换热器的设计说明书

换热器的设计

1.1换热器概述

换热器是化工、石油、动力、食品及其它许多任务业部门的通用设备，在生产中

占有重要地位。换热器种类很多，但根据冷、热流体热量交换的原理和方式根本

上可分三大类即：间壁式、混合式和蓄热式。在三类换热器中，间壁式换热器应

用最多。换热器随着换热目的的不同，具体可分为加热器、冷却器、蒸发器、冷

凝器，再沸器和热交换器等。由于使用条件的不同，换热设备又有各种各样的形

式和构造

。

换热器选型时需要考虑的因素是多方面的，主要有:

①热负荷及流量大小；

②流体的性质；

③温度、压力及允许压降的围；

④对清洗、维修的要求；

⑤设备构造、材料、尺寸、重量；

⑥价格、使用平安性和寿命；

按照换热面积的形状和构造进展分类可分为管型、板型和其它型式的换热

器。其中，管型换热器中的管壳式换热器因制造容易、生产本钱低、处理量大、

适应高温高压等优点，应用最为广泛。

管型换热器主要有以下几种形式：

〔1〕固定管板式换热器：当冷热流体温差不大时，可采用固定管板的构造型

式，这种换热器的特点是构造简单，制造本钱低。但由于壳程不易清洗或检修，

管外物料应是比拟清洁、不易结垢的。对于温差较大而壳体承受压力较低时，可

在壳体壁上安装膨胀节以减少温差应力。

〔2〕浮头式换热器：两端管板只有一端与壳体以法兰实行固定连接，称为固

定端。另一端管板不与壳体连接而可相对滑动，称为浮头端。因此，管束的热膨

胀不受壳体的约束，检修和清洗时只要将整个管束抽出即可。适用于冷热流体温

差较大，壳程介质腐蚀性强、易结垢的情况。

〔3〕U形管式换热器换：热效率高，传热面积大。构造较浮头简单，但是管

程不易清洗，且每根管流程不同，不均匀。

表1-1 换热器特点一览表

分

类

名称 特性

刚性构造用于管壳温差较小的情况(一般≤50°C)，管间不

固定

管板

式

带膨胀节：有一定的温度补偿能力，壳程只能承受较低的压

力

管

壳

式

U型管制造、安装方便，造价较低，管程耐压高；但构造不紧凑、

管

式

填料

函式

外填料函：管间容易泄露，不易处理易挥发、易爆易燃及压

力较高场合

釜式 壳体上都有个蒸发空间，用于蒸汽与液相别离

双套

套

管

式

套管

式

板式 拆洗方便，传热面能调整，主要用于粘性加大的液体间换热

板

式

螺旋板板

制造简单，紧凑，可用于带颗粒物料，温位利用好；不易检

修

能逆流操作，用于传热面积较小的冷却器、冷凝器及预热器

管式

式 管子不易更换和不易机械清洗

填料函：密封性能差，只能用于压差较小场合

浮头管外均能承受高压，壳层易清洗，管壳两物料温差>120℃；

式 垫片易渗漏

能清洗

构造比拟复杂，主要用于高温高压场合或固定床反响器中

伞板式

制造简单、紧凑、本钱低、易清洗，使用压力不大于1.2Mpa，

使用温度不大于150℃

板数类似管束，可抽出清洗检查，压力不能太高 板壳式

盘式 传热效率高，用于高温烟气冷却等

用于空气预热器等 鼓式

盘旋式

蓄

热

式

固定格室式

非紧

凑式

表 紧凑、效率高。可多股物流同时换热，使用温度不大于150℃，

面

扩

展

式

在过程工业中，由于管壳式换热器具有制造容易，生产本钱低，选材围广，

清洗方便，适应性强，处理量大，工作可靠，且能适应高温高压等众多优点，管

壳式换热器被使用最多。工业中使用的换热器超过90%都是管壳式换热器，在工

业过程热量传递中是应用最为广泛的一种换热器。结合上述优点和本工艺的特

点，本工艺的换热器主要选用管壳式换热器。

管翅式 高效而紧凑，换热面积大，传热效果好

适用于高温及腐蚀性气体场合

紧凑

式

适用于低温到高温的各种条件

板翅式

主要用于粘性加大的液体间换热

1.2 管壳式换热器的选用

1.2.1 构造参数确实定

⑴管径

管径越小换热器越紧凑、廉价，但压力降会增加。为了满足允许的压降，一

般选用19mm的管子；对于物流流量较大的，采用25mm 以上的管子。

⑵管长

无相变传热时，管子长则换热系数增加，对于一样的换热面积，管子长则管

程数减小，使得压力降减小，每平方米传热面积比降低。我国生产的标准钢管长

度为6m，故系列标准中管长有1.5 m，2 m，3 m，6 m和9 m五种。因此，一般管

长取4-6m，对大面积，无相变换热器管长可取至8～9m。

⑶管子配布

换热管在管板上的排列方式主要有正三角形、正方形和转角正三角形、转角

正方形。正三角形排列形式最为普遍，由于管距都相等，可以在同样的管板面积

上排列最多的管数。但因管外不易清洗，其适用场合受到限制，主要适用于壳程

介质污垢少，且不需要进展机械清洗的场合。而采用正方形和转角正方形排列的

管束，能够使管间小桥形成一条直线通道，便于管外机械清洗。

⑷管心距

管心距小设备紧凑，但将引起管板增厚、清洁不便、壳程压降增大。故一般

选用围为 1.25～1.5d〔d为管外径〕。

表1-2 换热管管心距

换热管外径/mm 19 25 32 38

换热管中心距/mm 25 32 40 48

分程隔板槽两侧相邻管中心距/mm 38 44 52 60

⑸管程数

管程数增加，管流速增加，传热系数增加。管程数一般有1、2、4、6、8、

10、12等七种。但管程数不能分得太多，以免压力降过大，且隔板要占用相当大

的布管面积。

⑹折流板

折流板可以改变壳程流体的方向，使其垂直于管束流动，提高流速，从而增

加流体流动的湍流程度，获得较好的传热效果。折流板型式可分为圆缺形〔弓形〕

折流板、盘环形折流板、孔式折流板和折流圈。

表1-3 折流板间距常用数值

管长(mm) 折流板间距(mm)

≤3000

4500～6000 —

1500～6000 150 200 300 450 600 —

≤6000

100

200 300 450 600 —

200 —

— 300 450 600

— 750 7500，9000

300 6000

— — 450 600 750

— 7500，9000

— — — 450 600 750 6000～9000

1.3 换热器详细设计

本工艺共有41台换热设备〔换热器、再沸器、冷凝器、预热器〕，这里我们

以浮头式换热器〔E0602〕详细设计为例。热物流经该换热器换热温度降至目标

温度，冷却物流为循环冷却水。

由Aspen软件得到冷热工艺物流数据：

表1-4 工艺操作参数

参数

操作参数

壳程 管程

介质 循环冷却水 甲苯回收塔塔底去一级结晶

质量流量〔Kg/h〕 343740.0 84194.9

入口温度〔℃〕

出口温度〔℃〕

入口压力〔bar〕 3.00 2.87

出口压力〔bar〕 2.87 2.7413

20.00 138.00

30.00 34.00

初步选择换热器的形式后，根据任务要求利用Aspen E*changer Design＆

Rating V7.2进展模拟计算，模拟出来的换热器工艺参数如图1-1所示：

图1-1 换热器工艺参数

⑴构造设计

利用Aspen E*changer Design＆Rating V7.2软件也可以对换热器进展构造

设计，模拟出来的结果如下：

①换热管设计

图 1-2 换热管根本参数

图 1-3 换热管排列方式

换热管为平滑管，外径19mm，壁厚为2mm，管间距为25mm，管长

5850mm。换热管根数514根。管子排列方式为正三角形排列。

②折流板和管口设计

折流板的设置主要是为了提高壳程的流速，增加扰动，改善传热。这里选择

单弓形折流板，并且圆缺方向的高度为壳体公称直径的0.15～0.45，折流板间距

一般不小于圆筒径的1/5。折流板的数目及厚度等根本参数见图1-4 所示

图1-4 折流板根本参数

折流板数目为6，折流板型式为单弓形，切割率为39.15%。折流板朝向为水

平，与进出口间隔〔第一块与进口或最后一块与出口端面的距离〕为466.48mm，

两块板间隔为525.00mm。

图1-5 管口根本参数

管程进、出口管口各有一个。其中，管程进口管口外径为168.28mm，径

154.05mm；管程出口管口外径168.28mm，径154.05mm。壳程进、出口管口亦各有

一个，壳程进口管口外径为323.85mm，径304.8mm；壳程出口管口外径273.05mm，

径254.51mm。

③管束

图1-6 管束根本参数

如图为管束信息，主要对管束布置、布置限定、定位杆拉杆和管束布置图

进展详细设置。

图 1-7 换热器构造尺寸

根据"/T4715-1992固定管板式换热器形式与根本参数"和"GB151-1999

管壳式换热器"对模拟的数据进展圆整，并考虑到热损失等，换热面积有余量，

选定换热器的根本参数如下：

表1-5 换热器根本参数

工程 参数

公称直径/mm 800

管子规格/mm 19×2

排列方式 正三角形

管中心距/mm 25

管长/mm 4500

公称压力/MPa 0.6

换热面积/㎡ 189.8

管程数 4

壳程数 1

折流板间距/mm 600

折流板数 6

φ

折流板形式 单弓形

⑵换热器的机械设计及校核

①选材

由于热流体和冷却水温度都不是太高，冷、热流体腐蚀性不大，故壳体材料

选用Q235-B，管子材料选用Q235-B无缝钢管。

②管板的选择

管板用来固定换热管并起着分隔管程和壳程的作用,根据选定的换热器公称

直径及操作压力查表可得管板数据，这里选用其默认的管板类型为标准单管板。

表1-6 管板构造数据

DN D D1 D2 D3 D4 D5 d2 bf b

800 930 890 855 797 842 800 23 38 48

③管子与管板的连接

因为操作压力小于4Mpa，且温度低于300℃，所以管子与管板的连接采用

胀接。

④管板与壳体的连接

管板与壳体的连接采用焊接，,该构造在管板上开槽，壳体嵌入后焊接。壳

体对中容易，适用于壳体压力不太高的场合。

⑤换热器的校核

表 1-7 固定管板式换热器设计计算

浮头式换热器筒体设计计算 计算单位 全国化工设备设计技术中心站

设计计算条件

壳程 管程

设计压力 0.4 MPa 设计压力 0.4 MPa

设计温度 65 ℃ 设计温度 170 ℃

壳程圆筒径 mm 管箱圆筒径 800.00 mm 800.00

材料名称 材料名称 Q235-B Q235-B

计算容

壳程圆筒校核计算

前端管箱圆筒校核计算

前端管箱封头(平盖)校核计算

后端管箱圆筒校核计算

后端管箱封头(平盖)校核计算

管板校核计算

表 1-8 前端管箱筒体计算

前端管箱筒体计算结果 计算单位 全国化工设备设计技术中心站

计算条件 筒体简图

计算压力 0.40 MPa

P

c

设计温度 170.00  C

t

径 800.00 mm

D

i

材料 Q235-B ( 板材)

试验温度许用应力 113.00 MPa

设计温度许用应力 109.80 MPa

t

试验温度下屈服点 235.00 MPa

s

钢板负偏差 0.80 mm

C

1

腐蚀裕量 3.00 mm

C

2

焊接接头系数 0.85



厚度及重量计算

计算厚度 mm

有效厚度  = - = 8.20 mm

名义厚度  = 12.00 mm

重量 100.44 Kg

 = = 1.72

2[]P



t

c

en12

C- C

n

压力试验时应力校核

压力试验类型 液压试验

试验压力值 MPa

压力试验允许通过

的应力水平

T

试验压力下

圆筒的应力

校核条件 

校核结果 合格

 0.90  = 211.50 MPa



Ts

t

PD

ci



][

PP

T

= 1.25 = 0.5000 (或由用户输入)

[]



= = 28.99

T

p.(D)

Tie



2.



e

MPa

TT



压力及应力计算

最大允许工作压力 MPa

设计温度下计算应力  = = 19.71 MPa

 MPa 93.33

t



校核条件 ≥

结论 合格

[]= = 1.89385

P

w

t

2[]



e

t

(D)

ie



P(D)

cie



2



e



表 1-9 前端管箱封头计算

tt

前端管箱封头计算结果 计算单位 全国化工设备设计技术中心站

计算条件 椭圆封头简图

计算压力 0.40 MPa

P

c

设计温度 170.00  C

t

径 800.00 mm

D

i

曲面高度 200.00 mm

h

i

材料 Q235-B (板材)

试验温度许用应力 113.00 MPa

设计温度许用应力 109.80 MPa

t

钢板负偏差 0.80 mm

C

1

腐蚀裕量 3.00 mm

C

2

焊接接头系数 0.85



厚度及重量计算



D1



K

= = 1.0000



2



i

62h







i

2

形状系数

计算厚度 mm

有效厚度  = - = 8.20 mm

最小厚度 mm

名义厚度  = 12.00 mm

结论 满足最小厚度要求

重量 77.54 Kg

 = = 1.72

2[]0.5P



t

c

en12

C- C

 = 1.20

min

n

压力计算

KPD

ci

最大允许工作压力 MPa

结论 合格

2[]



t

e

[]= = 1.90351

P

w

KD0.5

ie



表 1-10 后端管箱筒体计算

后端管箱筒体计算结果 计算单位 全国化工设备设计技术中心站

计算条件 筒体简图

计算压力 0.40 MPa

P

c

设计温度 65.00  C

t

径 900.00 mm

D

i

材料 Q235-B ( 板材)

试验温度许用应力 113.00 MPa

设计温度许用应力 113.00 MPa

试验温度下屈服点 235.00 MPa

s

钢板负偏差 0.80 mm

C

1

腐蚀裕量 3.00 mm

C

2

焊接接头系数 0.85



t

厚度及重量计算

计算厚度 mm

有效厚度  = - = 8.20 mm

名义厚度  = 12.00 mm

重量 87.44 Kg

 = = 1.88

2[]P



t

c

en12

C- C

n

压力试验时应力校核

PD

ci

压力试验类型 液压试验

试验压力值 MPa

压力试验允许通过

的应力水平

T

试验压力下

圆筒的应力

校核条件 

校核结果 合格

t



][

PP

T

= 1.25 = 0.5000 (或由用户输入)

[]



 0.90  = 211.50 MPa



Ts

= =32.58

T

p.(D)

Tie



2.



e

MPa

TT



压力及应力计算

最大允许工作压力 MPa

设计温度下计算应力  = = 22.15 MPa

 MPa 96.05

t



校核条件 ≥

结论 合格

[]= = 1.73444

P

w

t

2[]



e

t

(D)

ie



P(D)

cie



2



e

tt



表 1-11 后端管箱封头计算

后端管箱封头计算结果 计算单位 全国化工设备设计技术中心站

计算条件 椭圆封头简图

计算压力 0.40 MPa

P

c

设计温度  C 65.00

t

径 mm 900.00

D

i

曲面高度 mm 200.00

h

i

材料 Q235-B (板材)

试验温度许用应力 113.00 MPa

设计温度许用应力 113.00 MPa

t

钢板负偏差 0.80 mm

C

1

腐蚀裕量 3.00 mm

C

2

焊接接头系数 0.85



厚度及重量计算



D1



K

= = 1.1771



2



i

62h







i

2

形状系数

计算厚度 mm

有效厚度  = - = 8.20 mm

最小厚度 mm

 = = 2.21

2[]0.5P



t

c

en12

C- C

 = 2.70

min

KPD

ci

名义厚度  = 12.00 mm

结论 满足最小厚度要求

重量 91.59 Kg

n

压力计算

最大允许工作压力 MPa

结论 合格

2[]



t

e

[]= = 1.48120

P

w

KD0.5

ie



表 1-12 筒体计算

浮头式换热器筒体计算结果 计算单位 全国化工设备设计技术中心站

计算条件 筒体简图

计算压力 0.40 MPa

P

c

设计温度  C 65.00

t

径 mm 800.00

D

i

材料 Q235-B ( 板材)

试验温度许用应力 113.00 MPa

设计温度许用应力 113.00 MPa

t

试验温度下屈服点 235.00 MPa

s

钢板负偏差 0.80 mm

C

1

腐蚀裕量 3.00 mm

C

2

焊接接头系数 0.85



厚度及重量计算

计算厚度 mm

有效厚度  = - = 8.20 mm

名义厚度  = 12.00 mm

重量 1081.33 Kg

 = = 1.67

2[]P



t

c

en12

C- C

n

压力试验时应力校核

PD

ci

压力试验类型 液压试验

试验压力值 MPa

压力试验允许通过

的应力水平

T

试验压力下

圆筒的应力

校核条件 

校核结果 合格

t



][

PP

T

= 1.25 = 0.5000 (或由用户输入)

[]



 0.90  = 211.50 MPa



Ts

= = 28.99

T

p.(D)

Tie



2.



e

MPa

TT



压力及应力计算

最大允许工作压力 MPa

设计温度下计算应力  = = 19.71 MPa

 MPa 96.05

t



校核条件 ≥

结论 合格

[]= = 1.94905

P

w

t

2[]



e

t

(D)

ie



P(D)

cie



2



e

tt



表1-13筒体法兰计算

筒体法兰计算结果 计算单位 全国化工设备设计技术中心站

设计条件 简图

设计压力 p 0.400 MPa

计算压力 0.400 MPa

p

c

设计温度 65.0  C

t

轴向外载荷 0.0 N

F

外力矩 0.0 Nmm

M

壳 材料名称 Q235-B

体 113.0 MPa

法 材料名称 16Mn

许[]150.0 MPa

许用应力

[]



f

t

n

.

兰 应[] 150.0 MPa

材料名称 40MnB

螺 许[] 196.0 MPa

应[] 184.8 MPa

栓 20.0 mm 公称直径

17.3 mm 螺栓根径

28 个 数量

800.0 950.0



t

f



b



t

b

d

B

d

1

n

DD

io

DDDδ

b外0

垫 构造尺寸 907.0 878.0 14.0

LδLh

e1A

mm 21.5 27.0 26.5 13.0

855.

0

(MPa) 25.5 11.5 3.00 材料类型

866.5 压紧面形状 1a,1b 5.75

片 ≤6.4mm =

> 6.4mm = - 2

金属垫

片

yNm

Db

G

bbb

00

b b

0

> 6.4mm =2.53

b

0

bDDD

0G外

≤6.4mm = ( +)/2

bDDb

0 G外

螺栓受力计算

预紧状态下需要的最小螺栓载

荷

W

a

操作状态下需要的最小螺栓载

荷

W

p

所需螺栓总截面积 = ma* ( ,) = 2036.4 mm

AAAA

mmpa

实际使用螺栓总截面积 mm

A

b

WπbDy

aG

== 399140.8 N

W FF

pp

= + = 273443.8

A

b

= = 6577.2

nd



力矩计算

4

2

1

N

2

2

FLL

D DA

= = + 0.5

操

0.785

D

pδ

c1

2

i

N mm Nmm

= 40.0 = 200960.0

MFL

DD D

=

= 8038400.0

.

FFMFL

G pGG G

= =

作

= 37547.2 = 760330.4

N mm Nmm

LD

Gb

= 0.5 (

- )

D

G

= 20.2

.

FFFMFL

T DTT T

= - =

M

p

= 34798.2 = 1283183.2

N mm Nmm

LL

TA

=0.5(+

+ )

1 G

L

= 36.9

.

Nmm

预紧

外压: = (- )+(- ); 压: =++=

MFLLFLLM MMMM

p DD GTTGp DGT p

10081914.0

.

M

a

WL

= 844132.2 N = 20.2 mm Nmm

G

MWL

aG

= =

17093678.0

.

Nmm

.

计算力矩= 与[]/[]者= 17093678.0

MMMM

opo

aff

t

螺栓间距校核

实际间距 mm





D

b

L

= 90.5

n

最小间距 mm



L

min

46.0 (查GB150-98表

9-3)

最大间距 mm



L

max

122.3

形状常数确定

hD

0i0

98.99

h/h

o

= 0.1

TKZ Y U

=1.844 由查表9-5得 =5.876 =11.389 =12.515

KD/D

= =

oI

1.214



10



1.9

整体法兰 查图9-3和图9-4 =0.90090

V

I

=0.4231

2

eFh

I0

0.0085

F

I

1

eFh

L0

0.0000

松式法兰 查图9-5和图9-6 =0.00000

F

L

V

L

=0.0000

0

松式法兰整体法兰

0



3



f

d

1

0.2

查图9-7

f

= 2.91134

由得

/

1o

dhdh

1oo1oo

U

22



V

I

U



V

L

=613524.= 0.0

1

ψ=δ+1

f

e

/T

=

=1.44 = 0.94

剪应力校核 计算值 结论 许用值

预紧状态

操作状态



1



=0.76

W

0.00



Dl

i



e1

f

1.54

4

3





MPa

MPa





1n

0.8





2n

0.8

t



2



W

p



Dl

i

0.00

输入法兰厚度δ= 48.0 mm时, 法兰应力校核

f

应

力

性

质

轴

向

应

力

径

向

应

力

切

向

应

力

Z

TR

MY

0

16.45

D

2

fi



R



(1.33e1)M



f0

计算值 许用值 结论

1.5[]

t

f

=225.0 或

fM

o

2



1i

D



H



90.38

2.5[]

t

n

=282.5( 按

MPa

整体法兰设计的任意

式法兰, 取 )

1.5[]

t

n

校核合格



f

2

D

i

15.17

MPa

[]

t

f

=150.0

校核合格

MPa

[]

t

f

= 150.0

校核合格

综

合

应

力

法兰校核结果 校核合格

表1-14后端筒体法兰计算

后端筒体法兰计算结果 计算单位

设计条件 简图

设计压力 p 0.400 MPa

计算压力 0.400 MPa

p

c

设计温度 65.0  C

t

轴向外载荷 0.0 N

F

外力矩 0.0 Nmm

M

壳 材料名称 Q235-B

体 113.0 MPa

法 材料名称 16Mn

许[]150.0 MPa

许用应力

[]



f

[] 150.0 MPa 兰 应



t

f

材料名称 40MnB

[] 196.0 螺 许MPa



b

[] 184.8 应MPa



t

b

公称直径 20.0 栓 mm

d

B

螺栓根径17.3 mm

d

1

数量 28 个

n

800.0 1050.0

t

n

max(0.5(),0.5())



HRHT

=53.4

MPa 校核合格

2

[]

t

f

=150.0

全国化工设备设计技术

中心站

1007.0 978.0 垫 构造尺寸 8.0

21.5 34.5 mm 30. 69.

.

DD

io

DDDδ

b外0

LLh δ

eA1

950

.0

0 0

材料类型 软垫片 14.0

Nm

3.0(MPa52.

y

0 ) 4

6.6964

9 .6

压紧面形状 1a,1b

片 ≤6.4mm =

> 6.4mm = - 2

bD

G

bbb

00

b b

0

> 6.4mm =2.53

b

0

螺栓受力计算

bDDD

0G外

≤6.4mm = ( +)/2

bDDb

0 G外

预紧状态下需要的最小螺栓载荷

W

a

操作状态下需要的最小螺栓载荷

WπbDy

aG

== 1062926.5 N

W

p

所需螺栓总截面积 = ma* ( ,) = 5423.1 mm

AAAA

mmpa

实际使用螺栓总截面积 mm

A

b

W FF

pp

= + = 341001.5

A

b

= = 6577.2

nd



力矩计算

4

2

1

N

2

2

MFL

DD D

=

FpLLδ

D cDA1

= 0.785 = + 0.5 =

D

i

2

操

= 200960.0 = 69.0 13866240.

N

mN

.

m mm

0

FFLDD

G pGb G

= = 0.5 ( - )

作

= 48659.0 = 21.2

N

MFL

GG G

=

mN

m mm

=

1031267.3

.

FFFLLL

T DTA 1 G

= - =0.5(+ + )

M

p

= 91209.9 = 62.3

N

MFL

TT T

=

mN

m mm

=

5686650.0

.

N

.

外压: = (- )+(- ); 压: =++= 20584158.0

MFLLFLLM MMMM

p DD GTTGp DGT p

mm

预

紧

M

a

WL

= 1176025.0 N = 21.2 24924388.

G

mN

m mm

MWL

aG

= =

0

.

N

.

mm

计算力矩= 与[]/[]者= 24924388.0

MMMM

opo

aff

螺栓间距校核

实际间距 mm

最小间距 mm

最大间距 mm





D

b

L

= 113.0

n

t



L

min

46.0 (查GB150-98表9-3)



L

max

122.3

形状常数确定

hD

0i0

74.83

h/hKD/D

ooI

= 0.4 = = 1.312

TZ Y K

=1.792 =3.768 =7.289 由查表9-5得



10



8.6

V

I

=0.0883

3

U

=8.01

0

eFh

I0

0

整体法兰 查图9-3和图9-4 =0.81583

F

I

.01020

eFh

L0

松式法兰 查图9-5和图9-6 =0.00000

F

L

整体法兰松式法兰

V

L

=0.0000

0 0.00000

V

L

查图9-7

由得

/

1o

ψ=δ+1

f

e

=1.51 = 1.07

剪应力校核 计算值 结论 许用值

预紧状态



1



f

= 35.17656

dhdh

1oo1oo

U

22



V

I



3

f



U

d

1



= 464289.0 = 0.0

0.2





/T

=

=0.83

W

0.00



Dl

i

4



e1

f

1.65

3

MPa





1n

0.8

操作状态



2



W

p



Dl

i

0.00

MPa





2n

0.8

t

输入法兰厚度δ= 48.0 mm时, 法兰应力校核

f

应力

性质

计算值 许用值 结论

1.5[]

t

f

=225.0 或

轴向

应力



H



fM

o

2



1i

D

213.13

2.5[]

t

n

=282.5( 按整体

MPa

校核合

格

法兰设计的任意式法兰,

取 )

1.5[]

t

n

径向

应力

切向

应力

综合

应力



R



(1.33e1)M



f0



f

2

D

i

20.90

MPa

[]

t

f

=150.0

校核合

格

校核合

格

校核合

Z

TR

MY

0

19.83

D

2

fi

MPa

[]

= 150.0

t

f

max(0.5(),0.5())



HRHT

=11

MPa

7.01

法兰校核结果 校核合格

表1-15前端管箱法兰计算

[]

=150.0

t

f

格

前端管箱法兰计算结果 计算单位

设计条件 简图

设计压力 p 0.400 MPa

计算压力 0.400 MPa

p

c

设计温度 170.0  C

t

轴向外载荷 0.0 N

F

外力矩 0.0 Nmm

M

壳 材料名称 Q235-B

全国化工设备设计技术中心

站

.

体 109.8 MPa

许用应力

[]

t

n

16Mn 法 材料名称

150.0 许[]MPa

142.2 兰 应[] MPa

40MnB 材料名称

196.0 螺 许[] MPa

168.6 应[] MPa

20.0 mm 栓 公称直径

17.3 mm 螺栓根径

28 个 数量

800.0 950.0

907.0 878.0 垫 14.0

21.5 26.5 mm 27.0 13.0

软垫片 14.0 25.5 3.00 材料类型



f



t

f



b



t

b

d

B

d

1

n

DD

io

DDDδ

b外0

LLh δ

eA1

Nm

1a,1b 864.6 压紧面形状 6.69

构造尺850.

寸 0

片 ≤6.4mm =

> 6.4mm = - 2

bD

y

(MP

a)

G

bbb

00

b b

0

> 6.4mm =2.53

b

0

螺栓受力计算

bDDD

0G外

≤6.4mm = ( +)/2

bDDb

0 G外

预紧状态下需要的最小螺栓

载荷

W

a

操作状态下需要的最小螺栓

载荷

W

p

所需螺栓总截面积 = ma* ( ,) = 2365.5 mm

AAAA

mmpa

实际使用螺栓总截面积 mm

A

b

WπbDy

aG

== 463639.8 N

W FF

pp

= + = 278487.8

A

b

= = 6577.2

nd



力矩计算

4

2

1

N

2

2

MFL

DD D

=

FpLLδ

D cDA1

= 0.785 = + 0.5 =

D

i

2

操

= 200960.0 = 40.0 8038400.

N mm Nmm

0

.

FFLDD

G pGb G

= = 0.5 ( - )

作

= 43614.6 = 21.2

N mm Nmm

MFL

GG G

=

=

924357.3

.

MFL

TT T

=

FFFLLL

T DTA 1 G

= - =0.5(+ + ) =

M

p

= 33772.2 = 37.3 1261286.

N mm Nmm

0

.

外压: = (- )+(- ); 压: =++= 10224043.0 Nmm

MFLLFLLM MMMM

p DD GTTGp DGT p

.

预

紧

MWL

aG

= =

WL

= 876381.8 N = 21.2 mm 18573820Nmm

G

.0

.

M

a

计算力矩= 与[]/[]者= 17607980.0

MMMM

opo

aff

t

螺栓间距校核