冷油器设计

冷油器设计 摘要 换热器是将热流体的部分热量传递给冷流体的设备，通过这种设备使物料能达到指定的温度以满足工艺的要求。换热器是化工、石油、动力、食品以及其他许多工业部门的通用设备，在生产中占有举足轻重的地位，已经得到了越来越广泛的应用。 本设计综合考虑介质性质，效益成本等因素，选择了固定管板式的换热器，固定管板式换热器的两端管板采用焊接方法与壳体连接固定。换热管可为光管或低翅管。其结构简单，制造成本低，能得到较小的壳体内径，管程可分成多样，壳程也可用纵向隔板分成多程，规格范围广，故在工程中广泛应用。在本设计过程中，严格按照GB150-1998《钢制压力容器》和GB151-1999《管壳式换热器》以及换热器设计手册等标准进行设计和计算。综合考虑各种因素，结构设计合理、经济，同时满足制造、检修、装备、运输和维修等要求;换热器的材料、主要尺寸选择恰当，满足强度、刚度、稳定性和水压试验等校核要求。 本设计按照任务书的要求，对给定的介质和处理量分析，对换热器进行选型，热流量恒算，估算出换热面积之后对传热系数进行严格校正，计算出实际换热面积，最后jinx那个压力降和壁温的计算。设计的后半部分对各个结构逐一进行分析和设计以及强度检验，主要是根据已经选定的换热器形式进行设备内各零件(如接管、折流板、管箱等)，包括:材料的选择、具体尺寸的确定、具体位置的确定、管板厚度计算、开孔补强等。最终完成整个设备的设计。 关键词:换热器;吸收器;工艺设计;结构设计 Abstract The evaporator is a type of heat exchanger, the heat exchanger is the transmission of heat to heat fluid to the cold fluid equipment, this equipment can make materials reaches the specified temperature to meet the technological requirements. Heat exchanger is the general equipment in chemical, petroleum, power, food and many other industrial sectors, has play a decisive role status in production, has been more and more widely used. The design consideration of media properties, cost and other factors, choose the U tube heat exchanger with evaporating space, U type tube type heat exchanger is only one tube plate, simple structure, less sealing surface, and U type tube heat exchanger can be freely telescopic, no temperature difference stress. In the design process, design and calculation in strict accordance with the" GB150-1998" steel pressure vessel and " GB151-1999 "shell and tube heat exchanger for heat exchanger design handbook" and other standards. Considering various factors, reasonable structure design, economic, manufacturing, maintenance, and meet the equipment, transport and repair requirements; select the appropriate size, the main material of heat exchanger, to meet the requirements of strength, rigidity, stability and hydraulic test check. The design in accordance with the requirements of the mission, the analysis and processing of a given amount of medium, selection of heat exchanger, heat flow balance, estimate of heat transfer area on the heat transfer coefficient is strictly correction, calculate the actual heat exchange area, at last jinx the pressure drop and wall temperature calculation. The latter part of the design of each structure tested one by one analysis and design as well as the strength, is mainly based on the heat exchangers have been selected components of equipment (such as pipe, baffle plate, tube box), including: the choice of materials, in particular to determine the size, specific to determine the position, the thickness of the tube plate opening reinforcement calculation, etc.. The design of the final completion of the entire equipment. Keywords: heat exchanger evaporator; methanol; process design; structure design 目 录 1. 绪论 .............................................................. 1 1.1工程背景 ...................................................... 1 1.2换热器简介 .................................................... 1 1.3设计概述 ...................................................... 2 1.4设计要求 ...................................................... 2 1.5设计题目 ...................................................... 3 2. 传热工艺计算 ...................................................... 4 2.1介质定性温度物性 .............................................. 4 2.2热流量恒算 .................................................... 4 .................................................. 4 2.3估算换热面积 2.4管径和流速的选择 .............................................. 5 2.5换热管的排列方式 .............................................. 5 2.6平均温差校核 .................................................. 6 2.7壳体直径确定 .................................................. 6 3. 换热器核算 ......................................................... 7 ,i3.1管程给热系数 ................................................. 7 ,03.2壳程给热系数................................ 错误～未定义书签。 3.3总传热系数校核 ............................... 错误～未定义书签。9 3.4传热面积校核、热流密度核算 .................... 错误～未定义书签。 3.5壁温核算 ...................................... 错误～未定义书签。 3.6压力降计算 .................................... 错误～未定义书签。 3.6.1管程压力降............................... 错误～未定义书签。 3.6.2壳程压力降............................... 错误～未定义书签。 4. 结构设计及强度校核 ............................................... 12 4.1壳体设计和强度计算 ........................................... 12 4.2折流板的设计 ................................................. 13 4.3拉杆设计 ..................................................... 13 4.4管箱短节设计 ................................................. 13 4.4.1管箱结构设计............................................ 13 4.4.2前端管箱封头设计........................................ 16 4.4.3管箱法兰................................................ 16 4.4.4封头强度计算............................................ 16 4.7壳体后端封头设计 ............................. 错误～未定义书签。 4.8管板设计 ..................................................... 17 4.9管板的连接 ................................................... 19 4.9.1管板与壳体的连接........................................ 19 4.9.2管板与换热管的连接...................................... 20 4.9.3管板与管箱的连接........................................ 23 5. 接管的设计 ....................................................... 24 5.1壳程接管设计 ................................................. 26 ................................................. 26 5.2管程接管设计 5.3开孔补强计算 ................................................. 27 5.3.1壳体接管开孔补强........................................ 27 5.3.2管箱接管开口补强........................................ 285.4壳体排气接管设计 ............................................. 30 5.6冷却水出口接管 ............................................... 30 5.7垫片的选取 ................................................... 32 5.8支座的设计 ................................................... 33 总 结 ............................................................... 36 1. 绪论 1.1工程背景 在工业生产中，为了实现物料之间热量的传递过程的一种设备，统称换热器。换热器是炼油、动力、原子能和其他许多工业部门广泛应用的一种通用工艺设备。它不仅可以单独作为加热器、冷却器等使用，而且也是一些化工单元操作的重要附属设备，在化工工业生产中占有举足轻重的位置。随着石油化工行业的飞速发展，对换热器的性能要求越来越高，换热器在总投资中所占的比重也越来越大，通常在化工厂的建设中，换热器约占总投资的10-20%。在石油炼厂中，换热器约占全部工艺设备投资的35-40%。 换热器的设计、制造、结构改进以及传热机理的研究越来越活跃，一些高新型高效换热器相继问世。在化工厂中经常应用换热器、冷却器、冷凝器、蒸发器和再沸器等。换热器的类型也非常多，性能各异，各具特点，可以适应绝大多数工艺过程对换热器的要求。在换热器的设计过程中，首先应该根据工艺要求选用适当的类型，同时计算完成给定生产任务所需的传热面积，并确定换热器的工艺尺寸，进而进行各零部件的选取和设计。 1.2换热器简介 换热器随着使用目的的不同，可以把它分为:热交换器、加热器、冷却器、冷凝器、蒸发器等。由于使用的条件不同，换热设备又有各种各样的形式和结构。在化工生产过程中，换热器还经常作为一个单独的化工设备使用，有时候又把它作为某工艺设备中的一个组成部分如精馏塔底部的再沸器，氨合成塔中的下部热交换器等等。换热设备的类型按照传热方式的划分有直接接触式、蓄热式和间壁式三类。其中直接接触式和蓄热式换热设备具有结构简单，制造容易等特性，但是在换热过程中，有高温流体和低温流体互相混合或者部分混合使其在应用上受到了一定的限制。所以在工业生产中一般以间壁式换热器使用居多。间壁式换热器在结构上又可分为管式换热器和板式换热器。管式换热器主要包括蛇管、套管和列管式换热器;板式换热器主要包括型板式、螺旋式和板壳式换热器。不同的 1 换热器当然也有各自不同的优缺点，在使用时应该合理使用。 20世纪80年代以来，换热器技术飞速发展，带来了能源利用率的提高。各种新型换热器层出不穷，不仅带来了巨大的社会经济效益，也很大程度上降低了企业的成本。因而，在能源日益紧张、全球环境气温不断升高的背景下，换热设备的节能研究和开发备受关注。在地热、太阳能、核能、余热回收、风能的利用上，各国政府都加大了投入资金。国内外的研究机构也取得了很多可喜的成绩，在强化传热元件方面，华南理工大学相继开发出面多孔管、螺旋槽管、纵横管等;天津大学在流路分析法、震动等方面研究成果显著;在强度软件方面，江苏化工学院开发出液压涨管器;以换热器起家的兰州石油机械研究所率先开发出板式换热器、板式冷凝器、高效重沸器等等一批使用价值较高的换热器。 换热器的发展也朝着精确性，大型化和PC化发展。换热器的传热与流动计算的准确性取决与物性模拟的准确性。因此，物性模拟一直成为传热界的重点研究课题。而随着开发研究的不断大型化，换热器的直径也超过5m，传热面积将达到单位10000m2，紧凑型的换热器将越来越受欢迎。而各种新型换热技术也在向计算机软件靠拢，各种流体模拟和换热器的设计软件也相继问世，使设计者们在换热器的设计和各种实验当中更加的精确和方便。 1.3设计概述 本设计是合成氨工艺吸收制冷工段二级吸收器设计，实质上就是由壳体、传热管束、管板、折流板(挡板)和管箱等部件组成。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，迫使流体按路程多次横向通过管束，增强流体湍度。换热管在管板上可按等边三角形或正方形排列。。这种形式也是石油化工行业中应用最广泛的形式。 1.4设计要求 完善的换热器在设计时应该满足下面各项要求: 合理地实现所规定的工艺条件:传热量、流体的热力学参数(温度、压力、流量、相态等)与物理化学性质(密度、粘度、腐蚀性等)是工艺过程所规定的 2 条件。设计者应根据这些条件进行热力计算，使所设计的换热器具有尽可能小的传热面积，在单位时间内传递尽可能多的热量。 安全可靠:换热器是压力容器，在进行强度、刚度、温差计算时候，应该遵循相关文献和国家行业标规定。以免造成安全隐患。 有利于安装、操作和维修:设备与部件之间应该便于拆卸和运输，在移动时候在厂房里不会收到楼梯、梁等的妨碍，还要根据需要添置气、液排放口，人口以及保温层等。 经济合理:换热器评价的最终指标是:在一定时间内(通常为1年)固定费用(设备的购置费、安装费等)与操作费(动力费、清洗费、维修费等)的总和为最小。在设计和选型时，如果有几种换热器能完成生产任务，这个指标尤为重要。 1.5设计题目 工艺条件: 已知条件 壳程 管程 工作压力(MPa) 0.2 0.1 进口温度(?) 55 33 出口温度(?) 43 操作介质 透平油 循环水 流量(kg/h) 72000 142000 3 2. 传热工艺计算 传热工艺设计是通过已知条件，通过介质定性温度下的物性，算出热流量Q，估算出传热面积，确定管径和管子排列方式之后对换热器的各个参数进行核算，包括传热系数核算、换热面积核算和壁温核算等内容。 由已知透平油流量为62648.6kg/h,进出口温度，可以求得管程和壳程物质的定性温度。 2.1介质定性温度物性 55，43 壳程物质透平油，定性温度T,,49?,管程冷却水定性温度定为33?。 m2 3 在定性温度下，透平油物性:密度,粘度: ,定压比热: 18.7mpa,s876kg/m 0.0013w/m,?,导热系数:。 1.959kj/kg,k 3 循环水物性:密度，粘度,定压比热:，导热0.656mpa,s4.18kj/kg,k994kg/m 0.62w/m,?系数: 。 2.2热流量恒算 由已知条件可以求得热流量: Q,w,C,(T,T),72000，1.959，12,1692576kj/h,380.1kw p0i 由此可以算出循环水出口温度为35.8?。 2.3估算换热面积 2100w/m,kQ,A,K,,T 假设总传热系数为,可以估算实际传热面积 。 m 因为逆流平均温差公式: T,t,T,t()()i00i,T, mT,ti0ln()T,t0i 带入数据: 4 (55,35.8),(43,33),T,,14.2? m55,35.8ln()43,33 所以，由计算传热面积 Q,A,K,,Tm 3801002 A,,149.1m100，14.2 2考虑10%的面积裕度，。 A,1.1，149.1,159.1m 2.4管径和流速的选择: ,25，2.5mm由管子的规格，选取，由表选择循环水流速3m/s，再通过管程的流量可以求得管子数 V4N,,368管子数(根) 2,d,,, 因为透平油易结垢，所以选择U型管换热器，管程数为2，所以管板需要布置368根。 根据实际布管可知，DN700管板可以布置370根换热管， 2.5换热管的排列方式 换热管在管板上的排列方式有:正方形排列、同心圆排列和等边三角形排列三种。 正方形排列的传热管使用比较少，但便于管外表面进行机械清洗。 同心圆在靠近壳体的地方布管均匀。在小直径的换热器中，其可排下的管数比三角形还多。但圈数超过六圈时，所排管数就比三角形少。这种排列法几乎只用于空分设备上。 三角形排列使用最普遍。其优点是在同一管板面积上，可以排列比较多的传热管，管外传热系数较高，流动阻力也相对较大。用三角形排列时候，排列面积是一个正六角形。当管束的管数超过127根时候，就必须在最外排管子和壳体间的弓形部分另排管子。这不仅是为了多排列管子，更重要的是为了消除管间的有害通道。 t,1.25，25,32mm本设计采用正三角行排管。管心距。 5 布管图 依据单程换热器管长公式，由换热面积可以求得管长 A151。按照标准管长，取管长5m。 l,,,4.91,n,,d371，3.14，0.0250 2.6平均温差校核 热流体温降55-43R,,,0.55 冷流体温升35.8-33 冷流体温升35.8-33P,,,0.12 两流体最初温差55-33 查表得温差系数α=0.86 所以,T,0.86，14.2,12.2? m 由于平均传热温差校正系数大于0.8 ，且壳体流体流量较大，所以采用单壳 程。 2.7壳体直径确定 Di由布管可以确定筒体直径=700mm 6 3. 换热器核算 ,i3.1管程给热系数 ,0.8n ,0.023()(Re)(P),irdi ,,di其中 Re,, Re,113计算得 普朗特数，查表得4.32，n冷流体取0.3，热流体0.4 Pr 带入数据 0.6260.82,,0.023()(113)，1.88,98.35w/m,k i0.02 ,03.2壳程给热系数 ,,,,duCpe0.551/30.140, ,0.36()()()()0,,,dew因为换热器列管中心距为32mm，则流体通过管间最大截面积为: d0hD(1,),0.18，0.6(1,0.782),0.0236S= t V0u,,1.96m/s 0S 三角形排列时 ,3224(t-d)024d,,0.02m e,d0 ,du0.02，1.96，876e0 ,,,4235Re0,3,10.7，10 ,CpP,,52300由 r0, 7 ,壳程中透平油被冷却，取 ,0.98,w 0.551/32,,0.36，0.065，(4235)(52300)，0.98,989W/(m.k)所以 0 3.3总传热系数校核 由总传热系数方程: 1 K,dRd10st0，，R，0,,ddiii0 带入计算得 12K,,120.87w/m,k 0.006231，0.00025，0.00017，0.0011 2之前假设传热系数为100w/m.k，所以安全系数为: 120.87,100，100%,20%，此系数在15%~25%范围内，符合要求。 100 3.4传热面积校核、热流密度核算 380300QF',,162.5校核传热面积:=m? K.,Tm120.87，14.2 162.5-149.1,11.1%面积裕度 149.1 可以说明该换热器满足要求 3.5壁温核算 在操作初期，管外热阻较小，壳体和传热管之间壁温差可能较大，应该最 不利的操作条件考虑，因此，取两侧污垢热阻为零计算传热管温差。 管程 8 T,0.4T，0.6T',0.4，42，0.6，32,36m 壳程 t,0.4t，0.6t',0.4，55，0.6，43,46m 管壁 11T，R，t，R()()mcmh,,cct, w11，R，，Rch,,ch 3644.24，2211.94544t,,38.68由上式可计计算? w11，2211.94544壳体壁温可近似取壳程流体平均温度T=45.8? 壳体壁温和传热管壁温之差为45.8-38.68=7.12? 3.6压力降计算 压力降指的是压差，一般指流体经过某容器或设备等所损失的压力。 3.6.1管程压力降 由《换热器设计手册》1-3-47，1-3-48，1-3-49 ,P,(,P，,P)FNN ilrtps ,P直管因摩擦引起的压力降 l ,P流体经回弯管中摩擦引起的压降 r N:管程数2 p F:结构校正因子 取1.5。 t 2l,,iiP,,() ,lid2i 9 2,,ii ,P,3()r2 :摩擦系数: ,i Re,10391由于 《换热器设计手册》公式1-3-54: 0.500,0.0056， ,i0.32Re 36(适用范围为:) Re,3，10~3，10 0.500,,0.0056，,0.031可以算得 i0.3210391 24.50.38，994带入公式 ,P,0.031，，,549pal0.022 20.38，994 ,P,3，,215.3pa r2 可以计算得 ,P,FNN(,P，,P),(549，215.3)，1.4，2,2140.04paitpslr 所以管程流体阻力在允许的范围内。 3.6.2壳程压力降 由《换热器设计手册》式1-3-76，1-3-77，1-3-78: ,P,(,P'，,P')FN 012ss 2,,0'1,P,Ffn(N，) cb102 22l,,b0,P',N3.5, () b2D2i Fs:壳程压力降结垢修正系数液体取1.15，气体1.0 F:管子排列方法压力降修正系数，三角形F=0.5 f,0.228,0.2280:壳程流体摩擦系数。f,5Re,5，(22037),0.511 0 Nc:横过管束中心线的管子数，对于三角形排管 Nc,1.1Nt,1.1，14.69,16.16 ,,0.47m/sRe,22037N,21已知: b 10 带入 20.47，584 ,P',0.5，0.511，16.16，21，,5473.87pa12 22，0.180.47，584 ,P',21，(3.5-)，,3604.39pa20.62,P,1.15，(5473.87，3604.39),10440Pa0 11 4. 结构设计及强度校核 结构设计和强度校核是换热器设计中最重要的部分之一，包括对换热器的壳体、管箱短节、管板、接管、法兰、封头、蒸汽出口和支座等零部件的设计。 4.1壳体设计和强度计算 根据换热器壳体类型，考虑到操作难度，换热介质和造价费用，选择U型管换热器 因为壳体公称直径大于400mm，使用板材卷制壳体和管箱壳体，材料采用Q245R，按照有关表格，此次设计 U型管壳体壁厚取8mm，其中都包括厚度附加量C=3mm。 2 筒体强度计算: 由工艺设计给定设计温度74?，设计压力Pc=0.2Mpa，筒体材料为Q245R，钢板标准为GB/T3274-2007，热轧、正火钢板。则 设计厚度 PDcit , = = 1.36mm 2[],,,Pc 计算厚度 1.36+3=4.07mm 有效厚度 ,e =,n - C1- C2= 5mm 水压实验: [], P= 1.25P = 0.7000 MPa T t[], 所选材料的屈服应力为235MPa pD.()，,Tie 水压试验应力校核,= = 49.82 MPa T 2.,,e 12 试验压力允许通过的压力水平为 ,,,T, 0.85 ,s = 220.50MPa 水压强度满足要求。 4.2折流板的设计 本设计采用最常用的弓形支持板，在弓形支持板中，流体在板间错流冲刷管子，而流经支持板弓形缺口时候是顺流经过管子后进入下一板间，改变方向，流动中死区较少，比较优越。结构比较简单，一般的标准换热器都采用弓形支持板。弓形支持板主要参数是切口高度h和挡板间距B。切口高度一般是直径的20-25%为宜，而板间距B的选取最好使壳体直径处的管间流动面积与支持板切口处的有效流动面积近似相等。这样可以减少介质在通过缺口前后由于流通面积的扩大与收缩而引起的压力损失。而上述原则下确定的尺寸h和B并不是绝对的，应考虑制造、安装以及实际情况进行圆整以及调整为适于公称加工的尺寸。综合GB151-1999的最小支持板间距和厚度，取间距为200mm，厚度6mm，支持板的布置参照零件图。 4.3拉杆设计 支持板一般均采用拉杆与定距管等元件与管板固定，本设计固定方式采用螺纹焊接方式。拉杆一端插入管板并与管板采用螺纹拧入，然后将每块折流板焊接在拉杆上，不需要定距管，详见装配图。 根据GB151-1999换热管外径25的拉杆直径为16mm，表44可以查得拉杆数为6根。拉杆位置:拉杆占据换热管位置，均匀布置在管束外边缘。 4.4管箱短节设计 4.4.1管箱结构设计 管箱的作用是把管道来的管程流体均匀分部到各传热管把管内流体汇集在一起送出换热器。在多管程换热器中还起到改变流体流向的作用。 管箱结构分类: 13 A型:装有盲板，清洗管程只要拆开盲板即可，而不必拆卸整个管箱。缺点是盲板结构用材多，且尺寸较大时得用锻件，成本高，且有泄漏的可能，多用于DN<900mm的浮头式换热器。 B型:用于单程或者多程管箱，优点是结构简单，便于制作，适用高压，清洁介质，造价低廉，且椭圆封头受力情况比平端盖好，缺点是检查管子和清洗管程必须拆下连接管道和管箱，但这种形式用得最多。 C、N型:管箱端与壳体及管板连成一体，或者是用于可拆管束与管板制成一体的管箱，另一端可采用A型结构，减少泄漏的可能性，一般少有用，只在高压情况下采用。 C型:多管程换热器的介质返回管箱。 D型:单管程换热器管箱。 结合本设计具体情况采用B型管箱 管箱长度，除考虑流通面积、各相邻焊缝之间的距离外，还应考虑管箱中内件的焊接和清洗。因此，对多管程的管箱，除限制最小长度外，还应考虑最大长度。 管箱长度，除考虑流通面积、各相邻焊缝之间的距离外，还应考虑管箱中内件的焊接和清洗。因此，对多管程的管箱，除限制最小长度外，还应考虑最大长度。对于B型管箱，由《化工单元过程及设备课程设计》公式 2dN,icpL',，h，S(mm) gmin1p4E L'',L，L，L gmin234 E按改文献表4-21选取 计算 14 23.14，0.6，90 L',，150，6,200.39gmin4，0.6 600 L'',，32，25，150，6，25,538gmin2 L'L''gmingmin取和中较大者，故取538. 根据作图查得H值，通过H值，查该文献表4-21 LLLgminggmax查取管箱最大长度为600，因为B型管箱< < 故取400mm 壳程或管程公称压力PN，MPa DN,mm 材料 0.6 1.0 1.6 2.5 4.0 6.4 厚度，mm Q235-A/B/C 8 8 8 10 —— —— 600 Q245R 8 8 8 8 12 16 1Cr18Ni9Ti 5 5 6 8 12 18 管箱壁厚按GB151-1999《管壳式换热器》即表4-2规定，材料为Q245R， mm时，管箱壁厚t=8。 P,0.494MpaN 强度计算: 由之前的计算知，壳体和管箱壳体外径为600mm，选取管箱材料与筒体材料相同为Q245R，钢板标准为GB/T3274-2007，热轧、正火钢板。 下面确定其壁厚，取工作压力等于设计压力，则pc=0.494MPa，提高到管程设 ,,0.85计压力计算，焊接接头系数。 计算壁厚 PDcit , = = 1.21mm 2[],,,Pc 设计壁厚 取腐蚀裕量C=3mm。则 2 , =, - C- C= 5mm en12 名义壁厚取8mm。 15 有效厚度 , =, - C- C= 5mm en12 [], P= 1.25P = 0.6523 MPa T t[], P(Di，Se)T ,,,46.43MPa T2Se 172.80Mpa,0.85,,,0.85，245,263.93Mpas 强度满足要求。 4.4.2前端管箱封头设计 依据标准GB151-1999《管壳式换热器》，该换热器为单壳程、两管程，故封头 选用类型代号为“EHA”的标准椭圆形封头。材料选用与筒体相同的材料Q245R， 厚度t=8mm，其结构如下图4-4所示: 图4-4 封头结构 封头参数: D,600mmD,DNNi 根据《GB/T 25198-2010》表C.1，当H=175mm，时，， D600 i 所以 h,H,,175,,25mm2 44 h,H,h,175,25,150mm12 4.4.3管箱法兰 管箱法兰按NB/T47021-2012选择标准件-RF600-1.0,材料16Mn。 4.4.4封头强度计算 下面确定其壁厚，取工作压力等于设计压力，则P=0.56MPa，焊接接头系数c,,0.85,受内压(凹面受压)的椭圆形封头的计算壁厚为: 16 K,p,DD cii 1S,与K,，t2[2()]h,,,,pic 622[]0.5而对于标准椭圆形封头，K=1.00，故壁厚 , ， p D 0 . 56 600 c i , , , S 4.56 mm t , , , ， ， , ， 2[ ] 0 . 5 p 2 148 0 . 85 0 . 5 0 .56 c 设计壁厚 取腐蚀裕量C=3mm。则 2 此时负偏差为C=1mm，则 1 S，C,4.56，1,5.56mmd1 名义壁厚 , ， ， , S S C . 1 n d 可取名义壁厚与筒体相同为8mm。 有效厚度 , , , , , , , S S C C 8 1 3 4mm e n 1 2 ,[] P= 1.25P= 0.7000MPa T ct[,] P(Di，Se)T,,,66.98MPa T2Se 172.80Mpa,0.85,,,0.85，245,263.93Mpa s 强度满足要求。 4.5管板设计 管板是换热器的主要部件。管板的设计是否合理对保证换热器平时的正常运行、节约材料和降低制造成本都是非常重要的。 97年之前我们国家都没有自己的管板设计计算公式，1967年颁布的《钢制化工容器设计规定》中关于管板的厚度计算也是引用的英国的计算公式。在当时世界的工业强国大多都有了自己的管板设计计算公式或者相关规定。而这些管板的强度计算公式大多可以概括为以下几种: (1)将管板看作广义弹性基础上受均布载荷的圆板，最大弯矩取决边缘的支承，载荷的大小和几何尺寸等等因素。 17 (2)以承受均布载荷为基础加入一定的修正系数来决定管板具有的特性。 (3)让换热管保持一定的刚度来为管板的支承，管板看作在固定支承下的平板，管板的厚度取决管板没有布管的面积，按照平板计算来计算其强度。 各种推导的依据相差很大，采用的假定也不相同，所以造成使用不同的假设，同的公式计算出来的结果相差非常大。知道现在也没有完全统一的标准。 我们国家《钢制管壳式换热器设计规定》中对管壳式换热器的管板设计方法进行了详细阐述。使管板的支承情况比较符合实际，但是在推导过程中，还存在一些问题，有待进一步的提高和改进。 因为管板的结构比较复杂，关乎着换热器的设计复杂成都，制造成本和使用性能等。在管板的设计中主要是选定合适的结构后进行结构尺寸的确定和强度尺寸的计算。 管板选用碳素钢即材料Q245R，查相关标准得: t，，在设计温度下，。 ,,510MPa,,345MPa[,],170MPabs 选择普通平管板，采用管板延长兼做法兰的结构，这种形式的管板，先要确定壳体的内径，再依照确定的设计压力和壳体的内径在选择或者设计法兰，然后根据法兰的相应尺寸来确定管板的最大外径，密封面的位置、宽度、螺栓直径、位置和螺栓使用数量等。如图4-5所示，依据《石油化工过程设备设计》表2-34确定尺寸，具体如表4-3所示: 18 DN=600管板尺寸表 P P D D D3 D4 D5 b 螺柱(栓) st1 MPa MPa 规格 数量 0.1 0.2 790 750 700 730 698 32 M00 24 4.9管板的连接 管板的连接主要是讨论管板与壳体的连接方式，管板与换热管的连接方式和管板与管箱的连接方式三种。 4.9.1管板与壳体的连接 管板与壳体的连接与换热器的形式密切相关。固定管板换热器的管板与壳体的连接常常使用的不可拆的方式进行焊接连接，对于浮头式、U型管式及填函式换热器等换热器的管板与壳体的连接则常常采用可拆卸的连接方式。 (1)不可拆连接方式 在固定管板式换热器中，两端的两块管板在通常情况下是直接焊在壳体上，并 19 且兼作法兰的作用。其中特点是:结构不易焊透，适用于壳程设计压力较低的场合。当然，如果把焊接结构改为角焊缝为单面对接焊，则是有利于焊接质量的显著提高的，可用于壳程设计压力较高的场合，但是这种结构焊接时不易调整。这种结构是一种带衬塑环的单面对焊结构，它的使用压力一般是在1~4MPa。 (2)可拆连接方式 一般浮头式、U型管式及填料函式换热器中，有一块管板是刚性固定的，为了能让管束能方便从壳体中抽出来进行清洗和检修，所以将一端管板做成可以拆卸的连接方式，即是把固定端的管板夹在壳体法兰和管箱法兰之间。对于这种连接方式的管板，当卸下管箱后就可把管板连同管束从壳体中抽出。如使用中只需经常卸下管箱，不必抽出管束、则可采用这种结构。 管板与壳体的连接在管壳式换热器的设计中是一个比较重要的结构部分，它不仅给加工工作量大，而且必须使每个连接处在设备运行中，保证无泄漏及能承受介质压力。而本设计采用的是延长部分兼作法兰的管板结构，它的使用压力和场合主要取决于焊缝是否焊透还有焊缝的受力情况。可以焊透的结构和对接焊缝使用压力则可以稍微高点，比如角焊缝，但是无论壳体其他环焊缝的质量有多好，都可以采用对接双面焊，用这种焊接方式的时候，在进行壳体强度计算的时候则只能按照这里的焊缝为最薄弱的环节取焊缝系数。管板上开槽是让壳体容易保证与管板对中，这可以让焊接更加方便，当然这种结构只适合与壳体厚度在10mm之上的换热器，而且不适用与易燃易爆易挥发和有毒介质的换热器。从制造工况以及经济和壳体介质性质等方面考虑，我选用了如下图所示的强度焊接方式。 4.9.2管板与换热管的连接 换热管与管板的连接是列管式换热器制作中最重要的问题之一，它不仅要耗费大量的工作时间，更重要的是这个部位是换热器中的一个薄弱环节，它的主 20 要失效形式是连接处容易发生泄漏，在高温和热冲击的情况下经常发生管板和换热管的连接处发生开裂而造成破坏的情况。造成连接处破坏的因素有很多，主要归结与以下几种形式: (1) 高温情况下应力松弛失效，这种情况主要发生在胀接的连接形式中，当换 热管在高温应力下发生蠕变，在塑性变形应力下松弛而失效。 (2) 间隙腐蚀破坏，这种情况主要发生在焊接连接形式中，由于换热管和管板 间有间隙存在，这些间隙中的流体不流动久而久之就会在间隙中产生腐蚀 破坏，还有在高温高压下，焊接处有焊接应力的存在也会让金属晶格发生 变化而产生应力腐蚀破坏。 (3) 疲劳破坏，包括两方面的破坏，一种是换热管束在高压气流冲击下震动， 在接头处产生机械疲劳破坏，另外是在换热器工作过程中由于操作不规范， 管板的温度产生周期性或者忽冷忽热的变化引起的疲劳破坏。 (4) 热补偿引起的破坏，主要是因为温差应力让换热管和管板的连接处承受了 过大的应力而产生破坏。 所以，为了防止换热管和管板处的破坏，让换热器工作性能得到更好的发挥和使用寿命变长，我们必须正确的选择连接方式和制造工艺来防止管束的震动，在有高温介质冲刷时候，应该采取隔热防护结构，在温差应力过大的情况下应该采取有效的温差补偿办法。 换热管和管板的连接形式可以分为三种:强度胀接，强度焊接和胀焊接合的方式。不过无论使用哪种连接方式，必须保证:连接处的介质不能泄漏，必须能够承受介质压力的充分结合力。 换热管与管板强度胀接的方式:强度胀接是为了确保管子和管板连接的密封性和抗拉脱的方式，这种连接方式的优点是制造简单，换热管的更换和修补比较方便。但是因为胀接接管端易产生塑性变形，存在残余应力，在温度上升的情况下，残余应力就会慢慢消除，这样会让端部失去密封作用和结合力的作用。所以胀接的连接方式都要收到温度和压力的限制，在管板材料为碳素钢，低合金钢，换热管是碳钢，设计压力小于4.0Mpa的时候可以采用。换热管的端部残余应力的消失根据温度材料的不同而有差别，对于碳钢来说，使用温度应该小于300?，为了保证胀管的质量，管板的材料硬度必须要大于换热管，管板开孔与管子的间隙大小，接合面的粗糙度，对胀接连接方式也有一定的影响。 换热管与管板的强度焊接连接方式:焊接连接方式是目前使用比较多的连接 21 方式，因为这种连接方式管孔不需要开槽，对管孔的粗糙度要求也不高，换热管的端部不用退火处理和磨光，加工和制作都相对方便。而且也不用像胀接连接那样必须让管子的端部和管板要有一定的硬度差。再者，焊接连接结构的强度和抗拉脱能力都非常好，即使在高温高压下也能保证连接处的紧密性和抗拉脱性。在换热管焊接处有渗漏的情况下还可以补焊。当换热管有破漏的情况下还可以用专门的工具划掉焊缝重新更换换热管。强度焊接的适用范围如下: (1) 温度和压力在条件高的情况下:在碳素钢和普通低钢温度在300-400?的时 候应该采用焊接连接方式，在压力超过了7.0Mpa的情况下也应该采用焊接 连接。 (2) 对于不锈钢换热管和管板的连接，不论压力和温度的大小，都应该使用焊 接连接方式。 (3) 对于薄管板中因为管板厚度小于胀接需要的最小厚度的情况，应该采用焊 接连接方式。 (4) 要求接头必须严密且不泄露的情况，比如易燃易爆有毒性的气体的换热器 必须采用焊接连接方式。 (5) 在管间距比较小或者换热器的直径比较小的时候难以胀接，考虑使用焊接 连接方式。 换热管与管板的胀焊接连接方式:随着高温高压换热器的诞生，让接头在操作中受到了反复的变形和热冲击、热腐蚀和介质压力作用等等不利因素，这种极其恶劣的工作环境中，连接处产生破坏的几率更大，虽然内孔焊接比较理想地解决了部分问题，但是因为焊接的工具复杂，管板加工难度大，因此在石油化工行业中，对于这种情况通常使用胀焊接合的连接方式。 本设计综合考虑，选用焊接结构，因为焊接管孔不需要开槽，对管孔粗糙度要求不高，管子端部不需要退火和磨光，加工制造方便，在高温高压下能保证连接处的紧密性和抗拉脱能力。当管子焊接处有渗漏可以补焊。管子破漏，可以用专门刀具划掉焊缝，更换新管子。是目前广泛采用的连接方式。 其焊接结构尺寸: 焊接形式如下: 22 4.9.3管板与管箱的连接 管板和管箱的连接通常情况下是通过法兰来连接，其连接的形式也多样，根据不同的温度、压力和腐蚀情况的不同而有差别。在设计中应该合理的选用连接方式，减少设备的制造成本，提高设备的运行性能等。 固定管板式换热器的管板与管箱的连接方式:固定管板式的换热器管板与管箱法兰的连接方式较为简单，除了满足工艺上所需要的要求密封外，还应该依照温度和压力来合理选用法兰的形式。其中有三种常见的固定管板换热器和管箱法兰的连接形式:平面密封形式，适用管程压力不大于1.6Mpa而且对气密性的要求比较低的条件下;榫槽密封形式，一般使用在气密性要求比较高的情况，但是这种形式的制作要求比较高，而且加工也不简单，安装困难，在中低压中一般不使用;凹凸面密封形式，依据压力的大小，法兰的形式可以用平焊法兰也可以用长颈法兰。 浮头式、填料式和U型管以及釜式重沸器的管板与管箱的连接，一般使用的是可拆卸的管板，因为管束会经常抽出来清洗和检修。它的常见形式是管箱的法兰和壳体的法兰一起把管板固定，因而成为固定端的管板，另一端不论有管板还是无管板都是自由伸缩的。 本设计综合考虑，采用下图所示形式，法兰的密封面采用凹凸面形式，按照压力高低，法兰形式可为对焊法兰。根据《NB/T47028-2012》螺母 选用M30,螺柱M30X300-A。 23 5. 接管的设计 接管的一般要求如下: (1)接管(含内焊缝)不应凸出壳体内表面，并在该部位打磨平滑，防止影响管束的拆卸和安装。 )接管应该尽量沿着径向或者轴向布置，这样在配管和检修的时候会更方(2 便。 (3)设计温度如果大于300?时候，不能使用平焊法兰，应该使用整体法兰。 (4)对于使用接管仍然不能排液体和放气体的换热器，应该在管程和壳程的最高点设置放气口，在最低点设置排液口。 (5)在操作条件允许时候，一般在高温高压或者不允许泄漏的场合，接管和外部的管线可以使用焊接。 (6)在有必要的时候要设置温度计接口和压力表接口等装置。 接管的主要参数是接管的直径和接管的伸出长度。 接管管径的确定取决于流速和处理量等，一般让接管里面的流速为管、壳程内介质流速的1.2-1.4倍。由合理的流速选取管径之后，还要考虑外形结构的匀称、合理协调和强度要求等。 接管高度的确定，主要考虑的是法兰的形式，焊接操作条件，螺栓拆装和有没有保温层以及保温层的厚度等因素来决定。 接管法兰的要求: 24 (1)凹凸密封面的法兰，密封面往下面的，一般应该设计成凸面，其他朝向的法兰，则设计成凹面或者槽面，而且在同一个设备上要成对使用。 (2)接管的法兰螺栓孔不应该和壳体主轴的中心线重叠，应该对称布置在主轴的中心线的两侧。 壳程接管结构位置形式如下所示 : 管程接管结构位置形式如下所示: 其中: 带补强圈: BL,，(b,4)，C12 无补强圈: d0L,，(b,4)，C12 管箱接管最小尺寸见图4-17按下式估算: dB0L,，h，CL,，h，C带补强圈 ，无补强圈 f22t22 25 5.1壳程接管设计 壳程:壳程流体进出口接管:取管内液体流速为2.5m/s，则接管内径为 626484，V43600，584D,,,0.123m 1,v3.14，2.5 圆整后取125mm，根据《SH/T3405-2012》选取，取 ,141.3，9.53mm 接管位置 , , 200mm b 36 mm C ， 204 L,，(44-4)，200,350mm 12 接管高度，查《化工单元过程及设备课程设计》表4-12得: l,200mm壳程接管伸出长度。接管法兰按SH/T3406-2013选择标准件法兰 。 -DN125-PN20-WN-Sch80-20 5.2管程接管设计 管程:管程流体进出口接管，取管内冷却水流速为3.5m/s,则接管内径为 2805004，V43600，994D,,,0.149m 2,v3.14，3.5 150mm圆整后取管内径为 接管位置 h,32mm，C,32mmf 200 L,，137，170,400mm22 根据《SH/T3405-2012》选取，取管程接管:,168.3，10.97mm 接管高度，按设计压力查《化工单元过程及设备课程设计》表4-12得: l,200mm壳程接管伸出长度。接管法兰按SH/T3406-2013选择标准件法兰-DN150-PN20-WN-Sch80-20。 26 5.3开孔补强计算 压力容器为了弥补开孔的周围区域因为强度降低而采取的加强措施。容器在开孔后因承载面积减小或者应力集中而致使开孔边缘应力增大且强度受到削弱，为了让开孔边的应力下降到允许承受范围之内，则可使用增加壳体厚度的整体式补强或者在开孔的附近区域内增加补强元件金属的局部补强。由于壳体开孔局部性，所以开孔局部补强的效果非常显著，工程上常用的补强元件有补强圈、接管和整锻件。在中低压容器中应用最为广泛的方式是补强圈补强。整体式补强的优点是:结构简单，制造方便。但是整体补强的效率低，成本高，所以常常只在为保证刚度需要增加壳体厚度的时候使用。一般补强计算按照等面积补强和极限分析补强两种。补强元件与壳体金属熔焊成一体的可作为整体受力结构，其抗疲劳性能好，如接管补强、整锻件补强和加厚壳体补强。补强圈补强属非整体受力结构，其抗疲劳性能较差。制造时如必须在主要焊缝上开孔，则应对开孔边缘的焊缝作100,无损探伤。 5.3.1壳体接管开孔补强 开孔补强采用等面积补强法，接管材料选用20号钢的无缝钢管， tP,0.4Mpa，,,0.85,C,1mm,,390MPa，,,245MPa，[,],130MPa，c2。 bs 确定壳体和接管的计算厚度及开孔直径 壳体计算厚度 4.07mmS= 壳体接管直径D=141.3mm 0 接管计算厚度为 ， p D 0 . 49 141 c 0 , , , S 0 . 31 mm t t , , ， ， ， ， 2[ ] p 2 130 0. 85 0 . 49 c 接管有效厚度为 27 9.53-3=6.53mm 开孔直径为: , ， , ， ， , D D 2 C 141 2 1 143 mmi 确定开孔有效补强面积及外侧有效补强高度h 接管有效补强宽度为 B=2D=2x143=286mm 接管外侧有效补强高度 , , ， , mm h DS 143 6 30 . 7 n 计算需要补强的金属面积和可以作为补强的金属面积 需要补强的金属面积为: 2 , , ， , A DS 143 13.07. 1229 mm ， ， 可以作为补强的金属面积为: 2 , , , , mm A ( B D)( S S ) 398 . . e 1 130 2, , , ， , ， , A 2h ( Se S ) f 2 30 . 7 ( 14.88. 3 . 09 ) 1509.31mm ， t r 2 1 170 A3,0.5，,,，,,,,,, mm 2 A,,A，A，A,398，1509.3，128,2035mm123 A,,AA与A4、比较，,所以无需另外补强。 e 5.3.2管箱接管开口补强 开孔补强采用等面积补强法，接管材料选用20号钢的无缝钢管， tP,0.4Mpa，,,0.85,C,1mm,,390MPa，,,245MPa，[,],130MPa，c2。 bs 28 确定壳体和接管的计算厚度及开孔直径 壳体计算厚度 4.07mmS= 壳体接管直径D=168.3mm 0 接管计算厚度为 ， 0 . 49 141 p D c 0 S , , , 0 . 31 mm t t ， ， ， , , ， 2 130 0 . 85 0 . 49 2[ ] p c 接管有效厚度为 10.97-1-3=6.97mm 开孔直径为: , ， , ， ， , D D 2C 168 2 1 171 mm i 确定开孔有效补强面积及外侧有效补强高度h 接管有效补强宽度为 B=2D=2x171=342mm 接管外侧有效补强高度 , , ， , mm h DS 171 6 38 . 7 n 计算需要补强的金属面积和可以作为补强的金属面积 需要补强的金属面积为: 2 , , ， , A DS 171 13.07. 1229 mm ， ， 可以作为补强的金属面积为: 29 2 , , , , mm A ( B D )( S S ) 398 . . e 1 171 2, , , ， , ， , ， A 2h ( Se S ) f 2 30 . 7 ( 14.88. 3 . 09 ) 1509.31mm t r 2 1 170 A3,0.5，,,，,,,,,, mm 2 A,,A，A，A,398，1509.3，128,2342mm123 A,,A4、比较，,所以无需另外补强。 A与Ae 5.4壳体排气接管设计 排气、排液管是为了提高传热效率，排除或者回收工作的残留液体或者气体，凡是不能借助其他接管进行排气、排液体的换热器都应该在壳程和管程的最高点和最低点设置排气、排液接管。对于卧式换热器的壳程排气、排液接口多采用如下图结构: 设计管程接管内径为20.7mm，用Φ33.4x6.35的接管。考虑使用20号热轧 l,150mm碳素钢管。选用20号钢的无缝钢管，壳程接管伸出长度。接管法兰按SH/T3406-2013选择标准件法兰-DN25-PN20-WN-Sch80-20。接管位置见装配图H。 1 5.6冷却水出口接管 根据《SH/T3405-2012》选取，取管程接管:,168.3，18.26mm 接管高度，按设计压力查《化工单元过程及设备课程设计》表4-12得: l,200mm冷却水接管伸出长度。接管法兰按SH/T3406-2013选择标准件法兰 30 -DN150-PN68-WN-Sch160-20。 。 开孔补强采用等面积补强法，接管材料选用20号钢的无缝钢管， tP,0.4Mpa，,,0.85,C,1mm,,390MPa，,,245MPa，[,],130MPa，c2。 bs 确定壳体和接管的计算厚度及开孔直径 壳体计算厚度 4.07mmS= 壳体接管直径D=168.3mm 0 接管计算厚度为 ， p D 0 . 49 141 c 0 , , , S 0 . 31 mm t t , , ， ， ， ， 2[ ] p 2 130 0 . 85 0 . 49 c 接管有效厚度为 10.97-1-3=6.97mm 开孔直径为: , ， , ， ， , D D 2C 168 2 1 171 mm i 确定开孔有效补强面积及外侧有效补强高度h 接管有效补强宽度为 B=2D=2x171=342mm 接管外侧有效补强高度 , , ， , mm h DS 171 6 38. 7 n 计算需要补强的金属面积和可以作为补强的金属面积 31 需要补强的金属面积为: 2 , , ， , A DS 171 13.07. 1229 mm ， ， 可以作为补强的金属面积为: 2 , , , , mm A ( B D )( S S ) 398 . . e 1 171 2, , , ， , ， , ， A 2h ( Se S ) f 2 30 . 7 ( 14.88. 3 . 09 ) 1509.31mm t r 2 1 170 A3,0.5，,,，,,,,,, mm 2 A,,A，A，A,398，1509.3，128,2342mm123 A,,A4、比较，,所以无需另外补强。 A与Ae 5.7垫片的选取 设备的垫片标准主要有: JB 4704 非金属软垫片 JB 4705 缠绕垫片 JB 4706 金属包垫片 一般情况下，非金属软垫片的适用范围是甲型平焊法兰、乙型平焊法兰和长颈对焊法兰。法兰的密封面是光滑的密封面或者是凹凸形式的密封。缠绕垫片的使用范围是乙型平焊法兰和长颈对焊法兰，法兰的密封面应该为光滑、凹凸密封面以及榫槽密封面。金属包垫片的使用范围是乙型平焊法兰和长颈对焊法兰。法兰的密封面应该为光滑密封面、凹凸密封面和榫槽密封面。 换热器中经常使用的垫片结构图如下，对不同管程数的换热器，垫片的结合组合形式也不同，在使用过程中应该合理地选取。垫片的尺寸包括外径D、内径d，实际使用的时候应该按照相应的垫片标准来选择。也可以按照所选用的法兰密封面的形式和尺寸来选择。在工程中，垫片的使用往往要综合考虑很多因素，比如介质的性质，压力和温度以及需要密封的程 32 度等等，而对于垫片本身需要考虑的是垫片的性能，压紧面的结构形式，螺栓力度的大小和拆装后的使用次数。对于高温高压下的情况一般都使用金属垫片，中温中压的情况可以采用金属和非金属结构的组合，而中、低压的时候多采用非金属垫片，在高真空或者深冷的温度下应该使用金属垫片。 管箱垫片: 根据管程操作条件(冷却水操作压力:0.59Mpa，温度42?)选非金属软垫片，因 为是两管程，结构尺寸如上图(b)。按照GB/T29463.3-2012选取:D=644mm，d=604mm. 5.8支座的设计 (1)立式支座 对于公称直径DN小于800mm的立式换热器，应该至少使用两个鞍座。 对于公称直径DN大于900mm的立式换热器，应该采用四个鞍座。 鞍座在换热器上的具体位置，应该根据工艺的安装要求来确定。 立式鞍座的尺寸和要求，应该依照JB/T 4725 B型、BN型悬挂式鞍座的规定来设 计。 33 (1) 卧式支座 对于卧式换热器，通常采用的是固定F型和滑动S型鞍座各一个，一般来说， 靠近管箱的一侧采用固定支座。 卧式鞍座的尺寸，应该按照JB/T 4712 鞍座的A型和B型带垫板，高度为200mm 的尺寸来选取。它的承载能力一般不用进行验算。如果另外设计的鞍座或者在特 殊环境下使用的鞍座要对它的标准进行核算的画，可以按照有关的规定进行载荷 分析，筒体应力计算等方式来进行核算。 《化工单元过程及设备课程设计》指出，卧式换热器，采用固定F型和滑动S 型鞍式支座各一个，一般靠近管箱侧为固定鞍座。 按照JB/T 4712选择轻型(B型)鞍座选取，其结构和具体参数如下: ,,,,DN 允鞍座L B 2 L B B B e 螺鞍113234134许高度栓座载h 间质荷Q距量(kl2 kg n) 34 700 165 200 55150 10 8 300 120 180 8 240 6 56 400 25 0 鞍座的位置确定: 根据文献标准，鞍座两支鞍座应设置在换热器管束长度范围内的适当位置，一般为: L,(0.4~0.6)LB 而Lc必须满足壳程接管焊缝与支座焊缝剑之距离要求: L,L，B/2，b，Cc1a L,174，102，260，50,590mmc L,4500，590，70,5160mm 取总长为 L,5160，0.6,3100mmB 35 总 结 在本设计过程中，严格按照GB150-1998《钢制压力容器》和GB151-1999《管壳式换热器》以及换热器设计手册等标准进行设计和计算。最终设计的透平油吸收器具体尺寸如下:壳体采用Q245R，筒体直径为700mm，管箱直径为700mm，长 ,25，2.5mm6262mm，选用的换热管，换热管采用正三角形排列，经过强度校核和水压试验等计算和测试，该换热器能满足工艺流程要求。 作为大学四年的最后一道大作业—毕业设计，使我在各个方面都有了很大的提高，收获很大。具体表现在以下几个方面:通过在设计中经常查资料提高了我们检索和查阅资料的能力;进一步扎实了所学的理论知识，对所学基础知识和专业知识进行了一次综合应用和系统复习;思维方式和设计思想更加全面化和系统化。养成了勤学好问的习惯，敢于面对困难，能够独立的查找和解决问题，也提高了自己的创新能力。将理论知识和生产实际相结合，为以后的工作和学习打下了很好的基础。 由于我们水平有限，在设计过程中指导老师以及学院的各位老师给了我们很多耐心的讲解和许多帮助，并给我们提供了很多有用的资料，使我们的设计能顺利完成，在此感谢各位老师的帮助。 36 参考文献 [1]秦叔经，叶文邦.化工设备设计全书.换热器设计.北京:化学工业出版社，2003.165~200 [2]钱颂文. 换热器设计手册. 北京:化学工业出版社，2002.136~190 [3]余建祖. 换热器原理与设计. 北京:北京航空航天大学出版社，2006.56~90 [4]钱颂文. 管式换热器强化传热技术. 北京:化学工业出版社工业装备与信息工程出版中 心，2003.46~89 [5] 刘巍等著.冷换设备工艺计算手册.北京:中国石化出版社，2003.113~165 [6] 匡国柱等著.化工单元过程及设备课程设计.北京:化学工业出版社，2002.200~246 [7]潘永亮著.化工设备机械基础，北京:科学出版社，2007.23~68 [8]杨启明, 饶霁阳著.石油化工过程设备设计，北京:石油工业出版社，2012.59~89 37 固定管板换热器设计计算 设 计 计 算 条 件 壳 程 管 程 设计压力 p0.494 MPa 0.56 MPa t 设计压力 ps ::tt74 62 ts设计温度 设计温度 CC 壳程圆筒内径Di 管箱圆筒内径Di 600 mm 600 mm 材料名称 材料名称 20 20 简 图 计 算 内 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 后端管箱圆筒设计计算 后端管箱封头(平盖)设计计算 管箱法兰校核计算 管板设计计算 38 前端管箱筒体计算 计算所依据的标准 GB 150.3-2011 计算条件 筒体简图 计算压力 P 0.56 MPa c 设计温度 t 62.00 : C 内径 D 600.00 mm i 材料 20 ( 锻材 ) 试验温度许用应力 ,,, 152.00 MPa t设计温度许用应力 ,,, 145.70 MPa 试验温度下屈服点 , 235.00 MPa s 钢板负偏差 C 0.00 mm 1 腐蚀裕量 C 3.00 mm 2 焊接接头系数 , 0.85 厚度及重量计算 计算厚度 mm PDcit , = = 1.36 2[],,,Pc 有效厚度 , =, - C- C= 5.00 mm en12 名义厚度 , = 8.00 mm n 重量 47.98 Kg 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 P= 1.25P = 0.7000 (或由用户输入) T t[], 压力试验允许通过 ,,, 0.90 , = 211.50 MPa ,Ts的应力水平 ,,, T 试验压力下 pD.()，,Tie ,= = 49.82 T MPa 2.,,圆筒的应力 e 校核条件 , ,,, T,T 校核结果 合格 压力及应力计算 t2,,,[]e最大允许工作压力 MPa [P]= = 2.04702 w()D，,ie PD()，,cie设计温度下计算应力 tMPa , = = 33.88 2,e t,,,, 123.85 MPa tt校核条件 ,,,, ?, 结论 筒体名义厚度大于或等于GB151中规定的最小厚度8.00mm,合格 39 前端管箱封头计算 计算所依据的标准 GB 150.3-2011 计算条件 椭圆封头简图 计算压力 P 0.56 MPa c 设计温度 t 62.00 : C 内径 D 600.00 mm i 曲面深度 h 150.00 mm i 材料 Q245R (板材) t设计温度许用应力 ,,, 147.48 MPa 试验温度许用应力 ,,, 148.00 MPa 钢板负偏差 C 0.30 mm 1 腐蚀裕量 C 3.00 mm 2 焊接接头系数 , 0.85 压力试验时应力校核 压力试验类型 液压试验 ,[] P= 1.25P= 0.7000 (或由用户输入) T ct试验压力值 MPa [,] 压力试验允许通过的应力,, 0.90 , = 220.50 MPa ,,Ts,,, t ,pKD，.(0.5)Tie,= = 66.98 T 试验压力下封头的应力 MPa 2,.,e 校核条件 , ,,, T,T 校核结果 合格 厚度及重量计算 2，，,,1D K = = 1.0000 i,,,,2，形状系数 ,,,,62hi,,，， KPDci计算厚度 mm t , = = 1.34 h205[].,,,Pc 有效厚度 , =, - C- C= 3.70 mm ehnh12 最小厚度 , = 3.00 mm min 名义厚度 , = 7.00 mm nh 结论 满足最小厚度要求 重量 23.94 Kg 压 力 计 算 t2[],,,e最大允许工作压力 MPa [P]= = 1.54128 KD，05.,wie 结论 合格 40 内压圆筒校核 计算所依据的标准 GB 150.3-2011 计算条件 筒体简图 计算压力 P 0.49 MPa c 设计温度 t 74.00 : C 内径 D 600.00 mm i 材料 20 ( 锻材 ) 试验温度许用应力 ,,, 152.00 MPa t设计温度许用应力 ,,, 143.90 MPa 试验温度下屈服点 , 235.00 MPa s 钢板负偏差 C 0.00 mm 1 腐蚀裕量 C 3.00 mm 2 焊接接头系数 , 0.85 厚度及重量计算 计算厚度 mm PDcit , = = 1.21 2[],,,Pc 有效厚度 , =, - C- C= 5.00 mm en12 名义厚度 , = 8.00 mm n 重量 599.75 Kg 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 P= 1.25P = 0.6523 (或由用户输入) T t[], 压力试验允许通过 ,,,, 0.90 , = 211.50 MPa Ts的应力水平 ,,, T 试验压力下 pD.()，,Tie ,= = 46.43 T MPa 2.,,圆筒的应力 e 校核条件 , ,,, T,T 校核结果 合格 压力及应力计算 t2,,,[]e最大允许工作压力 MPa [P]= = 2.02174 w()D，,ie PD()，,cie设计温度下计算应力 tMPa , = = 29.89 2,e t,,,, 122.31 MPa tt校核条件 ,,,, ?, 结论 合格 41 延长部分兼作法兰固定式管板 设 计 计 算 条 件 简 图 设计压力 p 0.494 MPa s : 设计温度 T 74 sC : 平均金属温度 t 45.8 s C : 装配温度 t 15 o C 壳 材料名称 20 t 设计温度下许用应力[,]143.9 Mpa 1.997e+0程 平均金属温度下弹性模量 E Mpa s5 平均金属温度下热膨胀系数1.109e-0mm/mm :,5 Cs 壳程圆筒内径 D 圆 i600 mm 壳 程 圆 筒 名义厚 度, 8 mm s 壳 程 圆 筒 有效厚 度, 5 mm se 筒 壳体法兰设计温度下弹性模量 E’ 1.983e+05 MPa f 22 壳程圆筒内直径横截面积 A=0.25,D 2.827e+05 mm i 2 壳程圆筒金属横截面积 A=,,(D+,) 9503 mm ss is 管 设计压力p 0.56 MPa t :箱 设计温度T 62 tC 圆 材料名称 20 筒 设计温度下弹性模量 E 2.01e+05 MPa h 管箱圆筒名义厚度(管箱为高颈法兰取法兰颈部大小端平均值), 8 mm h 管箱圆筒有效厚度, 5 mm he ” 管箱法兰设计温度下弹性模量 E 1.989e+05 MPa t 材料名称 20(GB9948) :换 管子平均温度 t 38.68 Ct t 设计温度下管子材料许用应力[,]148.6 MPa t t 设计温度下管子材料屈服应力, 228.1 MPa s t热 设计温度下管子材料弹性模量 E1.983e+05 MPa t 平均金属温度下管子材料弹性模量 E 2.001e+05 MPa t mm/mm 平均金属温度下管子材料热膨胀系数, 1.104e-05 t:C 管 管子外径 d 25 mm 管子壁厚, 2.5 mm t 42 管子根数 n 196 换热管中心距 S 32 mm 2一根管子金属横截面积 ad,,,,,()换 176.7 mm tt 换热管长度 L 5000 mm 管子有效长度(两管板内侧间距) L 4936 mm 1 管束模数 K= Ena/LD 2340 MPa t t i 22管子回转半径 i,0.25d，(d,2,) 8.004 mm t 热 管子受压失稳当量长度l 600 mm cr tt系数C = ,2E/,r131 ts 比值 l/i 74.96 cr 2E,ltcr管子稳定许用压应力 () [],, C,,MPa crr2i2(li)cr tl，，li,crscr管子稳定许用压应力 () C,管 []181.42 MPa ,,,rcr,,i22Cr，， 材料名称 20 : 设计温度 t 74 p C t管 设计温度下许用应力 143.9 MPa ,,,r 设计温度下弹性模量E 1.983e+05 MPa p 管板腐蚀裕量 C 3 mm 2 管板输入厚度, 32 mm n 管板计算厚度 , 27 mm 2 隔板槽面积 (包括拉杆和假管区面积)A 6255 mm d 板 管板强度削弱系数 , 0.4 管板刚度削弱系数 , 0.4 Di2管子加强系数 K = ,,K,1318./EnaEL 4.87 tp, 管板和管子连接型式 焊接 管板和管子胀接(焊接)高度l 3.5 mm 胀接许用拉脱应力 [q] MPa 焊接许用拉脱应力 [q] 74.31 MPa 43 管 材料名称 16Mn " 管箱法兰厚度 40 mm ,f 法兰外径 D730 mm f 基本法兰力矩 箱 M6.842e+06 N,mm m 管程压力操作工况下法兰力 M7.921e+06 N,mm p 法兰宽度 b,(D,D)/2 65 mm ffi 比值 ,/D法 0.008333 hi "比值 ,/D 0.06667 fi " 系数(按,/D,,”/D, 查<>图25) 0.00 Chi fi 兰 系数,”(按,/D,,”/D,查<>图 26) 0.0003251 hi fi 3"",,,2Eb21""fff,, 旋转刚度 K,[，E,]13.13 MPa fh,,12D，bDifi,, 材料名称 20 '壳 壳体法兰厚度 21 mm ,f 法兰外径 D 730 mm f 法兰宽度 b,(D,D)/2体 65 mm ffi 比值 ,/D 0.008333 si '比值 ,/D法 0.035 fi ' 0.00 C系数, 按,/D,,”/D, 查<>图25 hi fi '兰 0.0001965 ,系数,/D,,”/D, 查<>图26 按hi fi , 3'',,,2Eb21fff',, K,[，E,']MPa 旋转刚度 sf4.379 ,,12D，bDifi,, 法兰外径与内径之比 KDD, 1.217 fi 壳体法兰应力系数Y (按 K 查<>表7-9) 10.01 ~K,f旋转刚度无量纲参数 K, f0.00147 4Kt 2,Et膨胀节总体轴向刚度 2 0 N/mm 2()licr 44 ~ 管板第一弯矩系数(按,查<>图 27) mK0.1383 f1K m系数 1,,系 ~19.39 KKf ~ 系数(按查<>图 29) KKG3.378 ft2 Enat换热管束与不带膨胀节壳体刚度之比 Q, 3.651 EAss EnaEAKL(，)tssex换热管束与带膨胀节壳体刚度之比 Q,数 ex EAKLssex管板第二弯矩系数(按K,Q或查<>图28(a)或(b)) m Q2.957 2ex m1系数(带膨胀节时代替Q) QM, ex0.002027 12K(Q，G)2系数 (按K,Q或Q 查图30) G计 ex 0.007722 3 ~~ 0.1599 法兰力矩折减系数 ,,，KKG()ff3 ~1管板边缘力矩变化系数 ,M, "2.026 ，KK,ff ~~ "算 法兰力矩变化系数 0.676 ,M,,MKKfff 2 2管 管板开孔后面积 A = A - 0.25 n,d1.865e+05 mm l 管板布管区面积 板 22 (三角形布管) AnSA,，0866.td1.801e+05 mm 参 2 (正方形布管 ) AnSA,，td 管板布管区当量直径 数 D,4A/,478.8 mm tt 系数 ,,AA/ 0.6597 l 系数 ,,naA/系 0.1857 l 系数 ,,，，，04061..()/Q,数 4.63 s 系数(带膨胀节时代替Q) Q,,0.4(1，,)，(0.6，Q)/,计 6.918 tex 管板布管区当量直径与壳体内径之比 ,,DD/算 0.798 tti 管板周边不布管区无量纲宽度 k = K(1-,) 0.9835 t 仅有壳程压力P作用下的危险组合工况 (P = 0) st 不计温差应力 计温差应力 换热管与壳程圆筒热膨胀变形差 0.0 -8.017e-05 45 =(t-t)-(t-t) ,,,stt0s0 当量压力组合 PP,0.494 0.494 MPa cs 有效压力组合 P,,P，,,E2.287 -0.6911 MPa asst ~4Mm基本法兰力矩系数 M, m30.02673 -0.08846 ,,DPia ~~ 管板边缘力矩系数 M,M，(,M)M0.03083 -0.08435 m1 ~ 管板边缘剪力系数 ,,,M0.5978 -1.635 mm，,12管板总弯矩系数 m, 1.193 7.394 1，, 系数仅用于 时 GG,3m,Km,0 0.2949 1.828 1e1e 系数 G1i 当 时,按K和m 查图31(a)实线 m,00.3568 3.621 当 时,按K和m 查图31(b) m,0 系数 > 0 ,=, Gmmax(,)GGG111ei1 0.3568 3.621 < 0 , = mGG1i1 管板径向应力系数 ~1()，,G1,= 1r 0.02028 -0.08183 带膨胀节Q为Q ex4QG，2 ~管板布管区周边 3m()1，,'= , r0.0419 -0.1033 4KQG()，处径向应力系数 2 ~管板布管区周边 11，, = ,p0.05683 -0.0226 QG处剪切应力系数 24， ~~壳体法兰力矩系数 0.002903 -0.01551 MMMM,,,(),wsmf1 计算值 许用值 计算值 许用值 tt2 3 1.5 ~,,,,,,D,,,rri管板径向应力 ,,,P,,rMPa ra37.77 46.06 ,,,,215.8 431.7 管板布管区周边处径向应力 tt 3 1.5 ,,,,,,2rr'~2,PD,,MPa ai，，kk' ,,,215.8 27.66 431.7 20.7 ,,r1,，,()2mr,,,,,,m2m，， 46 tt 1.5 0.5 ~,,,,,,,PDrr at管板布管区周边剪切应力 ,,,MPa pp3.802 0.4567 ,,71.95 215.8 tt~ 3 1.5 D,,,,,,,irr'2壳体法兰应力 ,,YMP,()wsMPa fa'28.12 45.4 4,215.8 431.7 f tt 3 ,,,,,,tt换热管轴向应力 148.6 445.9 ，，GQ,,1 MPa 2 ,,,PP,,tca,,,, ,,,QG，0.5663 7.611 crcr，，2 81.42 81.42 tt ,,,,,,3,,,,A()1，cc壳程圆筒轴向应力 ,,PMPa ca10.21 1.226 AQG()，2s122.3 366.9 3[q]焊接 [q] ,at换热管与管板连接拉脱应力 q = [q]胀接 MPa dl,0.3641 74.31 4.892 222.9 仅有管程压力P作用下的危险组合工况 (P = 0) ts 不计温差应力 计温差应力 换热管与壳程圆筒热膨胀变形差 =(t-t)-(t-t) ,,,s0.0 -8.017e-05 tts00 当量压力组合 P,,P(1，,)-0.664 -0.664 MPa ct P,,,P，,,E 有效压力组合 -3.874 -6.852 MPa attt ~4Mp操作情况下法兰力矩系数 M,p 3-0.01827 -0.01033 ,,DPia ~~管板边缘力矩系数 -0.01827 -0.01033 MM,p ~ -0.3542 -0.2002 管板边缘剪力系数 ,,,M mm，,12管板总弯矩系数 m,-1.407 -0.5674 1，, 系数仅用于 时 Gm,0GmK,3, 0.3479 0.1403 1e1e 系数G 1i 当 时,按K和m 查图31(a)实线 m,01.087 0.6187 当 时,按K和m 查31(b) m,0 max(G,G)系数 >0, =; m GG1e1i111.087 0.6187 47 <0 ,= mGG 11i 管板径向应力系数 ~()1，,G11,= r 0.02498 0.0176 带膨胀节Q为Q 4QG，ex2 ~管板布管区周边 3m()1，,'= , r-0.01998 -0.009975 处径向应力系数 24KQG()， ~管板布管区周边 11，, = ,p0.02297 0.02845 QG处剪切应力系数 24， ~~壳体法兰力矩系数 M,,M,Mwsp-0.004948 -0.003679 1 计算值 许用值 计算值 许用值 tt2 3 1.5 ,,,,~,,D,,,rri管板径向应力 ,,,P,,rMPa ra78.81 98.23 ,,,,215.8 431.7 管板布管区周边处径向应力 t,mm，12m, 3 1.5 ,,,1，,r22'~，，,PDMPa ,,kkai' m1,，(2,),,,,,,,45.98 215.8 58.15 431.7 rr,,mm2,,,,，， tt 1.5 0.5 ~,,,,,,,PDrr at管板布管区周边剪切应力 ,,,MPa pp-2.603 -5.702 ,,71.95 215.8 tt~1.5 3 D,,,,,,,i'2rr壳体法兰应力 ,,YMP(),ws81.18 106.7 MPa fa'4,215.8 431.7 f tt,, 3 ,, ,,tt 换热管轴向应力 148.6 445.9 ，， GQ,,1MPa 2 ,,,PP,,tca,,,, ,,,QG，10.29 18 crcr，，2 81.42 81.42 tt ,,,,,,3,,,,A()1，cc壳 程圆筒轴向应力 ,,，[PP]MPa ctaA()QG，9.674 1.357 2s122.3 366.9 3[q]焊接 [q] ,at换热管与管板连接拉脱应力 q = [q]胀接 MPa dl,6.614 74.31 11.57 222.9 管板名义厚度, 计算结果 管板设计计算成功 32 mm n 48 换热管内压计算 计算条件 换热管简图 MP计算压力 P 0.56 ca 设计温度 t 74.00 : C 内径 D 20.00 mm i 材料 20(GB9948) ( 管材 ) 试验温度许用应力 ,,, 152.00 MPt设计温度许用应力 ,,, 148.62 MPa 钢板负偏差 C 0.00 mm 1a 腐蚀裕量 C 0.00 mm 2 焊接接头系数 , 1.00 厚度及重量计算 PDcit计算厚度 , = = 0.04 mm 2[],,,Pc 有效厚度 , =, - C- C= 2.50 mm en12 名义厚度 , = 2.50 mm n 重量 6.94 Kg 压力及应力计算 t2,,,[]e [P]= = 33.02778 最大允许工作压力 wMPa ()D，,ie PD()，,ciet设计温度下计算应力 , = = 2.52 MPa 2,e t,,,, 148.62 MPa tt校核条件 ,,,, ?, 结论 换热管内压计算合格 换热管外压计算 计算条件 换热管简图 计算压力 P -0.49 MPa c 设计温度 t 74.00 : C 内径 D 20.00 mm i 材料名称 20(GB9948) (管材) 试验温度许用应力 ,,, 152.00 MPa t设计温度许用应力 ,,, 148.62 MPa 钢板负偏差 C 0.00 mm 1 腐蚀裕量 C 0.00 mm 2 焊接接头系数 , 1.00 49 厚度及重量计算 计算厚度 , = 0.27 mm 有效厚度 , =, - C- C= 2.50 mm en12 名义厚度 , = 2.50 mm n 外压计算长度 L L= 5000.00 mm 外径 D D= D+2 = 25.00mm , ooin L/D 3.95 o D/, 10.00 oe A 值 A= 0.0124446 B 值 B= 160.38 重量 6.94 kg 压力计算 B [P]= = $$155 许用外压力 /,DMPa oe 结论 换热管外压计算合格 管箱法兰计算 设 计 条 件 简 图 设计压力 p 0.560 MPa 计算压力 p 0.560 MPa c 设计温度 t 62.0 : C 轴向外载荷 F 0.0 N .外力矩 M 0.0 Nmm 壳 材料名称 20 t[],n体 许用应力 145.7 MPa 法 材料名称 16Mn 许用 [,]178.0 MPa ft兰 应力 [,] 178.0 MPa f 材料名称 35 螺 许用 [,] 117.0 MPa bt 应力 [,] 110.7 MPa b 栓 公称直径 d 20.0 mm B 螺栓根径 d 17.3 mm 1 数量 n 个 24 D 600.0 D 730.0 io 结构尺垫 D δ DD 690.0 外644.0 内604.0 8.0 0b寸 mm δ L 20.0 L 34.0 h 8.0 11.0 1eA 材料类型 软垫片 N 20.0 m 2.00 y(MPa) 11.0 压紧面形状 1a,1b b 8.00 D 628.0 G 50 片 b?6.4mm b= b b?6.4mm D= ( D+D)/2 00外内0G b> 6.4mm b=2.53 b b> 6.4mm D= D- 2b 0 外00 G 螺 栓 受 力 计 算 预紧状态下需要的最小螺栓载荷= πbD y = 173628.7 N WaGW a 操作状态下需要的最小螺栓载荷 = F + F = 208815.5 WN ppW p 2所需螺栓总截面积 A A = max (A ,A) = 1886.3 mm mmpa ,2 = = 5637.6 A2bnd实际使用螺栓总截面积 A 1bmm 4 力 矩 计 算 2L= L + 0.5δ F= 0.785p M= FL DDA1iD cDD D.mm Nmm N 操 = 158256.0 = 39.5 = 6251112.0 F= F L= 0.5 ( D- D) M= FL G pGb G GG G.N mm Nmm 作 = 35339.2 = 31.0 = 1095535.5 F= F-F L=0.5(L+ ,+ L) M= FL T DTA 1 G TT T.N mm Nmm M p = 15114.6 = 38.0 = 574359.0 . 外压: M= F (L- L )+F(L-L ); 内压: M= M+M+M M= 7921006.5 Nmm p DD GTTGp DGT p 预紧 .= 31.0 mm M=WL = 13644809.0 Nmm W = 440147.3 N LG a GM a t.计算力矩 M= M 与M[,]/[,]中大者 M= 13644809.0 Nmm opaffo 螺 栓 间 距 校 核 :D,bL,= 实际间距 90.3mm n :最小间距 L,mm 46.0 (查GB150-2011表9-3) min :136.0 L,max最大间距 mm 形 状 常 数 确 定 h/h = 0.1 K = D/D = 1.217 ,,,hD,,,69.28 ooI1.4 100i0 由K查表9-5得 T=1.832 Z =5.164 Y =10.012 U=11.002 整体法兰 查图9-3和图9-4 0.01305 eFh,,F=0.90386 V=0.47623 I0II eFh,,松式法兰 查图9-5和图9-6 0.00000 F=0.00000 V=0.00000 L0LL 整体法兰松式法兰 3UU查图9-7 ,22f d,h,d,h,,,,1oo1ooVV0.6 f = 1.50166 dLI1由 ,/,得 1o = 102434.0 = 0.0 51 ,,,,，ψ=δe+1 , = ,/T f 41.70 ,,,e，1,f 3=1.52 = 1.46 =0.83 剪应力校核 计 算 值 许 用 值 结 论 W,,,4.46 1 ,,,,,,0.8,校核合格 MPa 预紧状态 1n,Dli Wpt,,, 2.12 校核合格 2,,,,,,0.8,MPa 操作状态 2n,Dli 输入法兰厚度δ= 40.0 mm时, 法兰应力校核 f 应力 许 用 值 结 论 计 算 值 性质 t15.[], =267.0 或 ffMo轴向 t ,,,H25.[], =364.2( 按整体法兰设计193.92 2n,,DMPa 校核合格 1it15.[],的任 意 式法兰, 取 ) n应力 ,(1.33e1)M,，f0 径向 ,,,16.56 Rt2D,,[],=178.0 iMPa 校核合格 ff 应力 MY0切向 ,,,,Z,56.77 2tTR,D[],= 178.0 fiMPa 校核合格 f 应力 max(0.5,(，,),0.5(,，,))综合 HRHTt 校核合格 MPa [],=178.0 f应力 =125.35 VM刚度 52.14IoJ,,2校核合格 EKh,,0.880系数 o1o 法兰校核结果 校核合格 52