Расчет параметров теплообменного аппарата "труба в трубе"
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
Ускорение научно-технического прогресса в пищевой промышленности на ближайшие годы требует создания безотходных технологий, максимальной механизации и автоматизации производства, внедрения новых видов высокопроизводительного оборудования, роста производительности труда и повышение качества продукции.
Современная пищевая промышленность включает множество разнообразных производств, перерабатывающих сырье, различающиеся физико-химическими свойствами, что обуславливает характер и условия проведения технологических процессов.
Во всех отраслях пищевой промышленности большинство технологических процессов связано с использованием теплоты. Многие виды сырья, полуфабрикатов подвергаются тепловой обработке: нагреванию, выпариванию, охлаждению.
Теплота применяется также для стерилизации и пастеризации, сушки и других процессов. Тепловая обработка продуктов проводится в теплообменных аппаратах.
Теплообменными аппаратами называются устройства, предназначенные для передачи теплоты от одной рабочей среды, называемой горячим теплоносителем или теплопередатчиком, к другой, называемой холодным теплоносителем, для осуществления различных тепловых процессов: нагревания охлаждения, конденсации, повышения концентраций растворов. Большое распространение теплообменные аппараты получили в рыбообрабатывающей промышленности, в частности при производстве рыбных консервов, сушке, копчении, посоле.
Как известно, существует множество типов теплообменников (ТО). Они разделяются на поверхностные (рекуперативные и регенеративные, в зависимости от одновременного или поочерёдного контакта теплоносителей с разделяющей их стенкой) и смесительные. ТО поверхностного типа в свою очередь делятся на кожухотрубные, типа «труба в трубе», витые, погружные, оросительные, спиральные, пластинчатые и кожухопластинчатые. В настоящее время наибольшее распространение нашли кожухотрубные, пластинчатые и кожухопластинчатые теплообменники. Давайте рассмотрим особенности их применения при работе на водяном паре.
Обзор и сравнительный анализ теплообменников
Тепловые аппараты, применяемые в пищевых производствах для проведения теплообменных процессов, называются теплообменниками. Теплообменники отличаются разнообразием конструкций, которое объясняется назначением аппаратов и условиями проведения процессов. По принципу действия теплообменники делятся на рекуперативные, регенеративные и смесительные.
В рекуперативных теплообменниках теплоносители разделены стенкой, и теплота подается от одного теплоносителя к другому через разделяющую их стенку.
В регенеративных теплообменниках одна и та же теплообменная поверхность омывается попеременно горячим и холодным теплоносителем. При омывании поверхности горячим теплоносителем она нагревается за счет его теплоты; при омывании поверхности холодным теплоносителем она охлаждается, отдавая теплоту. Таким образом, теплообменная поверхность аккумулирует теплоту горячего теплоносителя, а затем отдает ее холодному теплоносителю.
В смесительных аппаратах передача теплоты происходит при непосредственном взаимодействии теплоносителей.
Рекуперативные теплообменники в зависимости от конструкции разделяются на кожухотрубные, типа «труба в трубе», змеевиковые, пластинчатые, оросительные и аппараты с рубашками. Особую группу составляют трубчатые выпарные аппараты.
Кожухотрубные теплообменники являются наиболее широко распространенной конструкцией в пищевых производствах. Кожухотрубный теплообменник состоит из цилиндрического корпуса, которых с двух сторон ограничен приваренными к нему трубными решетками с закрепленными в них греющими трубами.
Пучок труб делит весь объем корпуса теплообменника на трубное пространство, заключенное внутри греющих труб и межтрубное. К корпусу присоединены с помощью болтового соединения два днища. Для ввода и вывода теплоносителей корпус и днища имеют патрубки. Один поток теплоносителя, например, жидкость, направляется в трубное пространство проходит по трубам и выходит из теплообменника через патрубок в верхнем днище. Другой поток теплоносителя, например пар, вводится в межтрубное пространство теплообменника, омывает снаружи греющие трубы и выводится из корпуса теплообменника через патрубок. Теплообмен между теплоносителями осуществляется через стенки труб. Греющие трубы соединяются с трубой решеткой сваркой либо развальцованы в ней. Греющие трубы изготавливаются из стали, меди и латуни.
Размещаются греющие трубы в трубных решетках несколькими способами: по сторонам и вершинам правильных шестиугольников (в шахматном порядке), по сторонам и вершинам квадратов (коридорные) и по концентрическим окружностям. Такие способы размещения обеспечивают создание компактной конструкции теплообменника. Шаг размещения труб зависит от внешнего диаметра трубы.
С целью интенсификации теплообмена в кожухотрубных теплообменников пучок труб секционируют, т.е. разделяют на несколько секций (ходов), по которым теплоноситель проходит последовательно. Разбивка на ряд ходов достигается с помощью перегородок в верхнем и нижнем днищах. Достоинства кожухотрубных теплообменников заключаются в компактности, невысоком расходе материала, легкости отчистки труб изнутри.
Недостатками этих теплообменников являются сложность достижения высоких скоростей теплоносителей, за исключением многоходовых теплообменников; трудность очистки межтрубного пространства и малая
доступность для его осмотра и ремонта; сложность изготовления из материалов, не поддающихся развальцовки и сварки. Теплообменники типа «труба в трубе» состоят из ряда наружных труб большого диаметра и расположенных внутри них труб меньшего диаметра. Внутренние и внешние трубы элементов соединены друг с другом последовательно с помощью колен и патрубков. Один из теплоносителей движется по внутренней трубе, а другой по кольцевому каналу, образованному внутренней и внешней трубами.
При необходимости создания больших площадей поверхностей теплопередачи, теплообменник составляют из нескольких секций, получают батарею.
Достоинством теплообменников типа «труба в трубе» является высокий коэффициент теплопередачи вследствие к большой скорости обоих теплоносителей, простота изготовления.
Недостатки этих теплообменников заключаются в громоздкости, высокой металлоемкости, трудности отчистки межтрубного пространства. Теплообменники типа «труба в трубе» применяются при небольших расходах теплоносителей для теплообмена между двумя жидкостью и конденсирующимся паром.
Погружные змеевиковые теплообменники представляют собой трубу, согнутую в виде змеевика и погруженную в аппарат с жидкой средой. Теплоноситель движения внутри змеевика. Змеевиковые теплообменники изготавливаются с плоским змеевиком или со змеевиком, согнутым по винтовой линии.
Погружные теплообменники применяются для охлаждения, а также для конденсации паров.
Оросительные теплообменники применяются для охлаждения жидкостей, газов и конденсации паров. Состоят они из нескольких расположенных одна под другой труб, соединенных коленами. По трубам протекает охлажденный теплоноситель. Охлажденная вода поступает в распределительный желоб с зубчатыми краями, из которого равномерно перетекает на верхнюю трубу теплообменника и расположенные ниже трубы. Часть охлаждающей воды испаряется с поверхности труб. Под нижней трубой находится желоб для сбора воды. Коэффициент теплоотдачи в этих теплообменниках невелик. Оросительные теплообменники просты по устройству, но металлоемки. Обычно они устанавливаются на открытом воздухе.
Спиральные теплообменники состоят их двух спиральных каналов прямоугольного сечения. Внутренние концы спиралей соединены перегородкой. С торцов каналы закрыты крышками и уплотнены прокладками. У наружных концов каналов имеются патрубки для входа и выхода теплоносителей, два других патрубка приварены к плоским боковым крышкам.
Такие теплообменники используются для теплообмена между жидкостями и газами. Эти теплообменники не забиваются твердыми частицами, взвешенными в теплоносителях, поэтому они применяются для теплообмена между жидкостями со взвешенными частицами, например для охлаждения бражки на спиртоперегонных заводах. Спиральные теплообменники компактны, позволяют производить процесс теплопередачи при высоких скоростях теплоносителей с высокими коэффициентами теплопередачи; гидравлическое сопротивление спиральных теплообменников ниже.
Недостатками спиральных теплообменников являются сложность изготовления, ремонта и чистки.
Пластинчатые теплообменники монтируются на раме, состоящей из верхнего и нижнего несущих брусов, которые соединяют стойку с неподвижной плитой. По направляющим стяжным шпилькам перемещается подвижная плита. Между подвижной и неподвижной плитами располагается пакет стальных штампованных гофрированных пластин, в которых имеются каналы для прохода теплоносителей. Уплотнение пластин достигается с помощью заглубленных прокладок, которые могут выдерживать высокие рабочие давления. Теплоносители к каналам, образованным пластинами, проходят по чередующимся каналам сквозь разделения прокладками отверстия. Теплообмен происходит в противотоке, причем каждый теплоноситель движется вдоль одной стороны плиты.
Пластинчатые теплообменники используются в качестве нагревателей, холодильников, а также комбинированных теплообменников для пастеризации, например молока, и стерилизации. Эти теплообменники можно собирать в виде многоступенчатых агрегатов.
Пластинчатые теплообменники компактны, обладают большой площадью поверхности теплопередачи, что достигается гофрированием пластин. К недостаткам относят сложность изготовления, возможность забивания поверхностей пластин взвешенными в жидкости твердыми частицами. Теплообменники с ребристыми поверхностями теплообмена позволяют увеличить площадь поверхности теплопередачи со стороны теплоносителя с низким коэффициентом теплоотдачи.
Для оребрения поверхности используют стальные круглые и прямоугольные шайбы, которые приваривают в основном к трубам. В трубчатых теплообменниках применяются поперечные и продольные ребра.
Примером оребренного теплообменника служит калорифер, используемый для нагрева воздуха греющим насыщенным водяным паром. В теплообменных аппаратах с рубашками (например, в автоклавах) передача теплоты от теплоносителя к стенкам аппарата происходит при омывании внешних стенок корпуса теплоносителя. В пространстве между рубашкой и корпусом циркулирует теплоноситель, который обогревает среду, находящуюся в аппарате. Иногда вместо сплошной рубашки к корпусу аппарата приваривается змеевик.
ОПИСАНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО
ПРОЦЕССА
Задание:
Нагреть растительное масло от начальной температуры (tH=150C) до конечной температуры (tK=125°C). Греющим агентом является водяной пар, с давлением Ргр=3 ат (294.1995 кПа); G = 4,5 т/час; х = 0,95
1ТЕПЛОТЕХНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
- Определение расхода тепла (тепловой нагрузки):
Q = G*Cp(tK-tH)*φ , где
G - массовый расход продукта (масла), кг/с (G = 4,5 т / час =4,5*1000/3600 = 1.25 кг/с)
Ср - удельная теплоемкость продукта, Дж/кг*К
tH, tK - начальная и конечная разность температур масла, °С
φ =1,05 – поправочный коэффициент, учитывающий потери тепла
Q = 1,25*1720( 125-15)*1,05 = 248325 Дж/с [Вт ]
- Определение расхода теплоносителя (пара):
Дгр = Q*/rгр*x , где
Q - тепловая нагрузка, Вт
rгр- удельная теплота конденсации греющего пара, Дж/кг (rгр = 2165800)
х - степень сухости греющего пара
Дгр= 248325/(2165800*0,95) = 0,12 кг/с
- Определение среднего температурного напора:
При Ргр= 294.2 кПа, Tконд = 132,9 оС
∆tб = Tконд – tн = 132,9 – 15 = 117,9 оС
∆tм = Tконд – tк = 132,9 – 125 = 7,9 оС
Так как отношение ∆tб/∆tм= 117,9/7,9 = 14,9 > 2, тогда
∆tср = ∆tб - ∆tм/2,3 lg (∆tб/∆tм) = 117,9 – 7,9/ 2,3 lg (14,9) = 40,74 оС
- Средняя температура подсолнечного масла:
tср= Tконд -∆tср=132,9 – 40,74 = 92,15 оС
- Теплофизические показатели масла при средней температуре tcp:
плотность: ρ = 876 кг/м3
коэффициент теплопроводности: ƛ = 0,15675 Вт/м*К
динамический коэффициент вязкости: μ= 72,3* 10-4 Па*с
критерий Прандтля: Pr = 96,175
кинематический коэффициент вязкости: = 8,26 * 10-6 м2/с
- Подбор диаметра внутренней трубы:
Рекомендуемый интервал скоростей масла по внутренней трубе 1,5- 3м/с
= 1,13 / м
Vм= / = 1,25/876 = 0,0014 м3/с
Примем м ≈ 2 м/с: d = 1,13 = 0,03 м
По ГОСТ 9930-78 берем трубу диаметром d = 38 * 2 мм (dвн = 38 – 4= 34)
- Уточняем скорость масла в трубе
м = Vм/ 0,785* d2 = 0,0014/ 0,785* 0,0342 = 1,57 м/с
- Определение режима течения масла:
Re = ω*dвн *ρ/ μ = 1,57*0,034*876/72,3* 10-4 = 6477,7
Так как 2320 < Re < 1*104, следовательно, имеет место переходный режим течения масла
- Подбор диаметра наружной трубы
Dвн = 1,27* (Vп/ п) + dн2, где Vп = объемный расход пара, м3/с
п – плотность пара, кг/м3
Vп = Дгр/ п = 0,12/1,621 = 0,074455 м3/с
п – средняя скорость течения пара в трубе, м/с
Примем п ≈ 15 м/с:
Dвн = 1,27* (0,073/15) + 0,0382 = 0,0794553 м
По ГОСТ 9930-78 берем трубу диаметром D = 89 * 3,5 мм (Dвн = 82)
- Уточняем скорость течения пара:
п = Vп/0,785*(Dвн2 - dн2) = 0,073/ 0,785*(0,0822 - 0,0382) = 17,621 м/ч
- Определение коэффициентов теплоотдачи αм и αп:
αм = Nuм * λм /dвн ;
λм = 0,15675 Вт/м*К
Т.к. режим течения масла переходный, то критерий Нуссельта рассчитывается:
Nuм = 0,008 * Re 0,9 * Pr 0,43 ; где Pr = 96,175
αм = 153,49 * 0,15675 / 0,034 = 24,06 / 0,034 = 707,646 Вт/м2К
αп = А* ; где
А – коэффициент учитывающий горизонтальное расположение поверхности нагрева; А = 0,728
λ – коэффициент теплопроводности пленки конденсата, λ = 0,686 Вт/м К
μ – коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, μ = 0,000211 Па*с
r – удельная теплота парообразование, r = 2165800 Дж/К
ρ – плотность пленки конденсата, ρ = 934,8 кг/м3
∆t – перепад температур между паром и стенкой ∆t1 = tкд – tст1; ∆t = 2…8 оС, поэтому tст1 рассчитываем методом последовательных приближений, который основывается на том, что количество тепла, переданного от горячего теплоносителя к холодному через единицу поверхности теплопередачи в единицу времени, т.е. удельный тепловой поток, постоянен:
q = К* ∆tср = α1 * ∆t1 = 1/ ∑rст *∆t1 = α2 * ∆t2 ;
Задаемся двумя значениями tст1 и определяем для этих значений удельный тепловой поток:
qпi = αi (tп - tст1 )
1-е приближение
При tст1 = 130,9 оС, ∆t = 2
αп1 = 0,728* = 17990,2 Вт/м2К
qп1 = 17990,2 * 2 = 35980,3 Вт/м2
Удельный тепловой поток для масла рассчитывается по формуле:
qмi = αм (tст2 - ∆tср )i ; где
∆tср = ∆t1 + ∆tст + ∆t2 ; где
∆tст = ∆tст1 - ∆tст2
∆t2 = ∆tст2 - ∆tср
tст2 = tст1 - q∑rст ; где ∑rст = δст / λст + r31 + r32
r31 = 1/5800 м2*К/ВТ; r32 = 1/2900 м2*К/ВТ
∑rст = 0,002/46,5 + 1/5800 + 1/2900 = 0,000043 + 0,00017 + 0,00034 = 0,00055 = 5,5 * 10 -4 м2*К/ВТ
Тогда при tст1 = 130,9 оС
tст2 = 130,9 - 59373,2 * 5,5 * 10 -4 = 110,74 оС
qм1 = 707,646 (110,74 – 40,7) = 49564,9 Вт/м2
qп << qм
2-е приближение
При tст1 = 129 оС, ∆t = 3,9
αп2 = 0,728 * = 15223,9 Вт/м2
qп2 = 15223,9 * 3,9 = 59373,2 Вт/м2
q2 > q1
При tст1 = 129 оС
tст2 = 129 - 59373,2 * 5,5 * 10 -4 = 95,7 оС
qм = 707,646 (95,7 – 40,7) = 38946,03 Вт/м2
qм < qп
Строим график зависимости t = f(q), по которому определяем точное значение tст1 и qп гр
tст1 = 128,8 оС ; qп гр = 46000 Вт/м2
Тогда при tст1 = 128,8 оС, ∆tст1 = 4,1
αп = 0,728 * = 11265,25 Вт/м2 К
qп = 11265,25 * 4,1 = 46187,54 Вт/м2
tст2 = 128,8 - 46187,54 * 5,5 * 10 -4 = 103,4 оС
qм = 707,65 (103,4 – 40,7) = 44369,66 Вт/м2
- Погрешность расчета:
∆ = (qп - qп гр )/ qп гр * 100% < 5% ; где qп гр = 46000 Вт/м2
∆ = (46187,54 -44369,66)/ 44369,66*100 % = 0,04*100% = 4 % < 5%
- Определение коэффициента теплопередачи К:
К = = ; где
αп – коэффициент теплоотдачи от пара к холодной стенке, Вт/м2 К
αм – коэффициент теплоотдачи от стенки к маслу, Вт/м2 К
∑rст – суммарное термическое сопротивление стенки загрязнений по поверхности стенки с обеих сторон, ∑rст = 5,5 * 10 -4 м2*К/ВТ
К = = 1/0,002 = 484,9 Вт/м2 К
- Определение поверхности теплопередачи:
F = Q / К* ∆tср = 248325 / 484,9 * 40,7= 12,3 м2
- КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ
- Определение длины трубы:
L = F / π* dср *m ; где
F – расчетная площадь поверхности теплообмена, F = 12,3 м2
m – число параллельно работающих секций, m = 1
dср – средний диаметр внутренней трубы, м2
dср = dн – δ = 38 – 2 = 36 мм = 0,036 м
L = 12,3 / 3,14*0,036 *1 = 109, с запасом 10 % L =119,98 м
Примем длину трубы одного элемента l = 6 м, тогда число элементов:
n = L/l = 119,98 / 6 = 19,997 , n ≈ 20 шт
Точное значение L при n = 20 шт: L=120 м
- Определение радиуса колена
r = 3,5 * dн = 3,5 * 0,038 = 0,133 м
- Расчет длины одного элемента теплообменника
L1 = l + r*0,1 ; где
l – длина трубы одного элемента, м
r – радиус колена, м
L1 = 6 + 0,133*0,1 = 6,0133 м
- Расстояние между осями соседних элементов:
h1 = 2*r = 2* 0,133 = 0,266 м
Lг = 6, 0133 + 2* 0,133 = 6,28 м
- Определение высоты теплообменника:
H = h1 * (n-1) , где
n- число элементов
H = 0,266 * (20 - 1) = 5,054 м
- Определение габаритной высоты аппарата:
Hг = H + h1 + h0 ; где
H – высота теплообменника, м
h1 – расстояние между осями элементов, м
h0 – высота опоры, м. Примем h0 = 0,3 м
Тогда Hг = 5,054 + 0,266 + 0,3 = 5,62 м
- Определение габаритной длины аппарата:
Lг = L1 + 2*r ; где
L – длина одного элемента теплообменника, м
r – радиус колена, м
Lг = 6, 0133 + 2* 0,133 = 6,28 м
- ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
- Определение общих потерь давление по ходу движения масла:
Гидравлическая схема
∆Р общ = ∆Р х.т + ∆Р а + ∆Р г.т. + ∆Рг, где
∆Р х.т – потери давления по ходу движения масла от расходного бака до теплообменника, Па
∆Р а – потери давления по ходу движения масла в самом аппарате, Па
∆Р г.т. – потери давления по ходу движения масла от аппарата до обжарочной ванны, Па
∆Р г – потери давления при подъеме масла на высоту Нг = 5,62 м, Па
I Участок движения масла от расходного бака:
∆Р х.т = ( λ* l/dэ + ∑ζ) * (ρ* ɷ2 / 2) ; где
ρ – плотность масла, при t = 15 oC, ρ = 920 кг/м3
ɷ - скорость течения масла, ɷ = 1,57 м/с
l – длина трубы данного участка, l = 2 м
∑ζ – сумма коэффициентов местных сопротивлений
∑ζ: вход в трубу из резервуара - 0,5
вентиль при dтр = 40 мм - 4,9___
∑ζ = 5,4
λ - коэффициент трения, который зависит от режима течения
μм = 870,3 *10-4 Па*с
Re = ɷм * d * ρм / μм = 1,57 *0,034*920 / 870,3 *10-4 = 565,166
Так как Re <2320, то коэффициент трения рассчитывается по формуле:
λ = 64/ Re = 64/ 565,166 = 0,113
∆Р х.т = ( 0,113* 2/0,034 + 5,4) * (920* 1,572 / 2) = 97,897*1137,404 = 111348,9 Па
II Участок движения масла по трубам в самом аппарате:
∆Р а = ( λ* l/dэ + ∑ζ) * (ρ* ɷ2 / 2) ; где
При tср = 92,16 oC
ρ = 876,6 кг/м3
ɷ = 1,57 м/с
l = 120 м
∑ζ – поворот на 180 оС через калачи – 2*9 = 18.
Так как на данном участке Re = 6477,7 переходный режим, то коэффициент трения определяется по формуле:
λ = = = = 0,035
∆Р а = (0,035 * 120/0,034 +18) * (876,6* 1,572 / 2) = 153614,28 Па
III Участок движения масла от аппарата до обжарочной ванны:
∆Р г.т. = ( λ* l/dэ + ∑ζ) * (ρ* ɷ2 / 2) , где
при t = 125 oC
ρ = 853,5 кг/м3
μм = 47,05 *10 -4 Па*с
Примем l = 4 м
Re = 1,57* 0,034 *853,5/ 47,05 *10 -4 = 9698,4254
Так как Re < 104, то λ = = = 0,0312
Сумма коэффициентов местных сопротивлений ∑ζ состоит из:
Выход из трубы в резервуар – 1,0
Колено с углом 90 оС на трубопроводе круглого сечения – 2,0
Вентиль при диаметре трубы dy = 40 мм – 4,9________
∑ζ = 7,9
∆Р г.т. = ( 0,0312*4l/0,034 +7,9) * (853*1,572 / 2) = 11,572 * 1083 = 12532,711 Па
Потери давления при подъеме масла на высоту Н:
∆Р г. = ρ*g* Hг ; где
Hг – габаритная высота аппарата, Hг = 5,62 м
∆Р г. = ρ*g* Hг = 876,6 *9,8 *5,62 = 48246,576 Па
Общие потери давления по ходу движения масла:
∆Р общ = 111348,9 +153614,28 +12532,711 + 48246,576 = 325742,43 Па
- Расчет потерь напора и подбор насоса:
Hобщ = ∆Р общ / ρ* g = 325742,43 / 876,6 *9,8 = 37,944 м.в.ст.
Так как объемный расход масла Vм = 1,427*10-3 м3/с = 0,01427*3600 = 5,137 м3/ч, то наиболее целесообразным будет использование центробежного насоса марки ХМ 8/40 с КПД η = 0,5. А поскольку потери напора Hобщ = 37,944 м.в.ст., то необходим к насосу электродвигатель марки 2В100S2 ( η = 0,8)
- Расчет мощности на валу насоса и электродвигателя
Nн = Gм * ∆Р общ / ρ* ηн = 1,25 * 325742,43 / 876,6 = 929,63 Вт
Nдв = Nн / ηдв * ηн = 929,63 / 0,5 *0,8 = 2,24 кВт
- ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ
- Расчет толщины стенки наружной трубы на внутреннее избыточное давление:
δ = Р * Dвн / 2 *[σ]доп *φ + С , где
Ри – внутреннее избыточное давление в межтрубном пространстве, Ри = 3-1 = 2 кг с/ см2= 0,1962 МПа
С – поправка, учитывающая коррозию, допуски на овальность и пр., равная 0,001 м
φ - коэффициент прочности сварного шва, равный при односторонней сварке 0,65
[σ]доп – допускаемое напряжение, МПа
[σ]доп = [σ]* *η , где
[σ]* - номинальное допускаемое напряжение, МПа, [σ]* - 120 Мпа,
η - поправочный коэффициент, учитывающий конструкцию и условия работы аппарата, η = 0,85
[σ]доп = 120 * 0,85 = 10,2 МПа
Тогда толщина стенки δ = 0,1962 * 0,082 / 2 * 10,2 *0,65 + 0,001 = 0,016 / 13,26 +0,001 = 0,002213 м
Таким образом толщина стенки принятая по ГОСТ 9930-78 (3,5) больше минимально возможной толщины (2,2) и поэтому стенка будет достаточно прочной при внутреннем избыточном давлении Р = 0,1962 МПа
- Расчет прокладки на невыдавливание из фланцевого соединения:
Возьмем прокладку из твердой резины со следующими размерами:
- толщина δ = 1 мм
- внутренний диаметр Dв = 34 мм (т.к. входной и выходной патрубки, на которые устанавливаются эти прокладки, имеют dвн = 34 мм);
- наружный диаметр прокладки Dн = 1,5 dн = 1,5* 38 = 57 мм (т.к. рекомендуемая ширина прокладки 12-15 мм)
Для деформирования данной прокладки, обеспечивающего плотность соединения, на ее поверхности должно быть создано удельное давление σу = 3,5 МПа.
Прокладка не выдавится из соединения, если сила трения возникающая на поверхности фланца под воздействием удельного давления, созданного в результате затяжки болтов, будет больше выдавливающей силы.
Выдавливающая сила:
Р = р*π* Dв * δ , где
Р- давление внутри аппарата, МПа
Dв – внутренний диаметр прокладки
δ - толщина прокладки, м
Сила трения:
Т = f * σу * F , где
F – площадь поверхности прокладки, F = π*( Dн2 - Dв2) / 4
F – коэффициент трения прокладки о поверхность фланца, который при средней обработке фланцев равен 0,08
Таким образом, условие невыдавливания прокладки:
f* σу *( Dн2 - Dв2) > 4р* Dв* δ
0,08 * 3,5 *( 572 - 342) > 4*0,294* 34* 1
0,28 * (3249 – 1156) > 39,984
586,04 > 39,984
Отсюда можно сделать вывод, что данная прокладка не будет выдавливаться из фланцевого соединения.
- Расчет болтов фланцевых соединений:
