V50m3发酵罐设计

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1.设计题目

V50m3发酵罐设计

1.1课题介绍

1.1.1 设计内容

1.罐体体直径、厚度计算； 2.罐内件及有关附件计算； 3.筒体选材及壁厚计算；

4.上下封头型式、材料的确定以及厚度的计算与校核；5.顶部和底部空间计算； 6.裙座设计及校核； 7.罐总高的计算； 8.载荷分析及强度校核

1.1.2 操作参数

装置参数：

内筒 工作压力(MPa)： 0.3 0.4 操作温度 (℃)： 35 20/135 物料名称： 发酵液 腐蚀余量(mm) 0 0 换热面积(m2) 55 电机功率(KW) 55 搅拌转速(rpm) 110 基本风压(MPa) 0.35 地震烈度 7

1.2课题研究背景及发展趋势

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管内 蒸汽 水 南华大学机械工程学院毕业设计

随着生化技术的提高和生化产品的需求量不断增加,对发酵罐的大型化、

节能和高效提出了越来越高的要求。目前国际抗生素发酵罐的容积以80～200 米3 为主,而轻工的氨基酸、柠檬酸的发酵罐较普遍使用150～300 米3 ,国际上最大标准式发酵罐为美国ADM 公司赖氨酸发酵罐,其容积为10 万加仑,折合公称容积为380 米3 。众所周知发酵是一个无菌的通气(或厌氧) 的复杂生化过程,需要无菌的空气和培养基的纯种浸没培养,因而发酵罐的设计,不仅仅是单体设备的设计,而且涉及培养基灭菌、无菌空气的制备、发酵过程的控制和工艺管道配制的系统工程。 ※ 国内发酵罐现况

改革开放后,国内发酵罐的装备得到了显著改善,具体表现在: 容积:抗生素发酵扩大至100～150m3 。 赖氨酸发酵已达200m3 。 材质:逐步由碳钢改为不锈钢。

传热:由单一的罐内多组立式蛇管改为罐壁半 圆形外盘管为主,辅之罐内冷却管。 减速机:由皮带减速改为齿轮减速机。 搅拌机:由单一径向叶轮改为轴向和径向组合 型叶轮。

但由于发酵罐的系统设计没有受到人们普遍重视,有许多抗生素生产人员往往重视发酵工艺和菌种,或限于资金和发酵厂房现状,对发酵罐的大型化和优化缺乏足够重视。就发酵罐而言,目前头国内基本上在原有50m3 基础上进行改革, 罐径为3100 毫米,罐筒体略有变化,形成57m3 、60m3 等罐体,电机相应作些变化有75 、95 和115kW 不等,传热为立式蛇管和搅拌叶轮基本不变为六叶蜗轮,减 速采用皮带轮。因而同国际上存在不少的差距,有必要通过对发酵罐系统设计的认识提高,将我国抗生素发酵装备水平向前推进。

2 罐体的设计

2.1 罐体的结构设计

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图2.1

（如图2.1）发酵罐包括罐体和焊接在其上的各种附件。常用的罐体是立式圆筒形容器，它有顶盖、筒体和罐底，通过支座安装在基础或平台上。罐体在规定的操作温度和操作压力下，为物料完成其搅拌过程提供了一定的空间。

为了满足不同的工艺要求，或者因为发酵罐本身结构上的需要，罐体上装有各种不同用途的附件。但是随着附件的增加，往往会给设备是制造和维修带来很多麻烦，增加设备的制造和维修费用。所以在确定发酵罐的结构的时候应全面考虑，使设备既满足生产工艺要求有做到经济合理，实现最佳化设计。

2.2 罐体几何尺寸计算

2.2.1按设计压力计算筒体和封头厚度

工作压力 p=0.3MPa

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设计压力【p】=1.1?0.3=0.33Mpa 工作温度 t=35℃

H/D=2.4（1.7~2.5）V<80M3取上限 V=50M3

装料系数取0.65

Di???2.4Di?4?50

2内径 Di=2982㎜ 圆整 Di=3000mm 焊接接头系数 Φ=0.85 筒体材料：1Cr18Ni9Ti 计算厚度：δ=

PcDi2[σ]tφ?Pc=

0.33?3.0=0.0056m

2?103?0.85?0.33名义厚度：?n=10㎜

有效厚度：?e=?n?C1?C2=10-0-0.8=9.2㎜ 钢材厚度负偏差：C1=0.8㎜ 腐蚀裕量：C2=0㎜

厚度附加量：C=C1?C2=0+0.8=0.8㎜

上下封头都为标准椭圆封头（如图2.2.1 ） 符合JB/T4746-2002《压力容器封头》要求 设计压力 P=0.3MPa 设计温度 t=35℃

Di Hi 第 4 页 共 55 页

δ n

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图2.2.1 内径 Di=3000㎜ 焊接接头系数 ?=0.85 有Di?2hi?2 曲面高度 hi=750mm 材料1Cr18Ni9Ti(钢板) 试验温度许用应力[?]=124MPa 设计温度许用应力[?]t=103MPa 钢板负偏差 C1=0.8㎜ 腐蚀裕量 C2=0 形状系数

?Di1?K=?2???2h6??i?????2?1?=6??2??3660????=1 ?2???2?915?????计算厚度

?=

KPcDi2[?]t??0.5Pc=

0.33?3.0=0.0059m

2?103?0.85?0.5?0.33有效厚度

?e=?n-C1-C2=10-0-0.8=9.2㎜

名义厚度 ?n=10㎜ 2.2.2筒体内径 工艺条件给定： 全容积V=54m3 操作容积V1=50m3 传热面积F=55㎡ 罐体形式：圆筒形

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按式Di?34V?im估算

HDi3I——长径比，i=(按物料类型选取，见参考文献【8】表4.2)取i=2.4

初算筒体内径Di?4V?i?34?50=2982m

??2.0 圆整筒体内径Di=3000㎜ 2.2.3封头尺寸

封头形式：椭圆形 其内径与筒体内径相同，标准椭圆封头尺寸见参考文献【11】表1，其质量见表B.1 2.2.4筒体高度H1

封头容积V封=3.817m3 见参考文献【11】表B.1 1米高筒体容积V1m=7.03m3见参考文献【8】附表4.1 筒体高度H1=

V?V封V1m=

50?3.8177.03=6.569m

圆整筒体高度H1=7000㎜

3 发酵罐的搅拌装置

3.1 搅拌器的选定

3.1.1搅拌器的功能

搅拌器的功能概括地说就是提供搅拌过程所需要的能量和适宜的流动状以达到搅拌过程的目的。

搅拌器的搅拌作用由运动着的叶轮所产生，因此，叶轮的形状、尺寸、数量以及转速就影响搅拌器的功能。同时搅拌器的工作环境有关。搅拌介质的物性的影响已如上文所述。另外，搅拌罐的形状、尺寸、挡板的设置情况、物料在罐中的进出方式都属于工作环境的范畴，这些条件以及搅拌器在罐内的安装位置及方

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式都会影响搅拌器的功能。

3.1.2搅拌器与罐径的几何关系

从搅拌器的功能可以知道，叶轮的大小不是任意决定的，它可以影响叶轮的排出流量，也可以影响动力消耗，也就是可以影响向液体中输入能量的大小，说明叶轮的大小直接影响搅拌过程所需要的动力，还能提供良好的流动状态，完成预期的操作。叶轮的大小一般以浆径的大小（所谓桨径是指叶轮回转时前端轨迹圆的直径）和叶轮的宽度来衡量。桨径的选择和搅拌器的种类有关，与罐径的大小有关。涡轮式叶轮的d/D一般为0.25～0.5。桨式之所以将d/D的范围取大些，是因为它的转速较低，还常用在黏度较高的条件下。考虑到具体的操作目的，还可将桨径尺寸选择更合理些。例如对于液-液分散操作时，为使轻相组分不致集中在轴的附近，要使罐的中心部分和四周部分的分散相能同时分散，取d/D=1/3最合适。对气-液分散操作，也取d/D=1/3。据认为在这个条件下，当动力消耗一定时，传质速率较大。当固-液相悬浮操作时，为使罐底的固体颗粒易于搅起，对于同类型的罐底可取不同的桨径。桨径罐径比分别为：平底圆罐d/D=0.45～0.5,椭圆形底圆罐d/D=0.4,半球形底圆罐d/D=0.3。对于特殊的液-液乳化搅拌，为取得高的剪切能力，叶轮要高速回转，其桨径罐径比更小，一般为1/6～1/10。

3.1.3搅拌器的选型

设计的优劣可使搅拌设备的效益相差很大，为此有必要在明确的搅拌目的和物料性质的基础上，对搅拌设备的各个要素，例如叶轮的形状、叶轮直径、叶轮的层数、叶轮的安装位置、转速、设备的形状、挡板的尺寸和个数等进行优化。一般，搅拌设备的设计顺序为：

搅拌条件是设定和确认→搅拌叶轮型式及内构件的选定→确定叶轮尺寸及转速→计算搅拌功率→搅拌装置机械设计

要设定的搅拌条件包括搅拌罐的容积、罐型、罐内物料的性质、搅拌目的、操作温度和压力，是分批式操作还是连续式操作等。无疑，这是设计搅拌设备的基础，通常须由搅拌设备的用户提供。然后对于有些条目，用户往往不能确切地提出，需要与设计者进行沟通后才能确定，特别是对于物料的性质和搅拌目的两项。例如，对于像聚合物熔融体那样的非牛顿流体，其操作状态的黏度与在操作

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状态下所受的剪切速率有关，而剪切速率与搅拌器的形式和转速有关；又如对于固-液悬浮、气-液分散等操作，搅拌设备设计者需要用户提出所需的搅拌强度等级，而这些等级又往往是设计者人为划分的。遇到这些情况，设计者与用户之间必须协调和沟通，最终双方对搅拌条件进行确认。

在搅拌条件确定后，搅拌叶轮型式的选定是非常重要的一步,而涡轮式由于其对流循环能力、湍流扩散和剪切力都较强，几乎是应用最广的桨型。涡轮式叶轮随叶片形状和安装的角度不同其名称和用途也不同。从形式上看有两大类，一类是有一个圆盘安装在轮毂上，叶片再安装在圆盘上，称圆盘涡轮式，另一种是叶片直接安装在轮毂上，称开启涡轮式。若叶片垂直安装的称径向流涡轮，叶片倾斜安装的称轴向流涡轮。若叶片呈弯曲形的还可称作弯曲叶涡轮。

径向流涡轮功率消耗大，剪切力强，又具有排出能力。因此它适用于既要有强的剪切，又要有一定循环流量的场合，如在液-液体系用于乳化、乳液聚合、悬浮聚合、萃取等；涡轮式叶轮的叶径与罐径之比通常为0.25～0.5,转速为50～300r/min,适应的最高黏度为30Pa·s左右。

表3.1 搅拌器型式选用表（摘自HG/T 20569-94） 工艺过程类型 控制因素 使用搅拌器型式 Di/DJ H0/DJ 剪切作用、容传热 积循环速率、高速度

桨式：1.25：1～2：桨式、推进1 1：1～2：1 式、涡流式 推进式：3：1～4：1 涡轮式：3：1～4：1

图3.1 箭叶可拆圆盘涡轮式搅拌器

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箭叶的叶面都是用圆弧状，其半径为桨径的1/10，相当于平直叶桨宽的箭叶宽度b=(1/5)dj，箭叶在圆盘平面上的投影宽度为桨径的1/10，桨叶长为桨径的1/4，圆盘的直径为桨径的3/4。当箭叶是由两个圆弧面焊在一起的时候，前端用一个垫块，而桨叶的宽度要比(1/5)dj大出一个垫块的厚度。箭叶圆盘涡轮简图如图3.1

对于直径大于700㎜的圆盘涡轮，为了装拆方便，有时要制成对开式圆盘，各焊在对开式轮毂上，然后用螺栓将对开轮毂夹紧在搅拌轴上，并用螺栓将两半圆盘相连接。

由Di/DJ=3.52：1 DJ=则选用DJ=850㎜ 键槽的宽度b=32㎜ 搅拌器桨叶的宽度B=170㎜ 轮毂内径d=110㎜ 轮毂外径d2=180㎜

搅拌器桨叶连接螺栓孔径d0=M10 搅拌器紧定螺钉孔径d1=M16 搅拌器圆盘的直径D1=570㎜ 搅拌器桨叶的厚度?=8㎜ 搅拌器圆盘的厚度?1=10㎜ 轮毂高度h=170㎜

圆盘到轮毂底部的高度h2=40㎜ 搅拌器叶片的长度L=212㎜

弧叶圆盘涡轮搅拌器叶片的弧半径R=85㎜ 键槽的宽度b=32㎜

轮毂内径与键槽深度之和t=116.4

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Di4=

3000=850㎜ 3.5南华大学机械工程学院毕业设计

搅拌器许用扭矩M=9843MPa 参考质量GJY=74.7kg

Mnmax=4537.68MPa

3.2 搅拌轴的设计

轴是传递运动和动力的重要零件、工作时既受弯曲、又承受扭矩的轴称为转轴，如减速器中齿轮轴;只传递扭矩的轴称为传动轴，只受弯曲不受扭转作用的轴称为心轴，如自行车上的前轴。传动轴的形式由机架形式、传动轴安装形式和釜内联轴器形式确定。传动轴的规格则由轴径和机架的公称直径确定。 筒体高度H=7850㎜,传动轴过长则分成几个部分由联轴器连接。上轴连接电动机为传动轴。中轴装刮沫板。下轴装三个搅拌器由两个支架轴承固定。可按扭转强度设计传动轴轴径

这种方法只按轴所受的扭拒来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低扭转切应力的方法予以考虑。在作轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴的最小直径。对于不大重要的轴，也可作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为：

?T=

TWT?[?]T

式中 T——轴所受扭矩，在已知轴的转速n(r/min)和传递功率P（kW）的条件下，T=9.55×106PN(N·㎜)；

?16WT= WT——轴的抗扭截面模量（mm3），对轴径为d的圆形轴，

d3?0.2d3。

[?]T——许用扭转切应力，MPa， 见表3-5. 按扭转强度设计轴径d：d?A03Pn㎜ 式中A0=

39.55?106/(0.2[?]T)，可直

接由表3.2查得，A0取法是当弯矩的作用较扭矩小，或轴只受扭矩作用时，取小值；反之取大值。

表3.2 轴常用材料的[?]T及A0值

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轴材料 [?]T/MPa A0 Q235、20 40Cr、35SiMn、2Cr13 12～20 135～160 Pn45 30～40 107～118 1Cr18Ni9Ti 15～25 125～148 40～52 98～107 ㎜=125×355110按扭转强度设计轴径d：d?A0圆整为90㎜。

3=88.4㎜

上轴未装任何附件为转轴最小直径可定为90㎜。 按扭转变形计算搅拌轴的轴径

搅拌轴受扭矩和弯矩的联合作用，扭矩变形过大会造成轴的振动，使轴封失效，因此应将轴单位长度最大扭矩角?限制在允许范围内。轴扭矩的刚度条件为 ?=

5836MnmaxGd(1?N)440×105?[?]

式中 G——轴材料的剪切弹性模量，MPa;

不锈钢的E=206GPa、?=0.25 切变模量G=

E2(1??)=

2062?(1?0.25)=82.4MPa

PNn Mnmax——轴传递的最大扭矩，Mnmax=9553

?,

=9553

55110?0.95=4537.68N·m；

×

?——传动装置效率，按传动装置的机械效率的表的规定选取，本传动装置为皮带传动取为0.95；

[?]——许用扭转角，对于悬臂梁[?]=0.35（°/m），对于单跨梁[?]=0.7（°/m）。

因为轴被分为三段受力情况有很大区别，为保证最好的传动质量定中轴为单跨梁取[?]=0.7（°/m）,下轴为悬臂梁取[?]=0.35（°/m）

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故中轴的直径为

1 d1=155.4?????4537.68?4?=155.4??=82.3㎜ 4??0.7?82.4?1??[?]G(1?N0)?Mnmax41 综合扭转条件圆整中轴轴径为95㎜ 下轴的直径为

14??Mnmax?4537.68?4?=155.4d1=155.4???=97.9㎜ ?[?]G(1?N4)??0.35?82.4?1?0??1 下轴轴径圆整为100㎜

4 搅拌器的传动装置

4.1 传动装置系统组合

搅拌设备传动装置系统一般包括电动机、变速器、联轴器、搅拌轴（传动轴）、机架及凸缘法兰等。

4.2 电动机选用和V带减速机的设计

根据所给设计条件，确定该搅拌的公称输出轴转速为n=110r/min,配电机功率P=5.5Kw,查表可选摆线针轮行星减速机，其型号尺寸从HG5-746-78标准中差得为ALC100-71。根据对发酵罐的设计经验和发酵罐特点各异和使用情况进行分析对比, 若用伞齿轮减速器可降低搅拌转速, 但运行会跳动, 不平稳, 噪音大, 高达150dB, 减速器进轴主轴轴承易损坏, 而经常维修影响生产, 轴封处漏油污染环境。若设计用皮带传动带动搅拌, 由于带的良好弹性, 能缓和冲击, 吸收振动, 使传动平稳。同时结构简单, 制造加工容易, 成本低廉, 维修方便, 但搅拌转速略高些。根据以上分析对比, 考虑发酵生产的特点, 还是选用三角胶带带动稳妥、可靠。电动机额定功率P为55kW，搅拌轴转速110r/min，一般情况下，带速v=5～25m/s,传动比i=6.7?7(10),传动效率??0.94～0.97，传递功率P?100kW。电机选用Y315S-8W，额定n=740r/min，传动效率92%，定小皮带轮转速最大n1=730 r/min 普通V带设计，V带截型是根据计算功率Pca和小带轮的转速n1按图选择。

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Pca是由工作时的载荷性质、原动机的种类、每天运转时间长短及传递的额定功

率P确定的，即

Pca=KAP （工况系数KA查[15]表13-8可得1.3）

Pca=1.3×55=71.5 kW由此可得应选C型带。小带轮基准直径D1应

大于或等于表4.1中的最小基准直径Dmin。为了提高V带的寿命，宜选取较大的基准直径，并符合标准直径系列。

表4.2 小带轮最小直径Dmin

带型 Dmin/㎜ Y 20 n1n2Z 50 A 75 B 125 730110C 200 D 355 E 500 大带轮基准直径为D2=D1（1-?）=

×250×(1-0.02)=1625.9㎜

圆整取为1600㎜（误差在少于5%是合适的）

带速v1=

?D1n160?1000=

3.14?250?73060?1000=9.6m/s在5-25m/s的范围内，合适。

中心距可根据传动的结构需要初定a0,取0.79（D1+D2）=1462mm 在0.7（D1+D2）

(D2?D1)2?V带的基准长度L0?2a0+（D1+D2）+

4a02(1600?250)2? =2×1462+（250+1600）+=6274㎜

4?14622取6300?63mm

实际中心距a?a0+（Ld-L0）/2=1530+(6300-6274)/2=1530㎜ 考虑安装调整和补偿初拉力的需要，中心距的变动范围为：

amin=a-0.015Ld amax=a+0.03Ld

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小带轮上的包角?1?180?-

D2?D1a×57.3°=180?-

1600?250×57.3°

1530=130°?120?合适

带的根数z z?Pca(P0??P0)K?KL

单根V带额定功率P0查[15]表13-3得8.82kW 单根V带额定功率增量?P0查[15]表13-6得1.85kW 包角修正系数K?查[15]表13-7得0.86 带长修正系数KL查[15]表13-2得1.12

则Z?Pca(P0??P0)K?KL=

71.5=6.92根

(8.82?1.85)?0.86?1.12圆整取Z=7根

4.3 凸缘法兰与安装底盖选用

凸缘法兰一般焊于搅拌容器封头上，用于连接搅拌传动装置，也可兼

作安装、维修、检查用孔。根据介质的耐腐蚀性，凸缘法兰可选用整体结构或衬里结构，其公称直径为DN200～900㎜，密封面型式有突面式（R或LR）和凹面（M或LM）两种，其中LR和LM为衬里结构的密封面型式。经查标准可知根据容器的公称直径3000㎜和传动轴轴径90㎜可查凸缘法兰和安装底盖的公称直径 400㎜ 凸缘法兰可按HG21564选用根据选用原则 凸缘法兰的形式

表4.3.1 凸缘形式

形 式 R 结构尺寸

表4.3.2凸缘法兰的连接尺寸和结构尺寸

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结 构 特 征 突面凸缘法兰 公称直径DN/㎜ 200～900 南华大学机械工程学院毕业设计

图4.3.1凸缘法兰

凸缘法兰型号为HG21564 法兰 R400-304（304为0Cr18Ni9材料牌号） 安装底盖的机构形式

表4.3.3

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图4.3.2安装底座

表4.3.4安装底盖外形尺寸

密封垫片和紧固件

安装底盖和凸缘法兰、轴封（机械密封或填料密封）之间的密封垫片选用石棉橡胶垫片（代号XB）、柔性石墨复合垫片（代号G），以及四氟乙烯包覆垫片（代号F4），并应分别符合HG20627、HG20629、HG20628标准规定。安装底盖、凸缘法兰、轴封的连接紧固件应符合HG20634的有关规定，螺栓材料选35钢，螺母材料选25钢。

安装底盖型号：HG21565 底盖 RS-400-90-304-F4

4.4 机架设计

根据厂商的要求机架自行设计大体类似点支点机架

因传动轴是由皮带出传动，上轴顶端伸出机架外便于安装皮带轮。立式搅拌设备传动装置是通过机架安装在搅拌设备封头上的，在机架上一般还需要容纳联轴器、轴封装置、中间轴承装置等部件及安装操纵所需的空间。机架材料选用Q235-A，按HG21566-95检查验收，铸件具有减振作用。

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图4.4 机架示意图

4.5 联轴器选用

联轴器是连接轴与轴并传递运动和扭矩的零件，其种类很多，在搅拌传动装置系统中采用的有：凸缘联轴器（包括带短节联轴器）、夹壳联轴器和块式弹性联轴器。根据减速器输出轴轴端形式和机架结构形式，选择型号JQ-90的夹壳联轴器。夹壳联轴器是由两个半圆筒状夹壳组成，在夹壳的中部安放一个可拆的、由两个半环组成的悬吊环，悬吊环内部的两个突起环正好可以放入D型传动轴轴端的环状沟槽内，这样就将两根需要连接的轴对接到了一起，然后借助夹壳上的螺栓将左、右两个半联轴器加紧，于是两根对接轴的端部就被紧紧扣压在悬吊环

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内，从而实现轴的连接，轴的周向固定也是用键来完成的。采用较松配合H7/h6。

4.6 机械密封选用

4.6.1机械密封的工作原理及结构

机械密封是用垂直于轴的两个密封元件（被称为静止环和旋转环的）的平面相互贴合（依靠介质压力或弹簧力），且作相对运动，并达到密封的装置。

图4.6.1机械密封示意图

图3.4是用来说明机械密封工作原理，比较简单的一种机械密封结构。在密封箱体内的传动轴上共套装有四个截面形状不同的圆环，从上向下看，它们分别是弹簧座、压环、旋转环和静止环。矩形截面的弹簧座用紧定螺钉固定在轴上，可以与轴一起旋转，沿其圆周均匀加工出数个安放弹簧的孔座和放置传动螺钉固定的通孔（图中放置弹簧的孔座没有表示出，只显露出伸到弹簧座外边来的弹簧）。弹簧座下面形似角钢截面的压环松套在轴上，其主要作用有二，一是通过其下面

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的O形密封圈将轴向的弹簧力传递给旋转环，使旋转环的下端面紧贴在静止环的上端面上。压环的第二个作用是通过（与弹簧座相连的）传动螺钉和（与旋转环相连的）传动销将轴的旋转运动传递给旋转环，是旋转环与轴同步旋转。与旋转环紧贴的静止环与轴之间存在间隙并被固定在箱体的底座内，图中显示出来的防转销可保证静止环不会随轴转动。

表4.6.1 釜用机械密封型号及适用范围

型 号 2001 2002 机械密封形式 单端面平衡型 带内置轴承的单端面平衡型 -20～150℃ ?0.6MPa 使用温度 压 力 介 质 一般介质 4.6.2搅拌设备用机械密封标准

搅拌设备用机械密封有多部分行业标准，如HG/T 2098《釜用机械密封系列及主要参数》、HG 21571《搅拌传动装置——机械密封》、HG 5-748《釜用机械密封基本型式及参数》，以及HG/T 2057《搪玻璃搅拌容器用机械密封》等。 HG/T 2098《釜用机械密封系列及主要参数》适用于介质压力不大于6.3MPa、介质温度不大于150℃钢制反应釜搅拌轴及类似的立式旋转轴机械密封，搅拌轴（或轴套）外径为40～220㎜，转速不大于3m/s，介质为除强氧化性酸、高浓度碱以外的各种流体。

HG21571 《搅拌传动装置——机械密封》适用于设计压力不大于16MPa、设计温度-20～300℃的搅拌设备，用于搅拌轴的机械密封。

表4.6.2 机械密封外形尺寸/㎜

螺栓孔 轴径d 100

D 305 D1 D2 L1 L2 封液进出口A、B（英寸） G1/2?? n 8 ? 270 234 22 170 280

5 发酵罐的其他附件

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5.1支座设计

5.1.1裙座结构

罐体常用裙座支承，常用的裙座结构有圆筒形裙座和圆锥裙座，主要由裙座筒体、基础环、地脚螺栓、人孔、排气孔、引出管道、保温支承圈等组成。 筒体形裙座制作方便，经济上合理，应用广泛。圆锥形裙座常用于细高塔，如塔径DN<1m，且高径比H/DN>25，或DN>1m，H/DN>30的支承，为了防止风载或地震载荷引起的弯矩造成的倾倒，圆锥形裙座可配置更多的地脚螺栓且更具有足够大承载面积的基础环，因而可降低地脚螺栓和底座支承面上基础承受的应力，提高塔体的稳定性。圆锥形裙座的半锥角不得超过15°，原因是半锥角增大，裙座所受应力急剧增加，裙座筒体的厚度也需急剧增加。

5.1.2材料

裙座材料如裙座壳、基础环、地脚螺栓等属于非受压元件，不承受介质压力载荷也不与介质接触。在选材时可适当放宽。地脚螺栓材料一般采用Q235-A，只有环境温度低于0℃时采用16Mn,地脚螺栓的腐蚀裕度取3㎜。

虽然裙座不是受压元件，但是由于裙座对整个塔器而言是至关重要的，标准要求按受压元件对待，因为裙座耗材不多，提高裙座的用材要求不会造成太大浪费，这种处理大大提高了裙座支承塔体个可靠性。

5.1.3群座与筒体的连接

裙座与筒体底部的连接形式有对接和塔接两种。裙座筒体的外径与塔体外径相等，焊缝必须采用全熔透是连续焊。在罐体载荷作用下，焊缝所受应力为拉压应力，受力情况较好。搭接焊缝可以在下封头上，也可位于罐体上，搭接焊缝要求距下封头焊缝有一定距离，以避免焊接热影响区重迭。搭接焊缝在罐体载荷作用下手剪切应力，受力情况差，一般用于直径较小，焊缝受力也较小的场合，它的优点是安装方便，便于调整罐体的垂直度。

5.2 人孔的选用

5.2.1人孔选定

根据发酵罐的设计，其容积较大选用了带颈对焊水平吊盖不锈钢人孔选自（HG21527-2005）

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表5.2.1 人孔尺寸 人孔类型 公称压力PN MPa 公称直径DN ㎜ 筒节 法兰外径D 螺 孔 中心圆直径D1 孔径k 凹凸面

螺柱与（螺栓） 10-f2 dw?S t0b b1 数量 N 规格 长度 凹凸 39 10 56 5 63 20 M36?3 210 2002 2.5 600 620×10 845 770 人孔盖自行设计如下图

图5.2.1 带颈对焊水平吊盖人孔

5.2.2设计条件

设计压力 p=0.4MPa 设计温度 t=150℃ 壳体型式：椭圆形封头 接管材料：1Cr18Ni9Ti 板材 补强圈材料名称：1Cr18Ni9Ti 壳体开孔处焊接接头系数：φ=0.85 壳体内径：Di=3000㎜

壳体开孔处名义厚度：?n=10㎜

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壳体厚度负偏差：C1=0.8㎜ 壳体腐蚀裕量 C2=0

壳体材料许用应力[?]t=103MPa 接管名义厚度 ?nt=10㎜ 椭圆形封头长短轴之比为2 接管实际外伸长度h1=100㎜ 接管实际内伸长度 h2=0 接管焊接接头系数φ=1 接管腐蚀裕量 C2=0 补强圈外径 D=980㎜ 补强圈厚度 ?=10㎜

5.2.3开孔补强计算

（1）补强及补强方法判别

a.补强判别 根据表2-2，允许不另行补强的最大接管外径为?89㎜.本开孔外径等于620㎜，故需另行考虑其补强。 b.补强计算方法判别

开孔直径 d=di+2C=600+2×0.8=601.8㎜

本凸形封头开孔直径 d=601.6

b.开孔所需补强面积 先计算强度消弱系数fr，fr=1，材料没变。 接管有效厚度 ?et=?nt-C=10-0.8=9.2㎜ 承受内压，开孔所需补强面积计算 A=d?+2??et(1-fr)

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=601.6×8.4+0=5053.4mm2 (3)有效补强范围 a.有效宽度B

B=2d=2×601.6=1203.2㎜

B=d+2?n+2?nt=601.6+2×10+2×10=641.6㎜ 取大值故B=1203.2㎜

b.有效厚度 外侧有效厚度h1由下式确定

h1=d?nt=601.6?10=77.56㎜

h1=100㎜（实际外伸高度）

取小值故h1=77.56㎜ 内侧有效高度h2按下式确定

h2=d?nt=601.6?10=77.56㎜ h2=0（实际内伸高度）

取小值故h2=0 （4）有效补强面积 a.封头多余金属面积

封头有效厚度 ?e=?n-C=10-0.8=9.2㎜ 封头多余金属面积A1按下式计算

A1=（B-d）(?e-?)-2?et(?e-?)(1-fr)

=(1203.2-601.6)×(9.2-8.4)-0 =481.3mm2 b. 接管多余金属面积 接管计算厚度

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?t=

Pcdi2[?]??Pctn=

0.49?6002?103?1?0.49=1.43㎜

接管多余金属面积A2按下式计算

A2=2h1（?et-?t）fr+2h2(?et-C2)fr

=2×77.56×(9.2-1.43)+0=1205.3mm2

c. 接管区焊缝面积（焊脚取6.0㎜） A3=2×d. 有效补强面积

Ae=A1+A2+A3=481.3+1205.3+36=1722.6mm2 （5） 所需另行补强面积

A4=A-（A1+A2+A3）=5053.4-1722.6=3330.8mm2 拟采用补强圈补强。 （6） 补强圈设计

根据接管公称直径DN150选补强圈，参照补强圈标准JB/T4736取补强圈外径

D?=980㎜,内径d?=620㎜.因B=641.6

12×6.0×6.0=36mm2

到开孔处要焊接人孔，孔壁厚度亦为10㎜因此不需要开孔补强。

5.3 设备接口

5.3.1接管

5.3.1.1物料进口接管

进罐物料的状态可能是液态、气（汽）态或气（汽）液混合物，不同的物料状态，其结构也不尽相同。

5.3.1.2液体进料管

常见的液体进料管有直管进料和弯管进料两种，对于弯进液管，转弯处尺寸E应以弯管能自由出入为准。物料洁净且腐蚀性很小时，可采用不可拆结构，将进料管直接焊在塔壁上。

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5.3.1.3气体进料管

一个合理的气体进料管结构应使进入塔内的气体沿塔截面均匀分布，能够避免液体淹没气体通道，有防止破碎填料等异物进入管内的结构。

5.3.1.4物料出口接管

由于出塔的物料可能的液体或气（汽）态，因此应根据物料的状态设置相应的出料管结构。

5.4 视镜选用

视镜是用来观察设备内部情况的。有的可由容器制造厂制造（按HGJ501～502-86），有的则可直接外购（HG21605-95）。

普通视镜（HGJ501～502-86）有带颈的和不带颈的两种不带颈视镜示图示5.2(HGJ 501-86)，视镜上的凸缘直接焊接在设备上，结构简单，不易结料，有比较广阔的观察范围。由于凸缘直接焊在设备上，容易在焊接后引起凸缘上密封面变形，因此应有可靠的焊接工艺保证。当视镜需要倾斜或设备直径较小时，可采用带颈视镜图5.4.2（HGJ 502-86），视镜所用材料应符合表5.4.1 表5.4.1 视镜材料

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图5.4.1 不带颈视镜

图5.4.2 带颈视镜

视镜的公称直径最多有五种，取决于视镜的公称压力级别，见表5.4.2

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表5.4.2 视镜系列

根据需要我们产品采用的视镜尺寸如表5.4.2

表5.4.2 视镜尺寸

视镜标记为 视镜?Pg10 Dg150，HGJ 501-86-20

5.5 蛇管的设计

罐可配置的传热元件有三件：夹套、内构件（如内冷管和导流筒）和搅拌器本身。夹套有环形夹套（空心夹套）、带扰流喷嘴的环形夹套、螺旋导流板夹套、半管螺旋夹套、内部夹套和双壳夹套等。几何相似的搅拌罐随容积增大，单位体积所对应的传热面积与罐径成比例地减少。故对于大型搅拌罐，还须在罐内装置内构件，其中盘管和直管是最常用的导流管也往往用作传热元件，有些大型反应罐还在搅拌器内通入热载体，使搅拌叶轮的表面也参与传热。

这些传热元件的传热机理是相同的，固体的传热面把被搅液和热载体分隔开，传热面通常有三层组成，中间是金属制的罐壁（罐壁有时由不锈钢和碳钢的复合钢板制成；对于搪玻璃釜，罐壁应由碳钢和搪玻璃层二者组成），两侧通常分别有来自被搅液的黏罐物和来自热载体的污垢。热量从被搅液侧传递到热载体侧必须通过被搅液对传热面的对流传热、多层固体的热传导、传热面对热载体的

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对流传热三个环节。在搅拌设备中，经常使用蛇管作换热器。蛇管允许的操作温度范围是：-30～250℃，公称操作压力系列为：0.4MPa、0.6 MPa、1.0 MPa、1.6 MPa。常用的蛇管结构有：无集管的单组单列蛇管、无集管的单组双列蛇管和有集管的八组蛇管。蛇管的尺寸列于表5.5 表5.5 蛇管尺寸

此表分为3个区，其中：单列蛇管适用于公称容积为1～50m3的各种搅拌罐，双列蛇管适用于公称容积3.2～10m3的各种搅拌罐，有集管八组蛇管适用于公称容积16～50m3的各种搅拌罐。大型搅拌罐（35～150m3）可采用直立式蛇管。

按照工艺用Dg50的蛇管，在筒里里面以六组均分布竖式的方式排列，H=5000mm，总换热面积55M2。

设计计算面积S=55*1.2=66M2 总换热管根数n

?Dg2H?4?n?66000000

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求得n=66 取每组n1=11

5.5.1蛇管固定件

如果蛇管的中心圆直径较小或圈数不多、重量不大时，就利用蛇管的进出口固定在顶盖上，不再另设支架固定蛇管。当蛇管比较笨重或搅拌时是振动，则需安装支架一增加蛇管的刚性。一般带有搅拌装置的设备均需安装蛇管固定件。本设备所用蛇管是直立式蛇管。因为蛇管本身有一定的重量，且进出口与罐体相连，因此，除有强烈搅拌或剧烈振动之外，一般情况支柱不必与设备筒体或下封头固定连接，以便与装拆。

6 发酵罐载荷分析及强度校核

6.1 塔设备质量载荷计算

罐设备的操作质量m0(kg):m0?m01?m02?m03?m04?m05?ma?me 罐设备的最大质量mmax(kg):mmax?m01?m02?m03?m04?mW?ma?me 罐设备的最小质量mmin(kg):mmin?m01?0.2m02?m03?m04?ma?me 罐体总质量 筒体质量m1

罐设备总高为10500 mm，底部为高为1200 mm的裙座和封头的高度，上为接管的外深高为930 mm，封头为高度为790 mm 筒体总高H=10500-1200-790-930=7580mm=7.58m。

查【8】附表4-1 根据公称直径为3000mm厚度为10 mm查得一米高筒节理论质量为742kg

筒体质量m1=742kg/m×7.58m=5624.36kg 封头质量

查【8】附表4-3得公称直径为3000mm厚度为10mm的椭圆封头的质量为775.7kg。 查【8】附表4-2 以内径为公称直径的椭圆封头的型式和尺寸得曲边高度为 802mm

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封头质量m2=2×775.7kg=1551.4kg 裙座高度H3=1200㎜=1.2m 裙座质量=742×1.2=890.4kg

发酵罐质量m01=m1+m2+m3=5624.36+1551.4+890.4=8066.16kg 管段内件质量m02=0.5×ma=8066.16×0.5=4033.08kg 扶梯质量

查【8】附表5-4可知开式扶梯质量载荷为15～24kg/m 扶梯质量m04=qF×HF=20×7.85=157kg 操作时内物料质量m05=?0V=1200×50=60000kg 冲液质量mw=?V=1000×50=50000kg

人孔、接管、法兰等附件质量ma=0.25m01=0.25×8066.16=2016.54kg 偏心质量me=m04=157kg可以忽略为零 操作质量m0=m01+m02+m04+m05+ma+me

=8066.16+4033.08+157+60000+2016.54=74115.78kg

最小质量mmin=m01+0.2m02+m04+ma

=8066.16+0.2×4033.08+157+2016.54=11046.32kg 最大质量mmax=m01+m02+m04+mw+ma

=8066.16+4033.08+157+50000+2016.54+2016.54=64272.78kg

6.2 自振周期计算

在动载荷（风载荷和地震载荷）作用下，罐设备各截面的变形及内力与罐的自由震动周期及振型有关，分析罐设备的振动时，一般情况下不考虑平台及外部接管的限制作用以及地基变形的影响，而将罐设备看成是顶端自由，底部刚性固

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定，质量沿高度连续分布的悬臂梁，其基本震型的自振周期T1=90.33H查【7】附表2.2可查得E=190GPa 罐体内直径Di=3000㎜ 罐体有效厚度?e=9.2㎜ 塔设备高度H=10500㎜ 操作质量m0=74115.78kg 自振周期T1=90.33H

m0HE?eDi3m0HE?eDi3

=90.33×10500×

74115.78?105001.9?105?9.2?30003×103

=0.12S

6.3 地震载荷和地震弯矩计算

地震起源于地壳的深处，地震时所产生的地震波，通过地壳的岩石或土壤

向地球表面传播。当地震波传到地面时，引起地面的突然运动，从而迫使地面上的建筑物和建设被发生震动。地震发生时，地面运动是一种复杂的空间运动，可以分解为三个平动分量和三个转动分量。鉴于转动分量的实测数据很少，地震载荷计算时一般不予考虑。地面水平方向（横向）的运动会使设备产生水平方向的震动，危害很大。而垂直方向（纵向）的危害较横向震动要小，所以只有当地震烈度为8度或9度地区的设备才考虑纵向震动的影响。当发生地震时，罐设备作为悬臂梁，在地震载荷作用下产生弯曲变形。安装在七度或七度以上地震烈度地区的罐设备必须考虑它的抗震能力，计算出它的地震载荷。 （1）水平地震力

所谓的振力是地震时地面运动对于设备的作用力。对于底部刚性固定在基础设备，如其简化趁单质点的弹性体系。则地震力即为该设备质量相对于地面运动时的惯性力，此力为F??mpg

mp------集中于单质点的质量,Kg;

g-----重力加速度， m/s2;

?-----地震影响系数。

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?Tg地震影响系数由????T?1????max确定。 ?0.9由【8】表5.6取第二组Ⅱ类场地土的特性周期为Tg=0.3

由【8】表5.5取设防烈度为7时地震影响系数最大值为?max=0.23。

地震影响系数根据场地土的特性周期及罐的自振周期由分析设计方法确定 且不得小于0.2?max=0.23×0.2=0.046

?Tg即????T?1??0.4???=??max?0.12???0.90.9?0.23=0.876＞0.2?max

实际上罐设备是一多质点的体系，具有多个振型。根据振型叠加原理，可将多质点体系算转换成多个单质点体系想叠加。因此，对于实际罐设备水平地震力的计算，可在前述单点体系计算的基础上，为考虑振型对绝对加速度及地震力的影响，引入振型参与系数?k

Yk?miYi3?k??mYi?1i?13

2ii罐设备的第一振型曲线可以近似为抛物线Yi?Ya(hi1.5hiH)1.5代入上式有：

?k??mhi?133ii31.5ii

?mhi?1因而，第i段罐节重心处产生的相当于第一振型（基本振型）的水平地震力为 Fk1?Cz?1?k1mkg?k

由上述分析，我们选取计算截面。一般对于高度在10m以下的罐设备，按一段计算；对于高于10m的罐设备，可分段进行计算，每10m分为一计算段，余下的最后一段取其实际高度。故将该设计中将全罐分为2段。分段为500㎜、10000。其计算截面分别为0-0、1-1。每段的各个参数情况计算如下：

0-0 1-1

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每段长度Li（mm） 500 10000 每段的质量mi(kg) 150 73965.78 各点距地面的高度hi (mm) 250 5500

hi1.5 4×103 4.08?105 mihi1.5 1×106 2.24×109

A??mihi1.5 2.24×109

i?13hi3 1.56×107 1.66×1011

mihi3 3.9×109 9.13×1014 B??mihi3 9.134×1014

i?13A/B 2.241×109/9.134×1014=0.25×10?5 基本振型参与系数?k1=

AB?hi1.5=0.25×10?5×hi1.5

0.01 1.02 综合影响因素Cz 取Cz=0.5

Cz??所以水平地震力（N）：Fk1?1k1mgkk?

6.44 323840.53 (2) 垂直地震力

在地面的垂直运动作用下，罐设备地步截面上的垂直地震力为 ：

0?0F??vmaxmeqg v其中?vmax-----垂直地震影响系数的最大值，取?vmax=0.65?max；

meq-----罐设备的当量质量，Kg. 罐任意质点i处垂直震力为：

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FV???=

mihi?mk?1kFV0?0(i=1、2)

khk由已知条件：操作质量m0=74115.78kg

则当量质量meq=0.75m0=0.75×74115.78=55586.8kg

?vmax=0.65?max=0.65×0.23=0.15

8

mihi 37500 4.07×10

?mihi 4.074×10

8

2i?1即垂直地震力（N） 7.5 81400

0?0罐设备底截面0-0出的地震弯矩ME，由 1（N.mm）

0?0ME1?16351635Cz?1mgH2

=×0.5×74115.78×9.8×10500×0.23

=4.01×108

设等直径、等壁厚罐设备的任意截面I?I距地面的高度为h，基本振型在截面

I?I?I?I处产生的地震弯矩为MEI8Cz?1mg175H1.5(10H3.5?14hH2.5?4h3.5)

式中m为罐单位高度上的质量即m?m0/H

当罐设备H/D＞15或H≥20m 时，还需考虑高振型的影响，这时应根据第一、二、三振型，分别计算其水平地震力及地震弯矩。然后根据振型组合的方法确定作用于k质点处的最大地震力及地震弯矩。这样的计算方法很复杂，所以在进行稳定和其他验算时，可按一种简化的由第一振型的计算结果估算地震弯矩的近似算法

0?00?0?1.25MEI即ME计算

0?0由此可得底截面处地震弯矩ME（N.mm）

0?00?0ME?1.25MEI?1.25?1635Cz?1m0gH=1.25×4.01×10=5.01×10

88

1?1截面1-1处地震弯矩ME（N.mm）

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1?11?1

ME?1.25MEI =1.25×

175H8?0.5?0.23?74115.78?9.8175?105002.5?1.25?8Cz?1m0g2.5?10H3.5?14H2.5h1?4h13.5

?

×（10×105003.5-14×105002.5+4×5003.5）

=3.75×108

6.4 最大弯矩

???大型发酵罐任意计算截面???处的最大弯矩Mmax

M???max={

???MW?Me??????ME?0.25MW?Me取其中较大值

因为发酵罐是安装在室内的所以不计风弯矩则

?????? Mmax=ME=3.75×108N·㎜ 0?0发酵罐底部截面0-0处的最大弯矩Mmax

0?0 Mmax={

0?0MW?MeM0?0E?0.25M0?0W?Me 取其中较大值

0?00?0 Mmax=ME=5.01×108 N·㎜

6.5 圆筒轴向力校核和圆筒稳定校核

有效厚度?ei(mm): 9.2 筒体内径Di(mm): 3000

i?i计算面上操作质量m0(Kg): 74115.78 73965.78

由设计压力引起的轴向应力?1?pDi4?ei=

0.4?30004?9.2=32.6Mpa

此应力只存在于筒体，裙座上由设计压力引起的轴向力为0Mpa 操作质量引起的轴向应力?2?i?im0g?Di?ei

0-0截面上操作质量引起的轴向应力8.4Mpa

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1-1截面上操作质量引起的轴向应力8.36Mpa 最大弯矩引起的轴向应力?3?i?i4Mmax?D?ei2i，由此式可计算出：

0-0截面上最大弯矩引起的轴向应力7.71Mpa 1-1截面上最大弯矩引起的轴向应力5.77Mpa

查【7】附表D1的设计温度下1Cr18Ni9Ti的许用应力???为103Mpa，Q235的

t许用应力???s 为113Mpa

t载荷组合系数K等于1.2 系数A=

0.094?eiRi=

0.094?9.21500=0.00058

根据A值查【8】图4-7得1Cr18Ni9Ti在设计温度下的系数B=80Mpa，Q235在设计温度下的系数B=93Mpa，

许用轴向压应力???cr取KB和K????中较小值

t0-0截面KB=111.6MPa K[?]t=135.6MPa K[?]t?=115.26MPa 则取0-0截面[?]cr=111.6MPa

1-1截面KB=96 MPa K[?]t=123.6 MPa K[?]t?=105.06MPa 则取1-1截面[?]cr=96MPa

对于0-0截面圆筒最大组合压应力?2+?3=16.11MPa<[?]cr 圆筒最大组合拉应力?1??2??3=-0.65< K[?]t? 对于1-1截面圆筒最大组合压应力?2??3=14.13MPa<[?]cr 圆筒最大组合拉应力?1??2??3=30.01MPa< K[?]t? 则满足要求

6.6 大型发酵罐压力试验时应力校核

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实验时介质的密度?（Kg/m3）：1000 液柱高度H(mm)： 7850 液柱静压力

?H9.8h(Mpa)： 0.8

有效厚度?ei(mm)： 9.2 筒体的内径Di(mm)： 3000

1?11-1截面的最大质量mT (Kg)： 64122.78

进行压力试验时，试验压力pT?1.25p???=1.25×0.4×125=0.5Mpa

125???t查《过程设备设计》第二版附表D1得 筒体常温屈服点?s=320Mpa 1-1截面0.9K?s=0.9×1.2×320=288Mpa 1-1截面KB=1.2×136=96Mpa

筒体的许用轴向压应力???cr取KB及0.9K?s中较小值即

???cr=96Mpa

由试验压力引起的周向应力?T?(pT??H/9.81)(Di??ei)2?ei

当试验介质为水时，?=1000kg/m3， 单位转换成Mpa的液柱静压力为所以

?H9.8?H9.8，式中H为7850cm，

=

1000?78509.8=0.8Mpa

0.8Mpa＜0.9K?s（满足要求）

试验压力引起的轴向应力?T1=

PTDi4?ei=

0.5?30004?9.2=40.76Mpa

重力引起的轴向应力?T2?1?1mTg?Di?ei=

64122.78?9.83.14?3000?9.2=7.25Mpa

弯矩引起的轴向应力?T3=0

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压力试验时最大组合压应力?T2??T3=7.25+0=7.25Mpa＜???cr=96Mpa 压力试验时最大组合拉应力?T1??T2??T3=40.76-7.25+0=33.51Mpa＜

0.9K?s?=244.8Mpa

6.7 裙座轴向应力校核

大容积发酵罐常采用裙座支承。被设计中选择圆筒形裙座，圆筒形裙座轴向应力校核首先选取裙座危险截面。危险截面的位置，一般取裙座底截面（0-0）或裙座检查孔（人孔）和较大管线引出孔（h?h）界面处。然后按裙座有效厚?es度验算危险截面的应力。

6.7.1 裙座底截面的组合应力

（0-0）截面处：

（0-0）截面积Asb??Dis?is=?×2964×16=1.49?105mm2 （0-0）截面系数Zsb=

?42Dis?s=

?4?29642?16=1.1?107mm3

t由前面计算知，KB=111.6Mpa，K???s=135.6Mpa 裙座许用轴向应力取以上两者中较小值为111.6Mpa

（1）座体操作时底截面的最大组合轴向压应力应满足如下条件：

?max?0?0MmaxZsb?m0g?FV0?0Asb≤裙座许用应力，其中FV0?0仅在最大弯矩为地震弯矩参

与组合时计入此项。

故，在此，0-0截面的组合应力=＜111.6Mpa，满足要求

5.01?1081.1?108?74115.78?9.81.49?105=4.55+4.87 =9.42Mpa6.7.2 裙座检查孔和较大管线引出孔截面处组合应力

检查孔加强长度为lm=120㎜

检查孔加强管水平方向的最大宽度bm=450㎜

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检查孔加强管厚度?m=18㎜ 裙座内直径Dim=2964㎜

Am=2lmDim=2×120×18=4320

0-0截面处裙座的截面积Asm=?Dim?es-???bm?2?m??es?Am?

=3.14×2964×9.2-2×??450?2?18??9.2?4320? =86664+1022.4=87686.4mm2

Zm=2?eslm?Dim??b?????m??2??2?22=2×9.2×120×14822?2252=3.23×106

????2Dim?es-??bmDimes?Zm?

24??0-0截面处的裙座筒体截面系数Zsm= =

?9.2 29642?9.2-2×(450×2964×

42-3.23×106) =5.76×107

0?00-0截面最大弯矩Mmax=3.75×108N·m 0?00-0截面以上的操作质量m0=73965.78kg 0?00-0截面以上最大质量mmax=64122.78kg

0-0截面组合应力=

0?0mmaxgAsm=

64122.78?9.887686.4=7.16Kg

6.8 基础环设计

裙座内径Dis=2964㎜

裙座外径Dos=Dis+2?es=2964+2×16=2996㎜ 基础环外径D0b=Dis+300=3264㎜ 基础环内径Dib=Dis-300=2664㎜

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基础环伸出宽度b=

12（D0b-Dos）=

12（3264-2996）=134㎜

相邻两肋板最大外侧间距l=160㎜ 基础环面积Ab=

??D420b?Dib=

42??（32642?26642）=2.79×106mm2 44基础环截面系数Zb=

?(D0b?Dib)32D0b=

?(32644?26644)32?3264=1.9×109mm2

最大质量mmax=64272.78kg 操作质量m0=74115.78kg

0?00-0截面最大弯矩Mmax=5.01×108N·m

基础环材料的许用应力???b=140MPa 水压试验时压应力?b1=

0?0MmaxZb+

m0gAb=

5.01?1081.9?109+

74115.78?9.82.79?106

=0.26+0.26=0.52 操作时压应力?b2=

mmaxgAb=

64272.78?9.82.79?106=0.23

混凝土基础上的最大压力?bmax=0.52MPa（取以上两者中大值） b/l=134/160=0.8375

?bmaxb2=0.52×1342=9337.12 ?bmaxl2=0.52×1602=13312

对X轴的弯矩MX=-0.142?bmaxb2 由参考文献【12】查表得 =-0.142×9337.12=-1325.87N·㎜/㎜ 对Y轴的弯矩MY=0.0872?bmaxl2

=0.0872×13313=1160.81 N·㎜/㎜ 计算力矩MS=1325.87 N·㎜/㎜ (取以上两者大值) 有肋板时基础环厚度?b=

6MS???b=

6?1325.87140=7.54㎜

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