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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