Конструкторское решение и расчет механизма горизонтального кожухотрубчатого теплообменника для конденсации перегретого пара

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Задание на проектирование

Введение

1. Тепловой расчет кожухотрубчатого аппарата

2. Гидравлический расчет кожухотрубчатого аппарата

3. Определение толщины тепловой изоляции

4. Механический расчет кожухотрубчатого аппарата

5. Техника безопасности

Список использованной литературы



ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

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

Исходные данные:

- вид пара водяной;

- охлаждающая жидкость морская вода;

- производительность D = 1,2 кг/с;

- температура перегретого пара t_пп = 90єС;

- давление перегретого пара Р = 0,04 МПа;

- начальная температура охлаждающей жидкости t_н = 10єС.



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 = 75єС.

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 (45ч50)єС. Принимаем:

t_к = 50єС.

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·єС);

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) = 30єС.

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

Дt_cр = ,

Дt_cр = = 47,3єС.

Задаемся числом Рейнольдса для потока воды

Re = 2300.

Принимаем для охладителя трубки с размером

20 Ч 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;

м_в - динамическая вязкость воды при средней температуре,

м_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/(KДt_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 трубамF_тр = 0,144 м²;

- площадь самого узкого сечения потока в межтрубном

пространствеF_мт = 0,069 м².

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

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 б₁ и б₂, 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 б₂ задаемся в первом приближении

Д't₂ = 28 град.

Находим термодинамические критерии:

- Рейнольдса

Re = ,

Re = = 2298;

- Прандтля

Pr = с_вм_в/л_в,

где л_в - теплопроводность воды при средней температуре,

л_в = 0,618 Вт/(м•К);

Pr = 4,2•10³ • 802•10-⁶/0,618 = 5;



- Грасгофа

Gr = gd_в³с_в²вД't₂/м_в²,

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

с_в - плотность воды при средней температуре, с_в = 996 кг/м³;

в - коэффициент объемного расширения воды, в = 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:

б'₂ = л_вNu/d_в,

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

Коэффициент теплопроводности материала труб (нержавеющей стали)

л_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

У(д/л) = д/л_ст + r_зв + r_зп,

У(д/л) = 0,002/17,5 + (18 + 18)•10-⁵ = 47•10-⁵ м²•К/Вт.

Перепад температур на стенке из условия установившегося процесса

Д't_ст = б'₂Д't₂У(д/л),

Д't_ст = 811 • 28 • 47•10-⁵ = 10,7єC.

Разность температур конденсирующегося пара и стенки со стороны пара

Д't₁ = Дt_cp - Д't₂ - Д't_ст,

Д't₁ = 47,3 - 28,0 - 10,7 = 8,6єС.

Коэффициент теплоотдачи пара, конденсирующегося на пучке горизонтально расположенных труб

б'₁ = аел_к,



где а - коэффициент, для горизонтальных труб

а = 0,645;

е - коэффициент, при числе труб n > 100

е = 0,6;

л_к - теплопроводность конденсата при температуре t_кп,

л_к = 0,671 Вт/(м•К);

с_к - плотность конденсата при температуре t_кп,

с_к = 975 кг/м³;

r - удельная теплота конденсации при температуре t_кп,

r = 2320 кДж/кг;

м_к - вязкость конденсата при температуре t_кп,

м_к = 381•10-⁶ Па•с;

б'₁ = 0,645 • 0,6 • 0,671• = 13068 Вт/(м²•К).

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок

q = бД't,

q'₁ = 13068 • 8,6 = 112385 Вт/м²,

q'₂ = 811 • 28 = 22708 Вт/м².

Равенство удельных тепловых нагрузок не соблюдается:

q'₁ q'₂.

Для второго приближения принимаем

Д''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;

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

Д''t_ст = 850 • 33 • 47•10-⁵ = 13,2єС;

Д''t₁ = 47,3 - 33 - 13,2 = 1,1єС;

б''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 q''₂.

Для расчета в третьем приближении строим графическую зависимость (рисунок 2) удельной тепловой нагрузки q от разности температур Дt₂ между стенкой и охлаждающей водой.

Рисунок 2 Графическая зависимость q = f(Дt₂)

Пересечение двух прямых дает примерное значение той разности температур Дt₂, при которой возможно равенство q₁ = q₂. Так как действительные зависимости q = f(Дt) не являются прямолинейными, для «истинной» разности температур Дt_2и, взятой с графика, проводим третий расчет, аналогичный первым двум.

Для третьего приближения принимаем

Дt₂ = 32,2єС;

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;

б₂ = 0,618 • 22/0,016 = 850 Вт/(м²•К);

Дt_ст = 850 • 32,2 • 47•10-⁵ = 12,9єС;

Дt₁ = 47,3 - 32,2 - 12,9 = 2,2єС;

б₁ = 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 q₂.

Определим величину расхождения между тепловыми нагрузками

Д_q = 100•(q₁ -?q₂)/q₁,

Д_q = 100•(27016 -?27370)/27016 = -1,3% < ±5%.

Расчет коэффициентов б₁ и б₂ заканчиваем.

Коэффициент теплопередачи

К = 1/(1/б₁ + У(д/л) + 1/б₂),

К = 1/(1/12376 + 47•10-⁵ + 1/850) = 579 Вт/(м²•К).



Требуемая поверхность охлаждения

F = Q/(KДt_ср),

F = 2784•10³/(579 • 47,3) = 102 м².

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

- размер труб 20 Ч 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 трубамF_тр = 0,020 м²;

- площадь самого узкого сечения в межтрубном

пространстве F_мт = 0,065 м²;

При этом запас поверхности теплообмена

ДF = 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 ДР на преодоление сопротивления трения и местных сопротивлений в трубопроводах определяются по формуле:

?Р = 0,5(лL/d_э + Уо)сщ²,

где л - коэффициент потерь на трение;

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

Уо - сумма коэффициентов местных сопротивлений.

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

л = 64/Re,

л = 64/2298 = 0,028.

Скорость охлаждающей воды в трубках

щ_тр = ,

щ_тр = = 0,81 м/с.

Скорость воды в штуцерах

щ_вш = ,

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

d_вш = 0,25 м;

щ_вш = = 0,34 м/с.

В трубном пространстве имеют место следующие местные сопротивления:

- входная и выходная камеры (о₁ = 1,5);

- поворот между ходами (о₂ = 2,5);

- вход в трубы и выход из них (о₃ = 1,0).

Гидравлическое сопротивление трубного пространства

ДР_тр = л(Lz/d)(щ_тр²с_в/2) + 2о₁(щ_вш²с_в/2) + [о₂(z - 1) + 2о₃z](щ_тр²с_в/2),

ДР_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

щ_пш = ,

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

d_пш = 0,25 м;

с_п - плотность насыщенного пара при заданном давлении Р,

с_п = 0,25 кг/м³;

щ_пш = = 97,83 м/с.

Скорость конденсата в штуцере на выходе из межтрубного пространства

щ_кш = ,

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

d_мш = 0,25 м;

с_к - плотность конденсата при температуре t_кп,

с_к = 975 кг/м³;

щ_кш = = 0,03 м/с.

Скорость конденсата в наиболее узком сечении межтрубного пространства

щ_мтр = D/(F_мтс_к),

щ_мтр = 1,2/(0,065 • 975) = 0,02 м/с.

Число Рейнольдса при течении пара в межтрубном пространстве

Re_мтр = Dd_н/(F_мтм_к),

где м_к - вязкость конденсата при температуре t_кп,

м_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 (о₁ = 1,5);

- повороты через сегментные перегородки (о₂ = 1,5);

- сопротивления трубного пучка при его поперечном омывании о₃:

о₃ = 3m/Re_мтр^0,2,

о₃ = 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

ДР_мтр = о₁(щ_пш²с_п/2) + о₁(щ_кш²с_к/2) + о₂Х(щ_мтр²с_к/2) + о₃(Х - 1)(щ_мтр²с_к/2),

ДР_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 = ДР_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 40ч50єС.

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

л_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 = 90єС.

Температура окружающей среды (воздуха)

t_в = 20єС.

Температуру изоляции со стороны окружающей среды (воздуха) принимаем

t_ст2 = 30єС.

Коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного материала в окружающую среду

б_в = 9,3 + 0,058t_ст2,

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

Удельные тепловые потери в окружающую среду

q_п = б_в(t_ст2 - t_в),

q_п = 11,0•(30 - 20) = 110,0 Вт/м².

Толщина тепловой изоляции

д_и = ,

д_и = = 0,055 м = 55 мм.

Принимаем толщину изоляции теплообменника

д_и = 56 мм.

Тепловые потери в окружающую среду

Q_п = р(D + 2д_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

д_с = РD/(2[у]ц) + с,

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

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

[у] - допускаемое напряжение, для стали Х18Н10Т [у] = 140 МПа;

ц - коэффициент прочности сварного шва, ц = 0,8;

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

д_с = 0,04 • 0,8/(2 • 140 • 0,8) + 0,001 = 0,0011 м.

Принимаем толщину стенки корпуса равной:

д_с = 2 мм.

Толщина эллиптической крышки

д_к = DR/(2[у]ц - 0,5Р) + с,

где R - радиус кривизны в вершине днища,

R = 0,25D_в²/h,;

D_в - внутренний диаметр корпуса,

D_в = D - 2д_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;

д_к = 0,8 • 0,996/(2 • 140 • 0,8 - 0,5 • 0,04) + 0,001 = 0,0046 м.

Принимаем толщину эллиптической крышки равной:

д_к = 5 мм.

Общая сила нормального давления на прокладку

N = р(D² - D_в²)у_у/4,

где у_у - удельное давление на прокладку, для резины у_у = 3,5 МПа;

горизонтальный кожухотрубный теплообменник конденсация 

N = 0,785•(0,8² - 0,796²)•3,5 = 0,018 МН.

Усилие, отрывающее крышку от фланца,

Q = PF_кр,

где F_кр - площадь проекции внутренней поверхности крышки на поперечное сечение аппарата, ограниченной внутренней поверхностью прокладки,

F_кр = 0,785D_в²,

F_кр = 0,785 • 0,796² = 0,497 м²;

Q = 0,040 • 0,497 = 0,020 МН.

Для обеспечения удельного давления у_у, необходимого для деформирования прокладки и преодоления силы внутреннего давления, стремящегося оторвать крышку от корпуса аппарата, каждый болт должен испытывать усилие:

Р_о = (N + Q)/z,

где z - число болтов на фланце, принимаем z = 20;

Р_о = (0,018 + 0,020)/20 = 0,002 МН.

Уравнение прочности болта

у = Р_о/f_б < у_т,

где у - напряжение, возникающее в сечении болта, МПа;

f_в - площадь поперечного сечения болта, м²;

у_т - предел текучести материала болта, для стали Ст.3 у_т = 240 МПа.

Из уравнения прочности найдем внутренний диаметр резьбы болта

d_б > .

Учитывая прибавку на коррозию, равную 0,005 м, получим:

d_б > + 0,005 = 0,008 м.

По найденному внутреннему диаметру резьбы подбираем ближайший стандартный болт, округляя до ближайшего стандартного размера:

Болт М8 Ч 0,5,

внутренний диаметр которого

d_б = 7,45 мм.

Толщина круглого литого фланца

д_ф = ,

где а - расстояние от центра болтового отверстия до стенки корпуса (принимаем конструктивно), а = 0,030 м;

D_ф - диаметр окружности сопряжения корпуса с фланцем, D_ф = 0,825 м;

с - конструктивная прибавка, с = (0,003ч0,006) = 0,005 м;

[у]_и - допустимое напряжение на изгиб, для стали Х18Н10Т

[у]_и = 148 МПа;

д_ф = = 0,0708 м.

Принимаем толщину фланца равной:

д_ф = 72 мм.

5. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

На предприятиях к теплообменным аппаратам предъявляются требования безопасности и удобства обслуживания. Аппарат должен быть рассчитан и сооружен с надлежащим запасом прочности, снабжен оградительными устройствами для движущихся частей, предохранительными клапанами, автоматическими выключателями и другими приспособлениями для предотвращения взрывов и аварий.

При получении теплообменного аппарата с предприятия-изготовителя, перед вводом его в эксплуатацию необходимо произвести осмотр, проверку комплектности.

В процессе работы необходимо следить за надежной фиксацией оборудования. Ослабление фиксации механизмов может привести к поломке механизмов и оборудования.

При монтаже установки в цехе её опоры необходимо крепить болтами к фундаменту. Вывинчивание опор с целью регулировки высоты машины более 20 мм не допускается.

Для удобства обслуживания управление аппаратом должно производиться из одного пункта, где установлен пульт управления. Это особенно легко осуществить, если организованы дистанционный контроль и дистанционное управление аппаратом. Высшей формой является полная автоматизация контроля и управления. Управление аппаратом не должно требовать значительных физических усилий от обслуживающего персонала.

При построении аппарата необходимо обратить внимание на то, чтобы трудовой процесс обслуживающего персонала был приспособлен к его психическим и физическим возможностям. Это должно обеспечивать максимальную эффективность труда и устранить возможную угрозу для здоровья.



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Бохан В.Н., Калинин Г.Ф., Ершов А.М., Мартышевский В.И., Глазунов Е.А. Проектирование процессов и аппаратов рыбообрабатывающих производств. Учебное пособие. - Мурманск. 1992. - 221 с.: ил. - (МГАРФ).

2. Бохан В.Н., Калинин Ю.Ф. Теплофизические характеристики пищевых продуктов. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для курсантов и студентов заочной формы обучения по спец. 2709. - Мурманск. 1989. - 74 с. - (МВИМУ).

3. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии. Учебное пособие для вузов. / под ред. П.Г.Романкова. 10-е изд., перераб. и доп. - Л.: Химия. 1987. - 576 с.

4. Чупахин В.М., Дорменко В.В. Технологическое оборудование рыбообрабатывающих предприятий. - М.: Пищевая промышленность. 1964. - 568 с.

5. Стабников В.Н., Попов В.Д., Лысянский В.М. Процессы и аппараты пищевых производств. - М.: Пищевая промышленность. 1976 - 664 с.

6. Лунин О.Г., Вельтищев В.Н. Теплообменные аппараты пищевых производств. Учебное пособие для вузов. - М.: Агропромиздат. 1987. - 239 с.

Размещено на Allbest.ru