Выбор материалов для изготовления узлов аппарата

Введение

 

     Технология  химических и пищевых продуктов  характеризуется широкой номенклатурой  процессов, свойств сырья и продуктов, режимов и параметров работы машин  и аппаратов.

     По  характеру воздействия на обрабатываемый продукт химическое и пищевое  оборудование принято разделять на машины и аппараты.

     В аппаратах происходят физико-механические, тепловые, диффузионные, химические, биохимические, электрические и другие процессы.

     В машинах технологические процессы происходят вследствие механического  воздействия на обрабатываемый объект. Эти процессы называют механическими.

     Деление технологического оборудования на машины и аппараты является условным. Имеются  машины, в которых механическая обработка  сочетается с нагревом, охлаждением, массообменном, химическими реакциями, и этому термину «технологическая машина» придают расширенное значение, понимая под этим любое техническое устройство, предназначенное для осуществления технологического процесса.

     Машины  и аппараты пищевых производств  во многом сходны с оборудованием химических и смежных отраслей промышленности.

     Значительную  долю всего оборудования химических и пищевых производств составляют емкостная аппаратура, работающая под  вакуумом или при избыточном давлении среды. Эти аппараты сложны и потенциально опасны, поэтому им уделяется особое внимание.

         

  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Назначение  и область применения  аппарата

 

           В современной химической технологии применяются самые разнообразные  машины и аппараты как по назначению, рабочим характеристикам, так и  по принципу действия и конструкции основных узлов и деталей.

     Для физико-химической обработки различных  материалов и их перемещения, а также  для интенсификации технологических  процессов к обрабатываемым средам часто необходимо подводить тем  или иным способом механическую энергию. Особенно широкое распространение в химической промышленности получили машины и аппараты с вращающимися деталями, образующими различной формы роторы.

     К числу типовых элементов роторов  относятся валы, оболочки, диски, лопасти  различной формы. Главными нагрузками для элементов быстроходных роторов являются центробежные силы вращающихся масс, вызывающие значительные напряжения.

           Работоспособность многих конструкций машин и аппаратов  зависят от правильности учета динамических нагрузок, возникающих при колебаниях тех или иных элементов. Так надежная эксплуатация центрифуги, центробежного насоса определяется виброустойчивостью роторов этих агрегатов.

      К числу наиболее распространенных типовых  элементов химического и пищевого оборудования следует отнести в первую очередь такие, которые можно сгруппировать или по принципу общности расчетной схемы (стенки, пластинки и оболочки, массивные трехмерные тела), или по конструктивному признаку (элементы роторов, вращающихся аппаратов и т.д.).  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2. Выбор материалов для изготовления узлов аппарата

 

      Оборудование  предприятий пищевой, химической, фармацевтической промышленности разнообразно и отличается широким диапазоном давлений и температур, усилий на рабочих органах машин  и аппаратов, мощности приводных устройств. Одним из важнейших требований к материалу конструкции является высокая механическая прочность в заданных температурных интервалах, при этом выбор критериев оценки механических характеристик материала зависит от условий работы детали, узла, машины.

      Выбор конструкционного материала, определяемый условиями эксплуатации проектируемого элемента (температура, величина нагрузки и ее цикличность, характер агрессивного воздействия среды и др.), следует выполнять так, что при низкой стоимости и недефицитности материала.

      Сталь низколегированная конструкционная (ГОСТ 19281 – 89 и ГОСТ 19282 – 89) содержит менее 0,2% углерода и до 2,5% легирующих элементов. Такое легирование незначительно  удорожает сталь, существенно повышает ее прочность, хладо-, коррозионно- и износостойкость по сравнению с углеродистыми сталями, сохраняя пластичные свойства и свариваемость. В химическом машиностроении в основном применяют стали марганцовистые 09Г2, 14Г2, кремнемарганцовые 12ГС, 16ГС, 17ГС, 09Г2С,10Г2С1, марганцо-ванадиевые (например, 15ГФ) для изготовления обечаек, днищ, фланцев и других деталей машин и аппаратов, работающих под давлением до 10МПа в интервале температур от -70⁰С до  +475⁰С с неагрессивными средами.

      Выбираем  сталь 16ГС.            
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

3. Расчетные параметры

 

Расчетное давление

а) внутри аппарата (для днища, обечайки корпуса и  крышки) Р_Р =Р =0,2 МПа, так как максимальное значение гидростатического давления рабочей среды ,  где      

_{б) в рубашке PP=Pруб=0,45МПа, так как максимальное значение гидростатического давления в рубашке при наличии конденсата водяного пара Pг.р=g·ρв·(Н+l2+L)=9,81·1000·(0,35+0,1+1,2)=16186,5Па≈0,016МПа, где Н=0,25D=0,25·1,4=0,35м, ρв=1000кг/м³ – плотность воды}

   

_{Допускаемое напряжение}

[σ]=η·σ*=1·162,5=162,5МПа,  где  σ*=162,5МПа – для стали  16ГС при t=80⁰С, η=1 – для листового проката.

[σ]=η·σ*=1·152,8=152,8МПа,  где  σ*=152,8МПа – для стали  16ГС при t=160⁰С, η=1 – для листового проката. 

_{Модудь  продольной упругости}

_{Е=1,93·10⁵МПа – для обечайки корпуса при t=80⁰С;}

_{Ер=1,85·10⁵МПа – для рубашки при t=160⁰С.} 

_{Прибавки  к расчетным толщинам примем: С=2мм – обечайки и днища корпуса; Скр=2мм – крышки; Ср=0,2 – рубашки.} 

_{Расчетная длина цилиндрической обечайки корпуса}

 

_где

 
 
 
 

4. Толщина стенок

 

      Расчетная толщина цилиндрической обечайки корпуса:

а) при действии внутреннего давления

_{б) при действии наружного  давления}

_где

   

_{К3=lP/D=1,32/1,4=0,94, откуда по номограмме (рисунок 1.14[3])  К2=0,62.}

_{Исполнительная  толщина стенки цилиндрической обечайки корпуса  в первом приближении} 

_{S>max(SP; Sр.н.)+С=max(0,9; 8,7)+2=10,7мм.}

_{Принимаем большее стандартное значение S=12мм. Так как обечайка корпуса при наличии давления в рубашке и внутри аппарата работает под совместным действием наружного давления Рн.р и осевого сжимающего усилия F, то должно выполняться условие устойчивости}

      _{Осевое  сжимающее усилие – это усилие прижатия днища к обечайке давлением в рубашке, которое может  быть рассчитано (пренебрегая  силой тяжести  днища и его  связью с рубашкой) следующим образом:}

 

_{Допускаемое наружное давление:}

      _{из  условия прочности}

      _{Из  условия устойчивости в пределах упругости  при lP<l0 (lP=1,32;}

      _{с учетом обоих условий}

 

_{Допускаемое осевое сжимающее  усилие:}

      _{из  условия прочности}

      Из  условия прочности в пределах упругости при l_P/D=1,32/1,4=0,94<10

   _{с учетом обоих условий}

Условие устойчивости обечайки корпуса выполняется:

 

_{Допускаемое внутренне давление на обечайку корпуса:} 

Условие Р_Р<[Р] выполняется (0,2<2,18).

      Исполнительную  толщину S_э эллиптического днища корпуса аппарата примем из условия равной толщины свариваемых друг с другом оболочек: S_э=S=12мм. При этом должно выполняться условие Р_р.р≤[Р_н]_э и Р_р≤[Р]_э.

      Допускаемое наружное давление для днища:

            из условия прочности

      из  условия устойчивости в пределах упругости

где

            с учетом обоих условий

 

      Условие устойчивости днища выполняется:

 

      Допускаемое внутреннее давление для эллиптического днища: 

_{Условие Рр<[Р]э выполняется (0,2<2,175).} 

_{Исполнительная толщина эллиптической крышки:}

_{Принимаем Sкр=3мм.}

_{Допускаемое внутреннее давление для крышки:}

_{Условие РР<[Р]кр выполняется (0,2<0,232).} 

Исполнительная  толщина:

      цилиндрической обечайки рубашки

      _{эллиптического  днища рубашки}

_{Принимаем толщину стенки рубашки  SP=3мм.}

_{Допускаемое внутреннее давление:}

      _{на  обечайку рубашки} 

      на  эллиптическое днище рубашки

_{Допускаемое давление внутри аппарата в рабочих условиях:}

_{[P]а=min{[P]; [P]э; [P]кр}=min{0,218; 2,175; 0,232}=0,218 МПа} 

_{Допускаемое давление в рубашке  при работе аппарата:}

_{[P]р=min{[Pн]F; [Pн]э; [P]р.ц;[Р]р.э}=min{0,45; 1,024; 0,57; 0,57}=0,45 МПа, где [Pн]F=Рр.р=0,45 МПа.} 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

5. Укрепление отверстия

 

Расчетный диаметр  укрепляемого элемента D_P=2D=2·1,4=2,8м, так как Х=0.

Расчетный диаметр  отверстий в стенке обечайки d_P=d+2C₁=600+2·2=604мм=0,604м.

_{Так как dp>d0, то необходимо провести укрепление.}

_{Ширина  зоны укрепления для отверстия}

    

_{Толщина стенки щтуцера:}

где   

_{S1≥0,4+2=2,4мм}

_{Примем S1=3мм.}

_{Расчетные длины щтуцера}

 

_Lk≈L0

_{Необходимая площадь укрепления кольца}

_{Площадь поперечного сечения укрепляемого кольца примем А2=0,0005м².}

_{Толщина накладного кольца}

Окончательно  примем S₂=5мм.

6. Фланцевое соединение корпуса с крышкой

 

      Конструкцию соединения крышки и корпуса аппарата при D=1400мм и Р_р=0,2 МПа выбираем согласно таблице 1.36[3] с плоскими приварными фланцами и уплотнительной поверхностью «шип-паз».

1. Конструктивные размеры фланца. Толщину втулки фланца принимаем S₀=S=12мм.

Высота втулки фланца

Принимаем h_в=100мм.

Диаметр болтовой окружности

_{где dб=20мм – наружный диаметр болта при D=1,4м и Рр=0,2 МПа (таблица 1.40[3]); u – нормативный зазор (u=4мм).}

      _{Наружный  диаметр фланца}

_{где а=40мм – для шестигранных гаек при dб=20мм (таблица 1.41[3]).}

_{Наружный  диаметр прокладки}

_{где е=30мм – для плоских  прокладок (таблица 1.41[3]).}

Средний диаметр  прокладки

_{где b=15мм – ширина прокладки (таблица 1.42[3]).}

      Количество  болтов необходимых для герметичности соединения

_{где tш=4,5·dб=4,5·20=90мм – шаг размещения болтов М20 на болтовой  окружности при Рр=0,2 МПа (таблица 1.43[3]).}

      _{Принимаем nб=56, кратное четырем.}

_{Высота (толщина) фланца}

_{где λф=0,3 – для плоских фланцев при Рр=0,2МПа (рисунок 1.40[3]);}

_{Sэк=S0=12мм, так как для плоских фланцев β1=S1/S0=1.Принимаем hф=40мм.}

_{Расчетная длина болта}

_{где lб.о=2·(hф+hп)=2·(40+2)=84мм – расстояние между опорными поверхностями головки болта и гайки при толщине прокладки hп=2мм.} 

2. _{Нагрузки, действующие на фланец}

_{Равнодействующая  внутреннего давления}

_{Реакция прокладки} 

_{где Кпр=1 – для резины с плотностью свыше 1,2 МПа (таблица 1.44[3]); b0=b=15мм=0,015м, так как b≤15мм.}

_{Коэффициент жесткости фланцевого соединения}

_{где yб, yп, yф – податливость, соответственно болтов, прокладки, фланцев.}

_{Податливость  болтов}

_{где Еб=1,9·10⁵ МПа – для материала болтов из стали 35; fб=2,35·10^-4м² – для болтов диаметром dб=20мм.}

_{Податливость  прокладки} 

    _{где Еп=4[1+b/(2hп)]=4·[1+0,015/(2·0,002)]=19МПа – для прокладки из резины с твердостью свыше 1,2МПа (таблица 1.44[3]); Кп=0,09.}

_{Податливость  фланца}

   

_{где Е=2·10⁵МПа – для стали 16ГС;}

  _Тогда

 

_{Болтовая  нагрузка в условиях монтажа}

_{где Рпр=4МПа – для резиновой прокладки с твердостью свыше 1,2МПа (таблица 1.44[3]).}

      _{Болтовая  нагрузка в рабочих условиях}

      Приведенный изгибающий момент 

_{где [σ]20=170МПа и [σ]=162,5МПа,} 

 

     _{Проверка  прочности и герметичности  соединения. Условие  прочности болтов при монтаже фланцевого соединения и в его рабочем состоянии выполняется:}

( для болтов из стали 35 при t=20⁰С);

(для болтов из стали 35 при t=80⁰С).

      Условие прочности прокладок выполняется:

_{где Рпр=20МПа – для резиновой прокладки с твердостью свыше 1,2МПа; Fб.max=max{Fб1; Fб2}=max{0,39; 0,35}=0,39MH.}

      _{Максимальное  напряжение в сечении, ограниченном размером S0:}

_{где D*=D=1,4м, так как D>20·S0 (1,4>20·0,012=0,24м);}

 

      Напряжение  во втулке от внутреннего давления:

тангенциальное

_{меридиональное}

 

_{Условие прочности для  сечения, ограниченном размером S0=12мм, выполняется:}

 

 

где [σ]₀=0,003·Е=0,003·1,93·10⁵=579МПа – для фланца из стали 16ГС в сечении S₀ при Р_р=0,2МПа.

      Окружное  напряжение в кольце фланца

 

      _{Условие герметичности фланцевого соединения выполняется:}

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

7. Теплообменная рубашка

      Для соединения сосуда с рубашкой используем коническое без отбортовки сопряжение. При сопряжении при помощи конуса угол α примем равным 30⁰. Увеличим толщину стенки рубашки до S_н.руб=5мм, так как при       S_н.руб=3мм допускаемое избыточное давление меньше расчетного.  

      Коэффициент осевого усилия

где d₁≤0,4D₂=0,4·1,5=0,6м – диаметр окружности сопряжения рубашки с днищем сосуда. 

      Коэффициент, учитывающий расстояние между корпусом сосуда и рубашкой

где - расстояние от середины стенки до наружной стороны стенки сосуда. 

      Коэффициент длины сопряжения

,  при α=30⁰ ; ρ=0 – для конического соединения без отбортовки. 

      Коэффициент отношения прочности корпуса сосуда и рубашки

 

где [σ]₁=162,5МПа и [σ]₂=152,8МПа – допускаемые напряжения для стенки сосуда и рубашки при температуре 80⁰С и 160⁰С, соответственно.

 

Радиус отбортовки определяется по уравнению

 
 

Относительная эффективная несущая длина конуса

 

     Допускаемое избыточное давление в рубашке

     

где φ₂ =1 – коэффициент прочности сварного продольного шва рубашки;

В – коэффициент  сопряжения при помощи конуса

     

     

где f₁=1,9 – коэффициент прочности, определяется по графику (рисунок 10[4]).

     

     где f₂=3,2 – коэффициент прочности, определяется по графику (рисунок 11[4]).

где f₃=f₄=1,732 – коэффициент прочности, определяется по графику (рисунок 12 и 13[4]).

      Тогда

Условие [Р]₂>P₂ выполняется (0,597>0,45). 

Определение размеров сопряжения

Нагрузка от собственного веса

F=G₁=0,027MH, так как опоры на цилиндрической обечайке корпуса.

      Проверка  несущей способности от совместного  действия осевого усилия и избыточного  давления в рубашке

 

Условие выполняется.

8. Определение оптимальных размеров корпуса аппарата

 

      Масса аппарата, снабженного теплообменной рубашкой

 

     Масса корпуса аппарата

 

     Масса жидкости

 

      Масса U-образной теплообменной цилиндрической рубашки 

 

Массу жидкости в рубашке примем m_ж=0, так как среда пар.

Тогда

 

      Сила  тяжести аппарата

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

9. Опоры

 

Опоры ставим на цилиндрическую обечайку корпуса.

.  

По Q выбираем по таблице 1[2], опоры типа 1 с допускаемой нагрузкой Q=25кН:

Опора 1 – 2500 ОСТ 26 – 665 – 79 

Параметры:

      а=125мм; а₁=155мм; в=155мм; с=45мм; с₁=90мм; h=230мм; h₁=16мм; S₁=8мм; к=25мм; к₁=40мм; d=24мм; d_б=М20; f_max=40мм. 

      Усилие, действующее на одну опорную лапу

где G – вес аппарата в условиях эксплуатации или испытании,Н;

      М – изгибающий момент: М=0,01МНм;

      S₀=(S-C) – толщина стенки аппарата в конце срока службы, м:       S₀=0,012-0,002=0,01м;

     S_H – толщина подкладного листа: при отсутствии подкладного листа S_H=0;

     e – расстояние между точкой приложения усилия и обечайкой

      b – длина опорной лапы, м.

      Несущую способность обечайки в месте  приварки опорной лапы без подкладного  листа проверяем по формуле

где допустимое усилие на опорный элемент в условиях эксплуатации или испытания [F₁] определяем по формуле

      Коэффициент К₇ определяем в соответствии с графиком (рисунок 5[2]): К=0,87.

      [σ_i] – предельное напряжение изгиба

где [σ] – допускаемое  напряжение для материала обечайки, МПа;

       n_T – запас прочности по пределу текучести;

<