膨胀节计算书.doc

PAGE 27 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ZD200-1.6-1×2.5×4N GB16749-1997，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） 环法兰简图如下： 2 已知参数 壳程设计压力：Pc＝1.49 Mpa 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＝584.2 mm d0＝219 mm ω＝12.7 mm 膨胀节单波轴向刚度k1＝16298.2 N/mm 膨胀节总体轴向刚度Kn＝k1÷n＝16298.2÷4＝4075 N/mm m＝6.5 y＝179.3 MPa 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。