Расчет теплообменика

Содержание

 

                                                                                                                     лист

Задание на проектирование  3

Введение  4

1  Тепловой расчет кожухотрубчатого аппарата  7

2  Гидравлический расчет кожухотрубчатого аппарата 15

3  Определение толщины тепловой изоляции 19

4  Механический расчет  кожухотрубчатого аппарата 21

5  Техника безопасности 24

Список использованной литературы 25

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ЗАДАНИЕ  НА  ПРОЕКТИРОВАНИЕ

 

Спроектировать горизонтальный кожухотрубчатый теплообменник для конденсации D, кг/с, перегретого пара с температурой t_пп, ºС, и давлением Р, МПа. Охлаждающая жидкость поступает в трубки с начальной температурой t_н, ºС.

 

Исходные данные:

– вид пара                                                                            водяной;

– охлаждающая жидкость                                                  морская вода;

– производительность                                                         D = 1,2 кг/с;

– температура перегретого  пара                                       t_пп = 90ºС;

– давление перегретого  пара                                              Р = 0,04 МПа;

– начальная температура  охлаждающей жидкости          t_н = 10ºС.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Теплообменники –  аппараты, в которых происходит теплообмен между рабочими средами независимо от их технологического или энергетического назначения (подогреватели, выпарные аппараты, конденсаторы, пастеризаторы, испарители и др.).

Классификация теплообменников  возможна по нескольким признакам.

По способу передачи тепла различают теплообменники смешения, в которых рабочие среды непосредственно соприкасаются или перемешиваются, и поверхностные теплообменники – рекуператоры, в которых тепло передается через поверхность нагрева – твердую (металлическую) стенку, разделяющую эти среды.

По основному назначению различают подогреватели, испарители, холодильники, конденсаторы.

В зависимости от вида рабочих сред различают теплообменники:

– жидкостно-жидкостные – при теплообмене между двумя  жидкими средами;

– паро-жидкостные –  при теплообмене между паром  и жидкостью;

– газо-жидкостные –  при теплообмене между газом  и жидкостью.

По тепловому режиму различают теплообменники периодического действия, в которых наблюдается нестационарный процесс, и непрерывного действия с установившимся во времени процессом.

В качестве теплоносителя  наиболее широко применяется насыщенный или слегка перегретый водяной пар. В смесительных аппаратах пар  обычно впускают под уровень жидкости, при этом конденсат пара смешивается с продуктом, что не всегда допустимо. В поверхностных аппаратах пар конденсируется на поверхности теплообмена, и конденсат удаляется отдельно от продукта с помощью водоотводчиков.

Водяной пар, как теплоноситель, обладает рядом преимуществ: легкостью транспортировки по трубам и регулирования температуры, высокой интенсивностью теплоотдачи.

Общим недостатком парового и водяного обогрева является быстрый  рост давления при повышении температуры.

Для нагревания и охлаждения сред разработаны теплообменники разнообразных конструкций.

1) Теплообменники с рубашками. Обладают низкими коэффициентами теплопередачи, обусловленными малой скоростью движения жидкого теплоносителя в сечении рубашки.

2) Элементные теплообменники. Примером такого теплообменника является теплообменник типа «труба в трубе». При подборе соответствующих параметров можно сообщить рабочим телам желательную скорость и достичь высоких значений коэффициента теплопередачи. Достоинством таких теплообменников является соблюдение противотока, что обеспечивает наиболее полное использование теплоносителя. Недостатком является громоздкость и большой расход материала.

3) Погружные трубчатые теплообменники. Коэффициент теплопередачи таких теплообменников невелик, так как жидкость снаружи змеевика движется с малой скоростью или вовсе не движется.

4) Оросительные теплообменники. Снаружи трубы омываются жидкостью, которая вытекает из регулируемой щели на верхний виток трубы и стекает на нижние витки. Недостатком является то, что при большом количестве стекающей воды часть её сливается мимо трубок и не участвует в теплообмене.

5) Теплообменники с плоскими поверхностями нагрева. К этим теплообменника относятся различные ребристые, пластинчатые и другие теплообменники. Оребрение поверхности производится с целью увеличения поверхности соприкосновения с рабочей средой.

6) Кожухотрубчатые теплообменники. Эти теплообменники представляют собой пучок труб, помещенных в цилиндрической камере (кожухе). Полость камеры является межтрубным пространством. Трубы развальцованы в трубных решетках, которые ограничивают камеру с двух сторон. К трубным решеткам крепятся распределительные коробки с патрубками для впуска рабочей жидкости, протекающей внутри трубок. Камера снабжена также патрубками для подвода и отвода второго рабочего тела. Трубные решетки могут быть наглухо приварены или прикреплены к корпусу. Одна из решеток может быть не соединена с камерой. В этом случае уплотнение достигается резиновыми прокладками, зажимающими щель между корпусом и решеткой. Такой способ крепления обеспечивает свободное удлинение трубок при нагревании и предохраняет от нарушения крепления трубок в решетках. Кожух теплообменника обычно стальной, цилиндрической формы.

Большим недостатком  одноходовых теплообменников является несоответствие между пропускной способностью пучка труб и площадью поверхности теплообмена. Поэтому по трубкам приходится пропускать меньше жидкости, уменьшая её скорость движения.

Улучшение трубчатых  теплообменников достигается путем  группировки труб в отдельные пучки (ходы). Рабочая жидкость проходит через трубное пространство в несколько ходов, протекая последовательно через все пучки трубок. При этом скорость жидкости при данном расходе за счет уменьшения сечения проточной части возрастает, и коэффициент теплопередачи увеличивается.

Все трубчатые теплообменники выполняются  двух типов – вертикальные и горизонтальные.

 

 

 

 

 

1  ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ  КОЖУХОТРУБЧАТОГО  АППАРАТА

 

Температура конденсации  водяного пара при заданном давлении

t_кп = 75ºС.

Удельная теплота конденсации  пара при температуре конденсации

r = 2320 кДж/кг.

Тепловая нагрузка Q в соответствии с заданными условиями

Q = Dr,

Q = 1,2 ∙ 2320 = 2784 кВт.

Во избежание значительного образования накипи конечную температуру охлаждающей воды ([3], с. 213) не рекомендуется принимать выше (45÷50)ºС. Принимаем:                                                

t_к = 50ºС.

Из уравнения теплового  баланса находим расход охлаждающей воды

G = Q/[c_в(t_к – t_н)],

где  с_в – теплоемкость воды, с_в = 4,2 кДж/(кг∙ºС);

G = 2784/[4,2∙(50 – 10)] = 16,6 кг/с.

Средняя температура охлаждающей воды

t_в = 0,5(t_к + t_н),

t_в = 0,5∙(50 + 10) = 30ºС.

Разность температур потоков продукта и охладителя –  средний температурный напор – определяется как среднее логарифмическое между большей и меньшей разностями температур теплоносителей на концах аппарата:

Δt_cр = ,

Δt_cр =

= 47,3ºС.

Задаемся числом Рейнольдса для потока воды

Re = 2300.

 

Принимаем для охладителя трубки с размером

20 × 2,0 мм.

Определяем соотношение числа труб, n, заданного размера к числу ходов, z, теплообменника

n/z = ,

где  n – общее число труб охладителя;

z – число ходов по трубному пространству;

d_в – внутренний диаметр трубок, м;

μ_в – динамическая вязкость воды при средней температуре,

μ_в = 802∙10^–6 Па/с;

n/z =

= 717.

Ориентировочно принимаем ([1], табл. 2.1) коэффициент теплопередачи для воды при вынужденном движении

К = 1000 Вт/(м²∙К).

Требуемая поверхность  теплообмена при принятом коэффициенте теплопередачи

F_тр = Q/(KΔt_cp);

F_тр = 2784/(1,0 ∙ 47) = 59,2 м².

Предварительно принимаем ([1], табл. 2.3) стандартный теплообменник с ближайшим значением отношения n/z:

– диаметр кожуха  D = 800 мм,

– число ходов   z = 1;

– общее число труб  n = 717;

– длина труб  L = 2,0 м;

– поверхность теплообмена  F = 90 м²;

– площадь сечения  одного хода по трубам F_тр = 0,144 м²;

– площадь самого узкого сечения потока в межтрубном

пространстве F_мт = 0,069 м².

Рисунок 1 – Распределение температур на стенке

 

Расчет действительного коэффициента теплопередачи К производим для стационарных условий теплообмена, когда тепловые потоки от конденсирующегося пара к стенке, через стенку и от стенки к воде равны, т.е.

q₁ = q_ст = q₂.

Так как коэффициенты теплоотдачи α₁ и α₂, определяющие интенсивность теплообмена между теплоносителями и стенкой, зависят от неизвестных нам температур стенки t_cт1 и t_cт2, определяем их методом последовательных приближений.

С целью определения  коэффициента теплоотдачи от горячей стенки к охлаждающей воде α₂ задаемся в первом приближении

Δ't₂ = 28 град.

Находим термодинамические  критерии:

– Рейнольдса                        

Re = ,

Re =

= 2298;

– Прандтля

Pr = с_вμ_в/λ_в,

где  λ_в – теплопроводность воды при средней температуре,

λ_в = 0,618 Вт/(м∙К);

Pr = 4,2∙10³ ∙ 802∙10^–6/0,618 = 5;

– Грасгофа

Gr = gd_в³ρ_в²βΔ't₂/μ_в²,

где  g – ускорение свободного падения, g = 10 м/с²;

ρ_в – плотность воды при средней температуре, ρ_в = 996 кг/м³;

β – коэффициент объемного  расширения воды, β = 3,21∙10^–4;

Gr = 10 ∙ 0,016³ ∙ 996² ∙ 3,21∙10^–4 ∙ 28/(802∙10^–6)² = 567797;

При движении воды в горизонтальных трубах ламинарно (Re < 2300) критерий Нуссельта равен:

Nu = C(RePr)^0,2(GrPr)^0,1,

где  С – опытный коэффициент, в горизонтальных трубах С = 0,74;

Nu = 0,74∙(2298 ∙ 5)^0,2∙(567797 ∙ 5)^0,1 = 21.

Коэффициент теплоотдачи  к воде равен:

α'₂ = λ_вNu/d_в,

α'₂ = 0,618 ∙ 21/0,016 = 811 Вт/(м²∙К).

Коэффициент теплопроводности материала труб (нержавеющей стали)

λ_ст = 17,5 Вт/(м∙К).

Термическое сопротивление  загрязнений со стороны воды ([1], табл. 2.2)

r_зв = 18∙10^–5 м²∙К/Вт.

Термическое сопротивление  загрязнений со стороны пара ([1], табл. 2.2)

r_зп = 18∙10^–5 м²∙К/Вт.

Сумма термических сопротивлений  стенок труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны воды и пара

Σ(δ/λ) = δ/λ_ст + r_зв + r_зп,

Σ(δ/λ) = 0,002/17,5 + (18 + 18)∙10^–5 = 47∙10^–5 м²∙К/Вт.

Перепад температур на стенке из условия установившегося процесса

Δ't_ст = α'₂Δ't₂Σ(δ/λ),

Δ't_ст = 811 ∙ 28 ∙ 47∙10^–5 = 10,7ºC.

Разность температур конденсирующегося пара и стенки со стороны пара

Δ't₁ = Δt_cp – Δ't₂ – Δ't_ст,

Δ't₁ = 47,3 – 28,0 – 10,7 = 8,6ºС.

Коэффициент теплоотдачи  пара, конденсирующегося на пучке  горизонтально расположенных труб

α'₁ = аελ_к ,

где  а – коэффициент, для горизонтальных труб

а = 0,645;

ε – коэффициент, при числе труб n > 100 

ε = 0,6;

λ_к – теплопроводность конденсата при температуре t_кп,

λ_к = 0,671 Вт/(м∙К);

ρ_к – плотность конденсата при температуре t_кп,

ρ_к = 975 кг/м³;

r – удельная теплота конденсации при температуре t_кп,

r = 2320 кДж/кг;

μ_к – вязкость конденсата при температуре t_кп,

μ_к = 381∙10^–6 Па∙с;

α'₁ = 0,645 ∙ 0,6 ∙ 0,671∙

= 13068 Вт/(м²∙К).

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок

q = αΔ't,

q'₁ = 13068 ∙ 8,6 = 112385 Вт/м²,

q'₂ = 811 ∙ 28 = 22708 Вт/м².

Равенство удельных тепловых нагрузок не соблюдается:

q'₁ ¹ q'₂.

Для второго приближения  принимаем 

Δ''t₂ = 33 град

и повторяем расчет по тем же формулам:

Re = 2298;

Pr = 5;

Gr = 10 ∙ 0,016³ ∙ 996² ∙ 3,21∙10^–4 ∙ 33/(802∙10^–6)² = 669189;

Nu = 0,74∙(2298 ∙ 5)^0,2∙(669189 ∙ 5)^0,1 = 22;

α''₂ = 0,618 ∙ 22/0,016 = 850 Вт/(м²∙К);

Δ''t_ст = 850 ∙ 33 ∙ 47∙10^–5 = 13,2ºС;

Δ''t₁ = 47,3 – 33 – 13,2 = 1,1ºС;

α''₁ = 0,645 ∙ 0,6 ∙ 0,671∙

= 12180 Вт/(м²∙К);

q''₁ = 12180 ∙ 0,8 = 13398 Вт/м²;

q''₂ = 850 ∙ 33 = 28050 Вт/м²;

q''₁ ¹ q''₂.

Для расчета в третьем  приближении строим графическую  зависимость (рисунок 2) удельной тепловой нагрузки q от разности температур Δt₂ между стенкой и охлаждающей водой.

Рисунок 2 Графическая зависимость q = f(Δt₂)

 

Пересечение двух прямых дает примерное значение той разности температур Δt₂, при которой возможно равенство q₁ = q₂. Так как действительные зависимости q = f(Δt) не являются прямолинейными, для «истинной» разности температур Δt_2и, взятой с графика, проводим третий расчет, аналогичный первым двум.

Для третьего приближения принимаем

Δt₂ = 32,2ºС;

Re = 2298;

Pr = 5;

Gr = 10 ∙ 0,016³ ∙ 996² ∙ 3,21∙10^–4 ∙ 32,2/(802∙10^–6)² = 652966;

Nu = 0,74∙(2298 ∙ 5)^0,2∙(652966 ∙ 5)^0,1 = 22;

α₂ = 0,618 ∙ 22/0,016 = 850 Вт/(м²∙К);

Δt_ст = 850 ∙ 32,2 ∙ 47∙10^–5 = 12,9ºС;

Δt₁ = 47,3 – 32,2 – 12,9 = 2,2ºС;

α₁ = 0,645 ∙ 0,6 ∙ 0,671∙

= 12280 Вт/(м²∙К);

q₁ = 12280 ∙ 2,2 = 27016 Вт/м²;

q₂ = 850 ∙ 32,2 = 27370 Вт/м²;

q₁ ¹ q₂.

Определим величину расхождения  между тепловыми нагрузками

Δ_q = 100∙(q₁ – q₂)/q₁,

Δ_q = 100∙(27016 – 27370)/27016 = –1,3% < ±5%.

Расчет коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем.

Коэффициент теплопередачи

К = 1/(1/α₁ + Σ(δ/λ) + 1/α₂),

К = 1/(1/12376 + 47∙10^–5 + 1/850) = 579 Вт/(м²∙К).

Требуемая поверхность  охлаждения

F = Q/(KΔt_ср),

F = 2784∙10³/(579 ∙ 47,3) = 102 м².

Окончательно выбираем ([1], табл. 2.3) стандартный теплообменник:

– размер труб   20 × 2 мм;

– диаметр кожуха                            D = 800 мм;

– число ходов           z = 6;

– общее число труб                       n = 618;

– длина труб                                        L = 3,0 м;

– поверхность теплообмена                            F = 116 м²;

– площадь сечения  одного хода по трубам F_тр = 0,020 м²;

– площадь самого узкого сечения в межтрубном

пространстве    F_мт = 0,065 м²;

При этом запас поверхности теплообмена

ΔF = 100∙(116 – 102)/102 = 14%.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2  ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ  КОЖУХОТРУБЧАТОГО  АППАРАТА

 

Гидравлическое сопротивление  обусловлено сопротивлением трения и местными сопротивлениями, возникающими при изменениях скорости потока. Потери давления ΔР на преодоление сопротивления трения и местных сопротивлений в трубопроводах определяются по формуле:

∆Р = 0,5(λL/d_э + Σξ)ρω²,

где  λ – коэффициент  потерь на трение;

L и d_э – длина и эквивалентный диаметр трубопровода, м;

Σξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений.

При ламинарном режиме (Re < 2300) шероховатость практически не влияет на коэффициент трения:

λ = 64/Re,

λ = 64/2298 = 0,028.

Скорость охлаждающей  воды в трубках

ω_тр = ,

ω_тр =

= 0,81 м/с.

Скорость воды в штуцерах

ω_вш = ,

где  d_вш – диаметр штуцера в распредколлекторе ([1], табл. 2.5), 

d_вш = 0,25 м;

ω_вш =

= 0,34 м/с.

В трубном пространстве имеют место следующие местные  сопротивления:

– входная и выходная камеры (ξ₁ = 1,5);

– поворот между ходами (ξ₂ = 2,5);

– вход в трубы и выход из них (ξ₃ = 1,0).

Гидравлическое сопротивление трубного пространства

ΔР_тр = λ(Lz/d)(ω_тр²ρ_в/2) + 2ξ₁(ω_вш²ρ_в/2) + [ξ₂(z – 1) + 2ξ₃z](ω_тр²ρ_в/2),

ΔР_тр = 0,028∙(3 ∙ 6/0,016)∙(0,81² ∙ 996/2) + 2 ∙ 1,5∙(0,34² ∙ 996/2) +

+ [2,5∙(6 – 1) + 2 ∙ 1 ∙ 6]∙(0,81² ∙ 996/2) = 18470 Па.

Скорость пара в штуцере  на входе в межтрубное пространство

ω_пш = ,

где  d_пш – диаметр штуцера на входе в межтрубное пространство ([1], табл. 2.5),

d_пш = 0,25 м;

ρ_п – плотность насыщенного пара при заданном давлении Р,

ρ_п = 0,25 кг/м³;

ω_пш =

= 97,83 м/с.

Скорость конденсата в штуцере на выходе из межтрубного  пространства

ω_кш = ,

где  d_мш – диаметр штуцера на выходе из межтрубного пространства ([1], табл. 2.5),

d_мш = 0,25 м;

ρ_к – плотность конденсата при температуре t_кп,

ρ_к = 975 кг/м³;

ω_кш =

= 0,03 м/с.

Скорость конденсата в наиболее узком сечении межтрубного пространства

ω_мтр = D/(F_мтρ_к),

ω_мтр = 1,2/(0,065 ∙ 975) = 0,02 м/с.

 

 

 

Число Рейнольдса при  течении пара в межтрубном пространстве

Re_мтр = Dd_н/(F_мтμ_к),

где  μ_к – вязкость конденсата при температуре t_кп,

μ_к = 381∙10^–6 Па∙с;

Re_мтр = 1,2 ∙ 0,020/(0,065 ∙ 381∙10^–6) = 969.

Число рядов труб, омываемых  конденсатом в межтрубном пространстве (округляем до целого числа в большую сторону)

m = ,

m =

= 18.

Число сегментных перегородок  при принятых размерах теплообменника ([1], табл. 2.6)

Х = 6.

В межтрубном пространстве имеют место следующие местные  сопротивления:

– вход пара и выход  конденсата через штуцера (ξ₁ = 1,5);

– повороты через сегментные перегородки (ξ₂ = 1,5);

– сопротивления трубного пучка при его поперечном омывании ξ₃:

ξ₃ = 3m/Re_мтр^0,2,

ξ₃ = 3 ∙ 18/969^0,2 = 13,6.

В межтрубном пространстве теплообменника потери на преодоление  сопротивлений трения малы по сравнению с потерями на преодоление местных сопротивлений, поэтому они не учитываются.

Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства

ΔР_мтр = ξ₁(ω_пш²ρ_п/2) + ξ₁(ω_кш²ρ_к/2) + ξ₂Х(ω_мтр²ρ_к/2) + ξ₃(Х – 1)(ω_мтр²ρ_к/2),

ΔР_мтр = 1,5∙(97,83² ∙ 0,25/2) + 1,5∙(0,03² ∙ 975/2) + 1,5 ∙ 6∙(0,02² ∙ 975/2) +

+ 13,6∙(6 – 1)∙(0,02² ∙ 975/2) = 1810 Па.

Для обеспечения заданной производительности по конденсации пара его давление перед входом в теплообменник должно быть не менее

Р_п.тр = Р + Р_мтр,

Р_п.тр = 0,04∙10⁶ + 1810 = 41810 Па.

Для обеспечения заданной производительности по конденсации  пара давление охлаждающей воды перед входом в теплообменник должно быть не менее

Р_в.тр = ΔР_тр = 18470 Па.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3  ОПРЕДЕЛЕНИЕ  ТОЛЩИНЫ   ТЕПЛОВОЙ  ИЗОЛЯЦИИ

 

Для уменьшения тепловых потерь, создания необходимых условий  безопасной работы обслуживающего персонала и защите поверхности от коррозии наружная поверхность теплообменника покрывается слоем изоляции.

Толщина изоляции должна быть такой, чтобы температура на её поверхности была не более 40÷50ºС.

Толщину тепловой изоляции находим из равенства удельных тепловых потоков через слой изоляции и от поверхности изоляции в окружающую среду.

Выбираем в качестве материала для тепловой изоляции совелит, имеющий коэффициент теплопроводности

λ_и = 0,1 Вт/(м·К).

Ввиду незначительного  термического сопротивления стенки аппарата по сравнению с термическим сопротивлением изоляции, температуру изоляции со стороны теплообменника t_ст1 принимаем равной температуре перегретого пара в межтрубном пространстве

t_ст1 = t_пп = 90ºС.

Температура окружающей среды (воздуха)

t_в = 20ºС.

Температуру изоляции со стороны окружающей среды (воздуха) принимаем

t_ст2 = 30ºС.

Коэффициент теплоотдачи  от внешней поверхности изоляционного  материала в окружающую среду

α_в = 9,3 + 0,058t_ст2,

α_в = 9,3 + 0,058 ∙ 30 = 11,0 Вт/(м²·К).

Удельные тепловые потери в окружающую среду

q_п = α_в(t_ст2 – t_в),

q_п = 11,0∙(30 – 20) = 110,0 Вт/м².

Толщина тепловой изоляции

δ_и = ,

δ_и =

= 0,055 м = 55 мм.

Принимаем толщину изоляции теплообменника

δ_и = 56 мм.

Тепловые потери в окружающую среду

Q_п = π(D + 2δ_и)Lq_п,

Q_п = 3,14∙(0,8 + 2 ∙ 0,056)∙3 ∙ 110 = 945 Вт.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4  МЕХАНИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ  КОЖУХОТРУБЧАТОГО  АППАРАТА

 

Толщина стенки корпуса воздухоохладителя

δ_с = РD/(2[σ]φ) + с,

где  Р – внутреннее давление в корпусе, Р = 0,04 МПа;

D – диаметр корпуса аппарата, D = 0,8 м;

[σ] – допускаемое напряжение, для стали Х18Н10Т  [σ] = 140 МПа;

φ – коэффициент прочности сварного шва, φ = 0,8;

с – прибавка на коррозию, овальность и т.д., с = 0,001;

δ_с = 0,04 ∙ 0,8/(2 ∙ 140 ∙ 0,8) + 0,001 = 0,0011 м.

Принимаем толщину стенки корпуса равной:

δ_с = 2 мм.

Толщина эллиптической крышки

δ_к = DR/(2[σ]φ – 0,5Р) + с,

где  R – радиус кривизны в вершине днища,

R = 0,25D_в²/h, ;

D_в – внутренний диаметр корпуса,

D_в = D – 2δ_с,

D_в = 0,8 – 2 ∙ 0,002 = 0,796 м;

h – высота выпуклой части наружной поверхности крышки,

h = 0,2D_в,

h = 0,2 ∙ 0,796 = 0,159 м;

R = 0,25 ∙ 0,796²/0,159 = 0,996 м;

δ_к = 0,8 ∙ 0,996/(2 ∙ 140 ∙ 0,8 – 0,5 ∙ 0,04) + 0,001 = 0,0046 м.

Принимаем толщину эллиптической  крышки равной:

δ_к = 5 мм.

Общая сила нормального  давления на прокладку

N = π(D² – D_в²)σ_у/4,

где  σ_у – удельное давление на прокладку, для резины σ_у = 3,5 МПа;

N = 0,785∙(0,8² – 0,796²)∙3,5 = 0,018 МН.

Усилие, отрывающее крышку от фланца,

Q = PF_кр,