空冷器各单元强度计算)
空冷式冷凝器设计计算
空冷式冷凝器设计计算解：(1).有关温度参数及冷凝热负荷确定，有关温度的数值取冷凝温度k t =50℃，进口空气干球温度1a t =35℃，出口空气干球温度2a t =43℃，进出口空气温差1a t -2a t =8℃对数平均温差θm =2112lna k a k a a t t t t t t ---=10.5℃查的R134a 在k t =50℃，0t =5℃是的冷凝负荷系数Co=1.31 （2）.选择?10mm ×0.5mm 的紫铜管为传热管,选用的翅片厚度δf =0.15mm 的波纹形整张铝制套片。
取翅片节距S f =2mm ，迎风面上管中心距s 1=25mm ，管簇排列采用正三角形叉排。
每米管长各有关的传热面积分别为a f =2（s 1s 2-4πd b ）/S f =0.4579㎡/ma b =πd b （s f -δf ）/s f =0.0299㎡/mof a =a f +a b =0.4878㎡/ma i =πd i =0.0283㎡/m取当地大气压P B =98.07KPa ，有空气热物理性质表，在空气平均温度下t m =39℃条件下，c pa =1013J/（kg ·K ），νa=17.5×610-㎡/s ，空气密度取ρa=1.1095kg/m 3 冷凝器所需的空气体积流量q v =)t -(t C ρa1a2pa a kQ =0.73m 3/s选取迎面风俗w y =2.5m/s,则迎风面积Ay=yvw q =0.43㎡取冷凝器迎风面宽度即有效单管长l=0.93m ，则冷凝器的迎风面高度 H=1s Ay=0.462m 迎风面上管排数 N=211-s H =12排（3).进行传热计算，确定所需的传热面积of A ，翅片管总长L 及空气流通方向上的管排数n 采用整张波纹翅片及密翅距的叉排管蔟的空气侧传热系数由式（3-10)乘以1.1再乘以1.2计算预计冷凝器在空气流通方向上的管排数n=4，则翅片宽度 b=) δ()()δ)((21f 1-+---f b f b s d s s d s =0.0033m最窄截面风速max w =)δ)((f 11--f b fs d s s s =4.6m/s因为ed b=26.24 f Re =amax νed w =867.4查表3-18和3-19，求得Ψ=0.15，n=0.623，c=1.152，m=-0.211，则空气侧表面系数of α =m ef d bn )(Re d λc Ψe a ×1.1×1.2=62.06W/（㎡·K ）查表3-11，R134a 在k t=50℃的物性集合系数B=1424.9，氟利昂在管内凝结的表面传热系数由式（3-17）计算αki=)(1555.025.025.0t t dw k iB ---翅片相当高度由式3-15计算＇h =+-dsds d n oo c11ln 35.01)1(2=0.01m 取铝片热导率λ=203W/(m ·K) 由式3-14计算翅片参数m 即：δαλfof m 2==61.64由式3-13计算翅片效率ηf=hh m m th '')(=0.88表面效率由式3-12计算=ηoaa a a bfbff++η=0.892忽略个有关污垢热阻及接触热阻的影响，则t wi =t wo =t w ,将计算所得的有关各值代入3-20即)()(0t t a t t a m w of of w k i ki -=-ηαα经整理得)39(372.0)49(75.0-=-t t w w解上式的t w =44.2℃，则R134a 在管内的凝结表面传热系数==---)(125.025.0555.0t t d w k iB ki α2388*(50-t wi )-0.25=1654.5取管壁与翅片见接触热阻r b =0.004㎡·K/W 、空气侧尘埃垢层热阻r 0=0.0001。
冷凝器强度计算
=(414-207)×(6.75-3.31)-2×(8-2)×(6.75-3.31)×(1-0.81)
=704.3mm2
2)接管多余金属面积A2
接管计算厚度δt = Pd /((2 [σ]φ) - P)
= 1.4×207/((2×137×1)-1.4)=1.06mm
= 2×22.5×(5-0.52-1.625)×0.81+2×0×(4.5-1.562-1)×0.81=104.1mm2
∵A1+A2=344+104.1=448> A =340
∴筒体和接管多余金属面积大于需补强面积，无需另行补强。
∵A1+A2=519.4+117.3=636.5> A =509.1
∴筒体和接管多余金属面积大于需补强面积，无需另行补强。
圆筒开孔补强计算——20-φ108×5
钢管腐蚀裕量C2=1 mm，焊缝高度=5mm
接管外伸高度h1=234mm，接管内伸高度h2=0 mm
接管名义厚度δnt =5mm，接管许用应力[σ] = 137MPa
=101.25×3.31+2×3.31×(5-1.625)×(1-0.81)
=340mm2
3.有效补强范围
1)有效宽度B
B=2d=2×101.25=202.5
B=d+2δn+2δnt=101.25+2×8+2×5=127.25
取大值,B=202.5mm
2)有效高度
a.外伸有效高度h1
h1=sqr(dδnt)=sqr(101.25×5)=22.5
有效厚度δe =δn－C = 8－1.25 =6.75 mm
空气冷却器热工性能校核计算（转）.doc
空气冷却器热工性能校核计算(转)概述表面空气冷却器的计算方法，曾经是80年代我国空调设计的热门课题之一。
进入90年代后，该课题已很少有人问津，普遍认为课题已趋成熟；与之相对应的情况是：我国空调工业进入90年代后高速发展，国内空调系统末端生产企业一直为如何准确计算表面空气冷却器的换热性能而大伤脑筋，因为现有的计算方法，对表面空气冷却器进行计算时，冷量计算误差大于10%，甚至有的超过30%，部分状态点，还无法计算，为安全起见，生产企业不得不增大配置的表面空气冷却器的面积，结果，使生产成本提高，浪费了国家的有色金属材料和能源。
（一）国内外情况分析由于表面空气冷却器（以下简称表冷器）是空调机组的核心部件，表冷器的性能直接影响到空调机组的性能。
因此，国内外对表冷器的热工计算方法十分重视，先后提出的计算方法已不下几十种之多，这些方法各具特色。
国内从70年代末期，开始进行表冷器热工计算方法研究，提出了热交换效率法（也称干球温度效率法），湿球温度效率法，干球温度-析湿系数法，图解法，焓效率法，线性方程组求解法，当量温差法，传热单元数法等。
目前国内外空调设计手册和教科书中所采用的表冷器计算方法有两类：设计型和校核型，对不同的方法计算结果分析表明，已有的计算方法不能达到当对表面空气冷却器进行实验时，计算的冷量与实测的冷量结果误差小于5%。
（二）问题的提出从上面介绍可以看出，用目前国内外空调设计手册和教科书中采用的几种主要的表冷器热工计算方法进行计算时各有利弊，虽然依据表冷器试验结果进行的分析表明，热交换效率法是目前阶段较理想的一种计算方法，但该方法在进行冷量校核计算时，依然不能较全面和准确计算表冷器的冷量。
如干工况无法计算，部分湿工况误差较大。
在现阶段，由于表冷器的数值计算方法尚未达到实用化的阶段，表冷器的热工校核计算方法仍然需要建立在准确的试验数据的一致性，另外，由于计算工具的进步，为准确计算起见，已没有必要为了避免试算，而采取这样或那样的近似措施。
制冷空调常用计算公式含工程计算
制冷空调常用计算公式一、商业和公共建筑物的空调设计参数（水机国家规范）注: 医院采用全新风二、建筑物冷负荷分解概算指标此设计参数的冷量估算为水机的设计参数，氟系统中央空调的冷量估算可以参照水机的参数。
三、建筑物热负荷的估算a-修正系数例：有一住宅建筑面积为30平方米（有效面积为25平方米），高度为2.9米。
冬季房间温度要求达到20℃，室外供暖计算温度为-5℃。
根据方程①计算出建筑物墙壁供暖热负荷：Qn=a.v.qn(t-tn)---------------- ①代入数值：Qn=1.15*（30*2.9）*0.7*（20+5）=1751w根据方程②计算出建筑物通风热负荷：Qf=a.v.qf (t-tf)------------------②代入数值：Qf=1.15*（30*2.9）*0.25*（20+5）=625.3w住宅建筑物总的供暖热负荷为：1751w+625.3w=2376.3w如果考虑到房间的朝向和墙壁上的门、窗失热问题，总供热负荷应为2376w*1.4=3327w。
1）中央空调如果采用水系统，则风机盘管可选用FP-5.0。
FP-5.0参数：风量500m3 / h 、制冷量：2800w、制热量：4200w对于25平方米的房间来说，制冷配置为：2800w / 25平方米=112w / 平方米（96大卡）制热配置为：4200w / 25平方米=168w / 平方米（145大卡）2）如果采用氟系统的室内机与水系统风机盘管同样的风量、制冷量，则制热量就相差很大。
如：RPI-28FSG1Q风量780m3 / h 、制冷量：2800w、制热量：3200w ，制冷配置为：2800w / 25平方米=112w / 平方米（96大卡）制热配置为：3200w / 25平方米=128w / 平方米（110大卡）水机与氟机在相同的制冷量前提下，显然氟机不能满足冬季供热的需要。
因为水机的制热量要比氟机的制热量大出1.31倍。
空冷器综合温度计算公式
空冷器综合温度计算公式空冷器是一种用于降低空气温度的设备，通常用于工业生产和空调系统中。
空冷器的综合温度是一个重要的参数，它可以帮助我们了解空冷器的性能和效率。
在本文中，我们将介绍空冷器综合温度的计算公式，并讨论如何使用这个公式来评估空冷器的性能。
空冷器综合温度的计算公式可以通过以下步骤得出：步骤一，首先，我们需要确定空冷器的入口温度和出口温度。
入口温度是空气进入空冷器的温度，出口温度是空气离开空冷器后的温度。
这两个温度可以通过传感器或其他测量设备来获取。
步骤二，接下来，我们需要计算空冷器的冷却效果。
这可以通过入口温度减去出口温度来得出。
例如，如果入口温度为30摄氏度，出口温度为20摄氏度，那么冷却效果就是30-20=10摄氏度。
步骤三，然后，我们需要计算空冷器的冷却效率。
这可以通过冷却效果除以入口温度减去环境温度来得出。
例如，如果入口温度为30摄氏度，环境温度为25摄氏度，冷却效果为10摄氏度，那么冷却效率就是10/(30-25)=2。
步骤四：最后，我们可以使用以下公式来计算空冷器的综合温度：综合温度 = 入口温度 (冷却效率 (入口温度环境温度))。
通过这个公式，我们可以得出空冷器的综合温度，这个温度可以帮助我们评估空冷器的性能和效率。
综合温度越低，空冷器的性能越好，效率越高。
除了计算公式外，还有一些其他因素会影响空冷器的综合温度。
例如，空冷器的设计和材料、空气流速、环境温度等都会对综合温度产生影响。
因此，在评估空冷器性能时，我们还需要考虑这些因素。
另外，空冷器的综合温度还可以用于优化空调系统和工业生产过程。
通过监测和调整空冷器的综合温度，我们可以提高空调系统的能效比，降低能耗，减少生产成本，提高生产效率。
总之，空冷器的综合温度是一个重要的参数，它可以帮助我们评估空冷器的性能和效率。
通过计算公式和其他因素的影响，我们可以更好地了解空冷器的工作原理，并优化空调系统和工业生产过程。
希望本文对您有所帮助，谢谢阅读！。
飞机环控系统空冷器的热力计算
P r= 0. 719 P r2/ 3 = 0. 803 雷诺数为: 热侧
GH = W H/ A C, H = 27. 4 kg / ( s·m2)
Re = 4rh, H·GH/ #H
= 4 041. 9 冷侧
GC = W C, H/ A C, C
= 23. 1 kg / ( s·m 2) Re = 4rh, C ·GC/ #C
蒋福伟, 汤 勇, 岳丹婷
( 大连海事大学 轮机工程学院, 辽宁 大连 116026)
摘要: 为保证飞机环控系统的设计准确和使用安 全, 必须对其 空冷器进行准确的 热力性能计算. 应用传热单
元法对飞机环控系统的空冷器热力性能, 如表面特性、换热系数、传热单元数和换热器有效度等进行了理论 计 算, 并将计算 结果与实际 实验数据 进行比较, 证明了 理论计算的 正确性. 为换热器 的设计提 供了一种 评价方 法.
第 28 卷 第 1 期 2002 年 2 月
大 连 海 事大 学 学报 Journal of Dalian Maritime Universi ty
文章编号: 1006-7736( 2002) 01-0108-05
飞机环控系统空冷器的热力计算
V ol. 28, N o. 1 Feb. , 2002
Cp ,C = 1. 008 kJ/ ( kg ·K ) 计算得出冷边出口温度 t = 6. 9 ℃; 若以 t = 8 ℃ 计算, 则可推出 t = 7. 8 ℃. 因为后者假设与计算 结果十分接近, 故以后者为准. 查空气物性表, 认 为:
空冷器热侧
#H= 1. 89×10- 5 P a·s
P r= 0. 709 P r2/ 3 = 0. 795 空冷器冷侧 #H= 1. 69×10- 5 P a·s
空冷器计算过程
空冷器计算过程空冷器空冷器换热效果好，结构简单，节约水资源，没有水污染等问题，比水冷更经济，故选用空冷器。
1．计算依据（1）进出空冷器的流量和组成：组分（2）设计温度40℃（3）进空冷器温度420℃，出空冷器温度80℃（4）进出口压力0.06MPa（表压）（5）换热量Q=2.37×106KJ/h2．设计计算（参考资料《化工装置的工艺设计》）查《化工装置的工艺设计》表9-31得轻有机物的传热系数为10英热单位/英尺2.h.换算为国际单位制：K=10×0.86×4.18=204.25KJ/m2.h.℃假设空气温升15.3℃按逆流：△t1=420-55.3=364.7℃△t2=80-40=40℃△tm1=146.91℃取温差校正系数Φ=0.8△tm=△tm1.Φ=146.91×0.8=117.53℃则所需普通光管的表面积：A0=Q/K.△tm（4—1）=2.37×106/(204.25×117.53=98.73m2由(T2-T1)/K=1.86查《化工装置的工艺设计》图9-120得：最佳管排数为n=6又由n=6查表9-33得迎面风速FV=165米/分表面积/迎风面积=A0/F2=7.60则：F2=A0/7.60=98.73/7.60=12.99m2由F1= Q/(t2-t1)FV17.3 （4—2）式中Q—换热量,Kcal/h(t2-t1)—空气温升FV—迎面风速，米/分代入数据F1=2.37×106/(15.3×165×17.3=12.98m2取ξ=0.01F2-F1=12.99-12.98=0.01≤ξ即空气出口温度假设合理以光管外表面为基准的空冷器的换热面积为98.73m2参考鸿化厂选φ377×12的换热管管长L=98.73×4/π×0.3532=1010米管内流速u=143.07×22.4×4/π×0.3532=2762.5m/h=9.2m/su=9.2m/s符合换热管内流速范围15—30米/秒，故换热管选择合理空冷器规格及型号：φ377×1010F=98.73m2评价，未作翅片面积核算。
空冷冷凝器和常规换热器计算
空冷式冷凝器计算1、设计参数冷凝温度t k=64.5℃ ,过冷度△t=5℃,过热度△t g=10℃环境温度t1=50℃出风温度59℃大气压力: Pa=101320Pa【出风温度和冷凝温度的确定：由于制冷模块中制冷压缩机使用的最高环境温度为+50℃，根据经验，冷凝温度比空气进口温度一般高～15℃，则最高冷凝温度为t k=50℃+15℃=+65℃。
由于冷凝温度取得愈高，压缩机制冷量下降，电机功率增加，但冷凝面积减少。
为解决制冷模块中压缩机制冷量偏小和功率大的主要矛盾，用增加冷凝面积的方法降低冷凝温度，来达到增加压缩机制冷量和降低功率的目的。
但是另一方面，空气进出空冷式冷凝器的温差一般为8℃～10℃，空气进出温差愈大，风量愈小，风机功率也愈小，出风温度愈高，对数平均温差愈小，冷凝面积愈大。
综合传热面积、制冷量和功率等技术经济指标等因素，取进出风温差为9℃和冷凝温度为64.5℃较为合理，此时出风温度为59℃。
】2、确定冷凝器热负荷及空气流量根据制冷循环的热力计算确定冷凝器冷凝热负荷由资料[1] P137式(1.4.2.1)Q k = i2−i4i1−i4×Q0 = ξk Q0kW式中：Q0——制冷压缩机的热负荷，kW Q0 =392kWξk——制冷压缩机冷凝负荷，无因次i2——制冷剂开始冷凝器的比焓（kJ/kg）i2 = 453.97 kj/kgi4——制冷剂过冷结束时的比焓（kJ/kg）i4 = 286.52 kj/kgi1——制冷剂进入压缩机的比焓（kJ/kg）i1 = 414.65 kj/kgQ k = i2−i4i1−i4×Q0 = 453.97−286.52414.65−286.52×392 = 512.3kW由《Solkane Solvay Fluor GmbH》公司选型软件表可得，冷凝器热负荷为513.3kW，与上述计算基本接近，以下计算取计算值。
空气流量——Va空气流量计算：由资料[2] P149式（7-12）Va =Q kρa×γ(t a0−t ai)m3/h式中：Q k—— kW，冷凝器热负荷，Qk =512.3kW =1844280kJ/ht ao ——空气出风温度，取59℃t ai ——空气进风温度，取50℃ρa——空气的定压比热，kJ/（kg·℃）。
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DESIGN CALCULATION ACCORDING TOASME CODE SECTION VIII Division 1Edit. 2007FOR THE1ST STAGE OF THE CHARGE AIR COOLERTYPE:208 / 48 / 2 / 6 - ESf - FE213 REFERENCE DRAWING: 13 10 2507 WHENGINE:RT-flex96CPrep.:11-07-11Appr.:11-07-11 Page 1 of 6208 / 48 / 2 / 6 - ESf - FE213 1. HEAT EXCHANGER TUBEDESIGN CALCULATION FOR THE ELLIPTICAL FINED TUBE ACCORDING TOTÜV REPORT 2.5.1-59/89 unter consideration of an additional longitudinal weld efficiency of 0.6 ASME CODE SECTION VIII Division 1Edit. 2007UW-12Design Pressure:348psi≈24.0barDesign Temperature:426.8°F≈220.0°CMin. Design Metal Temp.:41°F≈ 5.0°CHydrostatic Test Pressure:522psi≈37.0barRef. Drawing:13 10 2507 WHMaterial: SA-53 (welded tube)R m≥370.0N/mm²R mDT≥N/mm²R p0.2≥235.0N/mm²R p0.2DT≥153.0N/mm²S DT =11700psiS TT =11700psic =0.0394in≈ 1.0mmGEA Calculation Programm OVALNEU:Elliptical Tube:36.00x14.00x 1.00mmFin:55.00x26.00x0.23mmTipclearance: 2.10mms Fin153.00N/mm2s Tube91.80N/mm2← for weld efficiency factor E=0,6: 0,6 x 153 N/mm2s ROHmaxP68.56N/mm2Allowable Internal Pressure ACC. TO TÜV- REPORT 2.5.1-59/89P Max25.82barActual tube stress:s ROH =s ROHmaxP/ P Max· P N/mm²psis ROH =68.5625.8224.0=63.79243OK Actual wall thickness:t = 1.0+ 1.0= 2.00.0787OKmm inRequired minimum hydrostatic test pressure by UG-99:P´ =1,3·P·S TT/S DT453psi≈31.3bar1900-1-00-1-0011-07-11 Page 2 of 6208 / 48 / 2 / 6 - ESf - FE2132. TUBEPLATEDESIGN OF FLAT SURFACES ACCORDING TOASME CODE SECTION VIII Division 1Edit. 2007UG-34/UG-39Design Pressure:348psi≈24.0barDesign Temperature:427°F≈220.0°CMin. Design Metal Temp.:41°F≈ 5.0°CHydrostatic Test Pressure:522psi≈37.0barRef. Drawing: 13 10 2507 WHMaterial: Tubeplate:P355N EN 10028-3 9.03R m≥490.0N/mm²R mDT≥366.4N/mm²R p0.2≥345.0N/mm²R p0.2DT≥258.0N/mm²S DT =16703psi [MIN R m/3,5 or 1,1/3,5·R mDT or 2/3R p0,2 or 2/3·R p0.2DT]S TT =20305psi [MIN[R m/3,5 or 2/3R p0,2]Tubes:SA-53 (welded tube)S DT =11700psiRequired minimum wall thickness by UG-34:t =d·√[Z·C·P/(S·E)]D =262.7mm≈ 10.343ind =114.0mm≈ 4.488inC =0.33MUT =0.0079in≈0.2mmc =0.0394in≈ 1.0mmE =0.60Z =3,4 - (2,4·d/D)= 2.36t =0.739in≈18.8mmt r = t + MUT + c=0.786in≈20.0mmArea of reinforcement at the tube holes required by UG-39:A =0,5·d·t+t·t n·(1-f r1)p thld =26.7mm≈ 1.051ind thld =14.8mm≈0.583inp thcd =55.4mm≈ 2.181ind thcd =36.8mm≈ 1.449int =d·√[Z·C·P/(S·E)]E = 1.0t =0.572in≈14.6mmt n =0.0787inf r1 =S n/S v=0.70A ld =0.1351in²A cd =0.3829in²Minimum wall thickness to provide adequate reinforcement:t min =28.0mm≈ 1.102inResulting area of27A1ld =(p thld-d thld)·(t min-t)=0.2485in²OK(sufficient reinforcement). Resulting area of reinforcement at the tube holes in cross direction:A1cd =(p thcd-d thcd)·(t min-t)=0.3884in²OK(sufficient reinforcement).= 1.150in≈29.3mm≈ 1.181inP´ =1,3·P·S TT/S DT453psi≈31.3bar1900-1-00-1-0011-07-11 Page 3 of 6208 / 48 / 2 / 6 - ESf - FE2133. WATER HEADER. SHELLDESIGN OF CYLINDRICAL SHELLS FOR INTERNAL PRESSURE ACCORDING TOASME CODE SECTION VIII Division 1Edit. 2007UG-27Design Pressure:348psi≈24.0barDesign Temperature:427°F≈220.0°CMin. Design Metal Temp.:41°F≈ 5.0°CHydrostatic Test Pressure:522psi≈36.0barRef. Drawing:13 10 2507 WHMaterial: P265GH_EN 10028R m≥410.0N/mm²R mDT≥306.6N/mm²R p0.2≥265.0N/mm²R p0.2DT≥198.2N/mm²S DT =13978psi [MIN R m/3,5 or 1,1/3,5·R mDT or 2/3R p0,2 or 2/3·R p0.2DT]S TT =16990psi [MIN[R m/3,5 or 2/3R p0,2]Required minimum wall thickness by UG-27:The greater of t = P·R/(S·E LJ-0,6·P)or t = P·R/(2·S·E CJ+0,4·P)P =348psiR =57.0mm≈ 2.244ind =43.1mm≈ 1.697inE LJ =0.60E CJ =0.60MUT =0.0039in≈0.1mmc =0.0394in≈ 1.0mmt =0.0955in≈ 2.430mmt r = t + MUT + c=0.1388in≈ 3.6mmRequired minimum wall thickness by UG-16(b):t =0.1124in≈ 2.86mmt r = t + MUT + c=0.1557in≈ 4.0mm≈0.2362inAS PER UG-36(c)(3)(a): NO ADDITIONAL REINFORCEMENT REQUIREDRequired minimum hydrostatic test pressure by UG-99:P´ =1,3·P·S TT/S DT453psi≈31.3bar1900-1-00-1-0011-07-11 Page 4 of 6GEA INDUSTRIAL HEASYSTEMS (CHINA) CO. Heat Exchangers208 / 48 / 2 / 6 - ESf - FE2134. WATER HEADER. NOZZLEDESIGN OF CYLINDRICAL SHELLS FOR INTERNAL PRESSURE ACCORDING TOASME CODE SECTION VIII Division 1Edit. 2007UG-27Design Pressure:348psi≈24.0barDesign Temperature:427°F≈220.0°CMin. Design Metal Temp.:41°F≈ 5.0°CHydrostatic Test Pressure:522psi≈36.0barRef. Drawing:13 10 2507 WH0Material: St35.8I _DIN17175R m≥360.0N/mm²R mDT≥274.2N/mm²R p0.2≥235.0N/mm²R p0.2DT≥179.0N/mm²S DT =12500psi [MIN R m/3,5 or 1,1/3,5·R mDT or 2/3R p0,2 or 2/3·R p0.2DT]S TT =14918psi [MIN[R m/3,5 or 2/3R p0,2]Required minimum wall thickness by UG-27:The greater of t = P·R/(S·E LJ-0,6·P)or t = P·R/(2·S·E CJ+0,4·P)P =348psiR =21.55mm≈0.848inE LJ = 1.00E CJ =0.60MUT =0.0120in≈0.31mmc =0.0394in≈ 1.0mmt =0.0241in≈0.620mmt r = t + MUT + c=0.0756in≈ 2.0mmRequired minimum wall thickness by UG-16(b):t =0.0288in≈0.74mmt r = t + MUT + c=0.0803in≈ 2.1mm≈0.1023inRequired minimum hydrostatic test pressure by UG-99:P´ =1,3·P·S TT/S DT453.00psi≈31.3bar1900-1-00-1-0011-07-11 Page 5 of 6GEA INDUSTRIAL HEASYSTEMS (CHINA) CO. Heat Exchangers208 / 48 / 2 / 6 - ESf - FE2135. WATER HEADER. ENDPLATEDESIGN OF CYLINDRICAL SHELLS FOR INTERNAL PRESSURE ACCORDING TOASME CODE SECTION VIII Division 1Edit. 2007UG-34Design Pressure:348psi≈24.0barDesign Temperature:427°F≈220.0°CMin. Design Metal Temp.:41°F≈ 5.0°CHydrostatic Test Pressure:522psi≈36.0barRef. Drawing:13 10 2507 WH0Material: P265GH_EN 10028R m≥410.0N/mm²R mDT≥306.6N/mm²R p0.2≥265.0N/mm²R p0.2DT≥198.2N/mm²S DT =13978psi [MIN R m/3,5 or 1,1/3,5·R mDT or 2/3R p0,2 or 2/3·R p0.2DT]S TT =16990psi [MIN[R m/3,5 or 2/3R p0,2]Required minimum wall thickness by UG-34:t =d·√[Z·C·P/(S·E)]D =114.0mm≈ 4.488ind =57.0mm≈ 2.244inm =t r/t s=0.660C =0,33·m=0.218C =0.218MUT =0.0079in=0.2mmc =0.0394in= 1.0mmE =0.6Z =3.4 - (2.4·d/D)= 2.20t =0.317in≈8.1mmt r = t + MUT + c=0.364in≈9.3mm≈0.3937inRequired minimum hydrostatic test pressure by UG-99:P´ =1,3·P·S TT/S DT453psi≈31.3bar1900-1-00-1-0011-07-11 Page 6 of 66age 2 of 66age 4 of 6TRIAL HEAT EXCHANGER ) CO.LTDage 5 of 6TRIAL HEAT EXCHANGER ) CO.LTD。