膨胀节计算书.docx

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膨胀节计算

1拟定设计参数

入口操作温度（℃）

出口操作温度（℃）

设计压力（MPa）

壳程

66

460

1.49

管程

550

200

1.37

2换热管壁温tt的计算

根据GB151-1999附录F的计算方法进行换热管壁温的计算（本计算书中的符号意义同标准中符号）。

从设备的具体操作情况，可以假定K、rd、q和α保持不变，则可进行如下简化计算：

由于介质为气体，则热流体的平均温度：

冷流体的平均温度：

则：

即换热管壁温为319℃。

3圆筒壁温ts的计算

因设备外部有良好的保温，故壳体壁温可取壳程流体的平均温度：

即壳体壁温为263℃。

4管、壳程温差的计算

5管、壳程的位移量Δs计算

因材料的线膨胀系数随温度的升高而增大，为保守起见，计算位移量时取温度高的线膨胀系数作为计算依据（取319℃向上圆整为350℃）。

其值为17.79×10-6（mm/mm.℃），计算长度按7000mm考虑。

则：

Δs＝17.79×10-6×56×7000＝6.97（mm）

6膨胀节的选取

考虑制造、安装及其它不可见不利因素，膨胀节要留有一定的余量。

最终采用的膨胀节形式为ZD200-1.6-1×2.5×4NGB16749-1997，见图样。

因膨胀节使用工况满足GB1316749-1997附录A的要求，所以可免除应力校核。

环法兰计算（按GB150计算）

1环法兰简图如下：

2已知参数

壳程设计压力：

Pc＝1.49Mpa

设计温度：

300℃

螺栓材质：

0Cr17Ni12Mo2；数量及规格20-M27

常温下螺栓材料的许用应力：

；设计温度下许用应力：

法兰锻件材质：

0Cr18Ni10Ti

常温下法兰材料的许用应力：

；设计温度下许用应力：

DG＝584.2mm

d0＝219mm

ω＝12.7mm

膨胀节单波轴向刚度k1＝16298.2N/mm

膨胀节总体轴向刚度Kn＝k1÷n＝16298.2÷4＝4075N/mm

m＝6.5

y＝179.3MPa

3垫片有效密封宽度

因b0＜6.4mm，故b＝b0＝1.5875mm。

4垫片压紧力

a）预紧状态下需要的最小垫片压紧力

FG＝Fa＝3.14DGby＝3.14×584.2×1.5875×179.3＝522138（N）

b）操作状态下需要的最小垫片压紧力

FG＝Fp＝6.28DGbmPc＝6.28×584.2×1.5875×6.5×1.49＝56407（N）

5螺栓载荷

a）预紧状态下需要的最小螺栓载荷

Wa＝Fa＝522138N

b）操作状态下需要的最小螺栓载荷

膨胀节推力：

Ft＝KnΔl＝4075×6.97＝28403（N）

壳程介质压力引起的总轴向力：

F＝0.785（DG2－d02）Pc＝0.785×（584.22－2192）×1.49＝343092（N）

Wp＝F－Ft＋Fp＝343092－28403＋56407＝371096（N）

6螺栓面积

a）预紧状态下需要的最小螺栓面积

b）操作状态下需要的最小螺栓面积

c）需要的最小螺栓面积

d）实际螺栓面积

螺栓根径为23.8，腐蚀裕量按2mm考虑。

7螺栓设计载荷

a）预紧状态下螺栓的设计载荷

b）操作状态下螺栓的设计载荷

8环法兰厚度计算（按平盖计算）

a）平盖开孔削弱系数

b）预紧状态下系数K计算

c）操作状态下系数K计算

d）预紧状态下厚度计算

e）操作状态下厚度设计

取δp＝63mm。

9环法兰名义厚度确定

δn＝δp＋C2＋h＝63＋3＋44＋12tg30°≈120（mm）

即取名义厚度为120mm。

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