F280U型管式柴油冷却器设计

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1、 F280U型管式换热器设计 摘 要 本课题设计是F280U管式柴油冷却器，组成部分分别是：管体、壳体以及管子等零件。它的组成结构非常紧密，排管很多，并且一样的直径状况下制作非常简易。本课题设计使用双壳程双管程。在使用时管程压力是1.35MPa，温度能够达到220℃，将油当做介质使用。而使用时壳程压力是1.15MPa,温度是110℃，也是用油当做介质。 设计冷却器时需要包含以下几点：管子的尺寸以及排列形式、圆筒、以及管板的原材料和厚度、防冲板等等。这个管子的使用原则是清洗方便和节约使用。管子以三角形的排列形式安装在管板上。原因是使用三角形排列使得管板的强度升高减少流体

2、短路，以及尽可能多的排列更多的管子。设计时使用圆筒薄膜应力原则计算推导出壳体厚度计算公式。并且最小壁厚应该高于封头内径的0.14%，管板是设计中重要零件，在挑选材料时不光要检验力学性能，还要思考流体腐蚀性能的作用。需要在符合各种强度要求之下，降低管板的厚度。折流板的选择是圆缺型挡板，切去的弓形厚度普遍是外壳内径的15%到20%。 关键词 ：壳程；管程；冷却器；零部件  ABSTRACT The design of this topic is the F280U tube type diesel cooler, which consists of tube, she

3、ll and tube. It has a very close construction, a lot of tubes, and the same diameter condition. Its very easy to make. This project is designed to use double shell double pass. In use, the tube pressure is 1.35MPa, the temperature can reach 220 degrees, the use of oil as a medium. While the use of s

4、hell pressure is 1.15MPa, the temperature is 110 degrees, but also oil as a medium. The design of the cooler involves the following: the size and arrangement of the tube, the cylinder, the raw material and thickness of the tube plate, the thrust plate, and so on. The principle of using this pipe is

5、 convenient cleaning and economical use. The tube is mounted in a triangular arrangement on the tube plate. The reason is the use of triangular arrangement to increase the strength of the tube plate, reduce fluid short circuiting, and arrange as many pipes as possible. The calculation formula of the

6、 shell thickness is deduced by using the principle of cylinder membrane stress. And the minimum wall thickness should be higher than 0.14% of the head diameter, the tube plate is an important part of the design, in the selection of materials, not only to test the mechanical properties, but also to c

7、onsider the role of fluid corrosion. It is required to meet the requirements of various strength and to reduce the thickness of the tube sheet. Baffle selection is the moon type baffle, the shell is generally cut bow thickness diameter of 15% to 20%. Key word: shell side; tube; cooler;pipe 

8、 目 录 1.综述 1 1.1. 引言 1 1.2. 结构 2 1.3. 类型 2 1.4. 非金属材料冷却器 3 1.4.1.流道的选择 3 1.4.2.操作强化 3 1.5. 国内外研究概况 3 2.工艺计算 7 2.1. 原始数据 7 2.2. 定性温度及物性参数 7 2.3. 传热量与油流量 7 2.4. 有效平均温差 7 2.5. 管程冷却系数 8 2.6. 结构的初步设计 8 2.7. 壳程冷却系数计算 9 2.8. 传热系数计算 9 2.9. 管壁温度计算 10

9、 3.结构设计 10 3.1. 冷却管设计 10 3.2. 布管方式的选择 10 3.3. 筒体内径的确定 10 3.4. 筒体壁厚的确定 11 3.5. 封头形式的确定 11 4.管板尺寸的确定及强度计算 13 4.1. 筒的计算 13 4.2. 对于延长部分兼作法兰的管板的计算 15 4.3. 假定管板的厚度计算 18 4.4. G2值的取得 20 4.5. 法兰厚度的计算 20 4.6. 法兰力矩的的危险组合 21 4.7. 筒体管箱耐压试验的应力校核计算 27 5.U型管式冷却器的制造、检验、安装、使用和维修

10、 28 5.1. 结构尺寸和加工 28 5.1.1.圆筒 28 5.1.2.管箱 28 5.1.3.管板 28 5.1.4.管孔加工 28 5.1.5.冷却管 29 5.2. 安装、使用和维修 29 5.2.1.换热器的清洗 29 5.2.2.U型管式换热器的维护和检修 29 结论 30 致谢 31 参考文献 32 2 1.综述 1.1.引言 冷却器已有100年的发展历程，在石油、电力、冶金、集中供热、制药等领域被普遍使用。在1980年，因

11、为制造业技术、材料科学逐步进步以及深入传热理论的探究，因此冷却器的节能设计成为关注的焦点。 依照使用用途划分：预热器、冷却器、蒸发器等。依照制作热交换器的原材料划分：金属、塑料、玻璃等。依照温度情况划分：温度平稳的热交换器，热流规模和热交换部分的温度保持稳定；温度不平稳的热交换器，热流以及温度都能随着时间的变动而变化。如果依照热流体和冷流体的流动方向进行划分：顺流式、错流式。依照输送热量划分：间壁式、混合式。这个间壁式中的冷热流体采用固体间壁进行隔绝，还经过间壁传送热量，也由此叫做表面式冷却器，这种冷却器使用最多。 如今在发达国家中热回收率达到95%，并且冷却设施在整个石油

12、炼厂中占据总投资的34%到38%。其中使用最多的还是管壳式冷却器，接近70%。其它的是各种高效紧密式冷却器、以及蓄热器等，包含板式、板翅式等高效率的传热元件得到快速发展。如今的工业设备向大型化以及高效率发展，冷却器向这方向发展，如今的冷却器发展模式是：模型化技术以及强化传热技术这样的高科技系统。 冷却器属于传热流体和冷流体装置，它也属于热交换器的组成零件，热交换器属于一种生产中不可或缺的一部分，在制药、交通中使用最多。这在生产工艺以及规模大小上，以及设计投资耗能中占有非常重要的地位。 热交换器的划分： 因为制作工艺水平以及科学水平，前期的热量属于一个简单的单位，就是很小的

13、传热面积，体积很大非常沉重，比如蛇管式冷却器的约束。伴随着制作工艺的进步，慢慢变成管壳式冷却器，它不但含有很大的体积的传热面积，并且传热作用也很好，在很长时间内，是工业生产中的标志性变化。 在上世纪20年代研发出板式冷却器，并首次在食品行业中应用。是代管制作，结构紧密，有很好的传热能力，进而逐步研发出各种各样的板式冷却器。10以后，瑞典研发出螺旋板式冷却器。在1930年末，瑞典研发出纸浆厂第一壳式冷却器。这个时候，人们更多的思考如何如理强腐蚀介质的散热，因此热交换器变成主要研究对象。 1.2.结构 构成部分是壳体、冷却管以及箱体等零件。管束两边安装在管板上面。管道中有

14、充满着热交换流体，叫做管流体；在其他的流管，叫做壳测流体。用以增强传热系数，壳体需要装载几个挡板。快门速度能够增强流体的外壳，趋势流体从很多的横向中流出，加速流体流动速度。管板上可以设计成三角形状或者正方形。装载非常紧密，管外流体的速度以及传热系数很好的等边三角；外管比较容易清洗，方便流体结垢的处理。 用以提升管道中的流速，这个管道能够在分离器室的两边提供，这个管道可以划分成几组。如果只流过这个管道，能够多次进行来回，这是多管流体的其中重要组成部分。并且，想要提升外管的流体速率，描述的纵向挡板规定在外壳上面，进而趋使流体流过几个多壳容纳体积。多管壳，能够使用在很多的程序中。

15、 管壳式换热器的外壳由壳体、管箱壳体和封头三个部分组成。壳体、管箱壳体和封头的尺寸都可以通过设计参数来得到。参照《换热器设计手册》中第140页的表1-6-5，表中列出了1m高筒体的容积和质量。已知公称直径DN=8OO，壁厚为10，得到1m高筒体的容积为0.503l立方米，质量为200kg。 1.3.类型 由于这个流体在壳体与热交换管束中自身的内管与外管的温度是有差别的。假如他们温度差别非常大时，热交换器中会产生明显的热应力，进而使得管弯曲，崩裂以及管板被拉断。 ①这种固定管板冷却器的管板与壳体连接在一起，结构简易，但是只能应用于冷热流体以及壳式冷却器温度差别很小的情况

16、中，没有规定的清洁时段。假如外壳和压力间的温差变大时，这个弹性补偿环可以固定在壳体上，能够大大降低热应力。 ②这个冷却器管可以在管板上下进行浮动，并且这个束能直接在壳体中转移，来帮助进行机械清洗与维护。但是这种冷却器的结构组成非常繁杂，并且消耗的成本很高。 ③对于U型管冷却器使用的管外形就是U形状，两边都安装有一样的电路板，这种冷却器优点明显，能够完全清除应力，浮动磁头构成相对简易，方便清理管道。 1.4.非金属材料冷却器 对于含有腐蚀性的热化学流体，应该用陶瓷、玻璃以及气筒各种非金属原材料制作的管道，这种冷却器性能不高，只能对于低压力，振动以及温度不高的使用程序。

17、1.4.1.流道的选择 对于冷热交换器的流体，需要依据以下5种基本原则使用管道：①不容易结垢，并且清洗时操作简单；②流通腐蚀性液体的管，容易损坏管束以及壳体；③高压力的流体管，防止在高压力下使用；④对于饱和蒸汽，本身的流速属于单独的，比较方便冷凝液的清除；⑤假如是选择两种流体较大的冷却器，温度差驱使热传导系数去除大壳，用以降低热应力。 1.4.2.操作强化 假如两壁自身的传热系数差别较大，则需要最大化降低低热阻侧的传热系数。但是如果外热管的系数较低时，能够应用（低翅片管），对于流体可以扩大传热面积以及紊流管的外缘，减小热阻，想要降低内管的传热系数，能够安装捻铁，添加到管中，进而增

18、强内管自身的扰动，增强传热能力，其后这个流体自身的流动阻力大大增强。预热器的作用是提前加热流体，给工作流程提供技术参数。 (1) 过热器 过热器用于把流体（工艺气或蒸汽）加热到过热状态。 (2) 蒸发器 蒸发器用于加热流体，达到沸点以上温度，使其流体蒸发，一般有相的变化。 (3) 按冷却器的结构分类 可分为：翅式冷却器、浮头式冷却器、U形管板冷却器、板式冷却器等。 1.5.国内外研究概况 最近几年，国内在节能以及增效等方面改进着换热器的性能。尤其是在提高传热效率，减速传热面积，降低压降等方面的研究更是取得了显著的成绩。流程优化软件技术的发展

19、使得换热器的应用越来越广泛。比如说，20世纪80年代常减压装置的换热器用量才只有70台左右，而到了90年代，数量已经达到了90到100台，甚至于到了90年代末至今，数量更是已经超过了140台。换热器的大量使用有效的提高了能源的利用率，降低了企业的成本，提高了效益。管式换热器是一种高效传热的新型换热器，在20世纪60年代首先被引用于宇航技术中，70年代国外在电子、机械、石油、化工等方面有了广泛的应用。热管换热器主要由箱体、管板、热管原件组成，其中热管是其关键元件。热管是一种充填了适量工作介质的真空密封容器，当热量传入热管的蒸发段时，工作介质吸热蒸发流向冷凝段，在那里蒸汽被冷却，释放出汽化潜热，冷

20、凝变成液体，然后在多孔吸热芯的毛细力或重力的作用下返回蒸发段，如此反复循环，通过工质的相变和传质实现热量的高效传递。热管换热器的最大特点是结构简单、换热效率高，在传递相同热量的条件下制造热管换热器的金属耗量少于其它类型的换热器。经过20多年的努力，我国先后开发成功了气-气热管换热器、热管蒸汽发生器（废热锅炉）、高温热管（液态碱金属热管）。并在冶金、石油、化工、动力、陶瓷以及水泥等行业领域中应用取得了可喜的成果。当前热管技术已趋于成熟，应用面逐步扩大。国内进行热管换热器研制和推广应用的典型厂家（单位）有：南京化工大学、抚顺石油学院、化工部化机械研究院、抚顺石油二厂、上海711研究所、航天部501

21、等。尽管我国在部分重要换热器产品领域获得了突破，但我国换热器技术基础研究仍然薄弱。与国外先进水平相比较，我国换热器产业最大的技术差距在于换热器产品的基础研究和原理研究，尤其是缺乏介质物性数据，对于流场、温度场、流动状态等工作研究原理不足。在换热器制造上，我国目前还以仿制为主，虽然在整体制造水平上差距不大，但是在模具加工水平和板片压制方面与发达国家还有一定的差距。在设计标准上，我国换热器设计标准和技术较为滞后。目前，我国管壳式换热器标准的最大产品直径还仅停留在2.5米，而随着石油化工领域的大型化要求，目前对管壳式换热器直径已经达到4.5米甚至5米，超出了我国换热器设计标准范围，使得我国换热器设计

22、企业不得不按照美国TEMA标准设计。更为严重的是，我国在大型专业化换热器设计软件方面严重滞后。目前我国在换热器设计过程中还不能实现虚拟制造、仿真制造，缺乏自主意识。 二十世纪20年代出现板式换热器，并应用于食品工业。以板代管制成的换热器，结构紧凑，传热效果好，因此陆续发展为多种形式。二十世纪30年代初，瑞典首次制成螺旋板换热器。接着英国用钎焊法制造出一种由铜及其合金材料制成的板翅式换热器，用于飞机发动机的散热。二十世纪30年代末，瑞典又制造出第一台板壳式换热器，用于纸浆厂。在此期间，为了解决强腐蚀性介质的换热问题，人们对新型材料制成的换热器开始注意。二十世纪60年代左右，由于空间技术

23、和尖端科学的迅速发展，迫切需要各种高效能紧凑型的换热器，再加上冲压、钎焊和密封等技术的发展，换热器制造工艺得到进一步完善，从而推动了紧凑型板面式换热器的蓬勃发展和广泛应用。自二十世纪60年代开始，为了适应高温和高压条件下的换热和节能的需要，典型的管壳式换热器也得到进一步发展。二十年代70年代中期，非接触式换热器一直是管壳式（列管式）换热器一国独大的局面。然而近几十年以来，这种平衡有所改变。这种改变是由于各种板式类换热器的逐步开发和应用所带来的。板式类换热器能够能够被深入研究和开发，固然是有其历史必然的。回顾换热器发展历程，虽然板式换热设备的充分开发只是近些年的事情，但是其理论和技术的出现却早的

24、多。但是人们在最初舍弃了这种换热性能远远占优势的换热器形式，而是选择并大量应用了管式换热器。气动喷涂法是由俄国人最先提出来的，功用是增强翅片化外表面的特征性质。它的核心是借助有点温度的、凉的、非低速的、有微小颗粒的流体将翅片的外表撒上一些镀粉末粒子。它不仅仅是用在陶瓷(金属陶瓷混合物)、合金上面还能用在金属上面，然后各种各样不一样的外表就诞生了。一般约束管子加装翅片的原因有很多，其中就包含实际操作里的翅片底端的相互接触的阻碍力。必须用做实验的办法评测翅片管冷却器。实验的内容就是在翅片的外表喷洒上ac－铝，而且还加了24a的白颜色的电炉氧化铝。清算好实验时算出的的数字，那么翅片低端的接触约束力就

25、能够评测了。对比算出的数字、翅片的功率，可以看到：效率在气动喷涂翅片低端接触约束力的作用下没有本质的变化。要证明这个结论，又进一步研究了表面(翅片)、基部(管子)的过渡区域。过渡区试片的探究显示，全部总长在接连的边缘处有很严格的裂缝纹路。因此，外表和基础彼此影响的枝节边缘的产生就是气动喷涂法作用下完成的，可以推动粉末粒子往基础方向渗入，这从侧面显示了很高的附着强度，它是通过金属链、非化学接触生成的。所以气动喷涂法不单单是用在成型方面上的，还能用在依据一般办法加工的翅片锁定在冷却器管子的外表方面上，还能给一般的翅片的低端实行额外的添加。能够估算出，在缩进高效冷却器的制造里，气动喷涂法有很大的市场

26、前景。 螺旋折流：壳程在管壳式冷却器里面可以说是一个非常不好设计的步骤。弯曲的流道系统(z字形流道)是由一般的弓形折流板生成的，缺点是会生成很大、很高的返混、死角。这么多的死角还可以导致壳程结垢的增加，会危害到传热功效。而且均衡温度差的缩减、失真也是返混造成的。这样的最终结果是，对比活塞流，净传热能够在弓形折流板的作用下大大地减少。高热效率的标准单单通过优越弓形折流板管壳式冷却器是远远不够的，所以一般都是用别的型号的冷却器所代替的(比如说紧凑型板式冷却器)。拓展壳程的首要步骤是不断的改善一般折流板几何形状。尽管借助了例如偏转折流板、密封条与别的办法来增强冷却器的功能，不过一般折流板设

27、计的核心不足之处还是没法削减的。 一个新颖的办法在美国就诞生了，说白了也就是倡导借助螺旋状折流板。此类设计的优越性已经早早的被流体动力学探究、传热试验成果所落实，它还有自己的专利。一般折流板的核心不足之处被这类结构早早地解决了。螺旋折流板的设计理念没有那么的复杂：“拟螺旋折流系统”里面装有圆截面的特制板，其中冷却器壳程中横剖面的百分之二十五都是一块块的折流板，它的倾斜角朝着冷却器的轴线，也就是和冷却器轴线保持在一定的倾斜程度上。临着的折流板的周围互相连接着，它和外圆连接成螺旋形状。折流板的轴向方位是互相重叠的，比如说想要降低支撑管子的跨越度，也能够获得双螺旋的设计。比较宽的制造条件都

28、可以通过螺旋折流板结构来完成。这类设计有没有那么的死板，能够依据不一样的加工情况，挑选最好的螺旋角；能够依次挑选叠加、双螺旋折流板的结构。麻花管冷却器：扁管冷却器被瑞典国的alares企业研究出来了，俗称麻花管冷却器。它的进一步完善是位于美国的休斯顿的布朗企业完成的。“热扭”、 “压扁”是螺旋扁管的生产程序的两个工步。改善以后的麻花管和守旧的管壳式冷却器差不多类似，都不复杂，而且还有很多振奋人心的进展，它有下面的科技经济收益：完善了传热、降低了结垢，切实的逆向流动，本金大大地降低，没有震动，空间节省了许多，没有折流元器件。因为管子的特殊性，让壳程、管程一块位于螺旋活动，推动了湍流的深度。一般的

29、冷却器比这个冷却器全部热系数低40%，但是压力降基本上一样。在装配冷却器的时候还可以借助光管、螺旋扁管的混成办法。这个冷却器是完全依据asme指标加工的。只要是守旧装置、管壳式冷却器都能够借助这类冷却器来代替。它可以得到板框式传热设备、一般管壳式冷却器所得到的最优值。预计在石油化工、化工可能会得到很大的发展空间。 螺旋管式：通常借助焊接办法把金属丝锁定在管子上面的全是在管子上缠着金属丝当作筋条(翅片)的螺旋管式冷却器。不过此类办法会给全部装备的品质带来不好的作用，是由于钎焊法必须在冷却里“扣除”非常大的金属丝、管子的外表。核心是，因为焊料老化的非常快，还会破碎，这都将造成装备、机器的

30、阻塞，接着是提前的报废。螺旋板式冷却器：螺旋板式冷却器说的是一类非低效冷却器设施，基本上是用在液－液、对液传热、汽－液、汽－汽上面。它在焦化、冶金、轻工、医药、石油、轧钢、纺织、食品、溶剂、化学等上面用的很多。如果依据结构方式划分的话，可以划分成可拆式（Ⅱ型、Ⅲ型）、不可拆式（Ⅰ型）螺旋板式冷却器。螺旋板式冷却器结构及性能：这个装备是通过两张卷加工而成的，诞生了两种均衡的螺旋通道，这两类传热介质能够实行全逆流流动，很大程度上提升了冷却的功效，也就是两类比较小的温差的介质，也可以生成比较满意的冷却功效。把切向结构用在壳体的接管上，部分阻碍不大，因为有均衡的螺旋通道的曲率的存在，液体流过设施里面的

31、时候没有特别大的转向错位，总体的约束力不高，所以能够增强设计的流动速度让它有很大的传递热量的能力。 借助焊接密封的是I型不可拆式螺旋板式冷却器螺旋通道的端面，所以它的密封性是非常的强的。不可拆式、II型可拆式螺旋板冷却器构造理论差不多一样，不过这里面，只有一个通道是能够拆开清理洗刷的，尤其是适合在含有沉淀液体、粘性的热量互换。不可拆式、III型可拆式螺旋板冷却器构造理论差不多一样，不过这里面两个通路是能够拆开清理洗刷的，它的应用是很广泛的。 一台设施没法吻合应用需求时，那么就选择多台设施来完成，不过组合的时候一定得吻合下面的规矩：通道间距、设备、串联组合、并联组合一样。混合

32、构成：通道串、并联。变声速压：两相流喷射式热交换器也就是传说中的变声速增压热交换器，它是用在汽—油冷却方面用的是最多的。它是通过我国洛阳蓝海实业有限公司独立发明的。蒸汽是它的动力，经过汽油的压力混合，让油的温度瞬时间上升，借助压力激波科技达到了没有外力增压的结果，明显的节能、升压特征很大程度减少了客户的应用本金，能够代替过去的热量交换器。混合型汽—油冷却装置其实就是变声速增压热交换器，蒸汽通过绝热膨胀科技处理，用射流态融合混合腔、膜化处理的办法被加热，油在蒸汽冲击力影响下均衡混成，产生有固定算数容积比的汽油压缩混合物。每当它的瞬时压缩浓度位于固定的数值时，就产生了两相流体场的情形。在场态的激励

33、作用下，这个混合物的声音速度数值会展现突破声音障碍边界的过程性变换，而且会产生很多的压力激波。用两相流体场的顺序激化强行解决＂瞬时冷却+无外力增压＂双效应就是所谓的变声速增压热变换科技。 20 2. 工艺计算 2.1.原始数据 管程油的设计温度t1′=220℃ 管程油的工作压力P1=1.35MPa 壳程油的设计温度t2′=110℃ 壳程油的出口压力P2=1.15MPa 壳程油的流量G1=200000kg/h 2.2.定性温度及物性参数 管程油定性温度t1=125℃ 管程油密度查物性表得ρ1=945

34、kg/m3 管程油比热查物性表得Cp1=4.24KJ/（Kg ℃） 管程油导热系数查物性表λ1=0.685 管程油粘度μ1=0.2710-3Pas 管程油布朗特数查物性表得Pr=1.4 壳程油定性温度t2=47.5℃ 壳程油比热查物性表得Cp2=2.1KJ/（Kg ℃） 壳程油密度查物性表得ρ2=800 kg/m3 壳程油导热系数查物性表得λ2=0.13W/（m） 壳程油粘度μ2=0.9110-3Pas 壳程油布朗特数查物性表得Pr=16.1 2.3.传热量与油流量 取定冷却效率η=0.

35、98 则设计传热量Q= G1Cp1（t1″- t1′）η1000/3600 =2000004.24（90-20）0.981000/3600=1.616107W 由 Q=G2Cp2（t2″- t2′）η导出油流量G2 得G2=66.456kg/s 2.4.有效平均温差 △tm=[（t2′- t1″）-（t1″- t2′）]/㏑[（t2′- t1″）/（t1″- t2′）] =[（70-90）-（90-25）]/㏑[（70-90）/（90-25）]=62.2℃ 参数：P=（t1′-t2″）/（

36、t1′- t2′）=（90-145）/（20-145）=0.44 参数：R=（t1′- t1″）/（t2″- t2′）=（20-90）/（90-145）=1.2727 冷却器按单壳程2管程设计则查得 管壳式冷却器原理与设计P21 温差校正系数Φ=0.78 有效平均温差：=0.8862.2=48.516℃ 2.5.管程冷却系数 初选传热系数K0=240（m2K） 则初选传热面积为：=5.369106/（24048.516）=461.1m2 选用Φ252.5的无缝钢管做冷却管。 则：管子外径d0=25mm

37、 管子内径di=20mm 管子长度L=6000mm 则需要冷却管根数：=461.1/（3.140.025（6-0.05-0.003））=988 可取冷却管根数为988根 则管程流通面积：=998/23.140.022/4=0.155m2 管程流速：=200000/（9450.1553600）=0.379m/s 管程雷诺数：9450.3790.02/（0.2710-3）=26530 管程传热系数（化工原理P248） 2.6.结构的初步设计 查GB151-1999知管间距按1.25d0取

38、 管间距s=0.032m 管束中心排管数；Nc=1.1=1.1=34根 则壳体内径：=0.032（34-1）+40.025=1.156m 筒内径：Di=1.2m 则长径比：L/Di=6/1.2=5合理 折流板选择弓形折流板： 弓形折流板的弓高：h=（0.2-0.45）Di=0.25 1.2=0.3 折流板间距：B=Di/3=1.2/3=0.4 折流板数量Nb=L/B-1=6/0.4-1=14块 2.7.壳程冷却系数计算 壳程流通面积： 壳程流速：=66.5/（8000.105）=0.79

39、1 壳程质量流速：=8000.791=632.8 壳程当量直径： =（1.22-988 0.0252）/（9880.025）=0.03 壳程雷诺数=8000.790.03/9110-5=20835 切去弓形面积所占比例按h/Di=0.3/1.2=0.25 传热因子L/de=6/0.03=200 得Js=56 管外壁温度假定值：tw2′=40℃ 壁温下油的粘度：μw=6210-5Pas 粘度修正系数=（91/62）0.14=1.05 壳程传热系数 ΦJs =0.13/0.

40、03* 16.11/3*1.05*56=643 2.8.传热系数计算 查GB-1999第138页可知 油侧污垢热阻：r2=0.000172（m2 ℃/W） 管程油污垢热阻：r1=0.000176（m2 ℃/W） 由于管壁比较薄，所以管壁的热阻可以忽略不计 可以计算出总传热系数 则传热面积比为Ki/K0=262.6/240=1.09（合理） 2.9.管壁温度计算 管外壁热流密度计算=27.08106/（9883.140.0256）=58193W/m2℃ 管外壁温度：=55-58193（1/643+0.000172

41、）=39.7 误差校核tw2-tw2′=39.7-40=-0.3℃误差不大 合适 3.结构设计 3.1.冷却管设计 表1-冷却管设计 序号 项目 符号 单位 数据来源及计算公式 数值 1 冷却管材料 碳素钢管 20# 2 冷却管规格 Φ252.56000 3 传热面积 A m2 A=Q/Ktm 465 4 冷却管根数 N 根 N=A/3.14dL 988 3.2.布管方式的选择 表

42、2-步管方式的选择 序号 项目 符号 单位 数据来源和数据计算 数值 1 转角正三角形 GB151-1999图11 2 冷却管中心距 S mm GB151-1999表12 32 3 隔板槽两侧相邻管中心距 Sn mm GB151-1999表12 44 3.3.筒体内径的确定 表3-筒体内径的确定

43、 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 冷却管中心距 S mm GB151-1999表12 32 2 冷却管根数 Nt 根 Nt=A/3.14dL 988 3 管束排管根数 Nc 根 Nc=1.1 34 4 冷却管外径 d0 mm 25 5 壳壁最短距离 b3 mm b3=0.25 d0 6.25 6 布管限定圆直径 d1 mm dL=di-2B3 1143.5 7 筒体内径 di mm di=s（Nc-1）+4d 1156 8 实取筒体公

44、称直径 D mm JB/T4737-95 1200 3.4.筒体壁厚的确定 表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 计算压力 Pc MPa Pc=1.1P 1.65 2 筒体内径 di mm 见三-8 1200 3 筒体材料 20R 4 设计温度下筒体材料的许用应力 [σ]t MPa GB150-98 150 5 焊接接头系数 Φ 0.85 6 筒体设计厚度 δ mm δ=PcDi/（2[σ]tΦ

45、-Pc） 7.8 7 腐蚀裕量 C2 mm 2 8 负偏差 C1 mm 0 9 设计厚度 δd mm δd=δ+ C2 9.8 10 名义厚度 δn mm GB151-1999项目5.3.2 14 3.5.封头形式的确定 表5-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 Di mm 1200 2 计算压力 Pc MPa Pc=1.1P 2.5 3 焊接接头系数 Φ 0.85

46、 4 设计温度下许用压力 [σ]t MPa GB151-1999项目5.3.2 150 5 封头计算厚度 δ mm δ=PcDi/（2[σ]tΦ-0.5Pc） 11.8 6 腐蚀裕量 C2 mm 2 7 负偏差 C1 mm 0 8 设计厚度 δd mm δd=δ+C2 13.8 9 名义厚度 δn mm GB151-1999项目5.3.2 14 10 直边高度 h mm JB/T4737-95 40 3.6.管箱短节壁厚计算 本次设计的管箱中，其管程设计压力为1.35MP，管程设计温度为220度，

47、根据《钢制压力容器》，选用材料15CrMoR，查表可得设计温度下的许用应力,本次设计采用的是胀接接头，胀接系数为1，公称直径Di=800mm，腐蚀裕量C2=2mm，管箱材料负偏差C1=0.8mm。 参考《管壳式换热器》3.14.3和3.14.4,可知，设计厚度为设计厚度和腐蚀裕量之和，名义厚度指的是设计厚度加上材料厚度负偏差后向上圆整至材料标准规格的厚度，有效厚度指的是名义厚度减去材料厚度负偏差和腐蚀裕量。 以下是中： Pc----管程设计压力，MPa； Di----公称直径，mm； [σ]t---管程设计温度下许用应力，MPa; ϕ----胀接系数； C1---材料负偏

48、差，mm； C2---腐蚀裕量,mm。 （以下公式，均参考《钢制压力容器》第五章得到） 表6-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 Pc MPa 1.65 2 管箱内径 di mm 1200 3 管箱材料 20R 4 设计温度下许用应力 [σ]t MPa GB150-98 150 5 管箱计算厚度 δ mm δ=Pcdi/（2[σ]tΦ-Pc） 7.8 6 焊接接头系数 Φ mm

49、 0.85 7 腐蚀裕量 C2 mm 2 8 负偏差 C1 mm 0 9 设计厚度 δd mm δd=δ+ C2 9.8 10 名义厚度 δn GB151-1999项目5.3.2 14 3.7.容器法兰的选择 表7-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 长颈对焊法兰JB/T4703-2000 PN=2.5MPa 2 法兰外径 d0 mm JB/T4703-2000 1395 3

50、螺栓中心圆直径 d1 mm JB/T4703-2000 1340 4 法兰公称直径 dn mm JB/T4703-2000 1200 5 法兰材料 16MnR 6 垫片类型 JB/T4703-2000 PN=2.5MPa 7 垫片材料 不锈钢 GB/T3985-1995 8 垫片公称直径 dn mm JB/T4704-2000 1200 9 垫片外径 D0 mm JB/T4704-2000 1275 10 垫片内径 D mm JB/T4704-2000 1225 11 法兰厚度

51、 δ mm JB/T4704-2000 85 12 垫片厚度 δ1 mm JB/T4704-2000 3 13 螺栓规格及数量 248M27 4.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，材料为低合金钢，采用双金属板，强度高而且便宜，即GB151-1999项目5.7中，图18所示e型连接方式的管板。 A、确定壳程圆筒、管箱圆筒、管箱法兰、冷却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七。 4.1.筒的计算

52、 表8-筒的计算 序号 项目 符号 单位 数据源和计算公式 数值 备注 1 筒体内径 di mm 1200 2 筒体内径横截面积 A mm2 1130400 3 筒体厚度 δs mm 14 4 圆筒内壳壁金属截面积 As mm2 53367.00 5 管子金属总截面积 na mm2 156315 6 冷却管根数 N 988 7 冷却管外径 D mm 25 8 冷却管壁厚 δt mm 2.5 9 冷却管

53、材料的弹性模量 Et MPa GB150-1998表F5 182000 10 冷却管有效长度 L mm 5980 11 沿一侧的排管数 n ′ 30 12 布管区内未能被管支撑的面积 Ad mm2 17200 13 管板布管区面积 At mm2 802003 14 管板布管区当量直径 Dt mm Dt= 1010.77 15 冷却管中心距 S mm GB151-1999 32 16 隔板槽两侧相邻管中心距 Sn mm GB151-1999 44 17 管

54、板布管内开孔后的面积 A1 mm2 A1= At -nπd2/4 802002 18 系数 λ λ=A1/A 0.71 19 壳体不带膨胀节时冷却管束与圆筒刚度比 Q Q=Etna/EsAs 2.71 20 壳程圆筒材料的弹性模量 Es GB150-1998表F5 196000 21 系数 β β=na/A1 0.19 22 系数 εs εs=0.4+0.6（1+Q） 3.54 23 系数 εt εt=0.4（1+β）+（0.6+Q）/λ 5.54 24 管板布管区当量直

55、径与壳程圆筒内径比 Pt Pt=Dt/Di 0.84 25 管子受压失稳当量长度 Lcr mm GB151-1999图32 26 设计温度下管子受屈服强度 δst MPa GB150-1998表F2 196 4.2.对于延长部分兼作法兰的管板的计算 表9-对于延长部分兼作法兰的管板的计算 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 N Mm GB150-1998表9-1 25 2 垫片基本密度宽度 Bo

56、Mm Bo=N/2 12.5 3 垫片比压力 y MPa GB150-1998表9-2 11 4 垫片系数 m 2.0 5 垫片有效密封宽度 b Mm B=2.53 9 6 垫片压紧力 dG Mm dG= d0-2b 1260 7 预紧状态下需要的最小螺栓载荷 Wa N Wa=3.14dGby 391372.75 8 操作状态最小螺栓载荷 Wp N Wp=0.78DG2Pc+6.28DGbmPc 2578132.0 9 常温下螺栓材料的许用应力 [σ]b MPa GB150-1998表F4

57、272.5 10 预紧状态下的最小螺栓面积 Aa mm2 Aa=Wa/[σ]b 1436.25 11 操作下最小螺栓面积 Ap mm2 Ap= Wp/[σ]b 119461.03 12 需要螺栓总截面积 Am mm2 Am=max{Aa，Ap} 119461.03 13 法兰螺栓的中心圆直径 db Mm 1340 14 法兰中心至Fc作用处的径向距离 LG Mm LG=（db-dG）/2 40.5 15 基本法 Mm N．mm Mm=AmLG[σ]b 1.04108 16 筒体厚度 δ0 Mm 14 17

58、 法兰颈部大端有效厚度 δ1 Mm δ1=1.75δ0 24.5 18 螺栓中心至法兰颈部与法兰背面交的径向距离 LA Mm LA=（db-di）/2-δ1 45.5 19 螺栓中心处至FT作用位置处的径向距离 LT Mm LT= (LA+ LG+δ1)/2 52.75 20 螺栓中心距FD作用处的径向距离 LD Mm LD=（db-di）/2 70 21 作用于法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力 FD N FD=0.785di2Pc 2113848 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

59、差 FT N FT=F-FD F= =2719998.996 606150.996 23 操作状态下需要的最小垫片压力 FG N FG=6.28DGbmPc 266133.4632 23 法兰操作力矩 Mp N．mm Mp=FDLD+FTLT+FGLG 1.91108 4.3.假定管板的厚度计算 表10-假定管板的厚度计算 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 布管区当量直径与壳程圆筒内径之比 ρt ρt=Dt/Di 0.84 2 系数 Cc

60、 GB151-1999 (P31)表22 0.2796 3 管板材料 16MnR 低合金钢 4 设计温度下管板材料许用应力 [σ]rt MPa GB150-1998（P15） 138 5 管板削弱系数 η GB151-1999 0.4 6 壳程设计压力 Ps MPa 1.87 7 管程设计压力 Pt MPa 2.2 8 管板设计压力 Pd MPa Max{︱Pt -Pt︱，︱Pt︱， ︱Ps︱} 2.2 9 管板厚度 δ δ=0.82Dg 108.9 10 冷却管加强系数 K

61、 K=1.318Di//δ 14.52 11 管板周边不布管区的无量纲参数 k k=K（1-ρt） 2.32 12 冷却管材料弹性模量 Et MPa GB150-1998表F5 186103 13 管束模数 Kt MPa Kt=Etna/（LDi） 4049.56 14 壳体法兰材料弹性模量 Ef′ MPa GB150-1998表F5 196103 15 壳体圆筒材料弹性模量 Es GB150-1998表F5 196103 16 壳体法兰宽度 bf mm Bf=（Df-Di）/2 38.5 17 系数

62、 ω′ GB151-1999图26 0.00055 18 壳体法兰与圆筒的选装刚度 Kf′ MPa 15.05 19 旋转刚度无量纲参数 Kf Kf =πKf′/（4 Kt） 0.0031 4.4.G2值的取得 表11- G2值的取得 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 管板第一矩系数 m1 GB151-1999图27 0.64 2 系数 Φ Φ=m1/（KKf） 15.20 3 系数 G2 GB151-19

63、99图31 5.8 4.5.法兰厚度的计算 表12-法兰厚度的计算 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 1 管箱法兰材料的弹性模量 Ef″ MPa GB150-1998表F5 186103 2 管箱法兰厚度 δf″ mm JB/T4702-2000 108.9 3 系数 ω″ GB151-1999图26 0.00055 4 管箱圆筒与法兰的旋转刚度参数 Kf″ MPa 8.53 5 系数 G3 GB151-1999图30 3.710-4 6 系

64、数 = Kf/（Kf+G3） 0.886 7 管板边缘力矩的变化系数 △M △M~=1/（Kf′/ Kf″+） 0.377 8 法兰力矩变化系数 △Mf △Mf=Kf△M/ Kf″ 0.00013 9 管板第二弯矩系数 m2 GB151-1999图28（a） 1.80 4.6.法兰力矩的的危险组合 4.6.1.只有壳程设计压力Ps，而管程设计压力Pt=0，不计膨胀节变形差（即r=0）。 表13 序号 项目 符号 单位 数据来源和计算公式 数值 备

65、注 1 当量压力组合 Pc MPa Pc=Ps 1.87 2 系数 ∑s ∑s=0.4+0.6（1+Q）/0.75 3.54 3 有效压力组合 Pa MPa Pa=∑sPs+βrEt 39.4 4 基本法兰力矩系数 Mm Mm=4Mm/(λπDi3Pa) 0.003 5 管程压力下的法兰力矩系数 Mp Mp=4Mp/（λπDi3Pa） 0.005 6 法兰力矩折减系数 M1 M1=m1/2K（Q+G3） 0.008 7 管板边缘力矩系数 M M= Mm+△MM1 0.006

66、 8 管板边缘剪切系数 v v= M~Φ 0.0912 9 管板总弯矩系数 m m=（m1+vm2）/（1+v） 0.74 10 系数 G1 G1=max{Gle，Gli} 0.163 11 壳体法兰力矩系数 Mws Mws=Mm-△MfM1 0.0027 12 管板径向应力系数 σr σr= 0.005 13 管板的径向应力 σr MPa σr=σrPa（λ/μ）（Di/δ）2 42.46 ≤1.5[σ]tr 14 管板布管区周边外径向的应力系数 σr’ σr’=3（1+v）m/4K（Q+G2） 0.005 15 管板布管区周边外径向的应力 σr’ MPa σr’=σr’Pa（λ/μ）（Di/δ）2[1-K/m+K2（1.414-m）/2