螺栓,材料选用40Cr。假设螺栓直径为20mm,螺栓数量为281)螺栓载荷(a).预紧状态下需要的最小螺栓载荷：W(b).操作状态下需要的最小螺栓载荷：FFW2)螺栓面积对于螺栓材料为40Cr,其常温下的螺栓材料的许用应力为[σ]b=196MPa,设计温度下螺栓材料的许用应力为115MPa。(a).预紧状态下需要的最小螺栓面积：A(b).操作状态下需要的最小螺栓面积：A(c).需要的螺栓面积:A(d).实际的螺栓面积:AAb>Am,满足设计要求。3)螺栓设计载荷(a).预紧状态下的螺栓设计载荷：W(b).操作状态下的螺栓设计载荷：W10.8.4浮头盖设计1)管程压力Pt作用下（内压）浮头盖的设计1、球冠形封头计算厚度:设计压力为0.625MPa浮头盖的材料选择为Q345R,故许用应力为[δ]t=185.4MPa,选择为双面焊对接接头，100%无损伤，故φ=1mm,腐蚀裕量C2为2mm,钢板厚度负偏差C1=1mm。C球冠形封头在内压计算厚度为：δ设计厚度：δ名义厚度圆整厚可取:δn=10mm有效厚度δ2、受内压浮头法兰厚度计算:图10-14浮头法兰(1).法兰力矩预紧状态下的法兰力矩：LM操作状态下的法兰力矩MpLL查NB/T47026-2012浮头法兰的厚度为50mm，因浮头法兰的计算厚度尚未计算出，先取δ´f=50mm,计算出后进行校核。取焊角低高l=14mm。βL那么作用于法兰内径截面的流体压力引起的轴向力：F流体压力引起的总轴向力与作用法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力之差FFF操作状态下的法兰力矩:MMMMM(2).法兰厚度计算L预紧状态：MJ操作状态：J预紧状态下法兰厚度：δ操作状态下法兰厚度：δ法兰厚度取δfa和δfp中较大的，且不低于球冠心封头名义厚度的两倍，则法兰厚度为：δ2)壳程压力Ps作用下（外压）浮头盖的设计1、球冠形封头计算厚度:设计压力为0.5MPa球冠形封头在外压计算厚度为：εR查GB150-2011,得Q=3.19mmδ有效厚度：腐蚀裕量C2为2mm,钢板厚度负偏差C1=1mm。C假设δn=10mmδRR系数A查GB150-2011,查得B=126MPa许用外压力：P许用外压力接近于Pc=0.5MPa,上述名义厚度假设成立。2、受外压浮头法兰厚度计算:因部分参数与受内压的参数相同，这里就对不同的参数进行计算说明:βF查NB/T47026-2012浮头法兰的厚度为50mm，因浮头法兰的计算厚度尚未计算出，先取δ´f=50mm,计算出后进行校核。取焊角低高l=14mm。L操作状态下的法兰力矩:M3、法兰厚度计算操作状态：J操作状态下法兰厚度:δ法兰厚度取δfa和δfp中较大的，且不低于球冠心封头名义厚度的两倍，则法兰厚度为：δ球冠型封头设计厚度δ名义厚度圆整厚可取:δn=10mm有效厚度δ表10-9球冠形封头参数公称直径DN(mm)总深度H(mm)封头曲率半径Ri(mm)6007850010.8.5钩圈本设计选用比较常用的B型钩圈,示意图如下:图10-15B型钩圈查GB151-2014[2],钩圈厚度按下式计算：δ式中：δ1——为管板厚度；10.9支座的选择与布置10.9.1支座支反力计算前面计算得出圆筒长度为:L'①管板质量:左管板质量为:m右管板和左管板质量相同。管板质量为:m②管箱法兰质量左管箱法兰质量为:m右管箱法兰质量与左管箱法兰质量相同。管箱法兰质量为:m③圆筒质量m④封头质量mmm⑤换热管质量m⑥其他附件(如保温层、支座、法兰、接管、浮头盖等其他附件)质量取为全部质量的20%:m圆筒体积:V封头体积:VV总体积为:V过程气和尾气取密度较大者，故鞍座应在水压试验时所受支反力较大，即如下:水压试验时充液重量:m水压试验时总重量:m水压试验时单位长度载荷:Q水压试验时支座支反力:F10.9.2支座尺寸选用鞍式支座,材料为Q235B,根据标准NB/T47065.1~5-2018,公称直径为600mm图10-16鞍式支座示意图安装2个支座，均匀布置。鞍座直径的距离LB=(0.4～0.6)×L=(0.4～0.6)×2000=1400mm表10-10鞍座支座参数尺寸公称直径DN鞍座高度h底板l1底板b1底板δ1腹板δ2筋板l3δ3筋板弧长筋板b4筋板b3筋板δ4筋板e螺栓间距l2600200550150108300871024012065640010.9.3支座校核①筒体轴向应力验算鞍座截面处的弯矩A壳体半径RmRM圆筒跨中截面处的弯矩M②筒体轴向应力计算与校核由上面的计算结果可知跨中截面弯矩远大于鞍座截面处的弯矩，所以可以不考虑鞍座处的“偏塌”现象，因此只计算跨中截面的轴向应力即可。跨中截面最高点的最大压应力:σ操作状态下，筒体最低点处由最大拉应力为σ操作状态下，筒体最低点处由最大拉应力:A>0.5×Ri，且无加强圈，查表6-3-2，K1=0.102,K2=0.163故:σ装满液体来加压时，筒体鞍座截面最低点处最大压应力为:σ材料的轴向许用压缩应力为:A'根据GB150.1-2011查图得轴向许用压缩应力B=175MPa[σ]故min(σ1,σ2,σ3,σ_4)<[σ]_ac,筒体轴向弯曲应力满足强度条件稳定性条件。③鞍座处筒体切向剪应力计算与校核筒体未被端盖加强(A>0.5×Ri,查表6-3-3得K3=0.88,故最大剪应力计算τ校核:τ_max<0.8×[σ]t=102.56MPa满足强度要求。④鞍座处筒体轴向应力验算1)筒体最低点的轴向应力:筒体有效宽度:bσσ_5<[σ]_t=128.2MPa查得K6=0.053,则σσ_6<1.25[σ]_t=160.25MPa查得K7=0.034,则σσ_7<1.25[σ]_s=293.75MPa所以:筒体轴向应力满足强度及稳定性要求。④鞍座腹板的强度验算所选鞍座腹板高度h=200mm,腹板厚度δ2=8mm,材料为Q235B,许用应力为[σ]t=128.2MPa,已知:K9=0.2,则腹板应力为:σσ_9<1.5[σ]_t=192.3MPa故满足设计要求。以上校核均满足要求，所选鞍座合理。

第十一节应力计算11.1热交换器所受的应力压力引起的轴向力:F壳侧截面积:f管侧截面积:f壳体弹性模量:E换热管弹性模量:E壳体应力:σ管子应力:σ11.2温差应力管的外壁温度:t管的内壁温度:t管子平均温度:t壳侧热量:Q热流密度q壳侧内壁温t壳体的平均温度:壳体材料导热系数为56W／(m·k),壳体厚度为6mmΔtt壳体材料的线膨胀系数:a管子材料的线膨胀系数:a管侧的轴向力:σ壳侧的轴向力:σ管子的自由伸长量:σ壳体的自由伸长量:σ由于壳体伸长量大于管子的伸长量，故壳体的轴向合成力:σ管子的轴向合成力:σ11.3拉脱力根据《化工单元过程及设备课程设计》q应力计算采用焊接法,焊缝系数取1,壳体材料的许用应力为185.4MPa,换热管的许用应力为106MPa。qσo=53.68<[σs]=185.4MPaq=38.42<[q]=106MPa强度应力校核符合要求。11.3.1膨胀节的设计图11-1膨胀节设计温度:t