重沸器的强度设计与校核

第五章 重沸器的强度设计与校核

5.1 壳体、管箱的壁厚计算

5.1.1 壳体

采用20R，根据GB150－1998在设计压力0.6MP和设计稳到260℃下的许用应力[σ]t=101MP,受压元件的焊接接头型式是双面焊对接接头或相当于双面焊的全焊透对接接头，其100％无损检测下的焊接接头系数Φ＝1.00，局部无损检测Φ＝0.85，取Φ＝0.85。公称直径Di=1400mm,碳钢的腐蚀余量C2＝1mm,钢板厚度负偏差C1＝0.8mm

计算厚度δ=PCDi2[σ]tφ−PC=0.6×14002×101×0.85−0.6=4.91mm≈5mm设计厚度δd=δ+C2=5+1=6mm名义厚度δn=14mm(根据GB151−1999规定碳素钢圆筒最小厚度为10mm)有效厚度δe=14−1−0.8=12.2mm

设计温度下圆筒的计算应力:σt=PC(Di+δe)2δe=0.6×(1400+12.2)2×12.2=34.73MPaσt<[σ]tφ=101×0.85=85.85MPa设计温度下圆筒的最大允许工作应力:[PW]=2δe[σ]tφDi+δe=2×12.2×101×0.851400+12.2=1.48MP>0.6MPa

5. 1.2 管箱

采用00Cr17Ni14Mo2的不锈钢材料。根据GB150-1998,在设计压力0.5MPa和设计温度180℃下的许用应力[σ]t=80MPa焊接接头系数Φ＝0.85，公称直径Di=1400mm,不锈钢钢的腐蚀余量C2＝3mm,钢板厚度负偏差C1＝0.8mm。

计算厚度δ=PCDi2[σ]tφ−PC=0.5×14002×80×0.85−0.5=5.2mm≈6mm设计厚度δd=δ+C2=6+3=9mm名义厚度δn=14mm(根据GB151−1999规定碳素钢圆筒最小厚度为8mm)有效厚度δe=14−3−0.8=10.2mm

设计温度下圆筒的计算应力:σt=PC(Di+δe)2δe=0.5×(1400+10.2)2×10.2=34.56MPaσt<[σ]tφ=80×0.85=68MPa设计温度下圆筒的最大允许工作应力:[PW]=2δe[σ]tφDi+δe=2×10.2×80×0.851400+10.2=0.98MP>0.5MPa

5.2 法兰的强度校核

5.2.1 管箱法兰

1、垫片

采用D＝1455mm，d=1415mm,δ=3mm的金属包垫片。由GB150－1998 表9－2查得：垫片系数m=3.75mm,比压力y=62.1MPa

A．垫片的有效密封宽度

接触宽度N＝20mm，基本密封宽度bO＝N/2=20/2=10mm

d=2.53bO=8mm

根据GB150－1998，当bO>6.4mm时，

B. 垫片压紧力作用中心圆直径

当bO>6.4mm时，垫片压紧力作用中心圆直径DG＝D-2b=1455-2x8=1439mm

C. 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=3.14x1439x8x6201

=2244770.93N

b).操作状态下需要的最小垫片压紧力

FG=FP=6.28DGbmPC=6.28x1439x8x3.75x0.5

=126516.88N

2、螺栓

A.螺栓的布置

L=56mm

b).螺栓最大间距不宜超过

Lmax=2db+6δf(m+0.5)=2×27+6×12.269(3.75+0.5)=71.32(mm)

B. 螺栓载荷

a).预紧状态下需要的最小螺栓载荷

Wa＝Fa=3.14DGby=3.14x1439x8x62.1

=2244770.93N

b).操作状态下需要的最小螺栓载荷

WP=F+FP=0.785DG2PC+6.28DGbmPC

=0.785x14392x0.5+6.24x1439x8x3.75x0.5

=948311.74N

C.螺栓面积

a).预紧状态下需要的最小螺栓面积

Aa=Wa[σ]b=2244770.93228＝9845.49(mm2)

b).操作状态下需要的最小螺栓面积

AP=WP[σ]bt=948311.79191＝4964.98(mm2)

c).需要的螺栓面积 取Aa和AP的最大值

Am=9845.79mm2

d).实际螺栓面积Ab

Ab=π4nd2=3.144×52×24＝23542.32(mm2)

Ab≥Am ,符合

D.螺栓设计载荷

a).预紧状态下螺栓设计载荷

W=FG=Am+Ab2[σ]b＝126516.88(N)

W=WP＝948311.79(N)

b).操作状态下螺栓设计载荷

3、法兰

A.法兰力矩

LA=27mmFG=FP=126516.88NLD=LA+0.5δ1=27+0.5+26=40(mm)LG=Db−DG2=1515−14392=38(mm)LT=LA+δ1+LG2=24+26+382=45.5(mm)FD=0.785Di2PC=0.785×14002×0.5=769300(N)F=0.785DG2PC=0.785×14392×0.5=812757.99(N)FT=F−FD=812757.99−769300=43457.99(N)

AP=WP[σ]bt=948311.79191＝4964.98(mm2)

a).预紧状态下的法兰力矩

Ma=FGLG＝126516.88×38=4807641.44(N⋅mm)

b).操作状态下的法兰力矩

MP=FD(LD−LG)+FT(LT−LG)=769300×(40−38)+43457.99×(45.5−38)=1864534.93(N⋅mm)

B.法兰设计力矩

[σ]ft=159MPa

法兰材料16Mn在设计温度180℃下的许用应力

[σ]f=163MPa

常温下法兰材料的许用应力

C.法兰应力

形状系数

K=DO/Di=1560/1400=1.114

查GB150-1998 表9-5得：

Y=17.97 T=1.87 Z＝9.30 U=19.75

由hDiδO=661400×14=0.47,δ1δO=2614=1.86查图9−3、9−4、9−5、9−6、9−7得：

FI=0.835 f=1.15 VI=0.26 FL=1.8 VL=1.05

a).轴向应力

b).径向应力

σR=1.33δfe+1λδf2DiMo=1.33×19.46×5.96×10−3+10.605×19.462×1400×4689662.51=16.93<[σ]ft=159MPa

c).环向应力

σT=YMoδf2Di−zσR=17.97×4689662.5119.962×1400−9.30×16.93=1.51(MPa)<[σ]ft=159MPa

d).组合应力

σH+σR2=9.45+16.932=13.19MPa<[σ]ftσH+σT2=9.45+1.512=5.48MPa<[σ]ft

5.2.2 管程出口法兰（整体法兰）

1、垫片

采用D＝731mm，d=630mm,δ=3mm的金属包垫片。由GB150－1998 表9－2查得：垫片系数m=3.75mm,比压力y=62.1MPa

A.垫片的有效密封宽度

接触宽度N＝50.5mm，基本密封宽度bO＝N/2=20/2=25.25mm

d=2.53bO=12.71mm

根据GB150－1998，当bO>6.4mm时，

B. 垫片压紧力作用中心圆直径

当bO>6.4mm时，垫片压紧力作用中心圆直径：

DG＝D-2b=731-2x12.71=705.58mm

C. 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=3.14x705.58x12.71x62.1

=1748690.94N

b).操作状态下需要的最小垫片压紧力

FG=FP=6.28DGbmPC=6.28x705.58x12.71x3.751x2.0

=422389.12N

2、螺栓

A. 螺栓载荷

a).预紧状态下需要的最小螺栓载荷

Wa＝Fa=3.14DGby=3.14x705.58x12.71x62.1

=174890.94N

b).操作状态下需要的最小螺栓载荷

WP=F+FP=0.785DG2PC+6.28DGbmPC

=0.785x705.582x2.0+422389.12

=1204002.84N

B.螺栓设计载荷

a).预紧状态下螺栓设计载荷

W=FG=Am+Ab2[σ]b＝422389.12(N)

b).操作状态下螺栓设计载荷

W=WP＝1204002.84(N)

3、法兰

A.法兰力矩

a).预紧状态下的法兰力矩

b).操作状态下的法兰力矩

MP=FD(LD−LG)−FT(LT−LG)565200×(53−32.21)−216413.73×(50.11−32.21)15624313.77(N⋅mm)

D.法兰设计力矩

[σ]ft=102.2MPa

法兰材料16Mn在设计温度180℃下的许用应力

[σ]f=137MPa

E.法兰应力

形状系数

K=DO/Di=845/600=1.408

查GB150-1998 表9-5得：

Y=5.84 T=1.75 Z＝3.04 U=6.41

FI=0.685 f=1 VI=0.078 FL=0.84 VL=0.11

a).轴向应力

b).径向应力

σR=1.33δfe+1λδf2DiMo=1.33×38.57×8.84×10−3+10.8561×38.572×600×15624313.77=29.72<[σ]ft

c).环向应力

σT=YMoδf2Di−zσR=5.84×15624313.7738.572×600−3.04×29.72=11.88(MPa)<[σ]ft=102.2MPa

d).组合应力

σH+σR2=33.8+29.722=31.76MPa<[σ]ftσH+σT2=33.8+11.882=22.8MPa<[σ]ft

5.3 管板厚度的计算

[1]. 未能被换热管支承的面积

Ad=n's(sn−0.866s)(三角形排列)54×25×(38−0.866×25)=22072.5(mm2)

管板布管区面积

At=1.732ns2+Ad1.732×1400×252+22072.5=1537572.5(mm2)

管板布管区当量直径

Dt=4Atπ=4×1537572.53.14=1399.53(mm)

系数

ρt=Dt2R=1399.532×14002=0.9997

[2].根据前选取的结构尺寸：

宽度bf=160mm, 厚度δfˊ=56mm， 厚度δ=66mm

[3]. EP=Ef’=1.755x0-5MPa, EP=Ef”=1.914x10-5MPa, ES=1.96x10-5MPa

由δS/Di=14/1400=0.01和δf’/Di=56/1400=0.04,查图26得w’=0.006；

由δS/Di=14/1400=0.01和δf”/Di=84/1400=0.06,查图26得w”=0.015

管板开孔前的抗弯刚度

D=EPδ312(1−υ2)=1.755×10−5×66312×(1−0.32)=0.462(N⋅mm)

旋转刚度参数：

Kf'=112[2Ef'bfDibf(2δf'Di)3+ω'Es]112⋅[2×1.755×10−5×160140+160(2×561400)3+0.006×1.96×10−5]0.996×10−8(MPa)

Kf} } = {{1}over{12} }left [ {{2E rSub { size 8{f} }rSup { size 8{bfDibf

Kf=Kf'+Kf} } =0.996times10rSup { size 8{ - 8} } +2.449times10rSup { size 8{ - 8} } =3.445times10rSup { size 8{ - 8} }left ( italMParight )} {

管板布管区当量直径

Dt=4Atπ=4×1537572.53.14=1399.55(mm)

K~f=Di2Dt8DKf=1400×1399.538×0.462×3.445×10−8=25.568K~fo=K~fKf'Kf=25.568×0.996×10−83.445×10−8=7.392

[4].由GB151-1999的图19、图20和图21，按

K~f=25.568和1ρt=1

分别查取：

CC=0.125, Ce=0.01, CM=0.122

[5].计算管板中心处（r=0），布管区周边处（r=Rt）和边缘处（r=R）d 的径向应力

A．以壳程设计压力Ps=0.6MPa,Pt=0MPa：

σr|r=o=−CCμ(Ps−Pt)(Diδ)2=−0.1250.4×(0.6−0)×(140066)2=−84.37(MPa)σr|r=Rt=Ceμ(Ps−Pt)(Diδ)2=0.010.4×(0.6−0)×(140066)2=6.75(MPa)σr|r=R=32CM(Ps−Pt)(Diδ)2=32×0.122×(0.6−0)×(140066)2=49.4(MPa)

B. 以管程设计压力Pt=0.5MPa,Pt=0MPa：

σr|r=o=CCμ(Ps−Pt)(Diδ)2=0.1250.4×(0−0.5)×(140066)2=−70.31(MPa)σr|r=Rt=−Ceμ(Ps−Pt)(Diδ)2=−0.010.4×(0−0.5)×(140066)2=5.62(MPa)σr|r=R=−32CM(Ps−Pt)(Diδ)2=−32×0.122×(0−0.5)×(140066)2=41.17(MPa)

[6].由图22按

K~fo=7.392和1ρt=1

分别查取：

ξR=0.34, ξT=0.34

[7].计算基本法兰力矩Mm，操作工况法兰力矩Mp

Mm=AmLG[σ]b=9845.49×38×228=85301325.36(N⋅mm)Mp=1864534.93(N⋅mm)

[8].计算法兰预紧力矩Mfo

Ps作用下，

Mfo=MmπDi=85301325.363.14×1400=19404.31(N⋅mm/mm)

Pt作用下，

Mfo=MPπDi+Kf} } }over{K rSub { size 8{f} } } } C rSub { size 8{M} } R rSup { size 8{2} } P rSub { size 8{t} } }{} # = {{186534.93}over{3.14times1400} } + {{2.449times10rSup { size 8{ - 8} } }over{3.445times10rSup { size 8{ - 8} } } }times 0.122timesleft ( {{1400}over{2} }right ) rSup { size 8{2} }times 0.5=21672.5 left (N cdotitalmm/ italmmright ) {} } } {

[9].计算由法兰预紧力矩Mfo所引起的在管板中心处（r=o），布管区周边处(r=Rt)和边缘处(r=R)的径向应力

A．以壳程设计压力Ps=0.6MPa,Pt=0MPa：

σro|r=o=σro|r=Rt=εT6Mfoμδ2=0.34×5×19404.310.4×662=22.72(MPa)σr|r=R=εRMfoδ2=0.34×19404.31662=9.09(MPa)

B. 以管程设计压力Pt=0.5MPa,Pt=0MPa：

σro|r=o=σro|r=Rt=−εT6Mfoμδ2=−0.34×6×21672.50.4×662=−25.37(MPa)σr|r=R=εRMfoδ2=−0.34×21672.5662=−1.69(MPa)

[10]．计算设计力矩Mws和管板延长部分的法兰应力

A．以壳程设计压力Ps=0.6MPa,Pt=0MPa：

Mws=(1−ξR)Mfo−Kf'KfCMR2(Ps−Pt)(1−0.034)×19404.31−0.996×10−83.445×10−8×0.122×(14002)2×(0.6−0)2436.88(N⋅mm/mm)σf=πYMwsSf'2=3.14×17.97×2436.88562=43.84(MPa)

B. 以管程设计压力Pt=0.5MPa,Pt=0MPa：

Mws=(1−ξR)Mfo−Kf'KfCMR2(Pt−Ps)(1−0.034)×21672.5−0.996×10−83.445×10−8×0.122×(14002)2×0.55662.21(N⋅mm/mm)σf=πYMwsSf'2=3.14×17.97×5662.21562=101.88(MPa)

[11]．应力校核

A．以壳程设计压力Ps=0.6MPa,Pt=0MPa：

设计温度下管板材料00Cr17Ni14Mo2的许用应力

[σ]rt=73.2MPa

设计温度下管板的延伸法兰材料的许用应力

[σ]ft=73.2MPa

|σr|r=o+σro|r=o|=|−84.37+22.71|=61.65<1.5[σ]rt=109.8MPa|σr|r=Rt+σro|r=Rt|=|6.75+22.72|=29.47<1.5[σ]rt|σr|r=R+σro|r=R|=|45.36+9.09|=54.45<1.5[σ]rtσf=43.84<1.5[σ]ft

B. 以管程设计压力Pt=0.5MPa,Pt=0MPa：

设计温度下管板材料的许用应力

[σ]rt=76.4MPa

设计温度下管板的延伸法兰材料的许用应力

[σ]ft=76.4MPa

|σr|r=o+σro|r=o|=|−70.31+(−25.37)|=95.68<1.5[σ]rt=114.6MPa|σr|r=Rt+σro|r=Rt|=|5.62+(−25.37)|=19.75<1.5[σ]rt|σr|r=R+σro|r=R|=|41.47+(−1.69)|=39.78<1.5[σ]rtσf=101.88<1.5[σ]ft=114.6MPa

∴ 管板符合标准。

5.4 管子与管板连接拉脱力的校核

5.4.1 换热管轴向应力

a=π4d2−π4d12=π4×192−π4×152=106.75(mm2)

设计温度下换热管的许用应力

[σ]tt=73.2MPa

A．以壳程设计压力Ps=0.6MPa,Pt=0MPa：

σt=−(Ps−Pt)πd24a−Pt=−(0.6−0)3.14×1924×106.75−0=−1.59MPa<[σ]tt

B. 以管程设计压力Pt=0.5MPa,Pt=0MPa：

σt=−(Ps−Pt)πd24a−Pt=−(0−0.5)3.14×1924×106.75−0.5=0.129MPa<[σ]tt

B．壳程设计压力Ps=0.6MPa,管程设计压力Pt=0.5MPa，同时作用：

σt=−(Ps−Pt)πd24a−Pt=−(0.6−0.5)3.14×1924×106.75−0.5=−0.765MPa<[σ]tt

5.4.2 换热管与管板连接拉脱力

由GB151-1999规定

[q]=0.5[σ]tt=0.5×73.2=36.6MPa

换热管与管板焊脚高度l=2mm

A．以壳程设计压力Ps=0.6MPa,Pt=0MPa：

q=|σtaπdl|=|−1.54×106.75π×19×2|=1.42MPa<[q]

B. 以管程设计压力Pt=0.5MPa,Pt=0MPa：

q=|σtaπdl|=|0.129×106.75π×19×2|=0.12MPa<[q]

C.壳程设计压力Ps=0.6MPa,管程设计压力Pt=0.5MPa，同时作用：

q=|σtaπdl|=|−0.765×106.75π×19×2|=0.69MPa<[q]

∴管子与管板连接拉脱力符合要求。

5.5 开孔补强

由于各种工艺和结构上的要求，不可避免的要在容器上开孔并安装接管。开孔处除削弱器壁的强度外，在壳体和接管的连接处，因结构的连接性被破坏，会产生很高的局部应力，给容器的安全操作带来隐患，因此压力容器设计必须充分考虑开孔的补强问题。

1、管箱 胺液/汽出口开孔补强的校核 开孔补强采用等面积补强法

采用非标准锥形封头，在封头中心位置ф610x10的接管，封头计算厚度δ＝4.27mm，有效厚度δe＝6.2mm，设计压力P＝0.5MPa,设计温度180℃，接管外伸高度h1=300mm,封头和接管材料为00Cr17Ni14Mo2,其许用应力[σ]t=82.8MPa,封头和接管的厚度附加量C＝3.8mm，焊接接头系数ф＝0.85。

接管计算壁厚

δt=PcDc2[σ]tφ−Pc=0.5×6102×82.8×0.85−0.5=2.17(mm)

接管有效厚度

δet=δnt−C2−C1=10−3−0.8=6.2(mm)

开孔直径

d=di+2C=610−2×10+2×38=597.6(mm)

接管有效补强宽度

B=2d=2×597.6=1195.2(mm)

接管外侧有效补强高度

h1=dδnt=597.6×6.2=60.87(mm)

需要补强面积

A=dδ=597.6×4.27=2551.75(mm)

可以作为补强的面积为

A1=(B−d)(δe−δ)=(1195.2−597.6)×(6.2−4.27)=1153.37(mm2)A2=2h1(δet−δt)fr=2×300×(6.2−2.17)×1=2418(mm2)A1+A2=1153.37+2418=3571.37>A

该接管补强的强度足够，不需另设补强结构。

5.6 支座的强度计算与校核

1、按上述选定的支座型号，如图5-1支座的受力示意图，计算出一个支座实际承受的载荷

设备总质量（包括壳体及其附件，内部介质及保温层的质量）

m0=19872kg

重力加速度，取g＝9.81m/s2

不均匀系数，安装三个以上支座时，k＝0.83

支座数量 n=4

水平力作用点至支座底板之间的间距 h＝1482.5mm

螺栓分布圆直径，如图所5-2 支座的尺寸示意图

φ=(Di+2δn=2δ3)3−(b2−2δ2)2+2(l2−s1)(1400+2×12.2+2×14)3−(160−2×14)2+2×(420−90)54691.338(mm)

水平力P取水平地震了Pe和水平风载荷Pw二者中的大值：

Pe=0.5α0m0g0.5×0.233×19872×9.81=22418.597(N)Pw=0.95fiq0D0H0×10−60.95×0.8×500×(1400+14×2)×9035×10−64902.752(N)

∵ Pe > Pw

∴ P=22418.597N

每个支座实际支承的载荷应按下式计算：

Q=(m0gkn+2phnφ)×10−3(19872×9.810.83×4+4×22418.597×1482.54×54691.338)×10−359.326(kN)

图5-1 立式支座受力情况

图5-2 立式支座的基本尺寸

2、 查参考[6]的表3-3-9，支座B6的[Q]＝150kN

Q < [Q]

B6支座可满足允许载荷要求

3、 校核支座反力对器壁作用的外力矩M

M=Q(l2−s1)103=59.326×(420−90)103=19.578(kN⋅m)

4、 按内插法从参考[6]的表3-3-12查取B6支座作用给器壁的最大允许力矩[M]

筒体的有效厚度

δe=δn−C2−C1=14−1−0.8=12.2(mm)