化工设计竞赛E0306换热器机械强度校核书0001.docx
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化工设计竞赛E0306换热器机械强度校核书0001
固定管板换热器设计计算
计算单位
吉林化工学院TopWay
设计计算条件
壳程
管程
设计压力
0.23
MPa
设计压力
0.25
MPa
设计温度
85
设计温度
140
壳程圆筒内径Di
219
mm
管箱圆筒内径Di
300
mm
材料名称
Q345R
材料名称
Q345R
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
后端管箱圆筒校核计算
后端管箱封头（平盖）校核计算
膨胀节校核计算
管箱法兰校核计算
开孔补强设计计算
管板校核计算
壳程圆筒计算
计算单位
吉林化工学院TopWay
计算所依据的标准
GB150.3-2011
计算条件
筒体简图
计算压力Pc
0.23
MPa
设计温度t
85.00
C
内径Di
219.00
mm
材料
Q345R（板材）
试验温度许用应力
189.00
MPa
设计温度许用应力t
189.00
MPa
试验温度下屈服点s
345.00
MPa
钢板负偏差C1
0.30
mm
腐蚀裕量C2
1.00
mm
焊接接头系数
0.85
厚度及重量计算
计算厚度
=
=0.16
mm
有效厚度
e=n-C1-C2=11.70
mm
名义厚度
n=13.00
mm
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）
MPa
压力试验允许通过
的应力水平T
T0.90s=310.50
MPa
试验压力下
圆筒的应力
T=
=3.33
MPa
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
MPa
设计温度下计算应力
t=
=2.27
MPa
t
160.65
MPa
校核条件
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
计算单位
吉林化工学院TopWay
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
0.23
MPa
设计温度
85
℃
壳体型式
圆形筒体
壳体材料
名称及类型
Q345R
板材
壳体开孔处焊接接头系数φ
0.85
壳体内直径Di
219
mm
壳体开孔处名义厚度δn
13
mm
壳体厚度负偏差C1
0.3
mm
壳体腐蚀裕量C2
1
mm
壳体材料许用应力[σ]t
189
MPa
接管轴线与筒体表面法线的夹角（°）
0
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
300
mm
接管连接型式
插入式接管
接管实际内伸长度
0
mm
接管材料
16Mn
接管焊接接头系数
1
名称及类型
管材
接管腐蚀裕量
1
mm
补强圈材料名称
凸形封头开孔中心至
封头轴线的距离
mm
补强圈外径
mm
补强圈厚度
mm
接管厚度负偏差C1t
0.4
mm
补强圈厚度负偏差C1r
mm
接管材料许用应力[σ]t
181
MPa
补强圈许用应力[σ]t
MPa
开孔补强计算
非圆形开孔长直径
83.8
mm
开孔长径与短径之比
1
壳体计算厚度δ
0.1569
mm
接管计算厚度δt
0.0515
mm
补强圈强度削弱系数frr
0
接管材料强度削弱系数fr
0.9577
开孔补强计算直径d
83.8
mm
补强区有效宽度B
167.6
mm
接管有效外伸长度h1
18.308
mm
接管有效内伸长度h2
0
mm
开孔削弱所需的补强面积A
13
mm2
壳体多余金属面积A1
965
mm2
接管多余金属面积A2
89
mm2
补强区内的焊缝面积A3
13
mm2
A1+A2+A3=1067
mm2，大于A，不需另加补强。
补强圈面积A4
mm2
A-（A1+A2+A3）
mm2
结论:
合格
开孔补强计算
计算单位
吉林化工学院TopWay
接管:
N2,φ30×2.5
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
0.23
MPa
设计温度
85
℃
壳体型式
圆形筒体
壳体材料
名称及类型
Q345R
板材
壳体开孔处焊接接头系数φ
0.85
壳体内直径Di
219
mm
壳体开孔处名义厚度δn
13
mm
壳体厚度负偏差C1
0.3
mm
壳体腐蚀裕量C2
1
mm
壳体材料许用应力[σ]t
189
MPa
接管轴线与筒体表面法线的夹角（°）
0
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
300
mm
接管连接型式
插入式接管
接管实际内伸长度
0
mm
接管材料
16Mn
接管焊接接头系数
1
名称及类型
管材
接管腐蚀裕量
1
mm
补强圈材料名称
凸形封头开孔中心至
封头轴线的距离
mm
补强圈外径
mm
补强圈厚度
mm
接管厚度负偏差C1t
0.25
mm
补强圈厚度负偏差C1r
mm
接管材料许用应力[σ]t
181
MPa
补强圈许用应力[σ]t
MPa
开孔补强计算
非圆形开孔长直径
27.5
mm
开孔长径与短径之比
1
壳体计算厚度δ
0.1569
mm
接管计算厚度δt
0.0159
mm
补强圈强度削弱系数frr
0
接管材料强度削弱系数fr
0.9577
开孔补强计算直径d
27.5
mm
补强区有效宽度B
58.5
mm
接管有效外伸长度h1
8.2916
mm
接管有效内伸长度h2
0
mm
开孔削弱所需的补强面积A
4
mm2
壳体多余金属面积A1
357
mm2
接管多余金属面积A2
20
mm2
补强区内的焊缝面积A3
8
mm2
A1+A2+A3=384
mm2，大于A，不需另加补强。
补强圈面积A4
mm2
A-（A1+A2+A3）
mm2
结论:
合格
开孔补强计算
计算单位
吉林化工学院TopWay
接管:
N3,φ102×4
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
0.25
MPa
设计温度
140
℃
壳体型式
圆形筒体
壳体材料
名称及类型
Q345R
板材
壳体开孔处焊接接头系数φ
0.85
壳体内直径Di
300
mm
壳体开孔处名义厚度δn
13
mm
壳体厚度负偏差C1
0.3
mm
壳体腐蚀裕量C2
1
mm
壳体材料许用应力[σ]t
189
MPa
接管轴线与筒体表面法线的夹角（°）
0
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
200
mm
接管连接型式
插入式接管
接管实际内伸长度
0
mm
接管材料
16Mn
接管焊接接头系数
1
名称及类型
管材
接管腐蚀裕量
1
mm
补强圈材料名称
凸形封头开孔中心至
封头轴线的距离
mm
补强圈外径
mm
补强圈厚度
mm
接管厚度负偏差C1t
0.4
mm
补强圈厚度负偏差C1r
mm
接管材料许用应力[σ]t
180.2
MPa
补强圈许用应力[σ]t
MPa
开孔补强计算
非圆形开孔长直径
96.8
mm
开孔长径与短径之比
1
壳体计算厚度δ
0.2336
mm
接管计算厚度δt
0.0653
mm
补强圈强度削弱系数frr
0
接管材料强度削弱系数fr
0.9534
开孔补强计算直径d
96.8
mm
补强区有效宽度B
193.6
mm
接管有效外伸长度h1
19.677
mm
接管有效内伸长度h2
0
mm
开孔削弱所需的补强面积A
23
mm2
壳体多余金属面积A1
1107
mm2
接管多余金属面积A2
95
mm2
补强区内的焊缝面积A3
13
mm2
A1+A2+A3=1215
mm2，大于A，不需另加补强。
补强圈面积A4
mm2
A-（A1+A2+A3）
mm2
结论:
合格
开孔补强计算
计算单位
吉林化工学院TopWay
接管:
N4,φ102×4
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
0.25
MPa
设计温度
140
℃
壳体型式
圆形筒体
壳体材料
名称及类型
Q345R
板材
壳体开孔处焊接接头系数φ
0.85
壳体内直径Di
300
mm
壳体开孔处名义厚度δn
13
mm
壳体厚度负偏差C1
0.3
mm
壳体腐蚀裕量C2
1
mm
壳体材料许用应力[σ]t
189
MPa
接管轴线与筒体表面法线的夹角（°）
0
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
200
mm
接管连接型式
插入式接管
接管实际内伸长度
0
mm
接管材料
16Mn
接管焊接接头系数
1
名称及类型
管材
接管腐蚀裕量
1
mm
补强圈材料名称
凸形封头开孔中心至
封头轴线的距离
mm
补强圈外径
mm
补强圈厚度
mm
接管厚度负偏差C1t
0.4
mm
补强圈厚度负偏差C1r
mm
接管材料许用应力[σ]t
180.2
MPa
补强圈许用应力[σ]t
MPa
开孔补强计算
非圆形开孔长直径
96.8
mm
开孔长径与短径之比
1
壳体计算厚度δ
0.2336
mm
接管计算厚度δt
0.0653
mm
补强圈强度削弱系数frr
0
接管材料强度削弱系数fr
0.9534
开孔补强计算直径d
96.8
mm
补强区有效宽度B
193.6
mm
接管有效外伸长度h1
19.677
mm
接管有效内伸长度h2
0
mm
开孔削弱所需的补强面积A
23
mm2
壳体多余金属面积A1
1107
mm2
接管多余金属面积A2
95
mm2
补强区内的焊缝面积A3
13
mm2
A1+A2+A3=1215
mm2，大于A，不需另加补强。
补强圈面积A4
mm2
A-（A1+A2+A3）
mm2
结论:
合格
Ω膨胀节计算和校核
计算单位
吉林化工学院TopWay
计算条件
Ω膨胀节结构示意图
设计压力Pc
0.23
MPa
设计温度t
85
C
Ω膨胀节结构
与壳体搭接
膨胀节管子外直径do
25
mm
膨胀节管子名义厚度
5
mm
膨胀节管子腐蚀裕量C2
1
mm
膨胀节短节名义厚度2
5
mm
膨胀节短节腐蚀裕量C22
1
mm
壳体外直径Do
245
mm
壳体名义厚度1
13
mm
壳体腐蚀裕量C21
1
mm
膨胀节开槽间距L2
10
mm
壳体端部间距L3
10
mm
1．膨胀节与壳体搭接
膨胀节开槽处高度h
20
mm
膨胀节的半波数Nd
2
膨胀节材料
Q345R
膨胀节材料在设计温度下许用应力[]t
189
MPa
膨胀节材料在设计温度下弹性模量Et
345
MPa
膨胀节所受到的轴向力
6789.86
N
膨胀节设计疲劳次数[N]
0
壳体材料
Q345R
壳体材料在设计温度下许用应力[]t
189
MPa
膨胀节刚度Kex
1000
N/mm
膨胀节的轴向位移
mm
2．膨胀节与壳体对接
计算结果
壳体有效厚度10
11.7
mm
膨胀节短节有效厚度20
3.7
mm
膨胀节管子平均直径dm
20
mm
膨胀节管子有效厚度0
3.7
mm
壳体有效长度L1=58.8937
mm
膨胀节管子径向薄膜应力
0.621622
MPa
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
MPa
膨胀节与壳体对接
=
MPa
2<[]tmin=189,合格
轴向位移产生的应力：
=14.055
MPa
内压和轴向位移同时作用时的合成应力：
=14.6766
MPa
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：
合格
换热管内压计算
计算单位
吉林化工学院TopWay
计算条件
换热管简图
计算压力Pc
0.25
MPa
设计温度t
140.00
C
内径Di
28.00
mm
材料
12Cr1MoVG（管材）
试验温度许用应力
170.00
MPa
设计温度许用应力t
145.00
MPa
钢板负偏差C1
0.00
mm
腐蚀裕量C2
0.00
mm
焊接接头系数
1.00
厚度及重量计算
计算厚度
=
=0.02
mm
有效厚度
e=n-C1-C2=2.00
mm
名义厚度
n=2.00
mm
重量
2.96
Kg
压力及应力计算
最大允许工作压力
[Pw]=
=19.33333
MPa
设计温度下计算应力
t=
=1.88
MPa
t
145.00
MPa
校核条件
t≥t
结论
换热管内压计算合格
换热管外压计算
计算单位
吉林化工学院TopWay
计算条件
换热管简图
计算压力Pc
-0.23
MPa
设计温度t
140.00
C
内径Di
28.00
mm
材料名称
12Cr1MoVG（管材）
试验温度许用应力
170.00
MPa
设计温度许用应力t
145.00
MPa
钢板负偏差C1
0.00
mm
腐蚀裕量C2
0.00
mm
焊接接头系数
1.00
厚度及重量计算
计算厚度
=0.27
mm
有效厚度
e=n-C1-C2=2.00
mm
名义厚度
n=2.00
mm
外压计算长度L
L=2000.00
mm
外径Do
Do=Di+2n=32.00
mm
L/Do
5.00
Do/e
16.00
A值
A=0.0046915
B值
B=158.48
重量
2.96
kg
压力计算
许用外压力
[P]=
=12.38098
MPa
结论
换热管外压计算合格
管箱法兰计算
计算单位
吉林化工学院TopWay
设计条件
简图
设计压力p
0.250
MPa
计算压力pc
0.250
MPa
设计温度t
140.0
C
轴向外载荷F
0.0
N
外力矩M
200.0
N.mm
壳
材料名称
Q345R
体
许用应力
189.0
MPa
法
材料名称
16Mn
许用
[]f
178.0
MPa
兰
应力
[]tf
169.2
MPa
材料名称
20
螺
许用
[]b
91.0
MPa
应力
[]tb
86.0
MPa
栓
公称直径dB
20.0
mm
螺栓根径d1
17.3
mm
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
mm
Le
20.0
LA
28.0
h
25.0
δ1
22.0
材料类型
软垫片
N
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
b0>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
N
操作状态下需要的最小螺栓载荷Wp
Wp=Fp+F=30712.2
N
所需螺栓总截面积Am
Am=max（Ap,Aa）=1760.7
mm2
实际使用螺栓总截面积Ab
Ab=
=5637.6
mm2
力矩计算
操
FD=0.785
pc
=49067.6
N
LD=LA+0.5δ1
=39.0
mm
MD=FDLD
=1913636.0
N.mm
作
FG=Fp
=8007.8
N
LG=0.5（Db-DG）
=130.0
mm
MG=FGLG
=1041018.0
N.mm
Mp
FT=F-FD
=-26378.7
N
LT=0.5（LA+1+LG）
=90.0
mm
MT=FTLT
=-2374086.2
N.mm
外压:
Mp=FD（LD-LG）+FT（LT-LG）;内压:
Mp=MD+MG+MTMp=580567.7
N.mm
预紧Ma
W=336619.8
N
LG=130.0
mm
Ma=WLG=43760580.0
N.mm
计算力矩Mo=Mp与Ma[]ft/[]f中大者Mo=41597136.0
N.mm
螺栓间距校核
实际间距
=78.5
mm
最小间距
46.0（查GB150-2011表9-3）
mm
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
整体法兰
=318301.2
松式法兰
=0.0
0.3
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
0.00
MPa
操作状态
0.00
MPa
输入法兰厚度δf=45.0mm时,法兰应力校核
应力
性质
计算值
许用值
结论
轴向
应力
252.45
MPa
=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
应力
61.37
MPa
=169.2
校核合格
切向
应力
75.24
MPa
=169.2
校核合格
综合
应力
=163.85
MPa
=169.2
校核合格
刚度
系数
0.918
校核合格
法兰校核结果
校核合格
升级会员 