化工设计竞赛E0306换热器机械强度校核书0001Word格式.docx
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189.00
设计温度许用应力t
试验温度下屈服点s
345.00
钢板负偏差C1
0.30
腐蚀裕量C2
1.00
焊接接头系数
0.85
厚度及重量计算
计算厚度
=
=0.16
有效厚度
e=n-C1-C2=11.70
名义厚度
n=13.00
重量
148.75
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
PT=1.25P
=0.2875（或由用户输入）
压力试验允许通过
的应力水平T
T0.90s=310.50
试验压力下
圆筒的应力
T=
=3.33
校核条件
TT
校核结果
合格
压力及应力计算
最大允许工作压力
[Pw]=
=16.29480
设计温度下计算应力
t=
=2.27
t
160.65
t≥t
结论
筒体名义厚度大于或等于GB151中规定的最小厚度6.00mm,合格
开孔补强计算
接管:
N1,φ89×
4
计算方法:
GB150.3-2011等面积补强法，单孔
设计条件
简图
计算压力pc
设计温度
℃
壳体型式
圆形筒体
壳体材料
名称及类型
板材
壳体开孔处焊接接头系数φ
0.85
壳体内直径Di
壳体开孔处名义厚度δn
13
壳体厚度负偏差C1
0.3
壳体腐蚀裕量C2
1
壳体材料许用应力[σ]t
189
接管轴线与筒体表面法线的夹角（°
）
凸形封头上接管轴线与封头轴线的夹角（°
）
接管实际外伸长度
接管连接型式
插入式接管
接管实际内伸长度
接管材料
16Mn
接管焊接接头系数
名称及类型
管材
接管腐蚀裕量
补强圈材料名称
凸形封头开孔中心至
封头轴线的距离
补强圈外径
补强圈厚度
接管厚度负偏差C1t
0.4
补强圈厚度负偏差C1r
接管材料许用应力[σ]t
181
补强圈许用应力[σ]t
开孔补强计算
非圆形开孔长直径
83.8
开孔长径与短径之比
1
壳体计算厚度δ
0.1569
接管计算厚度δt
0.0515
补强圈强度削弱系数frr
接管材料强度削弱系数fr
0.9577
开孔补强计算直径d
补强区有效宽度B
167.6
接管有效外伸长度h1
18.308
接管有效内伸长度h2
0
开孔削弱所需的补强面积A
mm2
壳体多余金属面积A1
965
接管多余金属面积A2
89
补强区内的焊缝面积A3
13
A1+A2+A3=1067
mm2，大于A，不需另加补强。
补强圈面积A4
A-（A1+A2+A3）
结论:
N2,φ30×
2.5
27.5
0.0159
58.5
8.2916
357
20
8
A1+A2+A3=384
N3,φ102×
200
180.2
96.8
0.2336
0.0653
0.9534
193.6
19.677
23
1107
95
A1+A2+A3=1215
N4,φ102×
Ω膨胀节计算和校核
吉林化工学院TopWay
Ω膨胀节结构示意图
设计压力Pc
Ω膨胀节结构
与壳体搭接
膨胀节管子外直径do
25
膨胀节管子名义厚度
5
膨胀节管子腐蚀裕量C2
膨胀节短节名义厚度2
膨胀节短节腐蚀裕量C22
壳体外直径Do
245
壳体名义厚度1
壳体腐蚀裕量C21
膨胀节开槽间距L2
10
壳体端部间距L3
1．膨胀节与壳体搭接
膨胀节开槽处高度h
膨胀节的半波数Nd
2
膨胀节材料
膨胀节材料在设计温度下许用应力[]t
膨胀节材料在设计温度下弹性模量Et
345
膨胀节所受到的轴向力
6789.86
N
膨胀节设计疲劳次数[N]
壳体材料在设计温度下许用应力[]t
膨胀节刚度Kex
1000
N/mm
膨胀节的轴向位移
2．膨胀节与壳体对接
计算结果
壳体有效厚度10
11.7
膨胀节短节有效厚度20
3.7
膨胀节管子平均直径dm
膨胀节管子有效厚度0
壳体有效长度L1=58.8937
膨胀节管子径向薄膜应力
0.621622
1<
[]t,合格
壳体、膨胀节短节和膨胀节管子组合截面上的环向薄膜应力：
膨胀节与壳体搭接
=4.22361
膨胀节与壳体对接
=
2<
[]tmin=189,合格
轴向位移产生的应力：
=14.055
内压和轴向位移同时作用时的合成应力：
=14.6766
允许疲劳循坏次数：
奥氏体不锈钢
=
碳钢或低合金钢
=40933222
N>
[N],合格
结论：
换热管内压计算
换热管简图
0.25
140.00
28.00
12Cr1MoVG（管材）
170.00
145.00
0.00
=0.02
e=n-C1-C2=2.00
n=2.00
2.96
=19.33333
=1.88
换热管内压计算合格
换热管外压计算
-0.23
12Cr1MoVG（管材）
=0.27
外压计算长度L
L=2000.00
外径Do
Do=Di+2n=32.00
L/Do
5.00
Do/e
16.00
A值
A=0.0046915
B值
B=158.48
kg
压力计算
许用外压力
[P]=
=12.38098
换热管外压计算合格
管箱法兰计算
设计压力p
0.250
140.0
轴向外载荷F
0.0
外力矩M
200.0
N.mm
壳
体
许用应力
189.0
法
许用
[]f
178.0
兰
应力
[]tf
169.2
螺
[]b
91.0
[]tb
86.0
栓
公称直径dB
20.0
螺栓根径d1
17.3
数量n
24
个
Di
500.0
Do
640.0
垫
结构尺寸
Db
600.0
D外
350.0
D内
330.0
δ0
12.0
Le
LA
28.0
h
25.0
δ1
22.0
材料类型
软垫片
10.0
m
3.00
y（MPa）
30.0
压紧面形状
1a,1b
b
5.00
DG
340.0
片
b0≤6.4mmb=b0
b0≤6.4mmDG=（D外+D内）/2
b0>
6.4mmb=2.53
6.4mmDG=D外-2b
螺栓受力计算
预紧状态下需要的最小螺栓载荷Wa
Wa=πbDGy=160221.1
操作状态下需要的最小螺栓载荷Wp
Wp=Fp+F=30712.2
所需螺栓总截面积Am
Am=max（Ap,Aa）=1760.7
实际使用螺栓总截面积Ab
Ab=
=5637.6
力矩计算
操
FD=0.785
pc
=49067.6
LD=LA+0.5δ1
=39.0
MD=FDLD
=1913636.0
作
FG=Fp
=8007.8
LG=0.5（Db-DG）
=130.0
MG=FGLG
=1041018.0
Mp
FT=F-FD
=-26378.7
LT=0.5（LA+1+LG）
=90.0
MT=FTLT
=-2374086.2
外压:
Mp=FD（LD-LG）+FT（LT-LG）;
内压:
Mp=MD+MG+MTMp=580567.7
预紧Ma
W=336619.8
LG=130.0
Ma=WLG=43760580.0
计算力矩Mo=Mp与Ma[]ft/[]f中大者Mo=41597136.0
螺栓间距校核
实际间距
=78.5
最小间距
46.0（查GB150-2011表9-3）
最大间距
117.1
mm
形状常数确定
77.46
h/ho=0.3
K=Do/DI=1.280
1.8
由K查表9-5得
T=1.806
Z=4.133
Y=8.005
U=8.797
整体法兰
查图9-3和图9-4
FI=0.86670
VI=0.30827
0.01119
松式法兰
查图9-5和图9-6
FL=0.00000
VL=0.00000
0.00000
查图9-7
由1/o得
f=1.64327
=318301.2
松式法兰
=0.0
ψ=δfe+1=1.50
=/T
=0.83
1.67
=1.12
剪应力校核
计算值
许用值
结论
预紧状态
操作状态
输入法兰厚度δf=45.0mm时,法兰应力校核
性质
轴向
252.45
=253.8或
=472.5（按整体法兰设计的任意式法兰,取
）
校核合格
径向
61.37
=169.2
切向
75.24
综合
=163.85
刚度
系数
0.918
法兰校核结果
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