目錄一種臥式浮頭式換熱器的結構設計TOC\o"1-2"\h\z\u摘要 摘要換熱器是進行熱交換操作的通用工藝設備，被廣泛應用于各個工業部門。特別是在石油和化學工業生產中，常常需要把低溫流體加熱或者把高溫流體冷卻，把液體汽化成蒸汽或者把蒸汽冷凝成液體。本次的設計是一種臥式浮頭式換熱器，其適用于管束與程殼之間壁差大或殼程的介質容易結垢的地方，并且在各種工業領域中有著相對寬的應用。浮頭式換熱器主要由管箱，管板，殼體，折流板，傳熱管，拉桿，鉤圈，定距管，浮頭蓋等組成。浮頭換熱器的端部被固定的情況下，另一端是浮管板。這樣做的好處是熱應力小，容易檢查，清洗。為了適應這些新的形勢，所以有必要對換熱器的設計有一定的了解。文章首先是對換熱器的知識進行了概述，對換熱器的自身改進進行了討論；其次主要是對換熱器進行總體設計，確定設計類型、結構形式及流程，然后進行換熱器的計算，包括初選結構、傳熱計算和壓降計算，工藝計算所得的傳熱面積是下一步結構設計的前提；再次主要是對換熱器進行結構設計與強度計算，結構設計的任務是根據工藝計算所決定的初步結構數據，進一步設計全部結構尺寸，選定材料并進行強度校核，最后繪成圖紙。關鍵詞：浮頭；換熱器；浮動管板；傳熱計算；強度校核

第一章緒論1.1課題背景管殼式熱交換器在國內各個行業里使用的熱交換設備中起著主導作用。它適用于液體和氣體的冷卻，液體和氣體的冷凝，氣液蒸發和熱能的循環利用等。它是迄今為止具有較高理論水平，運用時間最久，比其他設備更標準更規范的換熱設備。其過程設計研究通常是指熱能傳導設計和壓降（或流量）設計，其中最復雜的是熱傳導設計。近年來，隨著國民經濟的發展，在各行各業都要使用換熱器，不管工廠還是學校還是家庭都有可能使用換熱器。換熱器為國家帶來了可觀的經濟效益，同時對換熱器的研究發展也會給行業帶來很多機遇。換熱器具有方便選材、成本低廉、便于加工等特點。為了提高化工設備的效率，許多科研單位對換熱器進行了研究，以使換熱器的功能更加完善。主要研究改進的有以下幾個方面：1.換熱器的結構；2.換熱器的設計。由歐洲areares公司開發研制，并由棕色翅片管有限公司改進的一款產品，是一種偏折翼側管和螺旋扁平管換熱器，具有較高的工作效率。殼管式熱交換器自1880年代以來一直在工業中使用，具有很多優秀的性能，得到很多廠商的青睞，比如制造成本比同類產品低，比如它的適應性很好，用于制造他的材料也很廣泛等優點，當然最重要的它可以在高溫、高壓環境中使用，可以適用于不同的溫差和壓差環境。1.2發展現狀及趨勢隨著國家對環保節能要求越來越嚴格，各行各業對換熱器的節約資源和能耗的要求也越高。制造成本更低，加工更方便，工作效率更高，將會成為換熱器的研究的一個趨勢。而在這方面，換熱器的改進空間還很大，有諸多方面可以提升。1.3存在的問題我國雖然改革開放30年經濟發展迅猛，國民生產總值不斷提高，換熱器的發展也是日新月異，但是在某些方面依然存在短板：科研和市場完全脫節，不能將研發的新成果立即投放到市場；基礎學科研究投入力量不夠，換熱器存在管束振動還有連接失效的問題，除此之外還有換熱器的腐蝕問題等，在經營管理方面我們與國外公司也有相當大的差距。1.4課題的研究目的和意義近年傳熱效率的研究不斷發展，為了提高節能，提高化工生產效益，對換熱器的性能提出了更高的要求，要求換熱器設備具有更高的換熱效率。究其原因是能源的減少，資源不斷枯竭，換熱的溫差也不斷降低，所以必須對換熱器的傳熱效率進行改進和提升。對換熱器的研究正成為關系到國家發展的重要研究課題。針對換熱器存在的腐蝕問題以及傳熱效率問題，國際上很多公司展開了各種研究，推出了多種類型的換熱器，越來越多的國家和公司投入到換熱器的研發之中。

第二章換熱器設備分類2.1換熱器設備按作用原理分類(1).直接接觸式換熱器直接接觸式熱交換器，它使用冷流體和熱流體直接接觸并相互混合以進行熱交換。為了增加兩種流體之間的接觸面積，提高熱交換效率，并實現充分的熱交換，經常在設備中加入一些特殊結構如放置填料和格柵板，并且通常采用塔式結構。(2).蓄熱式換熱器蓄熱式換熱器，是一種通過固體蓄熱器與熱流體和冷流體之間的位移接觸將熱量從熱流體傳遞到冷流體的熱交換器。在熱交換器中，熱量首先通過熱流體傳遞，以將熱量存儲在蓄熱器中，然后通過流體傳遞，蓄熱器將熱量傳遞到冷流體。由于兩種流體與再生器交替接觸，因此不可避免地要少量混合兩種流體。如果不允許兩種流體混合，則不使用回熱式熱交換器。(3).間壁式換熱器它使用間壁將熱流體和冷流體分開以進行熱交換，并且彼此不直接接觸。熱量通過間壁從熱流體傳遞到冷流體進行換熱。間壁式熱交換器是化工生產中使用最多的熱交換器。它具有多種形式，例如管殼式熱交換器和板式熱交換器。(4).中間載流體式換熱器它是一種熱交換器，其中兩個分隔壁熱交換器通過在其中循環的載液連接。在高溫流體熱交換器和低溫流體熱交換器之間循環著載流體，載流體從高溫處吸收相應的熱量，并且在低溫流體熱交換器中將熱量傳遞給低溫流體，如熱管熱交換器等。2.2按作用方式分類(1).管式換熱器管式換熱器，按照其結構來進行分類，可以分為套管式、纏繞管式、管殼式、蛇管式。套管式熱交換器是由兩個直徑不同的管組裝而成的同心管。兩端通過U形彎管成排連接。根據實際需要，將管道布置上組合成一個傳熱單元。在熱交換過程中，一種流體流經內管，另一種流體流經內管和外管之間的環形間隙。內管的壁表面是傳熱表面，并且傳熱通常以逆流模式進行。在較高的溫度，壓力和流速下，兩種流體可以充分的進行熱交換。該套管式換熱器具有結構簡單，可以適應大多數工作環境的特點，同時具有換熱面積增加和減少方便，兩側流體流量增加，傳熱面兩側熱交換系數高等優點。該換熱器也有相應的缺點，比如單位傳熱表面的金屬損耗量大，對設備的維護，清潔和拆卸也非常麻煩，并且在經常拆卸的連接處有泄露的風險。纏繞管式換熱器是一種根據螺旋自由形狀交替地纏繞在芯管和外管之間的空間中的傳熱管。在組裝和焊接之后，相鄰的兩個螺旋形傳熱管可以單片或兩片或更多片纏繞在一起。該管可以通過一種介質，稱為通道纏繞管熱交換器；它也可以分別通過幾種不同的介質，在它們各自的官方板上聚集了多種介質，形成一個多通道繞管式熱交換器。同時處理多種介質時，該換熱器體現出很強的適應能力。管殼式熱交換器是目前各行各業使用最普遍的熱交換器。它是由許多管組成的管束放置在圓柱形外殼中，管的兩端被鏈接在管板上，管的安裝軸線是平行于殼體的安裝軸線的。為了加快流體在管與外殼之間的流動速度，同時對管有一定的支撐作用，也為了極大的改善傳熱效率，在管與殼之間的內部空間中安裝了多個擋板，這些擋板通過拉桿和定距管與管一起組裝在一起。熱交換器的外殼配有流體入口和出口，位于換熱器兩端的端蓋上也配有入口和出口，有時還會在其上安裝檢查孔，以便放置測試儀器的噴嘴、排放孔和通風孔。蛇管式換熱器通常由金屬材料或非金屬材料管制成的，根據設計要求它們彎曲成所需的工藝形狀，例如圓盤形，螺旋形和長蛇形等。作為換熱設備，它的使用時間是最早的，不僅構造簡單而且易于操作。根據使用條件的不同，蛇管式換熱器可分為兩類：浸入式蛇管和噴淋式蛇管。(2).板面式換熱器板式熱交換器是一種通過板表面進行熱傳遞的熱交換器。根據傳熱板的結構，板式換熱器可分為以下五種類型：螺旋板式換熱器，板式換熱器，板式翅片換熱器，板殼式換熱器和傘式換熱器。板式換熱器的傳熱效率優于管式換熱器，在傳熱方面具有很大的優勢。由于結構特性，流體可以處于較低的速度達到湍流狀態，而這個其他換熱器是做不到的，從而增強了熱傳遞。板表面用混合材料制成的熱交換器，可以減少大規模生產中設備運營和材料的成本，但其耐壓性能不足，與管式換熱器比要差一些。

第三章認識浮頭式換熱器3.1浮頭式換熱器簡介浮頭式換熱器的典型結構如下圖所示。兩端管板中只有一端與殼體固定，另一端可相對殼體自由移動，稱浮頭。浮頭由浮頭管板、鉤圈和浮頭端蓋組成，是可拆連接，管束可從殼體內抽出。管束與殼體的熱變形互不約束，因而不會產生熱應力。浮頭換熱器的特點是管間與管內清洗方便，不會產生熱應力；但其結構復雜，造價比固定管板式換熱器高，設備笨重，材料消耗大，且浮頭端小蓋在操作中無法檢驗，制造時對密封要求較高。適用于殼體與管束之間壁溫差較大或殼程介質易結垢的場合。圖3-1浮頭式換熱器3.2浮頭式換熱器結構該類型換熱器主要部件包括換熱器的外殼，連接管，兩側的封頭，內部的管板，殼體內的換熱管，擋板元件等。適用于溫差較大的環境的換熱器，一般包括抵抗溫差變化熱脹冷縮的膨脹節。根據換熱器的設計原理，冷流體和熱流體是不能走一個通道的，一般冷流體走管程，熱流體走殼程，由于溫差過大，兩種流體的壓力也是不同的，所以需要設備可以承受一定的溫差和壓力。(1)管板：在換熱器里管板是重要的一個部件，在殼體內部進行連接，用于分隔冷流體和熱流體，避免2種流體進行混合。建造材料一般是碳素鋼、低合金鋼，不過這是在沒有腐蝕的情況下。(2) 管子與管板的連接：換熱器管殼內，管子與管板的連接關系到是否會泄露的問題，所以必須要牢固。除了需要滿足伸縮彈性外，更要保證密封性。連接形式一般分為三種：脹焊結合、強度焊接、強度脹接。(3) 管箱：為了將換熱器內的流體最后合成一處，需要在換熱器中安裝管箱。(4) 折流板和支承板：為了使殼間流速均勻，提高換熱效率，因此殼程內側需要增加折流板。折流板分為弓形、圓環形。(5) 拉桿和定距管：擋板的安裝一般與拉桿和定距管結合，并用管板固定。拉桿和管板的連接既可以通過焊接連接，也可以通過螺紋連接。通常，拉桿的直徑應該大于等于10毫米，數量應該至少大于等于4。(6) 管板與殼體的連接：根據連接的種類可以劃分為2大類：一類是不可拆式、一類是可拆式

第四章設計參數熱流體選用丁烷；冷流體選用冷卻水；熱流體工作表壓P1=0.1MPa；冷流體工作表壓P2=0.1MPa；熱流體進口溫度T1=62℃；熱流體出口溫度T2=40℃；冷流體出口溫度t2=40℃；換熱面積68㎡；列管式換熱器的設計計算步驟如下：①根據流體物性及工藝要求，確定流體流通路徑和材質；②確定流體的進出口溫度，選擇列管換熱器的型式；③計算流體的定性溫度，以確定流體的物性數據；④根據傳熱任務計算熱負荷；⑤按逆流計算平均溫度差，決定殼程數；⑥根據經驗初選總傳熱系數K選值；⑦根據傳熱量Q、平均溫差、擦混選傳熱系數，初算傳熱面積F；⑧由F初算設備結構尺寸:確定換熱管的規格、管長、根數、管程;⑨確定管子的排列方式、管間距、殼體內徑、接管直徑、折流板基礎參數、拉桿參數；⑩計算管程傳熱系數、殼程傳熱系數、總傳熱系數；?計算所需換熱面積和實際換熱面積，看是否滿足面積裕度要求，若不滿足另選K選，重復以上計算；?核算管程殼程壓力降,若不滿足，重復以上計算。

第五章傳熱量和流程確定5.1定性溫度的確定可取流體進出口溫度的平均值。熱流體定性溫度為：t冷流體定性溫度為：t5.2流體的物性參數(1)熱流體物性參數表5-1熱流體物性參數熱流體溫度（℃）密度（kg/m3）比熱容（kJ/(kg?℃)）黏度（kg/(m?s)）熱導率(W/(m?℃))丁烷5112.54251.99988.07157E-060.0195(2)冷流體物性參數表5-2冷流體物性參數冷流體溫度（℃）密度（kg/m3）比熱容（kJ/(kg?℃)）黏度（kg/(m?s)）熱導率(W/(m?℃))冷卻水36.5993.34.170.0006980.635.3平均傳熱溫差流體間溫差：?t?t平均溫差：因為流體的溫度沿傳熱面變化較大，所以平均溫差計算公式為：△t5.4流體流量的確定傳熱面積：68㎡結合《化工單元過程及設備課程設計（第三版）》[1]，估選傳熱系數K=200W╱(m^2?℃)Q=(1)熱流體用量熱損失系數：ηL=0.98熱流體流量：M(2)冷流體用量：M5.5流程安排管殼式換熱器流體流動空間的選擇原則：一、溫度——高溫物流，一般走管程；除此有時為了節省保溫層和減少殼體厚度，也可使高溫物流走殼程。二、壓力——較高壓的物流應走管程，殼程可以不承受高壓。三、黏度——較粘的物流應走管殼式換熱器殼程，在擋板的作用下，流道截面和流向都在不斷地改變，在低雷諾數Re下即可實現湍流，可以得到較高的傳熱系數。四、腐蝕——腐蝕性較強的物流應走管程,這樣可以用普通材料制造殼體，僅僅管子、管板、和封頭采用耐蝕材料。五、壓力降——對壓力降有特定要求的工藝物流，應位于管程，因管程的傳熱系數和壓降計算誤差小。六、結垢——較臟和易結垢的物流應走管程，以便清洗和控制結垢。若必須走殼程，則應采用正方形管子排列，并采用可拆式（浮頭式、填料函、U形管式）換熱器。七、流速——流量較小的物流應走殼程，因為在殼程易使物流成為湍流狀態，從而增加傳熱系數。需要提高流速以增大對流傳熱系數的流體應走管程，因為管內截面積比殼程的小，且易于采取多程以增大流速。八、給熱系數——給熱系數較小的物流，像氣體，應走殼程，易于提高給熱系數。九、物質——為了排出蒸汽凝液，且因其比較清潔，對流傳熱系數與流速的關系較小，故蒸汽一般走殼程。綜合考慮流體的易結垢程度、流速問題、腐蝕性、表壓、黏度大小，應使冷流體走管程(內)，熱流體走殼程(外)

第六章估算傳熱面積6.1初選K值，估算換熱面積查《化工單元過程及設備課程設計》，初選傳熱系數K=200W╱(m^2?℃)估算傳熱面積為：F'=

第七章主體構件的工藝設計7.1換熱管尺寸換熱管的材料選用10號鋼,換熱管常用規格有φ25×2.5和φ19×2的，此設計規格選用φ25×2.5mm。查GB151-2014[2]換熱管長度有1.0m，1.5m，2.0m，2.5m，3.0m，4.5m，6.0m，7.5m，9.0m，12.0m，考慮換熱面積和長徑比等因素選擇換熱管長度為L=4.5m因為F式中：F——為換熱面積，㎡；L——為換熱管長度，m；dm——為換熱管平均直徑，m；d所以：n因考慮拉桿的布置，拉桿數量為4,所以換熱管數目為210根。7.2平均傳熱溫差校正及殼程數無量綱參數P、RP=R=按單殼程、2管程取無量綱數R、P查圖得：溫差校正系數φ：0.89，因φ>0.8，故可行。兩流體的實際平均溫差為：△t7.3管束相關參數管子的排列方式常用的有等邊三角形（正六邊形排列）、同心圓排列、正方形排列，這里管子排列方式選用：等邊三角形排列，因為此排列方法在相同的管板面積上排列較多的傳熱管，且管外表面的表面傳熱系數較大。查GB151-2014[2]表6-2《換熱管中心距》，查得標準管中心距S=32mm，分程隔板槽兩側相鄰管中心距Sn=44mm表7-1換熱管中心距do10121416192022253032353845505557S13～14161922252628323840444857647072Sn28303235384042445052566068767880(注：do為換熱管外徑；S為換熱管中心距；Sn為分程隔板槽兩側相鄰管心距；)橫過管束中心線的管數為：b′=1.17.4殼體內徑的確定因為我們采用的是等邊三角形排列,管程數為2,管板利用率的范圍為：（0.7～0.85），因此取管板利用率為:η=0.75殼體內徑的計算值為：D取殼體內徑標準值：Ds=0.6m長徑比為:l設計合理7.5折流板設計折流板的目的是為了提高殼程流速，增加湍動程度，并使管程流體垂直沖刷管束，已改善傳熱，增大殼程流體的傳熱系數，同時減少結構，在臥式換熱器中還起到支撐管束作用。折流板常用形式有弓形和盤環形兩種，此設計中選用使用較廣泛的單弓形折流板，因為流體流動死角較小，結構簡單。弓形折流板在臥式換熱器中的排列分為上下缺口和左右缺口排列，此處選用上下缺口排列，材料選用Q235R圖7-1折流板開口方式(1)折流板選型折流板形式選擇，本換熱器選用弓形,流體流動的死角較小，結構也簡單，便于清洗。折流板缺口高度為：?=折流板的圓心角：θ=(2)折流板厚度折流板厚度，查GB151-2014[2]表6-21，t=12mm；(3)折流板間距為保證設計的合理性，弓形折流板的間距一般不應小于殼體內徑的1/5，且不小于50，最大則不能超過殼體內徑；算得折流板間距范圍為(0.12～0.6)m暫取折流板間距為0.6m。(4)折流板數目N但是考慮需為殼程進出口提供額外空間，兩端折流板管板距離通常大于中間一些折流板間距，但差值不宜過大，綜上考慮折流板個數取為：5塊折流板上管孔直徑，由GB151-2014[2]，查得φ25.5mm；折流板直徑，Db由GB151-2014[2]規定，得Db=595.5mm,直徑允許偏差（0--0.8）mm；表7-2折流板外徑及允許偏差DN<400400～<500500～<900900～<13001300～<17001700～<21002100～<23002300～<26002600～3200>3200～4000名義外徑DN-2.5DN-3.5DN-4.5DN-6DN-7DN-8.5DN-12DN-14DN-16DN-18允許偏差0-0.50-0.50-0.80-0.80-1.00-1.00-1.40-1.60-1.80-2.07.6接管管程流體進出口接管：取接管內流體流速為u2=2m/s,則接管內徑計算值為：D可取管程接管直徑標準值DN=65mm，則管程接管尺寸為φ76×5.5mm殼程流體進口接管：取接管內流體流速為u1=30m/s,則接管內徑計算值為：D可取殼程接管直徑標準值為DN=：300mm，則殼程接管尺寸為φ325×12.5mm殼程接管進出口為同種物質，固殼程出口與進口尺寸相同

第八章熱量核算8.1殼程表面傳熱系數傳熱管按等邊三角形排列,則其當量直徑得：d殼程流通截面積：A殼程流體最小流速：u雷諾數：R普朗特數為:P黏度校正項：(μ/μw)^0.14≈1殼側換熱系數為：α8.2管程表面傳熱系數管程流通截面積：A管程流體最小流速：u雷諾數：Re普朗特數為:P黏度校正項：(μ/μw)^0.14≈1.05管側表面換熱系數：α8.3傳熱系數污垢熱阻查相關資料冷流體冷卻水的污垢熱阻：rs2=0.000528(㎡·℃)╱W；熱流體丁烷的污垢熱阻：rs1=0.000528(㎡·℃)╱W；管壁熱阻10號鋼在該條件下的熱導率為52.34。管壁熱阻為：R式中：b--傳熱管的壁厚，mmλw--熱導率，W╱(㎡·℃)；管子的平均直徑為：d總傳熱系數為：K=8.4傳熱面積裕度（換熱面積之比）實際傳熱面積：A傳熱面積為：F=該換熱器的面積裕度（換熱面積之比）為：H=該換熱器的面積裕度（換熱面積之比）合適，該換熱器能夠完成生產任務8.5壁溫核算由于工作條件是高溫高壓，與四季氣溫相差大。因此進出口溫度可以取原操作的溫度。另外由于傳熱管內側污垢熱阻較大會使傳熱管壁溫降低，降低的了傳熱管與殼體之間的溫差。但操作初期時，污垢熱阻較小，殼體與傳熱管間壁壁溫差可能很大。計算中因按最不利的因素考慮，因此，取兩側污垢熱阻為零計算傳熱管壁溫。則傳熱管的平均壁溫為：t式中冷流體的平均溫度和熱流體的平均溫度計算為：tT殼體壁溫，可近似取殼程流體的平均溫度，即：To=51℃殼體壁溫與傳熱管壁溫之差：?t=溫度較合適。

第九章換熱器內流體阻力（壓強降）核算9.1管程流體阻力管內摩擦系數查《熱交換器原理與設計（第五版）》[4]（圖2.36）為fi=0.02管程總阻力公式為：△P式中：?Pt——管程總阻力；?Pi——單程直管阻力；?Pr——單程回彎阻力；?PN——進出口連接管阻力；Ns——殼程數，Ns=1Pa；Np——管程數Np=2；Ft——管程結構校正系數,與管子直徑有關，近似取:1.4；直管阻力為：△P回彎阻力為：△P式中：ξ——局部阻力系數，一般取3；進出口連接管阻力為：△P管程總阻力為：△P管程流體阻力在允許范圍之內。9.2殼程流體阻力△P式中：?P′s——殼程總阻力；?Pbk——流體流過管束的阻力；?Pwk——流體流過折流板缺口的阻力；Ns——殼程數；Fs——殼程結構校正系數,與流體狀態有關，Fs=1流體流過管束的阻力為：△P式中：f——管子排列形式對阻力的影響,f=0.5fk——殼程流體摩擦因子；fnt流體流過折流板缺口的阻力△P殼程總阻力：△P殼程流體阻力在允許范圍之內。

第十章換熱器結構設計與強度計算換熱器主體結構以及零部件的設計和強度計算，主要包括殼體和封頭的厚度計算、材料的選擇、管板厚度的計算、浮頭蓋和浮頭法蘭厚度的計算、開孔補強計算，還有主要構件的設計（管箱、殼體、折流板、拉桿等）和主要連接（包括管板與管箱的連接、管子與管板的鏈接、殼體與管板的連接），具體計算如下。10.1殼體厚度的確定在工藝設計時，殼體公稱直徑Ds為600mm,取標準值0.6m。根據流體進出口溫度，選擇設計溫度為Ts=72℃,設計壓力為Pc=0.125MPa10.2殼體與管箱材料的確定介質為丁烷和冷卻水，殼體與管箱材料選用Q345R,查GB150-2011[5]設計溫度下的許用應力為189MPa10.1筒體厚度的計算(2)筒體厚度的確定焊接方式：選為雙面焊對接接頭，100%無損傷，故焊接系數為φ=1筒體厚度計算為：δ=式中：Pc——設計壓力，MPaDi——殼體內徑，mmδ——計算厚度，mmφ——焊接接頭系數殼體厚度的負差值C1=1,在無特殊腐蝕條件下，腐蝕裕量C2≥1mm,取腐蝕裕量2.設計厚度：δ名義厚度：δ考慮開孔補強及結構需要，名義厚度向上取整為4mm有效厚度：δ殼體內徑取值為600mm殼體外徑取值為608mm(1)筒體的強度校驗設計溫度下圓筒的最大允許工作壓力按GB150-2011[5]式（3-4）得：P設計溫度下圓筒的計算應力由GB150-2011[5]式（3-2）得：σσ根據上列所算得出：σ所以筒體的強度校驗合格(2)筒體水壓試驗水壓試驗壓力：P式中：[σ]——筒體材料試驗溫度下的許用壓力，MPa；[σ]^t——筒體材料設計溫度下的許用壓力，MPa；水壓試驗壓力校核：σP88.31≤故滿足水壓試驗壓力要求10.2管箱墊片(1)左側管板處墊片查NB/T47026-2012[11]，根據設計溫度、壓力、法蘭壓力容器類型，選擇墊片形式為金屬包墊片,其尺寸如下：圖10-1金屬包墊片表10-1墊片參數公稱直徑DN,mm墊片D,mm墊片d,mm600654610(2)浮頭蓋墊片查GB/T29463.1-2012[10]選外頭蓋墊片的形式為金屬包墊片，其外徑D為855mm,內徑為696mm,墊片厚度為：4mm；10.3管箱法蘭(1)固定管板端管箱法蘭、管箱側法蘭根據NB/T47027-2012[8]標準，選用長頸對焊法蘭，材料為16Mn，示意圖如下圖10-2長頸對焊法蘭（凹凸密封面）表10-2長頸對焊法蘭參數DNDD1D2D3D4δdHhδ1δ2R螺栓規格螺栓數量600740700665655652442310525122212M2028(2)外頭蓋法蘭、外頭蓋側殼體法蘭1)外頭蓋法蘭表10-3外頭蓋法蘭參數DNDD1D2D3D4δdHhδ1δ2R螺栓規格螺栓數量700940900865855852522311042122612M20322)外頭蓋側法蘭依據GB/T29465-2012[12]標準，查的外頭蓋側法蘭尺寸如下表：表10-4外頭蓋側法蘭參數DNDD1D2D3D4δdHhδ1δ2R螺栓規格螺栓數量600940900865855852522311042122612M203210.4管板設計管板材料和直徑尺寸的確定管板材料選用Q345R,依據管箱法蘭、管箱側殼體法蘭的結構尺寸，確定固定端管板的最大外徑為655mm,管板密封面內徑598mm。管板材料的許用應力為[σ]pt=189MPa,彈性模量為Ep=201000MPa(1)管板厚度計算及相關校核換熱管材料的選用在工藝設計有說明為10號鋼，設計溫度下的許用應力為[σ]tt121MPa，彈性模數Et=210000MPa。未被換熱管支撐的面積：A式中：N1——中間層排管數；管板布管面積A管板布管區內開孔后的面積：A一根換熱管的橫截面積：a=系數：β=筒體法蘭墊片外徑：D筒體法蘭墊片內徑：D墊片接觸寬度：N=墊片密封基本寬度：b墊片有效密封寬度：b=2.53固定端管板墊片壓緊力作用中心圓直徑：D管板布管區當量直徑：D系數：ρ管板假設厚度：δ=60mm換熱管有效長度（兩管板內側距離）：L=4500?2δ=4500?2管束模數：KK管板剛度削弱系數：η=0.4管束無綱量剛度：K換熱管厚度：δ換熱管的回轉半徑：i=0.25查GB151-2014[2],換熱管受壓失穩當量長度lcr=1308.15mm系數：C因：1308.15/8>109.56故：[σ]由于此時不能保證Ps和Pt在任何時候都能同時作用，則取0.125；故：PPS=根據：S=460.66MPa和1/ρt=1.28mm查GBGB151-2014[2]圖，得C=0.66,Gwe=1.05，則管板計算厚度為：δ=C官辦名義厚度不應小于下列三者之和：(A).管板的計算厚度或管板做最小厚度，取大者。(B).殼程腐蝕裕量或結構開槽深度，取大者。(C).管程腐蝕裕量或分程隔板槽深度，取大者。官辦最小厚度取值：(1).d≤25時，δmin≥0.75d(2).25<d<50時，δmin≥0.7d(3).d>50時，δmin≥0.65d管板最小厚度為：δ=0.75殼程開槽深度為：k=0.5mm分程隔板槽深度：l1=6mm管板名義厚度為(圓整)：b=(2)換熱管的軸向應力換熱管的軸向應力在一般情況下，應按下列三種工況分別計算：(1).殼程設計壓力ps=0.125MPa，管程設計壓力為0MPaPσ明顯的|σ_t|<[σ]_cr=38.72MPa(2).殼程設計壓力為0MPa，管程設計壓力為pt=0.125MPaPσ明顯的σt<[σ]189MPa(3).殼程設計壓力與管程設計壓力同時作用時Pσ明顯的|σ_t|<[σ]_cr=38.72MPa(3)換熱管與管板的拉脫力q=式中：lt——換熱管最小伸出長度，查GB151-2014[2]，l1=3mm；l3——最小坡口深度，l3=2mm);l許用拉脫力：q明顯地：q<[q]。(4)管板上換熱管的管孔設計采用Ⅱ級管束，板管孔直徑查GB151-2014[2]標準取25.3mm,允許偏差（+0.10，-0.10）mm。(5)管孔表面粗糙度換熱管與管板焊接粗糙度Ra不大于35μm。(6)換熱管與管板的連接采用常用的強度焊的方式，焊接結構強度高，抗拉脫離強，且當焊接接頭有泄露、換熱管有裂紋或者堵塞時，其修補或者更換換熱管都比較容易。(7)管板與殼程圓筒、管箱圓筒連接方式（a型）管板與法蘭連接的結構尺寸按NB/T47015-2011[9]的規定。采用a型（管板通過螺栓、墊片與殼體法蘭和管箱法蘭連接）方法（GB151-2014[2]標準P18頁有規定）。如圖2所示圖10-3管板與殼程圓筒、管箱圓筒連接方式（a型）10.5接管尺寸(1)殼程接管尺寸表10-5殼程接管及法蘭尺寸參數名稱公稱直徑DN管子外徑A法蘭外徑D螺栓孔中心圓直徑K螺栓孔直徑L螺栓孔數量n（個）螺栓Th法蘭厚度C法蘭內徑B殼程接管及法蘭30032544039522122024328②殼程接管外伸高度查錢頌文《換熱器設計手冊》[3]表1.66殼程接管外伸高度，當DN=300，δ=0～50，l3=250mm(2)殼程接管位置如下圖為殼程接管的位置圖。殼程接管位置的最小尺寸由下列公式計算得：L式中C——C≥4S(S為殼體厚度)，且≥30；圖10-4殼程接管位置(3)殼程接管補強①殼程接管開孔補強校核殼程接管的選用325×12.5mm的20號鋼,材料的許用應力147MPa，取C2=2,C=1。采用等面積補償法校核。C接管計算壁厚：δ接管有效壁厚：δ開孔直徑：d=D接管有效補強高度：B=2d=2接管外側有效補強高度：?1=需要補強面積：A=dδ=327強度削弱系數：fr=1可以作為補強的面積：A1=(B-d)×(δe-δ)=(654-327)×(1-0.2)=261.6m㎡AA=A≥65.4m㎡接管補強的強度足夠，不需另設補強結構。(4)管程接管尺寸表10-6管程接管及法蘭尺寸參數名稱公稱直徑DN管子外徑A法蘭外徑D螺栓孔中心圓直徑K螺栓孔直徑L螺栓孔數量n（個）螺栓Th法蘭厚度C法蘭內徑B管程接管及法蘭6576160130144121678管程接管外伸高度查錢頌文《換熱器設計手冊》[3]表1.66管程接管外伸高度，當DN=65，δ=0～50，l4=150mm(5)管程接管位置如下圖為管程接管的位置圖。管程接管位置的最小尺寸可由下列公式計算：L式中C——C≥4S(S為殼體厚度)，且≥30；圖10-5管程接管位置(6)管程接管補強②管箱接管開孔補強校核管箱接管的選用76×5.5mm的20號鋼,材料的許用應力147MPa，取C2=2,C=1。采用等面積補償法校核。C接管計算壁厚：δ接管有效壁厚：δ開孔直徑：d=D接管有效補強高度：B=2d=2接管外側有效補強高度：?1=需要補強面積：A=d強度削弱系數：fr=0.778可以作為補強的面積：A1=(B-d)×(δe-δ)=(156-78)×(1-0.21)=61.62m㎡AA=A≥16.38m㎡接管補強的強度足夠，不需另設補強結構。10.6管箱的設計(1)管箱材料管箱鋼制壓力容器封頭.GB/T25198-2010[6]:換熱器的兩端管箱可由封頭和管箱圓筒（短節）構成。封頭的結構尺寸根據鋼制壓力容器封頭.GB/T25198-2010[6]和GB150-2011[5](《壓力容器》)的相關規定設計。管箱選用材料為Q345R，材料的許用應力為189MPa(2)管箱尺寸選擇設計溫度為50℃,設計壓力為Pc=0.13MPa，焊縫系數φ=1，腐蝕裕度C2=2，負差值C1=1計算厚度：δ=設計厚度：δ名義厚度：δ考慮殼體厚度，圓整后名義厚度為4mm有效厚度：δ(3)封頭尺寸封頭的結構尺寸根據鋼制壓力容器封頭.GB/T25198-2010[6]和GB150-2011[5](《壓力容器》)的相關規定設計。選取選用材料為Q345R的EHA_以內徑為基準橢圓形封頭。設計溫度為50℃,設計壓力為Pc=0.13MPa，焊縫系數φ=1，腐蝕裕度C2=2，負差值C1=1計算厚度：δ設計厚度：δ名義厚度：δ考慮殼體厚度，圓整后名義厚度為4mm有效厚度：δ圖10-6橢圓形封頭EHA表10-7封頭參數公稱直徑為(mm)H(mm)h(mm)δn(mm)600175254(4)分程隔板分程隔板材料為Q235，厚度為10mm，寬度為590mm，長為548mm,一端為和封頭相同的橢圓，一端為平面，隔板槽深為6mm，寬為12mm,拐角處倒角為45°(5)前端管箱短節長度管箱短節長度既要保證換熱器組裝尺寸的要求，又要免除使開孔不受影響，根據組裝尺寸和接管法蘭厚度，管箱短節長度為：封頭焊縫到接管距離：L封頭高度：LL(6)封頭的強度校驗設計溫度下封頭的最大允許工作壓力按GB150-2011[5]式（3-4）得：P設計溫度下封頭的計算應力由GB150-2011[5]式（3-2）得：σσ根據上列所算得出：σ所以封頭的強度校驗合格(7)封頭水壓試驗設計溫度下材料的許用應力為[σ]t189MPa，實驗溫度的許用應力為[σ]=194MPa，試驗溫度下的屈服點為Rel=315MPa。橢圓形封頭計算厚度為：δ=形狀系數為：K=水壓試驗壓力：P最大工作壓力為：P壓力試驗：σ51.09<0.9×φ×Rel,故水壓試驗滿足要求10.7拉桿及定距管(1)拉桿尺寸和數量當10≤d≤14時，拉桿直徑為10；當14＜d＜25時，拉桿直徑為12；當25≤d≤57時，拉桿直徑為16；因，換熱管直徑為：do=25mm，所以拉桿直徑dn為16mm一臺拉桿數為：4根(2)拉桿的結構形式常用拉桿形式有兩種：（1）.螺紋連接結構（拉桿定距管結構）：此型式適用于換熱管外徑大于或等于19的管束（2）.焊接連接結構：此型式適用于換熱管外徑小于或等于14的管束，焊接連接的拉桿直徑可直徑取換熱管的直徑，也可取拉桿標準值。此設計選用螺紋連接，示意圖如下：圖10-7拉桿定距管結構(3)拉桿布置材料采用Q235R，選用Φ16的拉桿，數量為4根，具體位置及裝配方式見裝配圖，一端與管板用螺紋連接，另一端用螺母固定在折流板上。圖10-8拉桿的連接尺寸表10-8拉桿參數拉桿直徑拉桿螺紋公稱直徑LaLhb161622602(4)定距管材料采用Q235R，定距管直徑尺寸與換熱管一致，Φ25mm，兩端折流板管板之間的定距管的長度為706mm，個數為4;折流板間的定距管長度為588mm,個數為16個。10.8旁路擋板旁路擋板可減小管束外環間隙的短路，用它增加阻力，迫使大部分流體通過管束進行傳熱交換，電焊在折流板上。旁路擋板：材料為Q245R,厚度一般取折流板厚度為12mm，寬度為22.25mm，長12.4mm,與折流板焊接牢固10.9保溫層根據設計溫度選保溫材料為脲甲醛泡沫塑料，其物性參數如下：表10-9保溫層參數密度（kg/m3）導熱系數（kcal/㎡·h·℃）吸水率（%）抗壓強度（kg/m3）試用溫度（℃）13～200.0119～0.026120.25～0.5-190～+500按照GB8175-87設備及管道保溫設計導則，外表面溫度大于323K即50℃時設備和管道需要設置保溫層。管道和圓筒設備外徑小于1020mm者，按照圓筒面計算保溫層厚度。Dδ=式中：δ——保溫層厚度；A2——常數，A2=0.002；fn——熱價，元/10^6kj；λ——保溫材料的導熱系數，（kcal/㎡·h·℃）；t——年運行時間，h；T——設備和管道的外表面溫度，℃Ta——環境溫度，℃Pi——保溫結構單位造價，元/m3；S——保溫工程投資貸款年分攤率；i——年利率，%；n——計息年數，年；α——保溫層外表面向大氣熱的放熱系數，kcal/㎡·h·℃；Do——保溫層外徑，mm；Ds——保溫層內徑，mm；分攤率:S=D保溫層外徑Do=660mmδ=10.10后端結構本設計選用吊鉤式浮頭，由浮動管板、浮頭法蘭、B型鉤圈、墊片等組成，各零件尺寸如下：圖10-9鉤圈式浮頭10.11鉤圈式浮頭根據GB151規范要求及本章第一節相關內容，確定的結構尺寸如下：浮頭管板外徑為：D查GB151-2014[2],浮頭管板外徑及殼體內徑間隙取：b查GB151-2014[2],墊片寬度取b浮頭管板密封面寬度為：b浮頭法蘭和勾圈的內直徑D浮頭法蘭和勾圈的外直徑D外頭蓋公稱直徑D螺栓中心圓直徑D浮動管板厚度：δ查GB151-2014[2],球冠型封頭內半徑為：Ri=500mm圖中b=3mm(當DN≤1000，b≥3;當DN=（1000～2600)，b≥4)圖中C為安裝及擰緊斧頭螺母所需空間尺寸，考慮在各種情況下熱膨脹量，宜不小于60mm，取C=107mm。10.12浮頭墊片查NB/T47026-2012[11]選浮頭墊片的形式為金屬包墊片，材料為金屬包覆墊不銹鋼，其外徑D為594mm,內徑為570mm，查GB150-2011[5],墊片系數m=4.25,比壓力y=62MPa墊片有效密封寬度：b=2.53墊片壓緊力作用中心圓直徑：D墊片壓緊力(a).預緊狀態下需要的墊片壓緊力：F(b).操作狀態下需要的墊片壓緊力：F10.13螺栓計算螺栓選用等長雙頭螺栓，材料選用40Cr。假設螺栓直徑為20mm,螺栓的數量為n=28。<1>.螺栓載荷(a).預緊狀態下需要的最小螺栓載荷：W(b).操作狀態下需要的最小螺栓載荷：W其中：F=0.785F<2>.螺栓面積對于螺栓材料為40Cr,其常溫下的螺栓材料的許用應力為[σ]b=196MPa,設計溫度下螺栓材料的許用應力為196MPa。(a).預緊狀態下需要的最小螺栓面積：A(b).操作狀態下需要的最小螺栓面積：A(c).需要的螺栓面積：A(d).實際的螺栓面積：AAb>Am,滿足設計要求。<1>.螺栓設計載荷(a).預緊狀態下的螺栓設計載荷：W=0.5(b).操作狀態下的螺栓設計載荷：W=10.14浮頭蓋設計(1)管程壓力Pt作用下（內壓）浮頭蓋的設計1)球冠形封頭計算厚度設計壓力為0.125MPa（1）浮頭蓋的材料選擇為10號鋼,故許用應力為[δ]^t=189MPa,選擇為雙面焊對接接頭，100%無損傷，故φ=1mm腐蝕裕量C2為2mm,鋼板厚度負偏差C1=1mm。C=球冠形封頭在內壓計算厚度為：δ設計厚度：δ名義厚度圓整后可取：δn2=10mm有效厚度：δ2)受內壓浮頭法蘭厚度計算圖10-10浮頭法蘭(1).法蘭力矩預緊狀態下的法蘭力矩：力臂：L則：M操作狀態下的法蘭力矩MpLL查NB/T47026-2012[11]浮頭法蘭的厚度為50mm，因浮頭法蘭的計算厚度尚未計算出，先取δ′f=50mm,計算出后進行校核。取焊角低高l=10mm。βL那么作用于法蘭內徑截面的流體壓力引起的軸向力：F流體壓力引起的總軸向力與作用法蘭內徑截面上的流體壓力引起的軸向力之差FFF操作狀態下的法蘭力矩:MMMMM(2).法蘭厚度計算L=預緊狀態：J操作狀態：J預緊狀態下法蘭厚度：δ操作狀態下法蘭厚度：δ法蘭厚度取δfa和δfp中較大的，且不低于球冠心封頭名義厚度的兩倍，則法蘭厚度為：δ(2)殼程壓力Ps作用下（外壓）浮頭蓋的設計參看GB151-2014[2]4查JB/T4755鋼制壓力容器用封頭P33，取φ=11)球冠形封頭計算厚度設計壓力0.125MPa球冠形封頭在外壓計算厚度為：ε=R查GB150-2011[5],得Q=2.5mmδ=有效厚度：腐蝕裕量C2為2mm,鋼板厚度負偏差C1=1mm。C=假設δn2=9mmδ而R那么系數A=查GB150-2011[5],的B=126MPa許用外壓力：P許用外壓力接近于Pc=0.125MPa,上述名義厚度假設成立。2)受外壓浮頭法蘭厚度計算因部分參數與受內壓的參數相同，這里就對不同的參數進行計算說明：βF查JB/T4721-92浮頭法蘭的厚度為50mm，因浮頭法蘭的計算厚度尚未計算出，先取δ′f=50mm,計算出后進行校核。取焊角低高l=10mm。L操作狀態下的法蘭力矩:M(2).法蘭厚度計算L=預緊狀態：J操作狀態：J預緊狀態下法蘭厚度：δ操作狀態下法蘭厚度：δ法蘭厚度取δfa和δfp中較大的，且不低于球冠心封頭名義厚度的兩倍，則法蘭厚度為：δ球冠型封頭設計厚度δ名義厚度圓整后可取：δn2=10mm有效厚度：δ表10-10球冠型封頭參數公稱直徑DN(mm)總深度H封頭內曲率半徑5747850010.15鉤圈本設計選用比較常用的B型鉤圈，示意圖如下：圖10-11B型鉤圈查GB151-2014[2],鉤圈厚度按下式計算：δ式中：δ1——為管板厚度；10.16分程隔板查GB151-2014[2],分程隔板槽槽深≥4，此處取6；分程隔板槽寬應在8mm～12mm,本設計取12mm；分程隔板的厚度為10mm10.17支座的選擇與布置NB/T47065-2018[7](1)支座支反力計算前面計算得出圓筒長度為：L′=L①管板質量：左管板質量為：m右管板質量為：m管板質量為：m②管箱法蘭質量左管箱法蘭質量為：m管箱法蘭質量為：m管箱法蘭質量為：m③圓筒質量：m④封頭質量：mmm⑥換熱管質量：m⑦其他附件（如保溫層、支座、法蘭、接管、浮頭蓋等其他附件）保溫層質量：m（如法蘭、接管、浮頭蓋等）質量取為全部質量的20%：m圓筒體積：V封頭體積：VVV總體積為：V丁烷和冷卻水我們去密度較大者，故鞍座應在水壓試驗時所受支反力較大，即如下：水壓試驗時充液重量：m水壓試驗時總重量：m水壓試驗時單位長度載荷：Q=水壓試驗時支座支反力：F=0.5(2)支座尺寸選用鞍式支座，材料為Q235A，公稱直徑為600mm圖10-12鞍式支座示意圖安裝2個支座，均勻布置鞍座之間的距離LB=（0.5～0.7）×L=3150mm表10-11鞍式支座參數公稱直徑DN允許載荷Q鞍座高度h底板l1b1δ1腹板δ2筋板l3δ3墊板弧長b4,δ4el26001652005501501083008710240656400(3)支座校核①筒體軸向應力驗算筒體長為：L′=L鞍座截面處的彎矩：M圓筒跨中截面處的彎矩：M②筒體軸向應力計算與校核由上面的計算結果可知跨中截面彎矩遠大于鞍座截面處的彎矩，所以可以不考慮鞍座處的“偏塌”現象，因此只計算跨中截面的軸向應力即可。跨中截面最高點的最大壓應力：σ操作狀態下，筒體最低點處有最大拉應力為σ操作狀態下，筒體最低點處有最大拉應力：A>0