第一章绪论换热设备是使热量从热流体传递到冷流体的设备，是化工、炼油、动力、食品、轻工、制药及其他许多工业部门防范使用的一种通用设备。在化工厂中，换热设备的投资约占总投资的1020;在炼油厂中,约占总投资的3%40。在工业生产中,换热设备的主要作用是使热量由温度较高的流体传递给温度较低的流体，使流体温度达到工艺流程的指标，以满足工业流程上的需要.目前国内使用的换热器多为列管换热器和螺旋板换热器.它的主要特点是管内外换热面积相等。这样当交换系数相差较大的交换介质在管内外进行热量交换时，由于其不平衡性而达不到理想的交换目的，换热效率相对较低.虽然现在出现大量结构紧凑高效的换热设备，例如：波纹板换热器、板翅式换热器、螺旋板换热器、伞板换热器等，但在个行业的换热设备中,管壳式换热器仍占据着主导地位.因为许多工艺过程都具有高温、高压、高真空、有腐蚀等特点,而管壳式换热器具有选材范围广(可为碳钢、低合金钢、铝材、铜材、钛材等）,换热表面清洗较方便，适应性强,处理能力大,特别是能承受高温和高压等特点，所以管壳式换热器被广泛应用于化工、炼油、石油化工、制药、印染以及其它许多工业中，它使用于冷却、冷凝、加热、蒸发和废热回收等方面。管壳式换热器在结构设计时,必须考虑许多因素,例如传热条件、材料、介质压力、温度、管壳程壁温温差、介质结垢情况、流体性质以及检修和清洗条件等等,从而确定一种适合的结构形式。对于同一种形式的换热器，由于各种不同工况,往往采用的结构并不相同。在工程设计中，应按其特定的条件进行分析设计，以满足工艺需要。八十年代中至今,主要从事新型换热器的研究工作，由于传统的挡板式横向流壳程，它的高度可靠性和广泛适应性，是其它板式高效换热器所不能替代的。因此,至今它仍在工业生产中占主要地位。但它却存在传热效率低、流体流动阻力大和易产生诱导震动等缺点。因此进一步研究开发新型高效节能管壳式换热器,无论杂理论还是在工程实践中均有重要意义。第二章 壳程筒体设计2.设计数据当壳体与换热管的温差大于50C时，可在壳体上设置膨胀节以减少因温差而带来的热应力.（手册53页）设计压力：c1. ;设计温度：t17.0C;材料16MR热扎；内径i=100mm；根据G10-4表41：材料在实验温度下的许用应力材料在设计温度下的许用应力 屈服应力采用全焊透对接接头,局部探伤，系数=0.;钢板负偏差；腐蚀余量 2。2厚度计算及较核.。1 厚度的计算 根据GB51199，P14表8得:筒体的最小厚度应为12mm。;名义厚度:n=14。00 mm；22。 水压实验应力校核 （G1 4） 液压实验(内压换热器）: 液压条件：圆筒满足液压条件。2.2。3 压力及应力计算最大允许工作压力设计温度下许用应力校核条件；结论；根据G151及相关校核条件，厚度满足要求。筒体的质量：密度，筒体长度，厚度筒体质量 第三章 封头的设计3。1 设计数据计算压力：Pc=0。50Ma ；设计温度：t=140.0C； 材料16Mn热扎；内径D10mm;根据GB1099(P14）表-1:材料在实验温度下的许用应力材料在设计温度下的许用应力采用全焊透对接接头，局部探伤，系数=0.;钢板负偏差C1=.0mm; 腐蚀余量C22。0mm;采用标准椭圆封头;；所以3。厚度计算及较核.21 厚度计算根据G150199（P4）受内压时的厚度计算： 根据GB150中规定（P5）：标准椭圆形封头的有效厚度应不小于封头直径的015；即 3。2.最大允许工作压力 结论:封头的设计满足要求。根据化工设备设计手册,封头总高， (）,封头质量为29.2k)第四章 管程法兰的选择及校核41垫片的设计设计条件：Pc=0.50MP ；设计温度：t1000C；内径D=160mm 选用石棉橡胶板XB350,；（手册P75) ；根据GB15表92,垫片厚度,， 采用凹面密封,，4.1.1垫片的宽度(GB5 4） 基本密封宽度 接触宽度为 有效密封宽度 b 当时，当时,4.2 垫片的压紧力 预紧状态下需要的最小垫片压紧力：操作条件下需要的最小垫片压紧力:.2 螺栓的设计选用等长双头螺柱，2，外径,中径, 小径，应力截面积材料：35号钢,正火处理；常温下许用应力4。. 螺栓的布置 螺栓的公称直径,径向尺寸，螺栓的最小间距。 螺栓载荷 预紧状态下需要的最小垫片压紧力:操作条件下需要的最小垫片压紧力:4。2. 螺栓的面积 预紧状态下的最小螺栓面积 操作状态下的最小螺栓面积需要的螺栓面积取和的较大值，即实际螺栓面积条件：，故取。. 螺栓设计的载荷 预紧状态下的螺栓设计载荷 操作状态下的螺栓设计载荷4.5 螺栓的质量 长度，密度 质量4法兰的设计 选用长颈对焊法兰，M型，凹面密封，材料为6MR,（手册P85） 公称压力P=60a；最大允许工作压力为0.60Pa;环部:设计温度下的许用应力; 常温下的许用应力为尺寸：(mm)DNDD2D3RD016001706761656145027661217151626。3 法兰力矩计算 ,，, 预紧状态下的法兰力矩： ，操作状态下的法兰力矩： 式中： 所以:4。2 系数的计算由图7查得 ， 所以整体法兰颈部应力矫正系数，（1）法兰的有效厚度，参数e由表96计算得(GB0 14） (整体法兰系数I有图93查得, ）所以，(）系数 ，（其中由图98得,I由图4得）所以，（3）,所以由表9-插值计算得：Y=2。575,Z=14.1,4.。3 法兰的设计力矩取以下的最大值 4.3. 法兰的轴向应力 , 法兰的径向应力： 法兰的环向应力：4。3。5应力校核（整体法兰) ， 法兰的轴向应力：法兰的径向应力:法兰的环向应力:组合应力： 结论：管程法兰满足要求。查手册P90得单个法兰质量为26。4kg第五章延长部分兼作法兰的计算.1初始数据.。1壳程圆筒 内径,厚度, 内径面积: 金属横截面积：。1。2 管箱圆筒厚度，（G151 P1）.1。3 换热管 材料选用2号钢（G163）尺寸为，长度，管子根数，拉杆数换热管质量换热管的有效长度 排列方式为正三角形排列，换热管中心距管子在常温下的许用应力管子在设计温度下的许用应力设计温度下屈服点（GB150 P177）面积布管限定圆直径管子金属总截面积：开孔面积为:管束模数:管子的回转半径： 管子受压失稳当量长度：系数 因为所以5.4 系数的计算开孔后的面积：管板布管区面积: 管板布管区当量直径:系数: 5. 法兰力矩 基本法兰力矩:管程压力作用时法兰力矩： .1.6 管板数据 假定管板厚度，材料为16MnR热扎 管板材料的弹性模量为, 管子加强系数: 所以K=8.75,57 法兰的计算 法兰外径， 法兰基本宽度 管箱法兰厚度由和查图6得旋转刚度:确定壳体法兰的厚度:由和查图得旋转刚度: 旋转刚度无量纲参数：壳体法兰应力参数Y，按查表9得:Y=20.3按查图27得：按查图2得:系数按查图3得按查图2，5。2 危险工况组合的计算2。 壳程压力作用下的危险组合制造环境温度,壳程设计压力,管程压力为01.换热管与壳程圆筒热膨胀变形差不计膨胀差 计入膨胀差 2.有效压力组合 不计膨胀差 计入膨胀差 3基本法兰力矩系数不计膨胀差 计入膨胀差 4。管板边缘力矩系数不计膨胀差 计入膨胀差 .管板边缘剪力系数不计膨胀差 计入膨胀差 6管板总弯矩系数不计膨胀差 计入膨胀差 .系数 不计膨胀差计入膨胀差 8管板径向应力系数不计膨胀差 计入膨胀差 9.管板布管区周边处径向应力系数:不计膨胀差 计入膨胀差 10.管板布管区周边处剪切应力系数:不计膨胀差 计入膨胀差 11。壳体法兰力矩系数不计膨胀差 计入膨胀差 12。管板径向应不计膨胀差 计入膨胀差3。管板布管区周边处径向应力 不计膨胀差 计入膨胀差 14。管板布管区周边剪切应力不计膨胀差 计入膨胀差 壳体法兰应力 不计膨胀差 计入膨胀差 16换热管轴向应力 不计膨胀差 计入膨胀差 7壳程圆筒轴向应力 A为壳程圆筒内直径截面积： AS为圆筒壳壁金属横截面积：不计膨胀差 计入膨胀差 18。换热管与管板连接拉脱应力： 不计膨胀差 计入膨胀差 5。2。壳程压力作用下的危险组合制造环境温度，