流量为120t每小时四管程固定管板式换热器的设计学士学位论文.doc

摘要

本设计是四管程固定管板式换热器，是目前应用最为广泛的换热器。本台换热器主要完成的是水蒸气-水之间的热量交换，设计压力为管程2.4MPa，壳程0.7MPa，管程冷水的定性温度为55℃，壳程煤油的定性温度为112.5℃。传热面积为 137，采用 Φ25×2.5×6000 的无缝钢管换热，则可计算出 290 根换热管。
本台换热器的管板延长兼做法兰，管板与换热管的连接方式为焊接，因管板上的应力较多，且内外温度有一定的差值，因此，对管板强度的校核是一个重点，也是一个难点，本文按照弹性支撑假设对管板进行设计和校核的。
本设计为固定管板式换热器，由管箱、壳体、管板、管子等零部件组成。其结构较紧凑，排管较多，在相同直径情况下面积较大制造较简单。固定管板式换热器的管程有双管程和四管程等几种，本设计采用单壳程，四管程。固定管板式换热器的设计包括：管子的规格和排列方式、圆筒、封头、管板的材料选择及厚度设计，折流板、防冲板的选择等。首先管子的选择是以清洗方便及合理使用管材为原则。管子在管板上的排列方式为三角形排列。因为正三角形排列时，管板的强度高、流体短路的机会少，且相同壳程内可排列更多的管子。壳体厚度计算式是由圆筒薄膜应力准则推导出的。其最小壁厚应根据标准选取。而封头采用了限制最小壁厚方法，其有效厚度应不小于封头内径的0.15%。管板是管壳式换热器中最重要的部件之一，在选材时除力学性能外，还应考虑流体的腐蚀性的影响。在计算厚度时，要在满足强度要求的前提下，尽量减少管板的厚度。折流板最常用的为圆缺型挡板，切去的弓形高度一般取外壳内径的20%-25%。
固定管板式换热器的优点是：结构简单、紧凑，能承受较高的压力，造价低，管程清洗方便，管子损坏时易于堵管或更换；这种换热器使用于壳侧介质清洁且不宜结垢，并能进行清洗管束，壳程两侧温差不大或者温差较大但壳侧压力不高的场合。

关键词：换热管; 固定管板; 温差应力
Abstract

This design is about fixed plate heat exchanger. At present this exchanger are most used. This exchanger is mainly completed the heat exchange from hot water steam to water. The design pressure of the tube-side is 2.4 MPa, the design pressure of the shell-side is 0.7 MPa. The qualitative temperature of the cold water is 55 degrees Celsius, and the qualitative temperature of the shell process kerosene is 112.5 degrees Celsius.The area for exchanging heat is 137.The heat exchanger used the tube Φ25×2.5×6000,290 heat exchange tubes can be calculated.
We weld the tube to the plate because there has a stress between the tube-side and shell-side that is really difficult to work out. The tube plate is designed and checked based in elastic supporting assumption.
The design for the fixed tube heat exchanger, the control box, shell, tube sheets, tubes and other component parts. Its structure is more compact, pipes are more cases in the same diameter larger than the simple manufacturing. Fixed tube sheet heat exchanger tube with two-way and four-way control of several such, this design uses a single shell, four-way.
Fixed tube sheet heat exchanger design, including: specification and arrangement of pipes, cylinder, head, tube sheet of material selection and thickness of the design, baffle, erosion control panel choices. First, the choice is easy to clean pipe and tubing to the principles of reasonable use. Tube in tube arrangement of the board arranged for the triangle. Because the triangle arrangement, the tube sheet, high strength, less chance of fluid short circuit, and the same can be arranged within the shell more tubes. Shell thickness of the cylinder formula is derived membrane stress criterion. The minimum wall thickness should be selected according to the standard. The head used to avoid restrictions on the minimum thickness method, the effective thickness of the head diameter should be not less than 0.15%. Control panel is shell and tube heat exchanger is one of the most important components, in addition to mechanical properties of the time selection, should consider the impact of corrosive fluids. In calculating the thickness, to meet the strength requirements of the premise, to minimize the thickness of tube plate. Baffle the most commonly used for the moon and new moon shaped baffle, cut the arch height and generally the shell diameter of 20% -25%.
The advantages of the fixed tube-shell exchanger: The exchanger can bear high press; The price of making is low; Structure is simple and compacted; We can wash the tubes easily; We can change the broken tubes conveniently. The foremost shortcoming of the fixed tube-shell exchanger is the heats tress between the shell and the tubes is very large.

Keywords: heat exchange tube; fixed tube sheet; thermal stress

目 录

第一章 换热器综述 1
1.1 管壳式换热器结构 1
1.2 管壳式换热器类型 2
1.2.1 固定管板式换热器 2
1.2.2 浮头式换热器 2
1.2.3 U 型管换热器 3
1.2.4 填料函式换热器 3
1.3 管壳式换热器强化传热 4
1.3.1 增大传热面积 4
1.3.2 提高传热系数 4
1.4 换热器的防腐措施 5
1.4.1 防腐涂层 5
1.4.2 金属涂层 5
1.4.3 金属堆焊 5
1.4.4 缓释剂 5
1.5 管壳式换热器的发展前景 6
第二章 换热器传热工艺计算 7
2.1 原始数据 7
2.2确定定性温度及物性数据 7
2.3煤油的传热量与冷水流量的计算 8
2.4管程换热系数的计算 8
2.5结构的初步设计 9
2.6壳程换热系数计算 10
2.7 传热系数计算 10
2.8 管壁温度计算 11
2.9 管程压力降计算 11
2.10 壳程压力降计算 12
第三章 固定管板式换热器结构设计计算 14
3.1换热管材料及规格的选择和根数的确定 14
3.2布管方式的选择 14
3.3筒体内径的确定 14
3.4筒体壁厚的确定 15
3.5筒体水压试验 16
3.6封头形式的确定 16
3.7管箱短节壁厚计算 17
3.8管箱水压试验 18
3.9容器法兰的选择 18
3.10管板尺寸的确定及强度计算 19
3.11是否安装膨胀节的判定 31
3.12防冲板尺寸的确定 31
3.13折流板尺寸的确定 32
3.13.1折流板类型 32
3.13.2换热管无支撑跨距或折流板间距 32
3.13.3折流板管孔 32
3.14各管孔接管及其法兰的选择 32
3.15开孔补强计算 34
参考文献 37
致 谢 38
沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第一章 换热器综述
第一章 换热器综述
管壳式换热器(shell and tube heat exchanger)又称列管式换热器。是以封闭在壳体中管束的壁面作为传热面的间壁式换热器。这种换热器结构较简单，操作可靠，可用各种结构材料（主要是金属材料）制造，能在高温、高压下使用，是目前应用最广的类型。
1.1 管壳式换热器结构
管壳式换热器主要由壳体、传热管束、管板、折流板（挡板）和管箱等部件组成。其结构简图如图1.1：

图 1.1 管壳式换热器结构简图
1-平盖 2-平盖管箱 3-接管法兰 4-管箱法兰 5-固定管板 6-壳体法兰 7-防冲板 8-仪表接口 9-补强圈 10-壳体 11-折流表 12-旁路挡板 13-拉杆 14-定距管 15-支持板 16-双头螺柱或螺栓 17-螺母 18-外头盖垫片 19-外头盖侧法兰 20-外头盖法兰 21-吊耳 22-放气口 23-凸形封头 24-浮头法兰 25-浮头垫片 26-球冠形封头 27-浮动管板 28-浮头盖 29-外头盖 30-排液口 31-钩圈 32-接管 33-活动鞍座 34-换热管 35-挡管 36-管束 37-固定鞍座 38-滑道 39-管箱垫片 40-管箱圆筒 41-封头管箱 42-分程隔板
壳体多为圆筒形，内部装有管束，管束两端固定在管板上。进行换热的冷热两种流体，一种在管内流动，称为管程流体；另一种在管外流动，称为壳程流体。为提高管外流体的传热分系数，通常在壳体内安装若干挡板。挡板可提高壳程流体速度，迫使流体按规定路程多次横向通过管束，增强流体湍流程度。换热管在管板上可按等边三角形或正方形排列。等边三角形排列较紧凑，管外流体湍动程度高，传热分系数大；正方形排列则管外清洗方便，适用于易结垢的流体。流体每通过管束一次称为一个管程；每通过壳体一次称为一个壳程。图示为最简单的单壳程单管程换热器,简称为 1-1 型换热器。为提高管内流体速度,可在两端管箱内设置隔板，将全部管子均分成若干组。这样流体每次只通过部分管子，因而在管束中往返多次，这称为多管程。同样，为提高管外流速，也可在壳体内安装纵向挡板，迫使流体多次通过壳体空间，称为多壳程。多管程与多壳程可配合应用。
1.2 管壳式换热器类型
由于管内外流体的温度不同，因之换热器的壳体与管束的温度也不同。如果两温度相差很大，换热器内将产生很大热应力，导致管子弯曲、断裂，或从管板上拉脱。因此，当管束与壳体温度差超过 50℃时，需采取适当补偿措施，以消除或减少热应力。根据所采用的补偿措施，管壳式换热器可分为以下几种主要类型：
1.2.1 固定管板式换热器
管束两端的管板与壳体联成一体，结构简单,但只适用于冷热流体温度差不大,且壳程不需机械清洗时的换热操作。当温度差稍大而壳程压力又不太高时，可在壳体上安装有弹性的补偿圈，以减小热应力。 如图1.2

图 1.2 固定管板式换热器
1.2.2 浮头式换热器
管束一端的管板可自由浮动，完全消除了热应力;且整个管束可从壳体中抽出,便于机械清洗和检修。应用较广，但结构比较复杂，造价较高。如图1.3

图1.3 浮头式换热器
1.2.3 U 型管换热器
每根换热管皆弯成 U 形，两端分别固定在同一管板上下两区，借助于管箱内的隔板分成进出口两室。此种换热器完全消除了热应力，结构比浮头式简单，但管程不易清洗。如图1.4

图1.4 U型管式换热器
1.2.4 填料函式换热器
在浮头与壳体的滑动接触面处采用填料函式密封结构。由于用填料函式密封结构，使得管束在课题轴向可以自由伸缩，不回产生壳壁与管壁变形差引起的热应力。其结构较浮头式换热器简单，加工制造方便，节省材料，造价较低，且管束从壳体内可以抽出，管内管间都能进行清洗，维修方便。如图1.5

图1.5 填料函式换热器
1.3 管壳式换热器强化传热
1.3.1 增大传热面积
换热器的传热面积不可能无限制地增大，否则投资费用会大大增加，并且随着工业化的发展，设备要紧凑化
1.3.2 提高传热系数
主要从管程和壳程传热强化系数的提高方面上考虑。可通过改变管子外形或在管内加入插入物：
⑴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，管壁上的螺旋槽能再有相变和无相变的传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，主要结构参数有槽深、槽距和槽旋角。
⑵横纹管 它是一种用普通圆管做毛胚，在管外壁经简单滚轧出与轴线垂直的凹槽，同时在管内形成一圈突起的环肋。其强化机理为：当管内流体经横向环肋时，管壁附近形成轴向漩涡，增加了边界层的扰动，有利于热量通过边界层的传递。当涡流即将消失时，流体又经下一个横肋，不断产生轴向涡流，因而保持连续且稳定的强化作用。横纹管主要用来强化管内单向流体的传热，经研究发现，在相同流速下，横纹管流阻比单头螺旋槽管的小。
⑶螺旋扁管 螺旋扁管是瑞士一公司首先提出。由于管子的独特结构，流体在管内处于螺旋流动，促使湍流程度。经实验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2-3倍；随着雷诺数的增大，通常也可提高传热系数50%以上。
⑷管内插入物 管内插入物的类型有很多，主要有：麻花铁、螺旋线圈、螺旋带、螺旋片、纽带和静态混合器等。各种插入物的强化传热机理一般可分为四种：①形成旋转流； ②破坏边界层； ③中心流体与管壁流体产生置换作用；④产生二次流。管内插入物的优点是对旧的换热器设备进行改造，以提高其换热性能。在强化传热的同时能达到清除污垢的目的。英国一公司还开发了一种花环式插入物，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。这种插入物使换热管的防垢能力提高8-10倍。
⑸内翅片管 内翅片管是采用特殊的焊接工艺和设备加工而成，流体在管内的换热过程为单相强制对流换热。其主要特点是通过在传热管管内扩大传热面积、强化管内传热的途径来提高换热器的传热性能。1971 年美国首先提出内翅片管，并于二十世纪九十年代又开发出一种高效强化管内相变传热的内螺旋翅片管。八十年代初，日立电缆有限公司研究表明，采用左右错式的螺旋内翅片管强化单相流体的传热可使管内给热系数提高到光管的 2.8 倍左右。
⑹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。
1.4 换热器的防腐措施
1.4.1 防腐涂层
一般采用非金属涂层，常用的水冷器有防腐、防垢涂料84和 901，还有 Ni-P 镀，但在油气系统使用较多的是涂陶瓷。但由于换热管一般可达 6 米长，在长度上涂均匀很难，但非常重要。
1.4.2 金属涂层
一般有镀 Ni、镀 Ti、镀 Cu 等，工艺效果好，但价格昂贵。
1.4.3 金属堆焊
一般采用碳钢、Cr Mo 钢堆焊不锈钢较多，用来抗硫化氧和酸腐蚀。该方法价格便宜，效果好。另外，还有复合板、双向钢管用量也较大，效果较好。
1.4.4 缓释剂
目前炼油装置、化工装置多采用一脱四注的方式很多。另外，还有复合板、双向钢管用量也较大，效果很好。
1.5 管壳式换热器的发展前景
换热器的所有种类中，管壳式换热器是一个量大而品种繁多的产品，由于国防工业技术的不断发展，换热器操作条件日趋苛刻迫切需要新的耐磨损、耐腐蚀、高强度材料。近年来，我国在发展不锈钢铜合金复合材料铝镁合金及碳化硅等非金属材料等方面都有不同程度的进展，其中尤以钛材发展较快。钛对海水氯碱醋酸等有较好的抗腐蚀能力，如再强化传热，效果将更好，目前一些制造单位已较好的掌握了钛材的加工制造技术。对材料的喷涂，我国已从国外引进生产线。铝镁合金具有较高的抗腐蚀性和导热性，价格比钛材便宜，应予注意。近年来国内在节能增效等方面改进换热器性能，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提高了能源的利用率，使企业成本降低，效益提高。

38

沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 换热器传热工艺计算
第二章 换热器传热工艺计算
2.1 原始数据
管程冷水的进口温度:tc1=20℃
管程冷水的出口温度:tc2=90℃
管程冷水的工作压力:P1=2.4MPa
壳程热油的进口温度：th1=135℃
壳程热油的出口温度：th2=90℃
壳程热油的工作压力:P2=0.7MPa
壳程热油的流量:G2=120t/h=120000kg/h
2.2确定定性温度及物性数据
定性温度：可取流体进出口温度的平均值
管程冷水的定性温度为 tmc==55℃
根据定性温度可查取管程冷水的有关物性数据。
冷水在55℃下的物性数据如下：
密度 ρc=985.6Kg/m3
定压比热容 Cpc=4.1796KJ/(Kg·℃)
导热系数 λc=0.6536w/(m·℃)
粘度 μc=50.95×10-5Pa·s
普朗特准数 Prc=3.26
壳程煤油的定性温度为tmh==112.5℃
根据定性温度可查取壳程煤油的有关物性数据。
煤油在112.5℃下的物性数据如下：
密度 ρh=757Kg/m3
定压比热容 Cph=2.44KJ/(Kg·℃)
导热系数 λh=0.0967w/(m·℃)
粘度 μh=0.490×10-3Pa·s
普朗特准数 Prh=12.364
2.3煤油的传热量与冷水流量的计算
取定换热效率为η=0.98，则设计的煤油传热量：
=
=120000×2.44×（135－90）×0.98×1000/3600
=3586800W
则管程冷水流量为：

= 56.81℃
参数P：
P=
参数R：
R=
查《换热器设计手册》图1-3-6(a)，将换热器按单壳程、四管程设计，可查得:
温差校正系数：Ft=0.84
有效平均温差:=0.84×56.81=47.72℃
2.4管程换热系数的计算
选K值，估算传热面积。参照《化工原理》表4-8，
初选传热系数K0=550W/（m2·℃）
则初选传热面积为：
选用Ф25×2.5×6000的无缝钢管做换热管
则: 管子外径d0=25mm
管子内径di=20mm
管子长度L=6000㎜
则需要换热管根数:==根
可取换热管根数为290根
管程流通面积:A管 ==0.0228㎡
管程流速: ui==0.546
管程雷诺数: =
因为水被加热，n=0.4
则管程传热系数:
==3474W/（m2·℃）
2.5结构的初步设计
查参考资料GB151-1999《管壳式换热器》，可知管间距不宜小于1.25倍的换热管外径，查表12可知
换热管管间距: s=0.032
管束中心排的管数为:=1.1==18.7根，取20根
则壳的体内径为:===0.708
圆整后: =800㎜
则长径比:==7.5。
所以折流板选择弓形折流板，那么:
折流板的弓高:=
折流板的间距:=
折流板的数量:=块 取16块
2.6壳程换热系数计算
壳程流通面积:
壳程流速:
壳程质量流速:=0.603757=456.471
壳程当量直径:
壳程雷诺数:
根据，切去弓形面积所占的比例，可查得为0.145
根据《管壳式换热器原理与设计》图2-12查得壳程传热因子：
管外壁温度假定值为110℃，壁温下煤油的粘度：=0.501×10-3
粘度修正系数:
壳程换热系数:
2.7 传热系数计算
查GB151-1999《管壳式换热器》第140页可以得知
油侧污垢热阻为:=
水侧污垢热阻:=
由于管壁比较薄，所以管壁的热阻γ可以忽略不计，可得总传热系数为：

所以传热系数比值为: = （合理）
2.8 管壁温度计算
管外壁热流密度计算:
=
管外壁温度:
= ℃
误差校核:℃，误差不大，合理。
2.9 管程压力降计算
查《换热器设计手册》P76可知，管程压力降可按照公式1-3-47计算：

式中： —流体流过直管因摩擦阻力引起的压降,单位Pa;
—流体流过弯管因摩擦阻力引起的压降，单位Pa；
—流体流过管箱进出口的压降，单位Pa；
—结构校正系数，=1.4；
—串联的壳程数，=1；
—管程数，=2；
查《换热器设计手册》P76，可知公式

式中：
—管内流速，m/s;
—管内径，m/s;
—管长，m;
—摩擦系数
—管内流体密度，kg/m3
其中
=

即 =(1296+440.7)x1.4 x2 x1+220 x1=5082.76Pa
＜0.05，符合压强条件。
2.10 壳程压力降计算
查《换热器设计手册》P76可知，管程压力降可按照公式1-3-75计算：

式中：
—壳程压降摩擦因子
—壳体内流体的流速，单位m/s;
—壳体内径，单位m;
L—管子长度，单位m；
—管外流体定性温度下的密度，单位kg/m3；
—管外流体定性温度下的粘度，单位Pa·s;
—管外流体壁温下的粘度，单位Pa·s;
—折流板间距，单位m;
—壳程当量直径，单位m;
管外流体壁温84℃下粘度=0.0006402Pa·s
由=21106.7，可查图1—3—24得壳程压强摩擦因子=0.045
则壳程压强

＜0.05，符合压强计算。

沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 固定管板式换热器结构设计计算
第三章 固定管板式换热器结构设计计算
3.1换热管材料及规格的选择和根数的确定
序号
项目
符号
单位
数据来源及计算公式
数值
1
换热管材料

20#

2
换热管规格

Φ252.56000

3
传热面积
A

137
4
换热管根数

根

290
5
拉杆直径

GB151---1999《管壳式换热器》表43
16
6
拉杆数量

根
GB151---1999《管壳式换热器》表44
6
3.2布管方式的选择
序号
项目
符号
单位
数据来源和数据计算
数值
1
正三角形

GB151-1999图11

2
换热管中心距
S

GB151-1999表12
32
3
隔板槽两侧相邻管中心距

GB151-1999表12
44
3.3筒体内径的确定
序号
项目
符号
单位
数据来源和计算公式
数值
1
换热管中心距
S

GB151-1999表12
32
2
换热管根数

根

290
3
管束中心排管根数

根
=1.1
20
4
换热管外径

25
5
到壳体内壁最短距离

=0.25且不小于8
8
6
布管限定圆直径

=-2
784
7
筒体内径

=s（Nc-1）+4
800
8
实取筒体公称直径
D

JB/T4737-95
800

3.4筒体壁厚的确定
序号
项目
符号
单位
数据来源和计算公式
数值
1
壳程工作压力

设计说明书
0.7
2
壳程计算压力

0.77
3
筒体内径

800
4
筒体材料

5
设计温度下筒体材料的许用应力

GB150-1998
133
6
焊接接头系数

过程设备设计P116
0.85
7
筒体计算厚度

2.73
8
腐蚀裕量

2
9
负偏差

0
10
设计厚度

=+
4.73
11
名义厚度

GB151-1999项目5.3.2
8
12
有效厚度

6
13
设计厚度下圆筒的计算应力

50.948
14
校核

<=113.05
合格
15
设计温度下圆筒的最大许用应力

1.683
3.5筒体水压试验
序号
项目
符号
单位
根据来源及计算公式
数值
1
实验压力

0.9625
2
圆筒薄膜应力

64.65
3
校核
合格
3.6封头形式的确定
序号
项目
符号
单位
数据来源和计算公式
数值
1
封头内径

800
2
计算压力

0.77
3
焊接接头系数

0.85
4
封头材料

16MnR

5
设计温度下的许用应力

GB150-1998
170
6
标准椭圆封头计算厚度

2.134
7
腐蚀裕量

1
8
负偏差

0
9
设计厚度

3.134
10
名义厚度

GB151-1999项目5.3.2
10

3.7管箱短节壁厚计算
序号
项目
符号
单位
数据来源和计算公式
数值
1
计算压力

0.77
2
管箱内径

800
3
管箱材料

16MnR

4
设计温度下许用应力

GB150-1998
170
5
管箱计算厚度

2.137
6
焊接接头系数
Φ

0.85
7
腐蚀裕量

1
8
负偏差

0
9
设计厚度

3.137
10
名义厚度

GB151-1999项目5.3.2
8
11
有效厚度

7
12
设计厚度下圆筒的计算应力

43.615
13
校核
<Φ=144.5 合格
14
设计温度下圆筒的最大许用工作压力

2.507
3.8管箱水压试验
序号
项目
符号
单位
根据来源及计算公式
数值
1
实验压力

0.9625
2
圆筒薄膜应力

55.48
3
校核
合格
3.9容器法兰的选择
序号
项目
符号
单位
数据来源和计算公式
数值
1
法兰类型

乙型平焊法兰JB/T4702-2000
PN=1.6MPa
2
法兰外径

JB/T4702-2000
960
3
螺栓中心圆直径

JB/T4702-2000
915
4
法兰公称直径

JB/T4702-2000
1000
5
法兰材料

16MnR

6
垫片类型

JB/T4704-2000
PN=1.6MPa
7
垫片材料

石棉橡胶板垫片GB/T3985-1995

8
垫片公称直径

JB/T4704-2000
1000
9
垫片外径

JB/T4704-2000
865
10
垫片内径

JB/T4704-2000
815
11
法兰厚度

JB/T4702-2000
48
12
垫片厚度

JB/T4704-2000
3
13
螺栓规格及数量

M24224

3.10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，材料16Mn锻件。
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九。
B、计算、、、、、、、、、、、、；

序号
项目
符号
单位
数据来源和计算公式
数值
备注
1
筒体内径

800

2
筒体内径横截面积

502655

3
筒体厚度

8

4
圆筒内壳壁金属截面积

20307.3

5
管子金属总截面积

=
5.3×104

6
换热管根数

300

7
换热管外径

25

8
换热管壁厚

2.5

9
换热管材料的弹性模量

GB150-1998表F5
187800

10
换热管有效长度

4417

11
沿隔板槽一侧的排管数

32

12
布管区内未能被管支撑的面积

16678.912

13
管板布管区面积

282714.112

14
管板布管区当量直径

600

15
换热管中心距

GB151-1999
32

16
隔板槽两侧相邻管中心距

GB151-1999
44

17
管板布管内开孔后的面积

355393

18
系数

0.71

19
壳体不带膨胀节时换热管束与圆筒刚度比

2.61

20
壳程圆筒材料的弹性模量

GB150-1998表F5
187800

21
系数

=/
0.149

22
系数

3.45

23
系数

4.98

24
管板布管区当量直径与壳程圆筒内径比

0.75

25
管子受压失稳当量长度

GB151-1999图32
3000

26
设计温度下管子受屈服强度

GB150-1998表F2
220

27
管子回转半径

8.003

28
系数

129.8

29
管子稳定许用应力

48.65

30
校核
合格

C.对于延长部分兼作法兰的管板，计算和

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

GB150-1998表9-1
25
2
垫片基本密封宽度

12.5
3
垫片比压力

GB150-1998表9-2
11
4
垫片系数

GB150-1998表9-2
2.0
5
垫片有效密封宽度

9
6
垫片压紧力作用中心圆直径

997
7
预紧状态下需要的最小螺栓载荷

309927.42
8
操作状态下需要的最小螺栓载荷

687608.4177
9
常温下螺栓材料的许用应力

GB150-1998表F4

550
10
预紧状态下需要的最小螺栓面积

563.5
11
操作状态下需要的最小螺栓面积

1250.2
12
需要螺栓总截面积

1250.2
13
法兰螺栓的中心圆直径

1115
14
法兰中心至作用处的径向距离

59
15
预紧状态的法兰力矩

4.1×106
16
筒体厚度

8
17
法兰颈部大端有效厚度

14
18
螺栓中心至法兰颈部与法兰背面交的径向距离

143.5
19
螺栓中心距FD作用处的径向距离

157.5
20
螺栓中心处至FT作用位置处的径向距离

108.25
21
作用于法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力

386848
22
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

213980
23
操作状态下需要的最小垫片压力

86780
24
操作状态的法兰力矩

8.9×107

D、假定管板的计算厚度为δ，然后按结构要求确定壳体法兰厚度，计算K，k、和。

序号
项目
符号
单位
数据来源和计算