换热器管板厚度的快速计算
2019换热器布管计算
布管（1）换热管的排列方式为转角正方形排列，如下图所示（2）换热管中心距所选换热管d=25mm ，换热管中心距宜不小于1.25倍的换热管外径，查国标得换热管中心距S=32mm(3)布管限定圆布管限定圆直径D L=D i-2b3b3=0.25d=0.25×25=6.25mm(一般情况下不小于8mm)∴取b3=8.5D L=D i-2b3=500－2×8.5＝483mm具体布管图如附图U型管换热器的设计与校核1由工艺设计给定壳体公称直径为500mm，壳程的最高工作压力为1.2MPa，管程最高工作压力为1.5MPa，壳程液体进口温度为70℃，出口温度为110℃；管程液体进口温度180℃，出口温度125℃；管长为6000mm，4管程单壳程的换热器。
原油的黏度大,因此壳程走原油，管程走被冷却的柴油。
2筒体壁厚设计由工艺设计给定设计温度为150℃，选用低合金钢Q345R。
查GB 150一2011可知：150℃时Q345R的许用应力[]150δ=189MPa，厚度暂取3～16mm，焊接采用双面对接焊局部无损探伤检测，焊接系数φ=0.85,钢板的厚度负偏差按GB/T 709一2006 查3B类钢板得钢板负偏差为C1=0.3,腐蚀裕量C2=3mm,设计压力为最大工作压力的1.05~1.1倍,由工艺设计给定壳程的最高工作压力为1.2MPa(绝);表压=绝压—当地大气压=1.2Mpa－101.3kpa=1.1Mpa∴P c=(1.05~1.1)×1.1=1.2Mpa计算壁厚t＝﹙P c D i／2[δ]tφ﹣P c﹚＋C1＋C2＝5.175mm由于管壳式换热器在工作过程中除承受内压外还受到温差应力、支座反力和自重等载荷的作用，因此壳体壁厚应比计算值大，对碳素钢和低合金钢应满足GB 151一1999的最小厚度要求，查得U型管式换热器的壁厚应不小于8mm，圆整后取钢板名义厚度t n=8mm。
换热器设计中平盖厚度的合理计算
表 １ 换热器设计参 数
项目 设计 压 力 （ Ｍ Ｐ ａ ） 壳程 ２ ． １ ５ 管 程 ２ ． １ ５
壳程侧 物料 由Ｓ Ｉ 进 入 ，经折 流板 折流 从Ｓ ２
需 设 置 防冲 板 ，这 样 使 得 管 板 的布 管上 下 不太 对 称 ，见 图２ 。
作者简介 ：郭展玲 （ １ ９ ７ ９ 一 ）， 女 ，河南洛阳人，２ ０ ０ ２ 年毕业
于北 京石 油化工 学院化工设 备与机械 专业 ，本科 学历 ，工程 师。 现在天津辰鑫右化工程设计有限公司从事压力容器设计工作。
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换 热 器 广 泛 应 用 于 工 业 各 个 领 域 ，在 炼 油 、
１ ． １ 设计参数
换 热器 的设 计参 数 及 结构 简 图分 别 见表 １ 和 图
１。
化 工 装 置 中 换 热 器 占设 备 总 量 和 设 备 投 资 的４ ０ ％ 左 右 。换 热 器 设 备 中 ，管 壳式 换 热 器 是 应 用 最 为 广 泛 、使 用 量 最 大 的换 热 器 形式 。 目前 换热 器 直
管板计算
正方形排列
= =
215666.00
mm2
布积
多管程
三角形排列
= =
管
正方形排列
= =
管板开孔后面积
123381.50
mm2
一根换热管管壁金属横截面积
176.71
mm2
管板布管区当量直径
=524.02
mm
换热管有效长度
L=Lt-2n-2l2=5893.00
mm
管束模数
=2054.86
管束无量纲刚度
Q345R
板材
输入管板名义厚度n
52.00
mm
管板强度削弱系数
0.40
管板刚度削弱系数
0.40
隔板槽面积Ad
23154.00
mm2
换热管与管板胀接长度或焊脚高度l
3.00
mm
设计温度下管板材料弹性模量Ep
191000.00
MPa
设计温度下管板材料许用应力
160.00
MPa
许用拉脱力[q]
54.00
mm
mm
前
校核
端
前端管箱封头名义厚度
mm
管
校核
箱
前端管箱法兰厚度
mm
校核
后端管箱筒体名义厚度
mm
后
校核
端
后端管箱封头名义厚度
mm
管
校核
箱
后端管箱法兰厚度
mm
校核
带法兰凸形封头名义厚度
mm
浮
校核
头
法兰设计厚度
mm
盖
校核
钩圈计算厚度
mm
校核
管
管板名义厚度
NBT47012换热器管板厚度计算
240.9Leabharlann бt≤[бt] 合格010)
110 1.2 15.88
1 16.08
133.2 1.9
4.72 14.663 格
8.60
3.00 格
合格 格
管板名义厚度δn（mm） 管板各侧设计压力 p'(Mpa)
最外周管孔中心线连接所
39
管板外圆周载荷直径D(mm)
361 腐蚀余量C2(mm)
2.2 管板材料的弯曲许用应力[б]w(Mpa) 166.5 管孔直径d(mm) 最外周管孔中心线连接所得的多边形
周
管板材料的剪切许用应
得多边形面积AD(mm²)
路径二
管板计算厚度δ2(mm)
5.70134 许用压力校核[p]2(Mpa)
δ=Max(δ1,δ2)(mm) 有支撑的管板厚度δ 3(mm)
25.9353098 Min([p]1,[p]2)≥P 19.22 δ'=Max(δ,δ3)(mm)
合格 25.94 许用压力校核[p]3(Mpa)
[p]3≥P 按GB1502011平盖计
延长部分兼作平盖固定式管板计算(NB/T47012-2010)
已知参数
设计压力P(Mpa) 管板材料名称
2.2 Q345R
设计温度(℃) 设计温度许用应力[б](Mpa)
125 平均温度(℃) 接触面许用应力[б
166.5 t](Mpa)
换热管材料名称
TP2 设计温度许用应力[б]'(Mpa)
25 换热管外径do(mm)
管孔最小中心距S(mm)
合格
32 管孔小中心距时名义孔桥宽度 17.23 Bmin(mm)
1.15446 最小孔桥宽度Bg(mm)
换热器矩形管板的计算
３）
、 ＝ｘ ／ ３、 ９／ ０
：
Ｊｍ ｍ
．
—
设计温度下材料的许用应力 ，
＝
若考 虑开 孔 削弱 ，则有
１ ３８Ｎ／ ｍｍ 。
堕 Ｌ ： ４９ ｍｍ ７
‘ 、 Ｏ５ １ ／． ４
矩 形管 板 的几何 尺 寸如 图 １ 示 。 所
３ 按带 底板 半 圆筒 形容器 计算 将 底板 当做 边缘 支持 承受 均布 载荷 的矩 形平板
— —
Ｚ 一 非 圆形平 盖 的形 状 系数 ， ＿ ．
Ｚ＝３． ． ４—２４ａ
，
且 Ｚ≤２５ ．。
开孔 削 弱系数 或 横 向收缩 系数 ，
： ：
经 算 ｚ． ． ＝ —× ｌ２ ， 计 ，＝ — 手３２ ＿ ． ３２ ．． ４ ４ ４ ４ ＝２ ９
取 Ｚ ２５ ＝ ．。
。
０．４１； ５
图 ２ 带 底 板 半 圆 筒 形 召 器 截 面 圈
ｓＣ、 ＝ ｒ／ Ｃｆ ０×２３ 、 ．１５０／ ４ ．× × ５５ ９
＝ ＝
［］＝
ｔ‘ ｌ
（） ３
丽
式中
ｔ Ｋ — 系数 ，Ｋ （ ． ０２ ５ ） １ ８２ — ： Ｏ４ ． ｂ 一 １ ＋ ７
．
．
；
４ ９ ８．８ ｍｍ
ｒｆ ｒ ｎ ｅ ｏ ｅ ｓ ｍｅｔ ｐ ｆ ｑ ｉ ｍｅ ｔ． ｅ ｅ ｅ ｃ ｓｆ ｒｔ ａ ｙ ｅ ｏ ｕ ｐ ｎ ｓ ｈ ｅ Ｋｅ ｒ ｓ：Ｈｅ ｔｅ ｃ ａ ｇ ｒ Ｒ ｃ ａ ｇ ｌ ｒｔ ｂ ｌ ｔ ｙ ｗｏ ｄ ａ ｘ ｈ ｎ ｅ ； ｅ ｔ ｎ ａ ｅ ｐ ａｅ；Ｆ ａ ｏ ｅ ；Ｐ ｅ ｓ ｒ ｅ ｓ ｌ ｕ ｕ ｌｔｃ ｖ ｒ ｒ ｓ ｕ ｅ ｖ ｓ ｅ
SW6某固定管板换热器强度计算_简单计算书
软件批准号：CSBTS/TC40/SC5-D01-1999DATA SHEET OF PROCESS EQUIPMENT DESIGN工程名：PROJECT设备位号：ITEM设备名称：EQUIPMENT图号：DWG NO。
设计单位：压力容器专用计算软件DESIGNER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P s (MPa) 2.4 设计压力P t (MPa) 0.6设计温度t s (℃) 100 设计温度t t (℃) 60壳程圆筒外径Do (mm) 325 管箱圆筒外径Do (mm) 325材料名称20(GB8163) 材料名称20(GB8163)前端管箱封头计算计算所依据的标准GB 150.3-2011计算条件计算压力P c (MPa) 0.60 外径D o (mm) 325.00 设计温度t (℃) 60.00 曲面高度h o (mm) 73.00 材料名称Q235-B 材料类型板材试验温度许用应力[σ] (MPa) 116.00 钢板负偏差C1 (mm) 0.30 设计温度许用应力[σ]t(MPa) 114.50 腐蚀裕量C2 (mm) 1.00 焊接接头系数φ 1.00压力试验时应力校核压力试验类型液压试验压力试验允许通过的应力试验压力值P T (MPa) 1.0000 [σ]T (Mpa) 211.50试验压力下封头的校核条件σT ≤[σ]T周向应力σT (MPa) 29.90 校核结果合格厚度及重量计算形状系数K 1.2750 最小厚度δmin (mm) 3.00 计算厚度δh (mm) 1.08 名义厚度δnh (mm) 8.00 有效厚度δeh (mm) 6.70 重量(kg) 7.75 结论满足最小厚度要求压力计算最大允许工作压力[P w](MPa) 3.82974 结论合格后端管箱封头计算计算所依据的标准GB 150.3-2011计算条件计算压力P c (MPa) 0.60 外径D o (mm) 325.00 设计温度t (℃) 60.00 曲面高度h o (mm) 73.00 材料名称Q235-B 材料类型板材试验温度许用应力[σ] (MPa) 116.00 钢板负偏差C1 (mm) 0.30 设计温度许用应力[σ]t(MPa) 114.50 腐蚀裕量C2 (mm) 1.00 焊接接头系数φ 1.00压力试验时应力校核压力试验类型液压试验压力试验允许通过的应力试验压力值P T (MPa) 1.0000 [σ]T (Mpa) 211.50试验压力下封头的校核条件σT ≤[σ]T周向应力σT (MPa) 29.90 校核结果合格厚度及重量计算形状系数K 1.2750 最小厚度δmin (mm) 3.00 计算厚度δh (mm) 1.08 名义厚度δnh (mm) 8.00 有效厚度δeh (mm) 6.70 重量(kg) 7.75 结论满足最小厚度要求压力计算最大允许工作压力[P w](MPa) 3.82974 结论合格内压圆筒校核计算所依据的标准GB 150.3-2011计算条件计算压力P c (MPa) 2.40 设计温度t (℃) 100.00 外径D o (mm) 309.00材料名称20(GB8163) 材料类型管材试验温度许用应力[σ] (MPa) 152.00 钢板负偏差C1 (mm) 1.20 设计温度许用应力[σ]t (MPa) 147.00 腐蚀裕量C2 (mm) 1.00 试验温度下屈服点σs (MPa) 245.00 焊接接头系数φ 1.00厚度及重量计算计算厚度δ (mm) 2.50 名义厚度δn (mm) 8.00 有效厚度δe (mm) 5.80 重量(kg) 68.53压力试验时应力校核压力试验类型液压试验压力试验允许通过的应力试验压力值P T (MPa) 3.0000[σ]T0.90σs220.50试验压力下圆筒的应力σT (MPa) 78.41 校核条件σT≤[σ]T校核结果合格压力及应力计算最大允许工作压力[P w] (MPa) 5.62401 设计温度下计算应力σt (MPa) 62.73 [σ]tφ147.00 校核条件[σ]tφ≥σt 结论合格开孔补强计算设计条件接管: A1，A2, φ80×10计算方法: GB150.3-2011 等面积补强法,单孔计算压力p c (MPa) 0.6 接管焊接接头系数 1 设计温度t (℃) 60 接管腐蚀裕量(mm) 1 壳体型式椭圆形封头凸形封头开孔中心至壳体材料Q235-B 封头轴线的距离(mm)名称及类型板材接管厚度负偏差C1t (mm)壳体开孔处焊接接头系数φ 1 接管材料许用应力[σ]t (MPa)壳体内直径D I (mm) 309 接管材料20(GB8163) 壳体开孔处名义厚度δn (mm) 8 名称及类型管材壳体厚度负偏差C1 (mm) 补强圈材料名称壳体腐蚀裕量C2 (mm) 1 补强圈外径(mm)壳体材料许用应力[σ]t (MPa) 补强圈厚度(mm)椭圆形封头长短轴之比 2.1164 补强圈厚度负偏差C1r (mm)接管连接型式补强圈许用应力[σ]t (MPa)接管实际外伸长度(mm) 20 凸形封头上接管轴线与封头轴线的接管实际内伸长度(mm) 0 夹角(°)开孔补强计算非圆形开孔长直径(mm) 64.5 开孔长径与短径之比 1 壳体计算厚度δ(mm) 接管计算厚度δt (mm)补强圈强度削弱系数f rr接管材料强度削弱系数f r开孔补强计算直径d (mm) 64.5 补强区有效宽度B (mm)接管有效外伸长度h1 (mm) 接管有效内伸长度h2 (mm)壳体多余金属面积A1 (mm2)开孔削弱所需的补强面积A(mm2)接管多余金属面积A2 (mm2) 补强区内的焊缝面积A3(mm2)A1+A2+A3= (mm2)补强圈面积A4 (mm2) A-(A1+A2+A3) (mm2)开孔补强计算设计条件接管: B1，B2, φ60×5计算方法: GB150.3-2011 等面积补强法,单孔计算压力p c (MPa) 2.4 接管焊接接头系数 1 设计温度t (℃) 100 接管腐蚀裕量(mm) 1 壳体型式圆形筒体凸形封头开孔中心至壳体材料20(GB8163) 封头轴线的距离(mm)名称及类型管材接管厚度负偏差C1t (mm)壳体开孔处焊接接头系数φ 1 接管材料许用应力[σ]t (MPa)壳体内直径D I (mm) 309 接管材料20(GB8163) 壳体开孔处名义厚度δn (mm) 8 名称及类型管材壳体厚度负偏差C1 (mm) 补强圈材料名称壳体腐蚀裕量C2 (mm) 1 补强圈外径(mm)壳体材料许用应力[σ]t (MPa) 补强圈厚度(mm)0 补强圈厚度负偏差C1r (mm)接管轴线与筒体表面法线的夹角(°)接管连接型式补强圈许用应力[σ]t (MPa)接管实际外伸长度(mm) 77.5 凸形封头上接管轴线与封头轴线的接管实际内伸长度(mm) 0 夹角(°)开孔补强计算非圆形开孔长直径(mm) 53.25 开孔长径与短径之比 1 壳体计算厚度δ(mm) 接管计算厚度δt (mm)补强圈强度削弱系数f rr接管材料强度削弱系数f r开孔补强计算直径d (mm) 53.25 补强区有效宽度B (mm)接管有效外伸长度h1 (mm) 接管有效内伸长度h2 (mm)壳体多余金属面积A1 (mm2)开孔削弱所需的补强面积A(mm2)接管多余金属面积A2 (mm2) 补强区内的焊缝面积A3(mm2)A1+A2+A3= (mm2)补强圈面积A4 (mm2) A-(A1+A2+A3) (mm2)延长部分兼作法兰固定式管板设计计算条件:壳程圆筒：设计压力p s (MPa) 2.4 平均温度下热膨胀系数αs(1/℃) 1.076e-05 设计温度T s (℃) 100 壳程圆筒内径D I(mm) 309 平均金属温度t s (℃) 0 壳程圆筒名义厚度δs(mm) 5.8 装配温度t0 (℃) 15 壳体法兰弹性模量E f’(MPa) 1.97e+05材料名称20(GB8163)壳程圆筒内直径横截面积A(mm2)7.499e+04设计温度下许用应力[σ]t(MPa) 147 壳程圆筒金属横截面积A s(mm2)5736平均温度下弹性模量E s(MPa) 2.023e+05管箱圆筒:设计压力p t (MPa) 0.6 弹性模量E h (MPa) 2.01e+05 设计温度T t(℃)60 管箱圆筒名义厚度δh(mm) 7 材料名称20(GB8163)管箱法兰弹性模量E f”(MPa) 1.99e+05 换热管:材料名称BFe10-1-1管子壁厚δt (mm) 0.6 管子平均温度t t (℃) 0 管子根数n464 设计温度下管子材料许用应力换热管中心距S (mm) 12 [σ]t t(MPa) 63 一根管子金属横截面积α(mm2)16.78 设计温度下管子材料屈服应力管子有效长度(两管板内侧间σs t (MPa) 94距) L (mm) 1152 设计温度下管子材料弹性模量管束模数K t2731 E t t (MPa) 1.21e+05管子回转半径i 3.154 平均温度下管子材料弹性模量管子受压失稳当量长度l cr170 E t (MPa) 1.249e+05系数C r159.4 平均温度下管子材料热膨胀系比值l cr53.9 数αt 1.153e-05 管子稳定许用压应力[σ]cr39.05 管子外径d (mm) 9.5管板:材料名称Q235-B管板强度削弱系数η0.4 设计温度t p100 管板刚度削弱系数μ0.4 设计温度下许用应力[σ]r t (MPa) 108 管子加强系数K 4.23 设计温度下弹性模量E P (MPa) 1.97e+05 管板和管子连接型式胀接，不开槽管板腐蚀裕量C2 (mm) 2 管板和管子胀接(焊接)高度l(mm) 17 管板输入厚度δn (mm)20 许用拉脱应力[q](MPa) 2 管板计算厚度δ(mm) 17.7 隔板槽面积(包括拉杆和假管区面积)A d (mm2) 0管箱法兰:材料名称Q235-B法兰宽度b f (mm) 45.5 管箱法兰厚度δf”(mm) 20 比值δh/D i0.02265 法兰外径D f (mm) 400 比值δf”/D i0.06472 基本法兰力矩M m(N⋅mm)3.362e+06 系数C”0.00 管程压力操作工况下法系数ω”0.002577 兰力M p (MPa) 1.34e+06 旋转刚度K f”(MPa) 52.39 壳体法兰:材料名称Q235-B系数ω’0.001598 壳体法兰厚度δf’(mm) 18 旋转刚度K f’(MPa) 33.61 法兰外径D f (mm) 400 法兰外径与内径之比K 1.294 法兰宽度b f (mm) 45.5 壳体法兰应力系数Y7.666 比值δs/D i0.01877 旋转刚度无量纲参数f~K0.009666比值δf’/D i0.05825 膨胀节总体轴向刚度K ex(N/mm)系数C’0.00注：管板参数计算:管板开孔后面积A1(mm2) 4.21e+04 管板布管区当量直径D t(mm)271.4管板布管区面积A t(mm2)5.786e+04 系数计算:管板第一弯矩系数m 1 0.3562 管板第二弯矩系数m 2 1.884 系数 ψ 8.785 系数 M 1 0.01283 系数 G 22.473 系数 G 30.01426 换热管束与不带膨胀节 法兰力矩折减系数 ξ0.4039壳体刚度之比 Q 0.8376 管板边缘力矩变化系~M ∆0.9565 换热管束与带膨胀节壳 法兰力矩变化系数 f ~M ∆0.6136 体刚度之比 Q ex系数 β=na A /l0.1849系数 λ=A 1/A 0.5614 管板布管区当量直径与系数 ∑s2.364 壳体内径之比 0.8784系数 ∑t 3.035 管板周边不布管区无量纲宽度 k = K (1-ρt )0.5143仅有壳程压力P s 作用下的工况 (P t = 0):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 γ 0.0 -1.155e-05当量压力组合 P c (MPa)2.4 2.4 有效压力组合 P a (MPa) 5.673 5.407 基本法兰力矩系数 m M ~0.04555 0.04779 管板边缘力矩系数~M 0.05782 0.06006 管板边缘剪力系数 ν 0.5079 0.5277 管板总弯矩系数 m 0.871 0.884 系数 G 1e 0.24910.2529系数 G 1i0.14340.1434 系数 G 10.24910.2529 管板径向应力系数σ~r0.028370.02918 管板布管区周边处径向应力系数σ~r0.07093 0.07294 管板布管区周边处剪切应力系数~τp0.1139 0.1154 壳体法兰力矩系数 ws M ~0.010530.01143计算值 许用值 计算值 许用值 管板径向应力 σr (MPa)68.86 162 67.48 324 管板布管区周边处径向应力 σr ’(MPa) 84.68 162 83.92 324 管板布管区周边剪切应力 τP (MPa) 13.91 54 13.43 162 壳体法兰应力 σf (MPa)59.4916261.58324换热管轴向应力 σt (MPa)-5.996[σ]t t =63[σ]cr = 39.05-4.9583[σ]t t =189 [σ]cr =39.05壳程圆筒轴向应力σc (MPa)18.97 147 18.31 441 换热管与管板连接拉脱应力 q (MPa) 0.1982 20.1639 2t s = 0):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 γ 0.0 -1.155e-05当量压力组合 P c (MPa) -0.7109 -0.7109 有效压力组合 P a (MPa) -1.821 -2.087 操作情况下法兰力矩系数p M ~-0.05659 -0.04936 管板边缘力矩系数 M M p ~~=-0.05659 -0.04936 管板边缘剪力系数 ν -0.4972 -0.4336 管板总弯矩系数 m -1.155 -0.8138 系数 G 1e 0.3303 0.2328 系数 G 1i 1.097 0.8784 系数 G 11.0970.8784 管板径向应力系数 σ~r0.041680.03757 管板布管区周边处径向应力系数σ~'r -0.03136 -0.02489 管板布管区周边处剪切应力系数 ~τp0.03798 0.04278 壳体法兰力矩系数 ws M ~-0.03569-0.03277计算值 许用值 计算值 许用值 管板径向应力 σr (MPa)32.46 162 33.55 324 管板布管区周边处径向应力σr ’ (MPa) 28.11 162 28.23 324 管板布管区周边剪切应力 τP (MPa) -1.488 54 -1.922 162 壳体法兰探讨应力σf(MPa) 64.73 162 68.13 324 换热管轴向应力σt (MPa) 4.75 [σ]t t =63 [σ]cr =39.055.827 3[σ]t t =189 [σ]cr =39.05壳 程圆筒轴向应力 σc (MPa) 5.814 147 5.223 441 换热管与管板连接拉脱应力 q (MPa) 0.1572 0.19272 结论管板名义厚度 δn (mm)20管板校核通过换热管内压计算计算条件设计压力P c (MPa) 0.60 试验温度许用应力[σ] (MPa) 67.00 设计温度t (℃) 100.00 设计温度许用应力[σ]t (MPa) 63.00 内径D i (mm) 8.30 钢板负偏差C1 (mm) 0.00 材料名称BFe10-1-1 腐蚀裕量C2 (mm) 0.00 材料类型管材焊缝接头系数φ 1.00厚度及重量计算计算厚度(mm) 0.04 名义厚度(mm) 0.60 有效厚度(mm) 0.60 重量(kg) 0.18压力及应力计算最大允许工作压力[P] (MPa) 8.49438 设计温度下计算应力σt (MPa) 4.45 [σ]tφ63.00校核条件[σ]tφ≥σt结论换热管内压计算合格换热管外压计算计算条件设计压力P c (MPa) -2.40 试验温度许用应力[σ] (MPa) 67.00 设计温度t (℃) 100.00 设计温度许用应力[σ]t (MPa) 63.00 内径D i (mm) 8.30 钢板负偏差C1 (mm) 0.00 材料名称BFe10-1-1 腐蚀裕量C2 (mm) 0.00 材料类型管材焊缝接头系数φ 1.00厚度及重量计算计算厚度(mm) 0.62 L/D o 4.97有效厚度(mm) 0.60 D o/δe15.83 名义厚度(mm) 0.60 A值0.0047973外压计算长度L (mm) 1192.00B值48.70外径D o (mm) 9.50重量(kg) 0.18压力计算许用外压力[P] (MPa) 3.87672结论换热管外压计算合格管箱法兰计算设计条件设计压力p c (MPa) : 0.600 螺栓根径d B (mm) : 13.8 计算压力p c (MPa) 0.600 螺栓材料名称35 设计温度t(︒C) 60.0 螺栓材料常温下许用应力法兰材料名称Q235-B [σ]b (MPa) 117.0 法兰材料常温下许用应力螺栓材料设计温度下许用应力[σ]f (MPa) 116.0 [σ]t b (MPa) 111.0 法兰材料设计温度下许用应力螺栓公称直径d B（mm）16.0 [σ]t f (MPa) 114.5 螺栓数量n (个) 16 法兰输入厚度δf (mm) 20.0垫片参数：b’=4(b’0)1/2 21.91 D I (mm) 309.0 2b" 5 D b (mm) 370.0 m 2.00 d b(mm) 19.0 y11.0 D’G=D b-(d b+2b") (mm) 346.0 D(mm) 400.0 δ1 (mm) 13.0螺栓受力计算W a=bπ'D b y = (N)280133.2 W p=F'+F p+F R= （N）173972.0 实际螺栓总截面积A b (mm2)2405.3弯矩计算F D = 0.785D2i p c (N)49749.4 L’T=0.25(D b+d b+2b"-D I)(mm17.2)F’T=0.785(D b-d b)2p c-F D (N) 8278.3 L’P=0.5(d b+2b") (mm) 12.0 F’T=6.28 D’G m p c b" (N)6521.9 L R=(D-(D b+d b))/4+d b/2 12.2(mm)F R=(F D L D+ F’P L’P+ F’T L’T)/L R (N) 109422.4 M D= F D L D (N.mm)1119361.0 整体: L D=0.5(D b-D i-δ1) M’T= F’T L’T(N.mm)142800.5 活套: L D=0.5(D b-D i) (mm) 22.5 M’P= F’P L’P(N.mm)78263.3 计算用弯矩M0(N.mm) 1340424.9螺栓间距校核实际间距(mm) 72.6 最小间距(查GB150.3-2011表7-3)(mm) 38.0 最大间距(mm) 88.0计算结果：按弯曲应力确定的法兰厚度δfn (mm) 9.0校核合格。
换热器管板厚度的快速计算
结论
要求 在计算厚度的基础上加上腐蚀裕度 调整到钢
换热器管板厚度的确定 是换热器设计的一个
板规格厚度∀
重要内容 在实际设计过程中 经常需要快速确定其
不适应性
厚度 以便节省时间 提高工作效率 从而达到设计 制造的目的∀本计算方法在实际工作中已多次应用∀
本计算方法不适用于结构特殊 如与法兰搭焊 连接的固定管板及圆环形管板等 以及布管或载荷
关键词 换热器 管板 厚度计算
中图分类号 × ±
文献标识码
文章编号
2
22
在换热器管板设计中 按照
5管
壳式换热器6进行管板厚度设计计算时 计算过程比
较复杂∀本文通过对计算公式进行推导 得出一种快
速简捷的计算方法∀
公式推演
单管程 延长部分兼作法兰与不兼作法兰的 固
定管板式换热器管板 管板周边布管区较窄 管板周
Δτ
Ατ Π
式中 Δ τ) ) 管板布管区当量直径
收稿日期
22
作者简介 李广民 男
年出生 毕业于太原理工大学 学士学
位 工程师 现从事技术开发与管理工作∀
Α τ) ) 管板布管区面积
Θτ
Δτ Δι
式中 Θτ) ) 管板布管区的当量直径与壳程圆筒内 径之比∀
对单管程换热器 三角形排列时
Ατ
νΣ
ν νΠΔτ δ Δτ
换热器为 5 Ε 单管程 换热面积
管
间距为
管!壳程材料为
∀
解 查文献≈ Ù×
表 换热管数量
ν
根 有效长度 Λ
∀
查文献≈ 表 ƒ 求得 Ε τ
° Επ
°∀
把上述已知条件代入 ! 式得
Θτ
换热器管板厚度的快速计算概要
第卷第期山西化工∂ 年月≥ ÷ ≤ ∞ ≤ ⁄ ≥× ≠ ƒ换热器管板厚度的快速计算李广民丁满福山西丰喜化工设备有限公司山西永济摘要在化工生产中换热器设备是应用最广泛的一种设备且占主导地位∀而在换热器设计过程中管板厚度设计计算比较复杂∀本文的特点是在满足 5管壳式换热器 6标准要求的前提下介绍一种快速简便估算管板厚度的计算公式从而达到快速确定管板厚度的目的∀关键词换热器管板厚度计算中图分类号 ×±文献标识码文章编号 2 2 2在换热器管板设计中按照 5管壳式换热器 6进行管板厚度设计计算时计算过程比较复杂∀本文通过对计算公式进行推导得出一种快速简捷的计算方法∀公式推演单管程延长部分兼作法兰与不兼作法兰的固定管板式换热器管板管板周边布管区较窄管板周边布管区无量纲宽度 [ 假定管板厚度为Δ管子加强系数为则ΔιΔΕτναΕΠΓΛΔ式中Δι壳程圆筒内径Δ 管板计算厚度ν 管子根数α 一根换热管管壁金属的横截面积Γ 管板刚度削弱系数取ΓΛ 管子有效长度Ετ 管子设计温度下弹性模量° Επ 管板设计温度下的弹性模量 °∀ Δτ τΠ式中Δτ管板布管区当量直径收稿日期 2 2作者简介李广民男年出生毕业于太原理工大学学士学位工程师现从事技术开发与管理工作∀Ατ 管板布管区面积ΘτΔτΔι式中Θτ管板布管区的当量直径与壳程圆筒内径之比∀对单管程换热器三角形排列时Ατ νΣ ν νΠΔτ δ Δτ 式中Σ 管间距Δτ 管子壁厚δ 管子外径∀式代入得ΔτΑτΠΣν 式代入式化简得Θτ ΣΔι在实际设计工作中Θτ且知 [所以由得Θτ[ 即Θτ[由代入中经化简得Δ∴τττΕπ#ΛΘτ Δ ιΘτνΔτ δ Δτ ΕτΕπ#ΛΘτ Δ ι 同样对正方形排列换热器Ατ νΣΘτ ΣΔι代入式即可求出厚度∀设计计算利用式即可求出管板计算厚度下面举例说明∀一台七塔加料换热器其结构形式为固定管板式该设备基本参数如下尺寸规格5 Ε Ε 设计压力壳体 °管程 °设计温度壳体ε 管程ε换热器为5 Ε 单管程换热面积管间距为管 ! 壳程材料为∀解查文献≈ Ù× 表换热管数量ν 根有效长度Λ ∀查文献≈ 表ƒ 求得Ετ ° Επ°∀把上述已知条件代入 ! 式得Θτ ΕΔ∴νΔτ δ Δτ ΕτΔιΕπ#Λ ΘτΕ计算结果与电算结果近似一致∀考虑到管板的最小厚度应满足结构设计和制造要求在计算厚度的基础上加上腐蚀裕度调整到钢板规格厚度∀不适应性本计算方法不适用于结构特殊如与法兰搭焊连接的固定管板及圆环形管板等以及布管或载荷条件反常的管板如具有非同一管径换热管或非轴对称布管及部分布管的管板∀结论换热器管板厚度的确定是换热器设计的一个重要内容在实际设计过程中经常需要快速确定其厚度以便节省时间提高工作效率从而达到设计制造的目的∀本计算方法在实际工作中已多次应用∀参考文献≈ 钢制压力容器≈ 管壳式换热器≈ Ù× ∗换热器型式及基本参数ΔεσιγνΧαλχυλατιονΘυιχκλψονΤυβεΠλατεΤηιχκνεσσοφτηεΗεατΕξχηανγερΛΙΓυανγ−μιν ΔΙΝΓΜαν−φυΣηανξιΦενγξιΧηεμιχαλΜαχηινερψΧο Λτδ ΨονγϕιΣηανξι ΧηιναΑβστραχτ ¬ √ ∏ ∏ ∏ ∏ × ∏ ∏ ¬ ¬ × ∏ ∏ ∏ ∏ ∏∏ 2 /×∏ 2≥ ∞¬0 Κεψωορδσ ¬ ∏ ∏上接第页ΡεσεαρχηοφΛιθυιδΦερμεντατιονφορΓανοδερμαΠολψσαχχηαριδεϑΙΑΩ αν−λι ΦΕΝΓΤαο ΖΗΑΟΛιανγ−θιΧηεμιχαλΒιολογψανδΜολεχυλαρΕνγινεερινγΛαβορατορψ ΣηανξιΥνιϖερσιτψ ΤαιψυανΣηανξι ΧηιναΑβστραχτ × ∏ ∏ ∏ ∏ ∏ ∏ ∏ 2 × Ù × ∏ ∏ √Κεψωορδσ ∏ ∏ ∏ 2# # 年月李广民等换热器管板厚度的快速计算。
美国ASME与TEMA标准管板计算方法比较(一)
Ｓ ｔ Ａ一 ｉ １ ｅ ｉＡ ｅｉ ｃ ｎ Ｄ ． ｐ ｄ Ａ一１同时，ＯＡ ｏ ｖ Ａ ｎｘ ， ｐ ＣＤ Ｐ
（ 章） Ｃ 及欧共体标准（Ｐ Ｄｓｎ 一 ｌｓ ７ ＵＶ ｉ Ｐｔ Ｃｕ ｅｇ ａ ａｅ ｒ
１） ３也采用该方法。在 ２０ 年， ３ ０２ 这 个标准正式发
ｕ日 餐Ｓ
（） ２
布了 该计算方法， 这也是后来 ＡＭ Ｓ ｔｎ珊－ Ｓ Ｅ ｉ ｅｏ ｃ
式中，一无因次量， Ｃ 圆板周边支承系数；
Ｄ ． Ｈ 一２ 基础， ｉ１ ｖ 中Ｕ Ｘ １章的 ． 更为详细的 资料参见
ＦＯｗｉ ｒ ０） ． ｌ （０２ 发表的有关文章“ＣＶ ２０ ｓｅ ｅ ２ ＩＰＴ ２ ０
Ｖｎｏｖｒ １＂ ａｃｕｅ Ｒ ｖ 。 ｅ １
Ｆ Ｖ准规范
石油化工设计 Ｐｔｃｅ ｉ ｌ ｅ ｇ ｅｏｈｍｃ Ｄｓ ｒ ａ ｉ ｎ
２０ ，１ ） １ ２ ０４２（ ２ 一 ６ ４
编者按： 美国ＡＭ 和ＴＭ Ｓ Ｅ Ｅ Ａ标准是国际上最具影响力的两大压力容器标准， 其中都有关于换热器管板等的设计方法。该
两标准在国内 外石化、 化工装置设计中 得到日 益广泛的应用。为此了解、 比较该两标准的理论基础及其差异对做好 国际、 国内 压力容器设计都显得十分重要。
宽度计算得到（ＳＥ ＡＭ 中的管板的 孔桥带效率产 ’
是基于最小的孔桥宽度计算得到的， 因而该值较
题。Ｇｒ ｅ在 １ ９ ａｎ ｄ ｒ ９ 年时曾推荐过该值， ６ 并被欧洲 的 一些国家标准采纳（Ｓ５０Ｃ ＤＰ ， Ｂ５０， Ａ ）并运用了 Ｏ
近２ 年。经圆平板极限载荷分析的修正， ０ 对于简
ＴＭ 中， 最小值为０ ２三角形排管） 的 ＥＡ ．（ ４ 及
有关内 综合考虑了以 容， 下４ 条： １ 管板开孔部分简化为当量均质的平板， ） 有
制冷换热器管板计算
产品型号：产品图号：有规则设置支撑的平板强度δ1＝l*√P/C*[σ]t
公式1管板材料：Q345R [σ]t
167MPa 设计压力
P 1.5MPa 支撑间距(支撑中心水平与垂直间距平均值)l 400mm 系数按右表取C 1.9平板名义厚度δn 30mm 经计算管板厚
δ127.50mm
许用应力校核
[P]=C*[σ]t (δn -C 2)2/l 2[P]
1.67
不规则设置支撑的平板强度δ2＝l*√P/C*[σ]t 公式1管板材料：Q345R [σ]t
167MPa 设计压力
P 1.5MPa 通过3个支撑点的内部没有支撑的最大圆直径d 400mm 支撑间距l=d*√2l 282.89
mm 系数按右表取C 3.2经计算管板厚δ214.99
mm
平板名义厚度
δn 20
许用应力校核
[P]=C*[σ]t (δn -C 2)2/l 2[P] 2.41MPa
管板无管束部分的计算δ3＝l*√P/C*[σ]t 公式1管板材料：Q345R [σ]t
167MPa 设计压力
P
1.5MPa 管板校核计算
（固定管板有规则、无规则、无管束支撑）
材料许用应力
材料许用应力
材料许用应力
d 400mm 支撑间距l=d*√2l 282.89mm
系数按右表取C 3.2经计算管板厚δ314.99mm
平板名义厚度
δn 30许用应力校核
[P]=C*[σ]t (δn -C 2)2/l
2
[P]
5.62MPa
江苏扬安集团扬州一万制冷设备有限公司
通过2根管子或支撑管子中心是最大圆或筒体内径圆与外侧管列轴线同时相切的最大圆(其内部不包含管子或支撑管)。
换热器布管计算
布管（1）换热管的排列方式为转角正方形排列，如下图所示（2）换热管中心距所选换热管d=25mm ，换热管中心距宜不小于1.25倍的换热管外径，查国标得换热管中心距S=32mm(3)布管限定圆布管限定圆直径D L=D i-2b3b3=0.25d=0.25×25=6.25mm(一般情况下不小于8mm)∴取b3=8.5D L=D i-2b3=500－2×8.5＝483mm具体布管图如附图U型管换热器的设计与校核1由工艺设计给定壳体公称直径为500mm，壳程的最高工作压力为1.2MPa，管程最高工作压力为1.5MPa，壳程液体进口温度为70℃，出口温度为110℃；管程液体进口温度180℃，出口温度125℃；管长为6000mm，4管程单壳程的换热器。
原油的黏度大,因此壳程走原油，管程走被冷却的柴油。
2筒体壁厚设计由工艺设计给定设计温度为150℃，选用低合金钢Q345R。
查GB 150一2011可知：150℃时Q345R的许用应力[]150δ=189MPa，厚度暂取3～16mm，焊接采用双面对接焊局部无损探伤检测，焊接系数φ=0.85,钢板的厚度负偏差按GB/T 709一2006 查3B类钢板得钢板负偏差为C1=0.3,腐蚀裕量C2=3mm,设计压力为最大工作压力的1.05~1.1倍,由工艺设计给定壳程的最高工作压力为1.2MPa(绝);表压=绝压—当地大气压=1.2Mpa－101.3kpa=1.1Mpa∴P c=(1.05~1.1)×1.1=1.2Mpa计算壁厚t＝﹙P c D i／2[δ]tφ﹣P c﹚＋C1＋C2＝5.175mm由于管壳式换热器在工作过程中除承受内压外还受到温差应力、支座反力和自重等载荷的作用，因此壳体壁厚应比计算值大，对碳素钢和低合金钢应满足GB 151一1999的最小厚度要求，查得U型管式换热器的壁厚应不小于8mm，圆整后取钢板名义厚度t n=8mm。
固定管板换热器管板计算方法与步骤
《过程设备设计》课程作业题目：固定管板换热器管板计算方法与步骤、学院化工学院专学姓月日2019年业过程装备与控制工程固定管板换热器管板计算方法与步骤一、基本假设世界各国的管板的计算公式尽管形式各异，但其大体上是分别在以下三种基本假设的前提下得出的。
i.将管板看成为周边简支条件下承受均布载荷的圆平板，应用平板理论得出计算公式。
考虑到管孔的削弱，再引人经验性的修正系数。
如在力学模型上作了适当简化的美国TEMA方法。
i i.将管子当作管板的固定支撑而管板是受管子支撑着的平板。
管板的厚度取决于管板上不布管区的范围。
如西德AD规范采用的计算公式。
实践证明，这种公式适用于各种薄管的计算i i i.将管板视为在广义弹性基础上承受均布载荷的多孔圆平板，即把实际的管板简化为受到规则排列的管孔削弱、同时又被管子加强的等效弹性基础上的均质等效圆平板。
这种简化假定既考虑到管子的加强作用，又考虑了管孔的削弱作用，分析比较全面，现今已为大多数国家的管板规范所采用。
我国石油、化工、机械三部在1983年公布的《换热器设计规定》中所列入的管板计算公式基本上也是根据第三种假设经过比较严密的推导得出的，在国内获得了广泛的应用。
接下来的强度校核也是基于第三种假设。
二、管板设计的基本考虑GB151《管壳式换热器》所列人的管板公式基于的基本考虑是:把实际的管板简化为;承受均布载荷、放置在弹性基础上且受管孔均匀削弱的当量圆平板。
同时在此基础上还考虑了以下几方面对管板应力的影响因素。
1.管束对管板的支承作用在流体压力作用下管板将产生挠度与转角。
因管束与管板连接在一起，管束也将沿轴线方向产生压缩或伸长，管子端部产生弯曲变形。
管束对管板会起到约束的作用，具有减少管板中应力的作用。
考虑管束对管板挠度的约束作用，但忽略管束对管板转角的约束作用。
2.管孔对管板的削弱作用管孔对管板的削弱作用有两个方面：(1)减小了管板整体的刚度与强度。
(2)在管孔边缘产生局部的应力集中,在计算公式中是忽略不计。
固定管板式换热器计算
系数Cr=
比值lcr/i
管子稳定许用压应力( )
MPa
管
管子稳定许用压应力( )
MPa
材料名称
设计温度tp
管
设计温度下许用应力
MPa
设计温度下弹性模量Ep
MPa
管板腐蚀裕量C2
mm
管板输入厚度n
mm
管板计算厚度
mm
隔板槽面积(包括拉杆和假管区面积)Ad
mm2
板
管板强度削弱系数
管板刚度削弱系数
管子加强系数 K=
圆
材料名称
筒
设计温度下弹性模量Eh
MPa
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)h
mm
管箱圆筒有效厚度he
mm
管箱法兰设计温度下弹性模量Et”
MPa
材料名称
换
管子平均温度tt
设计温度下管子材料许用应力[]tt
MPa
设计温度下管子材料屈服应力st
MPa
热
设计温度下管子材料弹性模量Ett
mm
补强圈厚度
mm
接管厚度负偏差C1t
mm
补强圈厚度负偏差C1r
mm
接管材料许用应力[σ]t
MPa
补强圈许用应力[σ]t
MPa
开孔补强Hale Waihona Puke 算壳体计算厚度δmm
接管计算厚度δt
mm
补强圈强度削弱系数frr
接管材料强度削弱系数fr
开孔直径d
mm
补强区有效宽度B
mm
接管有效外伸长度h1
mm
接管有效内伸长度h2
MPa
压力试验允许通过
的应力水平T
完整版换热器计算步骤
第2章工艺计算2.1设计原始数据2.2管壳式换热器传热设计基本步骤（1）了解换热流体的物理化学性质和腐蚀性能（2）由热平衡计算的传热量的大小，并确定第二种换热流体的用量。
（3）确定流体进入的空间（4）计算流体的定性温度，确定流体的物性数据（5）计算有效平均温度差，一般先按逆流计算，然后再校核（6）选取管径和管内流速（7）计算传热系数，包括管程和壳程的对流传热系数，由于壳程对流传热系数与壳径、管束等结构有关，因此，一般先假定一个壳程传热系数，以计算K,然后再校核（8）初估传热面积，考虑安全因素和初估性质，常采用实际传热面积为计算传热面积值的1.15~1.25倍（9）选取管长I。
（10）计算管数N T（11）校核管内流速，确定管程数（12）画出排管图，确定壳径D j和壳程挡板形式及数量等（13）校核壳程对流传热系数（14）校核平均温度差（15）校核传热面积第2章工艺计算（16）计算流体流动阻力。
若阻力超过允许值，则需调整设计。
2.3确定物性数据 2.3.1定性温度由《饱和水蒸气表》可知，蒸汽和水在 p=7.22MPa t>295 C 情况下为蒸汽，所以在不考 虑开工温度、压力不稳定的情况下，壳程物料应为蒸汽，故壳程不存在相变。
对于壳程不存在相变，其定性温度可取流体进出口温度的平均值。
其壳程混合气体 的平均温度为：管程流体的定性温度:根据定性温度，分别查取壳程和管程流体的有关物性数据2.3.2物性参数管程水在320C 下的有关物性数据如下：【参考 物性数据 无机 表1.10.1 ]表2 — 2壳程蒸气在357.5下的物性数据[1]:【锅炉手册 饱和水蒸气表]t=420 2952357.5 °C(2-1 )T=310 3302320 C第2章工艺计算2.4估算传热面积 241热流量根据公式（2-1）计算：Q WC p t将已知数据代入 （2-1）得:Q WC p1 b=60000X 5.495 X 103 (330-310)/3600=1831666.67W式中：W 工艺流体的流量，kg/h ；C p1 ――工艺流体的定压比热容，kJ/疥K ; t 1 ――工艺流体的温差，C ；Q――热流量，W2.4.2平均传热温差根据化工原理4-45 公式（2-2）计算:按逆流计算将已知数据代入 （2-3）得:【化原 4-31a 】(2-2)t mt 1 t2t 1(2-3)Int2t mt1 t2t1ln420 330 310 295 ‘41.86C ,420 330In310 295第2章工艺计算式中： t m ――逆流的对数平均温差，C ；t i ――热流体进出口温差，c ； t 2 ――冷流体进出口温差，c ； 可按图2-1中（b ）所示进行计算。
换热器管板设计
换热器管板设计计算管析是管壳式换热器的主要部件。
管板的设计是否合理对确保换热器的安全运行、节约金属材料，降低制造成本是至关重要的。
在此采用GB151标准中管板计算方法来设计计算管板。
（1）管板采用延长部分兼作法兰的管板形式。
结构如图2.2所示，图2-2 管板结构图结构尺寸数据列表2－6：表2-6 管板结构尺寸 mm（2）计算A——壳程圆筒内直径横截面积，2mm ；222i0.7856002826004D A mm π==⨯=s δ——壳程圆筒的厚度，mm ；s A ——圆筒壳壁金属横截面积，2mm；2i () 3.14860815272.96s s s A D m mπδδ=+=⨯⨯=t δ——换热管壁厚，mm ；a ——一根换热管管壁金属横截面积，2mm ；2o () 3.14 2.5(25 2.5)17662.5t t a d m mπδδ=-=⨯⨯-=221617662.538151na mm=⨯=l A ——管板开孔后的面积，2mm； 固定管板式换热器2223.142528260021644ol d A A nmm π⨯=-=-⨯=d A ——在布管区范围内，因设置隔板槽和拉杆结构的需要，面未能被换热管支承的面积，2mm ；对三角形排列1222(0.866)(0.866)21432(440.86632)1332(440.86632)21369.856d n n A n S S S n S S S m m''=-+-=⨯⨯⨯-⨯+⨯⨯-⨯= t A ——管板布管区的面积，2mm；2220.8660.8662163221369.856212915.2t d A nS A m m=+=⨯⨯+=tD ——管板布管区当量直径，mm ；520.797t D mm ===t E ——换热管材料的弹性模量，M Pa ； L——换热管有效长度（两管板内侧间距），mm ；t K ——管束模数，M Pa ；对于固定式320110381511431.2(900070)600t t iE na K M P aLD ⨯⨯===-⨯i ——换热管的回转半径，mm ；0.25 3.75i mm ==⨯=cr l ——换热管受压失稳当量长度，mm ；按文献[3]的图4-30确定为2400800cr l m m =⨯=[]crσ——换热管稳定许用应力，M Pa ；因213130cr r l C i=>=故有22223.14201000[]21.772(/)2213tcr cr E M P a l i πσ⨯===⨯λ——系数1766250.625282600l A Aλ===Q——换热管束与圆筒刚度比，当壳体不带波形膨胀节时20138151 2.5120015272.96t s sE na Q E A ⨯===⨯β——系数381510.216176625lna A β===s ∑——系数0.60.60.4(1)0.4(1 2.51) 3.76960.625s Q λ∑=++=++=t∑——系数110.4(1)(0.6)0.4(10.216)(0.6 2.51) 5.46240.625t Q βλ∑=+++=⨯+++=t ρ——系数520.7960.868600t t iD D ρ===K——换热管加强系数11226001.3181.318 3.51135K =⨯⨯=＝[[k——管板周边不布管区无量纲宽度(1) 3.511(10.868)0.463452t k K ρ=-=⨯-=υ——管板材料泊松比，取0.3υ=μ——管板强度削弱系数，一般可取0.4μ= η——管板刚度削弱系数，一般可取μ值f δ——管板延长部分的法兰（或凸缘）厚度，mm ；f δ'——壳体法兰（或凸缘）厚度，mm ； f δ''——管箱法兰（或凸缘）厚度，mm ；ω'——系数，按//s i f i D D δδ'和查文献[3]图4-24得0.0006ω'=ω''——系数，按//h i f i D D δδ''和查文献[3] 图4-24得ω''＝0.0009fK——管板边缘旋转刚度参数，M Pa ；对于固定管板其延长部分兼作法兰ff KK '=f K '——壳程圆筒与法兰（或凸缘）的旋转刚度参数，M Pa ；3333221[()]12122011040225[()0.000620110]126004060011.26166f ff ff s i fi E b KK E D b D M Paδω''''==++⨯⨯⨯⨯=⨯⨯+⨯⨯+=f K ''——管箱圆筒与法兰（或凸缘）的旋转刚度参数，M Pa ； 3333221122011048225[()][()0.000920110]3121260048600f ff f h i fiE b K E M PaD b D δω''''⨯⨯⨯⨯''''=+=⨯⨯+⨯⨯=++ f K ——旋转风度无量纲参数； 对于固定式管板 33.1411.26166 6.17710441431.2ff tKK K π-⨯===⨯⨯1m ——管板第一弯矩系数，按fK K和查文献[3] 图4-25得10.14m = 2m ——管板第二弯矩系数，按K Q和查文献[3] 图4-26得2 2.85m =m ——管板总弯矩系数120.140.3 2.850.7654110.3m m m υυ++⨯===++1G ——系数因0m >所以取11e i G G 与中较大值。
带中心管的换热器管板厚度的近似计算方法
带中心管的换热器管板厚度的近似计算方法作者：张海明等来源：《智富时代》2015年第07期【摘要】通过对一台回收醋酐蒸发器的管板进行定性分析，从而验证中心管换热器管板设计的可靠性、合理性。
【关键词】中心管换热器管板；定性分析一、前言管板作为管壳式换热器的关键部件之一，用来排布换热管并起着分隔管程、壳程空间避免冷热流体混合的作用。
正确的分析管板的受力状态，合理地确定管板的厚度，对保证换热器的安全运转、节约材料、降低成本无疑起着相当重要的作用。
其合理设计对于安全生产、节省材料、减少加工制造困难，具有重要意义。
由工况的多样性带来管壳式换热器结构的复杂化，例如由于工艺操作的需要，有时需要在管板中心开孔，并通过一中心管将两管板的中央部位连在一起对于这类管板的计算，现有的各国规范都未给出这种特殊结构的换热器管板的设计方法，在我国的现行规范中也从未见提及，因此不能用其进行计算。
当实际中遇到这种管板时，往往都是先按固定管板进行计算，然后再校核开孔补强，并最终确定管板及中心管的厚度。
这一方法对于中心开孔较小的管板还是比较可行的，但当开孔率较大时，若再按此法计算，势必造成管板太厚，很显然此时的计算方法将是过分保守的，笔者也曾经采用进行计算，得出结论：当压力太高时管板厚度太厚，不宜采用，当压力太低时管板厚度太薄，也不宜采用。
通过结论，在工程上可近似认为在管板的中心管部位布置相同的换热管，再按照GB151规定的方法进行计算，为稳妥起见，对计算结果应再给予适当的余量。
为此，本文运用GB151—1999《管壳式换热器》中管板布管区面积相等的原则，将开大孔的环形管板转化为普通圆形管板进行近似计算，通过对开大孔的环形管板进行定性分析和定量计算以及应力校核，验证了开大孔的环形管板设计的可靠性、合理性与安全性。
二、案例分析（一）设计条件我单位为某企业设计的一台回收醋酐蒸发器，结构如图1所示，设计参数见表1。
（二）工艺流程醋酐，高沸物等由N1口进入，经过中心管向下流动，与壳程中的水蒸汽进行热交换，底部留存一部分液体，当液体量达到N3管口液位时，液体从N3管口流出，一部分汽液混合物从换热管向上流动，也与壳程中的水蒸汽进行热交换，加热后一部分气体从N2管口流出，另一部分经过中心管返回再循环，残渣由N6口排出；中压过热蒸汽由N4口进入壳程，变成冷凝水从N5口流出。
换热器管板详解,我收藏了!
换热器管板详解，我收藏了！管壳式换热器是工业装置中大量使用的设备，根据温度、压力、介质等使用条件的不同可以选择不同的结构形式，如固定管板式换热器(或称固定式换热器)、浮头式换热器、填函式换热器、U形管式换热器等等。
管板是管壳式换热器的主要零件之一。
管板的合理设计，对于正确选择和节省材料、减少加工制造工艺的困难、降低成本、确保使用安全都具有重要意义。
因此，必须对管板强度进行正确分析，以合理确定管板厚度。
GB 151《热交换器》为管壳式换热器的设计制造、检验与验收规定了一整套必须遵循的技术要求。
作为一个整体，规定了该标准适用的换热器参数。
标准中给出的管板计算方法(见第7章) ，可以适用于PN≤35MPa 的一切压力、直径参数的管壳式换热器。
GB 151 给出了U形管换热器、浮头式换热器以及固定管板式换热器的常用结构形式的管板设计计算方法。
不同结构形式的换热器管板，由于载荷情况、支承条件、边界约束条件的不同，其强度计算方法也各不相同。
U形管换热器仅有一块管板，标准中给出了六种不同形式的连接结构，其计算模型是把管板作为承受均布载荷且受管孔均匀削弱的普通圆平板，计算方法中考虑了管板周边不布管区对管板应力的影响。
对于浮头式换热器和填函式换热器，其固定端的一块管板大多是以螺栓、垫片夹持在壳程法兰和管箱法兰之间。
其计算模型是把管板的布管区视为弹性基础上、受管孔均匀削弱的圆平板，管板外周不布管部分视为环板，整个管板周边为简支，承受均布载荷。
对于其他连接形式的管板按JB 4732 标准进行设计。
在固定管板换热器中两块管板与壳程圆筒固定地连接在一起，这种固定管板的周边可以延伸作为法兰，形成"延长部分兼作法兰的管板"，也可以直接与壳程和管箱圆筒连在一起，形成"不带法兰的管板"。
根据壳程圆筒和管束热膨胀差的条件要求，固定管板换热器可能要设置膨胀节。
就固定式换热器而言，不管是什么样的具体结构，换热器的几乎所有结构元件的尺寸和材料性能都直接或间接地影响着管板的强度。
换热器管板与设备法兰厚度的关系
换热器管板与设备法兰厚度的关系
换热器管板与设备法兰厚度的关系
换热器的管板是换热器的核心实体，它以其独特的结构，把换热器内部的液体分隔为多个室，从而提高换热器的换热效率和安全性。
管板的厚度与换热器的设备法兰直接相关，如果管板厚度不够，不仅会影响换热器性能，而且还会导致渗漏现象。
因此，正确理解和控制换热器管板与设备法兰间的厚度关系，对换热器的安全性和换热效率都是至关重要的。
换热器管板的厚度要求是多少？换热器管板厚度要根据不同的
换热器和设备法兰来选择，一般情况下，换热器管板厚度一般在
6-10mm之间，具体厚度要根据换热器压力、温度、流量等实际参数来确定，以满足换热器的使用要求，保证换热器的安全性和可靠性。
换热器管板厚度与设备法兰的关系是：换热器管板厚度要大于设备法兰厚度，即管板厚度应大于法兰厚度的1.5-2倍，以保证换热器的安全性。
为了保证换热器的可靠性，安全性，建议换热器管板厚度和设备法兰厚度之差不小于2.5-3mm。
因此，在换热器的设计和制造过程中，必须认真控制换热器管板与设备法兰厚度的关系，以保证换热器的安全性和可靠性。
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Χηινα
Αβστραχτ × ∏
Ù √ Κ εψ ωορδσ
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2
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参考文献
条件反常的管板 如具有非同一管径换热管或非轴 ≈
钢制压力容器
对称布管及部分布管的管板 ∀
≈
管壳式换热器
≈
Ù×
∗
) 换热器型式及基本参数
Δ εσιγ ν Χαλχυλατιον Θυιχκλψ ον Τυβε Πλατε Τηιχκνεσσ οφ τηε Η εατ Ε ξχηανγ ερ
ΛΙ Γ υανγ −μ ιν Δ ΙΝ Γ Μ αν−φυ Σηανξι Φενγ ξι Χηεμ ιχαλ Μ αχηινερψ Χο Λτδ Ψονγ ϕι Σηανξι
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上接第 页
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同样对正方形排列换热器
Θτ Δ ι
年月
李广民等 换热器管板厚度的快速计算
##
Α τ νΣ Θτ
出厚度∀
Σ
ν Δι
代入
式即可求
设计计算
利用 式即可求出管板计算厚度 下面举例说
明∀
一台七塔加料换热器 其结构形式为固定管板
式 该设备基本参数如下
尺寸规格 5
Ε
Ε
设计压力 壳体
° 管程
°
设计温度 壳体 ε 管程 ε
Δτ
Ατ Π
式中 Δ τ) ) 管板布管区当量直径
收稿日期
22
作者简介 李广民 男
年出生 毕业于太原理工大学 学士学
位 工程师 现从事技术开发与管理工作∀
Α τ) ) 管板布管区面积
Θτ
Δτ Δι
式中 Θτ) ) 管板布管区的当量直径与壳程圆筒内 径之比∀
对单管程换热器 三角形排列时
Ατ
νΣ
ν νΠΔτ δ Δτ
第 卷第 期 年月
山西化工
≥
÷≤∞ ≤
⁄ ≥× ≠
∂ ƒ
换热器管板厚度的快速计算
李广民 丁满福
山西丰喜化工设备有限公司 山西 永济
摘要 在化工生产中 换热器设备是应用最广泛的一种设备 且占主导地位∀ 而在换热器设计过程
中 管板厚度设计计算比较复杂∀ 本文的特点是在满足
)
5管壳式换热器6标准要求的
前提下 介绍一种快速简便估算管板厚度的计算公式 从而达到快速确定管板厚度的目的∀
换热器为 5 Ε 单管程 换热面积
管
间距为
管!壳程材料为
∀
解 查文献≈ Ù×
表 换热管数量
ν
根 有效长度 Λ
∀
查文献≈ 表 ƒ 求得 Ε τ
° Επ
°∀
把上述已知条件代入 ! 式得
Θτ
Ε
Δ∴
νΔτ δ Δτ Ε τΔ ι Επ# Λ
Θτ
ΕΕ
Ε
Ε
Ε
计算结果与电算结果近似一致∀ 考虑到管板的最小厚度应满足结构设计和制造
式中 Σ ) ) 管间距 Δτ) ) 管子壁厚 δ ) ) 管子外径 ∀
式代入 得
式代入
Δτ
Ατ Π
式化简得
Σν
Θτ
在实际设计工作中 且知 [
Σ
ν Δι
Θτ
所以 由 得
Θτ [
由 代入 中 经化简得
即 Θτ[
Δ∴
νΔτ δ Δτ Ε τ Επ# Λ
Θτ Δ ι
Θτ
νΔτ δ Δτ Ε τ Επ# Λ
边布管区无量纲宽度 [
假定管板厚度为 Δ
管子加强系数为 则
Δ ι Ε τνα Δ Ε ΠΓΛΔ
式中 Δ ι) ) 壳程圆筒内径 Δ) ) 管板计算厚度 ν ) ) 管子根数 α) ) 一根换热管管壁金属的横截面积 Γ) 管板刚度削弱系数 取 Γ Λ ) ) 管子有效长度 Ε τ) ) 管子设计温度下弹性模量 ° Ε π ) ) 管板设计温度下的弹性模量 ° ∀
结论
要求 在计算厚度的基础上加上腐蚀裕度 调整到钢
换热器管板厚度的确定 是换热器设计的一个
板规格厚度∀
重要内容 在实际设计过程中 经常需要快速确定其
不适应性
厚度 以便节省时间 提高工作效率 从而达到设计 制造的目的∀本计算方法在实际工作中已多次应用∀
本计算方法不适用于结构特殊 如与法兰搭焊 连接的固定管板及圆环形管板等 以及布管或载荷
关键词 换热器 管板 厚度计算
中图分类号 × ±
文献标识码
文章编号
2
22
在换热器管板设计中 按照
5管
壳式换热器6进行管板厚度设计计算时 计算过程比
较复杂∀本文通过对计算公式进行推导 得出一种快
速简捷的计算方法∀
公式推演
单管程 延长部分兼作法兰与不兼作法兰的 固
定管板式换热器管板 管板周边布管区较窄 管板周