Расчет пароводяного подогревателя

Скачать работу - Расчет пароводяного подогревателя

Теплообменными аппаратами называют устройства, предназначенные для передачи тепла от одного к другому, а также осуществления различных технологических процессов: нагревание, охлаждения, кипения, конденсации и др.

Теплообменные аппараты классифицируются по различным признакам.

Например, по способу передачи тепла их можно разделить на две группы: поверхностные (рекуперативные см. рис. 1 и регенеративные) и смещения.

Требования к промышленным теплообменным аппаратам в зависимости от конкретных условий применения весьма разнообразны.

Основными требованиями являются: обеспечение наиболее высокого коэффициента теплопередачи при возможно меньшем гидравлическом сопротивлении; компактность и наименьший расход материалов, надежность и герметичность в сочетании с разборностью и доступностью поверхности теплообмена для механической очистки её от загрязнений; унификация узлов и деталей; технологичность механизированного изготовления широких рядов поверхностей теплообмена для различного диапазона рабочих температур, давлений и т. д. При созданиях новых, более эффективных теплообменных аппаратов стремятся, во-первых, уменьшить удельные затраты материалов, труда, средств и затрачиваемый при работе энергии по сравнению с теми же показателями существующих теплообменников.

Удельными затратами для теплообменных аппаратов называют затраты, отнесенные к тепловой производительности взаданных условиях, во-вторых, повысить интенсивность и эффективность работы аппарата.

Интенсивностью процесса или удельной тепловой производительностью теплообменного аппарата газывается количество теплоты, передаваемого в единицу времени через единицу поверхности теплообмена при заданном тепловом режиме.

Интенсивность процесса теплообмена характеризуется коэффициентом теплопередачи k . На интенсивность и эффективность влияют также форма поверхности теплообмена; эквивалентный диаметр и компоновка каналов, обеспечивающие оптимальные скорости движения сред; средний температурный напор; наличие турбулизирующих элементов в каналах; оребрение и т. д. Кроме конструктивных методов интенсификации процесса теплообмена существует режимные методы, связанные с изменением гидродинамических параметров и режима течения жидкости у поверхности теплообмена.

Режимные методы включают: подвод колебаний к поверхности теплообмена, создание пульсации потоков, вдувание газа в поток либо отсос рабочей среды через пористую стенку, наложении электрических или магнитных полей на поток, предотвращения загрязнений поверхности теплообмена путем сильно турбулизации потока и т. д. 1.ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПОДОГРЕВАТЕЛЯ При заданном давлении пара Р п =0,57МПа, температуре насыщения t s =160 о С по h-s диаграмме определяем состояние пара. Если он перегрет, то имеем две зоны теплообмена: первая - охлаждение пара от t п =175 о С до t s =160 о С вторая - конденсация насыщенного пара на вертикальных тру бах.

Считаем, что переохлаждения конденсата нет.

Расчет поверхности проводим отдельно для каждой зоны (рис. 2). 1.1 Определяем параметры теплоносителей при средних темпера турах воды и пара t в.ср =0,5( t ` в + t `` в ), 0 С, где t’ в - температура воды на входе в подогреватель, °С; ( t ` в =20,5°С), t” в - температура воды на выходе из подогревателя, °С, ( t `` в =89,6 °С), t в.ср =0,5(20,5+89,6)=55,05 0 С, t п.ср =0,5( t п + t s ), 0 С, где t п. - температура перегретого пара, °С; ( t п =175 °С), t s - температура насы щенного пара, °С, ( t s =160 °С), t п.ср =0,5(175+160)=167,5 о С, По таблицам физических свойств воды и водяного пара определим их основные параметры. При t в.ср. определяем следующие справочные данные: С в = 4,183 -теплоемкость воды; r в =986,19 - плотность воды; u в =0,5 10 -6 -коэфициент кинематической вязкости; l в =0,653 - коэффициент теплопроводности; Р r в =3- число Прандтля. При t n.ср. определяем: С n =2,49 - теплоемкость пара; r п =3,9 - плотность пара; u п =3,7 10 -6 вязкости пара; l п =0,0316 - коэффициент теплопроводности; Рr п =1,2- число Прандтля. 1.2 Определяем количество теплоты, передаваемой паром воде, кВт где G в - объемный расход воды, G в =0,0567 С в - теплоемкость воды, ; ( С в =4,183 Q =0,0567 986,19 4,183(89,6-20,5)=17008.2 кВт.

Вычисляем количество теплоты, передаваемой паром воде в 1-и зоне, Q 1 = D n С n ( t п – t s ), кВт , где D п - массовый расход пара, ; (D п =8,14 С п - теплоемкость пара, (С n =2,49 1.3 Определяем расход пара где r-теплота парообразования, определяемая по температуре на сыщения пара, D п = =8,13 ; Q 1 =8,1 3 2,49 (175-160)=303. 841 кВт. 1.4 Определяем количество теплоты, передаваемой паром воде во 2-й зоне, Q 2 =D n r, кВт. Q 2 =8,1 3 2053,4=16 704.35 кВт.

Проверим полученное значение переданной теплоты паром воде: Q=Q 1 +Q 2 , кВт. Q =303. 841 +16704,35=17008.2 кВт.

Выберем произвольно диаметр трубок и скорость воды в них: материал: сталь (задан) l ст =38 ; скорость воды: w в =1,6 толщина стенок трубок: d С Т =1 мм. 1.5 Определяем коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности стенки трубки к вод e , где l ж - коэффициент теплопроводности воды, ( l в =0,653 Nu - критерий Нуссельта для воды; ( Nu =317,5), d вн - внутренний диаметр трубок, м, ( d вн =0,027 м), 1.6 Определим режим течения воды в трубах , где Re - критерий Рейнольдса; ( Re =86400), n в - коэффициент кинематической вязкости воды, ; ( u в =0,5 10 -6 ), w в - скорость воды в трубках, ,( в =1,6), Re = Если Re >10 4 , то режим течения - турбулентный.

Критерий Нуссельта для турбулентного режима течения воды в трубках оп ределяется по следующей формуле: Nu ж = 0,023 Re 0,8 Рr 0,4 e / где Рr - число Прандтля для воды; e - поправочный коэффициент. Если e / =1, - длина трубок.

Полученные результаты подставляем в формулу, вычисляем количество трубок Nu ж =0,023 86400 0,8 3 0,4 1=317,5; ж = 41470 Принимаем: шаг между трубками S = 1,4 d н =1,4 x 0,029=0,0406, м; кольцевой зазор между крайними трубками и корпусом аппарата К = 10 мм. Выбираем стандартное количество трубок, близкое к полу ченному значению n ст =91 , шт. 1.7 Определяем (по прил. 17) при n, шт.

Отсюда определяем диаметр трубной решетки D'=0,406, м.

Внутренний диаметр корпуса составит D вн = D ' + d н + 2К, м. D BH =0,406+0,029+0,02=0,455 м. 1.8 Рассчитаем поверхность теплообмена в 1-й зоне. 1.8.1 Определяем площадь межтрубного пространства для прохода пара: 2 f м.п = 455 м.

Определяем скорость пара в межтрубном пространстве где п - плотность пара, ;( r п =3,9 ), D п - массовый расход пара, ;( D п =8,13 п = 20.36 1.8.2 Определяем коэффициент теплоотдачи от пара к трубе , где Nu п - критерий Нуссельта для пара;( Nu п =474,36), п - коэффициент теплопроводности пара, ;( l п =0,0316 d Э - эквивалентный диаметр, м,( d э =0,04 м), 1.8.3 Вычисляем эквивалентный диаметр где U - смоченный периметр, м, ( U =9,7 м), 1.8.4 Определяем смоченный периметр М U =3,14[0,455+91 0,029]=9,7 м; d э = 1.8.5 Определяем режим течения пара в межтрубном пространстве где Re п - критерий Рейнольдса для пара; ( Re =225621,6), п - коэффициент кинематической вязкости пара, , ( u п =3,7 10 -6 Re п = 32113.196 Если Re > 10 4 - режим течения турбулентный. Тогда критерий Нуссельта для пара составит SHAPE * MERGEFORMAT

4

,

0

8

,

0

Pr

Re

023

,

0

п

п

п

Nu

=

где Рг п - критерий Прандтля для пара.

Полученные результаты подставляем в формулу. Nu п =0,023 2 32113.196 0,8 1,2 0,4 =4 85.244 ; п = 36356.0798 . 1.9 Вычисляем коэффициент теплопередачи в 1- и зоне , где ст -толщина трубки, м; ( ст =0,001 м), н = 0,2-толщина накипи, мм; ст -коэффициент теплопроводности материала трубки, ; ( ст =38 н =3,49 коэффициент теплопроводности накипи, . k = . 1.10 Определяем температурный напор в 1-й зоне 0 С , где t ``` - температура воды на границе между зонами, °С,( t ```=88,37 o C ), 0 C , t ```= o C ; t 1 = 32 o C . 1.11 Поверхность теплообмена первой зоны составит 2 , F 1 = 431144 м 2 . 1.12 Рассчитаем поверхность теплообмена во 2-й зоне. Будем считать, что в этой зоне коэффициент теплоотдачи от внутренней стенки трубки к жидкости равен коэффициенту теплоотдачи в 1-ой зоне. Это допустимо, так как свойства воды во 2-й зоне мало отличаются от свойств воды в 1-й зоне.

Определим коэффициент теплопередачи для 2-й зоны k 2 графоаналитическим методом. Для этого предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между удельным тепловым потоком q и перепадом температур t . 1.12.1 Передача теплоты от пара к стенке. 1.12.2 Определяем удельный тепловой поток где В' - безразмерный коэффициент; (В`=16557,04), h тр - предполагаемая высота трубок, м, ( h тр =4 м), Вычисляем безразмерный коэффициент , В`=1,34 [5700+56 160-0,09 160 2 ]=16557,04; q 1 = 308.215 Задавшись рядом значений t 1 , вычислим соответствующие им величины t 1 0,75 и q 1 . Строим кривую (рис. 3). Таблица 1

t 1	10	20	30	40	50	60
t 1 0.75	5 , 6	9 , 5	12 , 8	15 , 9	18 , 8	21 , 6
q 1	65.837	110.723	15 0.075	18 6.214	22 0.138	25 2.395

1.13 Передача теплоты через стенку. 1.13.1 Определяем плотность теплового потока Задавшись двумя значениями t 2 , вычисляем соответствующие им величины q 2 . Строим кривую (рис. 3). Таблица 2

t 2	5	10	15	20
q 2	190	380	570	760

1.14 Передача теплоты через накипь. 1.14.1 Вычисляем удельный тепловой поток Задавшись двумя значениями t 3 , определим соответствующие им величины q 3 . Строим кривую (рис. 3). Таблица 3

t 3	5	10	20	30	40
q 3	87,25	174,5	349	523,5	698

1.15 Передача теплоты от накипи к воде. 1.15.1 Вычисляем удельный тепловой поток Задавшись двумя значениями t 4 , определим соответствующие им величины q 4 . Строим кривую (рис. 3). Таблица 4

t 4	5	10	15	20
q 4	38,5	77	115,5	154

1.16 Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне ,°С. t 2 = 015427 o С; q 2 = 2698.586 Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из точки, соответствующей t 2 , проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пересечения с кривой q гр , t =51+5.96+12.98+0.0005463=70.89 o C ; q ГР =226.536 1.17 Определяем коэффициент теплопередачи во 2-й зоне , . K = 3189.958 1.18 Поверхность теплообмена во 2-й зоне составит , м 2 . F 2 = 7 м 2 . 1.19 Определяем суммарную поверхность теплообмена F = F 1 + F 2 , м 2 . F =73.7+0,431144 =74. 169 м 2 . 1.20 Вычисляем длину трубок , м, где d ср - средний диаметр трубок, м; ( d ср =0,028 м) , м d ср = ; L = = 9 м. Не рекомендуется устанавливать трубки длиной более 5 м.

Следовательно, необходимо уменьшить длину трубок. Для этого выбираем многоходовой подогреватель. Тогда общее число трубок составит , шт. , где m - число ходов теплообменника, ( m =2); n 2 =65 2=130шт. При n с =187 шт., определяем D `=0,5684 м.

Проведем повторный расчет уже для многоходового теплообменника по формулам.

Внутренний диаметр корпуса составит D вн = D ' + d н + 2К, м. D BH =0,5684+0,029+0,02=0,6174 м. 1.21 Рассчитаем поверхность теплообмена в 1-й зоне. 1.21.1 Определяем площадь межтрубного пространства для прохода пара: 2 f м.п = 2 . Определяем скорость пара в межтрубном пространстве где п - плотность пара, ; ( r п =3,9 ), D п - массовый расход пара, ; ( D п =8,14 п = 1.21.2 Определяем коэффициент теплоотдачи от пара к трубе , где Nu п - критерий Нуссельта для пара; п - коэффициент теплопроводности пара, ; ( l п =0,0316 d Э - эквивалентный диаметр, м, ( d э =0,037 м), 1.21.3 Вычисляем эквивалентный диаметр где U - смоченный периметр, м, ( U =18.97 м), 1.21.4 Определяем смоченный периметр М U =3,14[0,699+241 0,029]=18.97 м; d э = 1.21.5 Определяем режим течения пара в межтрубном пространстве где Re п - критерий Рейнольдса для пара; п - коэффициент кинематической вязкости пара, , ( u п =3,7 10 -6 Re п = 118892.496 Если Re > 10 4 - режим течения турбулентный. Тогда критерий Нуссельта для пара составит SHAPE * MERGEFORMAT

4

,

0

8

,

0

Pr

Re

023

,

0

п

п

п

Nu

=

где Рг п - критерий Прандтля для пара, ( Pr п =1,2). Полученные результаты подставляем в формулу. Nu п =0,023 86405,4 0,8 1,2 0,4 =284.134; п = . 1.22 Вычисляем коэффициент теплопередачи в 1- и зоне , где ст -толщина трубки, м; ( ст =0,001 м), н = 0,2-толщина накипи, мм; ст -коэффициент теплопроводности материала трубки, ; ( ст =38 н =3,49 коэффициент теплопроводности накипи, . k = 8005.83 1.23. Определяем температурный напор в 1-й зоне 0 С , где t ``` - температура воды на границе между зонами, °С,( t ```=88,37 o C ), 0 C , t ```= o C ; t 1 = o C . 1.24 Поверхность теплообмена первой зоны составит 2 , F 1 = 2 . 1.25 Рассчитаем поверхность теплообмена во 2-й зоне. Будем считать, что в этой зоне коэффициент теплоотдачи от внутренней стенки трубки к жидкости равен коэффициенту теплоотдачи в 1-ой зоне. Это допустимо, так как свойства воды во 2-й зоне мало отличаются от свойств воды в 1-й зоне.

Определим коэффициент теплопередачи для 2-й зоны k 2 графоаналитическим методом. Для этого предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между удельным тепловым потоком q и перепадом температур t . 1.25.1 Передача теплоты от пара к стенке. 1.25.2 Определяем удельный тепловой поток где В' - безразмерный коэффициент; (В`=16557,04), h тр - предполагаемая высота трубок, м, ( h тр =4м). Вычисляем безразмерный коэффициент , В`=1,34 [5700+56 160-0,09 160 2 ]=16557,04; q 1 = 08.215 Задавшись рядом значений t 1 , вычислим соответствующие им величины t 1 0,75 и q 1 . Строим кривую (рис. 3). Таблица 5

t 1	10	20	30	40	50	60
t 1 0.75	5.6	9.5	12.8	15.9	18.8	21.6
q 1	66,2	112,1	151,04	187,62	221,84	254,88

1.26 Передача теплоты через стенку. 1.26.1 Определяем плотность теплового потока Задавшись двумя значениями t 2 , вычисляем соответствующие им величины q 2 . Строим кривую (рис. 3). Таблица 6

t 2	5	10	15	20
q 2	190	380	570	760

1.27 Передача теплоты через накипь. 1.27.1 Вычисляем удельный тепловой поток Задавшись двумя значениями t 3 , определим соответствующие им величины q 3 . Строим кривую (рис. 3). Таблица 7

t 3	5	10	20	30	40
q 3	87,25	174,5	349	523,5	698

1.28 Передача теплоты от накипи к воде. 1.28.1 Вычисляем удельный тепловой поток Задавшись двумя значениями t 4 , определим соответствующие им величины q 4 . Строим кривую (рис. 3). Таблица 8

t 4	5	10	15	20
q 4	38,5	77	115,5	154

1.29 Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне ,°С. t 2 = o С; q 2 = Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из точки, соответствующей t 2 , проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пересечения с кривой q гр , t =51.9+5.96+12.98+0.0005=70.89 o C ; q ГР =226.54 1.30 Определяем коэффициент теплопередачи во 2-й зоне , . K = 1.31 Поверхность теплообмена во 2-й зоне составит , м 2 . F 2 = 2 . 1.32 Определяем суммарную поверхность теплообмена F = F 1 + F 2 , м 2 . F =73.738+0,4846=74.22 м 2 . 1.33 Вычисляем длину трубок , м, где d ср - средний диаметр трубок, м; ( d ср =0,028 м) , м d ср = L = 2. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПОДОГРЕВАТЕЛЯ Этот расчет устанавливает затрату энергии на движение теплоносителей через аппарат.

Гидравлическое сопротивление пароводяных теплообменников по межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей и малой его плотности мала.

Полный напор Р, необходимый для движения жидкости или аза через теплообменник, определяется по следующей формуле: P = P ГР + P м + P у + P Г , Па, где P ГР - сумма гидравлических потерь на трение, Па; P м - сумма потерь напора в местных сопротивлениях, Па; P у - сумма потерь напора, обусловленных ускорением потока, Па; P Г - перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости, Па.

Гидравлические потери на трение в каналах при продольном смывании пучка труб теплообменного аппарата определяются по формуле , Па, где P ТР - коэффициент сопротивления трения; - длина трубы, м; d Э - эквивалентный диаметр, равный внутреннему диаметру трубок, м; р - плотность воды, ; - средняя скорость воды на данном участке, . Коэффициент сопротивления трения для чистых трубок можно рассчитать по выражению ТР = ; P ТР = 5633.56 Па.

Гидравлические потери давления в местных сопротивлениях можно определить по формуле где - коэффициент местного сопротивления, его находят отдельно для каждого элемента подогревателя ( =1,5). P м = =1893,12 Па.

Потери давления, обусловленные ускорением потока вследствие изменения объема теплоносителя при постоянном сечении канала, определяются по выражению Па, где 1 и 2 - скорости теплоносителя во входном и выходном сечениях потока соответственно, ; 1 и 2 - плотности теплоносителя во входном и выходном сечениях потока соответственно, , P у = 0 (для капельных жидкостей P у ничтожно мало и не принимается в расчет). Перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости равен нулю, т.к. данный подогреватель не сообщается с окружающей средой: P Г = 0. 2.1 Определим полный напор, необходимый для движения воды через аппарат, P = P ГР + P м , кПа. P =5633. 56 +1893 .12 =7527.04 кПа. 2.2 Определим мощность, необходимую для перемещения воды через подогреватель, где G B - объемный расход воды, ; = 0,85 - коэффициент полезного действия насоса; P - полный напор, кПа. N = 37 кВт. 2.3 Определение размеров патрубков: Для воды (входной и выходной патрубки). 2.3.1 Вычисляем площадь сечения патрубка , м 2 , F пат = 2 , 2.3.2 Определяем диаметр патрубка , м. d пат = 8 м, 2.3.3 Патрубок для входа пара.

Принимаем скорость пара в патрубке п = 30 . Вычисляем площадь сечения патрубка 2 где D п - массовый расход пара, ; п - плотность пара при средней температуре пара, . F п пат = 6953 м 2 2.3.4 Определяем диаметр патрубка по формуле. d пат =0, 2975 м 2.3.5 Патрубок для выхода конденсата.

Принимаем скорость конденсата в патрубке к = 3 . Плотность конденсата находится при температуре насыщения пара t s . 2.3.6 Вычисляем площадь сечения патрубка по выражению. F ппат = 3 м 2 Определим диаметр патрубка по формуле. d пат = 62 м 2.3.7 Патрубок для откачки воздуха.

Принимаем расход воздуха G ' в = 0,05 D п =0,05 8,116=0,4, . Скорость воздуха в = 8 . 2.3.8 Вычисляем площадь сечения патрубка по выражению. F п пат = 2 2.3.9 Определяем диаметр патрубка по формуле. d пат = 1278 м Обобщение результатов расчета. В результате проведенных расчетов разработан подогреватель, имеющий следующие характеристики: 1.Расход воды - G в =199 2.Расход греющего пара - D п =8,1 3 ; 3.Температура: воды на входе - t ` в =21°С; воды на выходе - t `` в =90°С; пара на входе - t п =175°С; конденсата - t к =160°С; 4.Размеры подогревателя: внутренний диаметр корпуса - D в =617.4 мм; толщина стенок корпуса - ст =4 мм; высота трубок - h =4000 мм; 5.Число ходов - m =2 6.Число трубок - n =187 шт.; 7.Поверхность нагрева - F =74.22 м 2 ; 8.Необходимая мощность насоса - N =528.37 кВт. 3. МЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ Произведем расчет основных узлов и деталей аппарата на прочность.

Конструкция и элементы аппаратов должны рассчитываться на наибольшее допускаемое рабочее давление с учетом возможных температурных напряжений, особенностей технологии изготовления деталей, агрессивности действия рабочей среды и особенностей эксплуатации. 3.1 Определим толщину стенки кожуха , м , где р - расчетное давление, Па; доп -допускаемое напряжение, Па; св - коэффициент прочности сварного шва. к = 153 м. 3.2 Производим расчет толщины эллиптического днища. Исходя из условия технологичности изготовления принимаем предварительно д = К = 4 мм, тогда толщина стенки днища, имеющего отверстие, определяется по выражению , м.

Условия применимости этой формулы: ; ; где h вып - высота выпуклой части днища, м; D вн - внутренний диаметр корпуса, м; d - наибольший диаметр отверстия в днище, м; С - прибавка, учитывающая допуск на прокат, коррозию и т.д., м; z - коэффициент, учитывающий ослабление днища из-за отверстия. 3.3 Определяем коэффициент, учитывающий ослабление днища из-за отверстия, z =1 при d =0,6 0,614=0,273 м; h вып =0,614 0,2=0,091 м; д = 3.4 Произведем расчет трубной решетки.

Расчетное давление при расчете трубной решетки выбирается по большему из трех следующих значений: ,Па, где Р м , Р Т - давление в межтрубном и трубном пространстве соответственно, Па; Р мп , Р тп - пробное давление при гидравлическом испытании в межтрубном пространстве и в трубах, Па; - отношение жесткости трубок к жесткости кожуха; - расчетный температурный коэффициент; k - модуль упругости системы трубок, - коэффициент перфорации. 3.5 Определяем коэффициент, выражающий отношение жесткости трубок к жесткости кожуха, , где Ет, Ек - модули упругости материала трубок и кожуха соответственно (Е = =1,1 10 6 атм. = 1,078 10 11 Па - для латуни, Е = 2,1 10 6 атм. = 2,058 10 11 Па - для стали), МПа; F к , F Т - площади сечения материала трубок и кожуха, м 2 . Вычисляем площадь сечения материала трубок м 2 , где n - количество трубок, шт.; d вн , d н - наружный и внутренний диаметры трубок, м. 3.6 Определяем площадь сечения материала кожуха 3.7 Вычисляем расчетный температурный коэффициент где t k , t Т - температуры трубок и кожуха, °С; к , Т - коэффициенты линейного удлинения трубок и кожуха соответственно, °С, °С. 3.8 Определяем модуль упругости системы трубок где - длина трубок, м; а - внутренний радиус корпуса, м, 3.9 Вычисляем коэффициент перфорации а= 2275 м, = 67956 , F т = 645 м 2 , F к = 0.00297 , t к =175-85=90 0 С, t т =175-20=155 0 С, =(0,74 155-0,74 90)= 44.171 , = 5.52 , К= 9228.37 Р р =(0,6+0,4 0,74+0,6 0,0002)0,59 10 6 =2.386 МПа, Р р =(0,6+0,4 0,74+0,0002)0,21 10 6 =908331. 35 Па, 3.10 Определяем толщину трубной решетки , мм. р = 7.89 мм, 3.11 Определяем толщину трубной решетки из условия прочности на изгиб , м, где D 0 - диаметр окружности, на которую опирается трубная доска, м; Р р - расчетное давление, Па; - коэффициент, зависящий от формы и спо c оба крепления трубной доски; - коэффициент, учитывающий ослабление трубной решетки; С - поправка на минусовые допуски проката, коррозию и т.д., м. При расчетном давлении, действующем со стороны крышки, в качестве D о принимается внутренний диаметр корпуса, поэтому D о = D вн , м. В данном подогревателе используем круглые трубные доски, I не подкрепленные анкерными связями, следовательно, = 0,5. Вычисляем коэффициент, учитывающий ослабление трубной доски, , где D н - наружный диаметр кожуха, м; N 1 - наибольшее количество трубок в одном ряду, шт.; d 0 - диаметр отверстия под трубку в трубной доске, м, d 0 = d н +0,0008, м. 3.12 Определяем наибольшее количество трубок в одном ряду N 1 = 71 шт., d 0 =0,029+0,0008=0,0298 м, = =7,89 мм, р = где К - кольцевой зазор между крайними трубками и корпусом аппарата, м; S - шаг между трубками, м.

Производим определение толщины трубной решетки, исходя из условия надежности развальцовки: м, где q - допускаемое напряжение на вырывание трубок из решетки, МПа; Р тр - осевое усилие в наиболее нагруженной трубке, Н; d н - наружный диаметр трубок, м.Для трубок, завальцованных с отбортовкой, q = 40 МПа. р =0,0158 3.13 Определяем осевое усилие в наиболее нагруженной трубке , Н, где Т - толщина трубки, м; а - напряжение изгиба в трубной решетке, МПа. Р тр =128 10 6 3,14(0,029-0,001)0,001=11259. 47 Н, 3.14 Расчет фланцевых соединений и болтов. 3.14.1 Определяем полное усилие, действующее на все болты фланцевого соединения, Q = P + P упл , Н , где Р - сила внутреннего давления среды на площадь, Н; Р упл - сила, необходимая для обеспечения плотности соединения при давлении рабочей среды, Н. , Н, где D пр - средняя линия прокладки, м; Р с - сила внутреннего давления среды на площадь, Па. 3.14.2 Определяем среднюю линию прокладки D пр =0,5( D н - D в ) , м, где D н и D в - наружный и внутренний диаметры прокладки соответственно, м. D пр =0,5(0,60157-0,6)=0,618 м, Р=0,785 0,0008 2 0,6 10 6 =170983. 5 Н, 3.14.3 Определяем силу, необходимую для обеспечения плотности соединения, , Н, где q - расчетное удельное давление на единицу площади прокладки, Па; F пр - площадь прокладки, м 2 . 3.14.4 Вычисляем площадь прокладки , м 2 . F пр =0,785(0,60157 2 -0,6 2 )=0,599943 м 2 , Р упл =15,9 10 6 0,0015=9539 10 3 Н, Q= 376,8+23545,9= 9710 к Н. Расчетная нагрузка не должна вызывать повреждение прокладки или превосходить ее прочность, поэтому следует соблюдать условие . Q =23922,7 15,9 10 6 0,0015. 3.14.5 Определяем диаметр болта , м, где Q - полное усилие на все болты, Н; D пр - средняя линия прокладки, м; - поправочный коэффициент ( = 0,8 0,9); т – предел текучести материалов болтов при рабочей температуре (для стали марки 20 т = 245 МПа), Па. d Б = 3.14.5 Вычисляем количество болтов во фланцевом соединении , шт., где L - общая длина окружности, на которой расположены центры болтов, мм; t б - шаг между болтами, мм. Из конструктивных соображений шаг между болтами принимают в пределах 2,5 5 диаметров болтов: t б = (2,5 5) d б , мм. 3.14.6 Определяем длину окружности, на которой расположены центры болтов, L = ( D вн + к + d б +К) , мм, где К -толщина стенки кожуха, мм; К - монтажный зазор (К=25 ЗО мм), мм; d б - диаметр болтов, мм; D вн - внутренний диаметр корпуса, мм. L =3,14(0,6+0,00157+4464,9+0,01)=80.77 мм, t Б =2,5 4464,9=0.4526 мм, Z = =174.6 шт., 3.14.7 Определяем расчетное усилие на болт , Н. Р Б = 3.14.8 Определяем толщину приварного фланца , м. где r 0 - радиус окружности расположения болтов, м; r - внутренний радиус корпуса, м; доп = 230 - допускаемое напряжение на изгиб, МПа; а = 0,6 - для фланцев, подверженных изгибу. 3.14.9 Определяем радиус окружности расположения болтов r 0 =( D вн + к + d б +К)0,5,м. r 0 =(0,6+0,00157+4464,9+0,01)0,5=2232,76 м, h = =36.73 м.

оценка судов в Смоленске
оценка изобретений в Курске
независимая оценка автомобиля для наследства в Твери