Proiectarea mecanică a unui schimbător de căldură cu fascicul tubular în manta, [310832]

Universitatea “Petrol – Gaze” Ploiești.

Facultatea : Inginerie Mecanică și Electrică.

Specializarea : Utilaj Tehnologic Petrolier de Rafinărie.

Catedra:U.P.P.

Disciplina :C.C.U.P./Raf.

PROIECT C.C.U.P

Proiectarea mecanică a [anonimizat] U

Titular de disciplină : Titular proiect :

Prof. Univ. dr. ing. I. VOICU Șef lucr. Ing. I. TOADER

STUDENT: [anonimizat] : 1115

– PLOIEȘTI 2004 –

CAPITOLUL I

1. [anonimizat] a principalelor tipuri de separatoare (degazoare, aparate pentru decantare și sedimentare)

Utilajul petrochimic ce urmează a fi proiectat este un schimbător de căldură cu fascicul tubular în manta cu țevi în U.

[anonimizat], care servește la transformarea energiei calorice de anumiți parametrii tot în energie calorică dar de alți parametrii. Cu alte cuvinte aparatul de schimb de căldură realizează transferul de căldură dintre diferite medii și în diferite procese.

Pornind de la rolul pe care-l au, aparatele de schimb de căldură au fost denumite schimbătoare de căldură.

În procesul de schimb de căldură iau parte doi agenți: un agent cald care cedează căldura (agentului care se răcește) și un agent rece care primește căldura (agentul care se încălzește).

Industria petrochimică utilizează o [anonimizat] a celor doi agenți între care are loc schimbul de căldură. [anonimizat]:

Aparate de schimb de căldură de suprafață la care propagarea căldurii de la agentul cald la agentul termic rece se realizează prin pereți despărțitori.

[anonimizat].

Clasificarea schimbătoarelor de căldură de suprafață se realizează după diferite criterii:

a) După destinația aparatului de schimb de căldură:

– aparate de schimb de căldură la care transmiterea căldurii se realizează fără modificarea stării de agregare a agenților termici (răcitoare, preîncălzitoare);

– aparate de schimb de căldură la care transmiterea căldurii se realizează prin modificarea stării de agregare a unuia dintre agenții termici (condensatoare, vaporizatoare);

b) După starea de agregare a agenților termici:

– [anonimizat];

– [anonimizat];

– [anonimizat];

– [anonimizat];

– [anonimizat];

c) După poziția de montaj:

– schimbătoare de căldură orizontale;

– schimbătoare de căldură verticale;

– schimbătoare de căldură montate în baterie;

d) După numărul de treceri:

– schimbătoare de căldură cu o singura trecere;

– schimbătoare de căldură cu două treceri.

Fig. 1.1. [anonimizat], cu compensator lenticular pe manta.

Partile componente ale schimbatorului de caldura semirigid:

1-Flansa plata 6-Camera de intoarcere 11-Stut iesire agent

a camerei de distributie

2-Camera de distributie 7- Manom. presiune manta 12-Suporti de rezemare

3-Manta exterioara schimbator 8- Stut intrare agent 2 13-Fundatie

4-Compensatoare de dilatatie 9-Perete separator 14-Sicane

5- Manometru presiune manta 10-Stut intrare agent 15-Sist. tehn. de conducte

Schimbătoare de căldură cu mai multe treceri:

e) După configurația suprafețelor de schimb de căldură se deosebesc:

– schimbătoare de căldură cu serpentină;

– schimbătoare de căldură tip tub în tub;

– schimbătoare de căldură cu fascicul tubular;

– schimbătoare de căldură spiroidale;

– schimbătoare de căldură tip fagure;

f) După modul de preluare a dilatațiilor termice:

– schimbătoare de căldură rigide – la care dilatațiile termice provenite din diferența dintre temperatura celor doi agenți termici nu pot fi preluate;

– schimbătoare de căldură semirigide – la care compensarea dilatațiilor termice se face parțial prin intermediul unui compensator lenticular montat pe manta;

– schimbătoare de căldură elastice – la care dilatațiile termice ale fascicolului tubular și ale mantalei se dezvoltă independent unele față de celelalte. Din această categorie fac parte:

– schimbătoarele de căldură cu cap mobil ;

– schimbătoarele de căldură cu țevi în U;

– schimbătoarele de căldură cu cap alunecător.

Fig. 1.2. Schimbător de căldură, cu cu cap mobil.

Fig. 1.3. Schimbător de căldură de tip elastic cu țevi în "U"

Schimbator de caldura cu tevi in “U”.

Partile componente ale schimbatorului de caldura cu tevi in “U”:

1-Flansa plata a camerei de distributie 6-Stut intrare agent 1 11-Stut iesire agent 1

2-Camera de distributie 7-Sicana 12-Suporti de rezenare

3-Manometru presiune tevi 8-Tevi fascicul tubular 13-Fundatie

4-Manometru presiune manta 9-Perete separator 14-Sicane

5-Manta schimbator de caldura 10-Stut intrare agent 2 15-Sist tehn conducte

g) După sensul de circulație a agenților termici:

– schimbătoare de căldură cu echicurent;

– schimbătoare de căldură cu contracurent;

– schimbătoare de căldură cu curent mixt;

– schimbătoare de căldură cu curent încrucișat.

În cadrul fluxului tehnologic în care este inclus, schimbătorul de căldură trebuie să îndeplinească o serie de condiții de natură funcționala, tehnică, economică și constructivă. Drept urmare alegerea tipului de schimbător de căldură se va face în funcție de scopul urmărit astfel încât principiul funcțional să fie în așa fel asigurat încât regimul temperaturilor agenților termici să fie menținut în timpul procesului de exploatare la parametrii necesari.

Este important ca materialul din care se execută placa tubulară sa fie cât mat apropiat, sub aspectul compoziției și structurii, de materialul țevilor în vederea prevenirii coroziunii locale.

Alegerea tipului de schimbător de căldură trebuie făcută astfel, încât să asigure un cost de investiție minim, și cheltuieli anuale de asemenea, reduse, asigurând în același timp siguranța în exploatare.

CAPITOLUL III

3. Verificarea mărimii suprafeței efective de schimb de căldură, verificarea mărimii diametrului interior și întocmirea distribuției țevilor pe suprafața plăcii tubulare. Stabilirea dimensiunilor constructive și de gabarit.

Țevile și orificiile în plăcile tubulare și în șicane se amplasează în pătrat (P), sau în triunghi (T) cu pasul, conform următorului tabel și cu respectarea razei minime de curbură, conform STAS 8566-77:

tab. 15

Se face dupa urmatoarea schema:

Afasc.țeavi= aria fasciculului de țevi;

nțeavă= numărul total de țevi;

de= diametrul exterior al țevii;

lțeavă= lungimea efectivă a țevii.

Aefectivă=Y.Ațeavă

Aefectivă= Afasci.țevi<=> Y.Ațeavă=

Y=(1,03…1,05)

=262.4<344

Toate țevile fascicolului tubular sunt distribuite în placa tubulară între diametrul D0 (diametrul circumscris poligonului ce unește centrele găurilor periferice din placa tubulară). Între acest diametru D0, numărul de țevi și pasul de dispunere al acestora existând următoarea dependență:

ψ=(0,6…0,8)- pentru distribuția în triunghi echilateral cu 2 sau mai multe treceri

în țevi;

Pe baza diametrului D0, se poate calcula diametrul interior efectiv al plăcii tubulare, respectiv diametrul interior al aparatului DI:

Dp.t=D0+de+2a=726+25+2.8=767 mm

Dp.t= diametrul plăcii tubulare;

a=(0,006…0,1); [m]

Dicalc=Dp.t+=767+4=771 mm

Dicalc= diametrul interior al mantalei;

=(0…0,003…0,005); [m]

Ditemă Dicalc500<771

CAPITOLUL IV

4. Calculul de rezistență al principalelor elemente supuse acțiunii presiunii.

4.1. Dimensionarea mantalei:

Mantaua cilindrică este supusă acțiunii unei presiuni interioare uniforme.

E.1. Cunoscând rezistențele admisibile atât ale materialului de bază cât și a îmbinărilor sudate, pe baza unei teorii de rezistență se va determina expresia grosimii de rezistență a mantalei recipientului.

Structura cilindrică se caracterizează prin următoarele mărimi geometrice cunoscute:

R1→∞

R2=Rm

pz=p

Din ecuația Laplace: , rezultă efortul inelar: Nt=pc.Rm

Tensiunea tangențială se calculează cu relația:

Din ecuația de echilibru a zonei de înveliș, rezultă efortul meridional:

Tensiunea meridională se calculează cu relația:

În vederea obținerii relației de dimensionare se va apela la teoria de ordinul III de rezistență:

σech. max.=max(|σ1|; |σ2|; |σ1-σ2|)≤φ. σat

Dacă se ține seama că: Dm=Di+δ, condiția de rezistență devine:

pc=presiunea de calcul;

pc=0.4 MPa=4 bar=4 N/mm2

Di=diametrul interior;

Di=600 mm

φ=coeficientul de calitate al îmbinării sudate;

φ=0,90

σa380=rezistența admisibilă la temperatura de calcul;

σa380=109,33 N/mm2

E.2. Grosimea de proiectare a mantalei cilindrice se determină cu relația:

δ p= δr+c1+c2=1.01+3+0,6=4.61 => δpstas=5 mm

c1=adaosul de coroziune;

c1=3 mm

c2=abaterea negativă de la grosimea tablei;

Conform STAS 437/87=>c2=f(δr+c1)=0,6

4.2.Dimensionarea plăcilor tubulare

Grosimea de rezistență a plăcii tubulare se calculează cu relația:

p=max(pM; pȚ)=max(0.4;0.6)=0.6 Mpa.

σapt=min(σaptM ; σaptȚ)=62,66N/mm2.

Tmax=max(tM; tȚ)=max(380;440)=440 0C.

F=1,25 pentru schimbător de căldură

sp≥sprez+c= sprez+c1+max(c1;)

sp≥ 38.72+3+max(3;5)

sp≥46,72 mm. Se adoptă sp=47 mm.

c1- adaos de coroziune; c1=3 mm;

c2- adâncimea canalului din placa pubulară pentru dispunerea șicanei din camera de distribuție; c2=5 mm.

4.3. Dimensionarea fundului

E.1. Grosimea de rezistență a fundurilor elipsoidale se determină cu relația:

pc=presiunea de calcul;

pc=0.4 MPa

Di=diametrul interior;

Di=500 mm

φ=coeficientul de calitate al îmbinării sudate;

φ=0.95

σa380=rezistența admisibilă la temperatura de calcul;

σa380=109,33 N/mm2

Deoarece Di=500 mm, se alege varianta executării fundurilor elipsoidale prin procesul de ambutisare.

v=coeficientul de formă;

Hf=înălțimea calotei elipsoidale;

Hf=0,25.Di=0,25.500=125 mm

E.2. Grosimea de proiectare a fundurilor elipsoidale se determină cu relația:

sfp=sfr+c1+c2+c3=0.964+3+0,6+0.5=5.064 mm=> sfpstas=6 mm

c1=adaosul de coroziune;

c1=3 mm

c2=abaterea negativă de la grosimea tablei;

Conform STAS 437/87=>c2=f(sfr+c1)=y=0,6 mm

c3=coeficient ce ține seama de subțierea tablei în procesul de ambutisare;

Se recomandă: c3=0.5 mm.

4.4. Dimensionarea virolei camerei de distribuție

E.1. Grosimea de rezistență a camerei de distribuție se determină cu relația:

pc=presiunea de calcul;

pc=0.6 MPa

Di=diametrul interior;

Di=500 mm

φ=coeficientul de calitate al îmbinării sudate;

φ=0,80

σa440=rezistența admisibilă la temperatura de calcul;

σa440=62.66 N/mm2

E.2. Grosimea de proiectare a mantalei cilindrice se determină cu relația:

δ p= δr+c1+c2=2.67+3+0,6=6.27=> δpstas=8 mm

c1=adaosul de coroziune;

c1=3 mm

c2=abaterea negativă de la grosimea tablei;

Conform STAS 437/87=>c2=f(δr+c1)=0,6

4.5. Dimensionarea asamblării prin flanșe dintre virola camerei de distribuție și capacul plat

Reprezintă o verificare a condițiilor de rezistență atât pentru flanșe cât și pentru garnitura de etanșare.

Acest calcul presupune adaptarea dimensiunilor îmbinării și ulterior verificarea condițiilor de rezistență.

Flanșa mare se alege în funcție de:

presiunea nominală:

diametrul nominal:

Dn=Di=500 mm

Se alege conform STAS 9801/6-77: flanșă cu gât pentru sudare cu suprafața de etanșare plană cu umăr sau cu prag și adâncitură, caracterizată de următoarele mărimi:

Dn=500 mm

pn=2.5 bar

di=508 mm

d1=645 mm

d2=600 mm

n×d3=20×22

d4=570 mm

s=7 mm

b=24 mm

h1=68 mm

h2=15 mm

r=12 mm

e=4 mm

Simbol filet: M 20

Masa în Kg/buc: 3,15

Garnitura are următoarele dimensiuni:

Dn=500 mm

d1=578 mm

d2=530 mm

g=2 mm

Se fac următoarele notații:

D=di=508 mm

D1=d1=645 mm

D2=d2=600 mm

D4=d4=570 mm

s=sp0=7 mm

h=20 mm

L=h1-h2-b=29 mm

D=diametrul interior al flanșei;

D1=diametrul exterior al flanșei;

D2=diametrul cercurilor de așezare al șuruburilor;

D4=diametrul cercurilor de început al gâtului flanșei;

sp0=grosimea de proiectare a gâtului flanșei la capătul dinspre elementul de recipient;

sp1=grosimea de proiectare a gâtului flanșei la capătul dinspre taler;

h=grosimea talerului flanșei;

L=lungimea gâtului flanșei;

Garnitura de etanșare se alege conform STAS:

garnitura este din material metalo-plastic:

Deg=578 mm

Dig=530 mm

sg=2 mm

Determinarea unghiului la gâtul flanșei:

Determinarea dimensiunilor caracteristice ale garniturii de etanșare:

b=latura eficace de calcul;

B=lățimea efectivă a garniturii;

D3=diametrul cercului de-a lungul căruia este repartizată forța de etanșare, rezultantă a garniturii

a) În funcție de suprafața de etanșare cu prag și adâncitură se stabilește conform I.S.C.I.R. lățimea de referință b0 a garniturii:

În funcție de b0 se stabilește lățimea eficace de calcul și D3:

b0>6,35 mm

D3=Deg-2b=578-2.8.72=560.56 mm

Se stabilesc caracteristicile garniturii:

m=coeficient specific;

m=3,75

q=tensiunea minimă de proiectare la strângere;

q=37,9 N/mm2

În condițiile de strângere:

t=20 0C

p=0 bar

pe=q

În condițiile de regim:

t=440 0C

p=0.6 bar

pe=2mq

Calculul forțelor care acționează asupra îmbinării:

a) În condițiile de strângere:

Fd=Ft=0

Fg=Fq=q

ps=ps1 0

b) În condițiile de regim:

Fq=forța rezultantă de strângere (forța teoretică de strângere):

Fq=π.D3.b.pe= π. D3.b.q=π.560.56.8.72.37,9=582006,281N

FG=forța rezultantă de etanșare în condiții de regim:

FG=π.D2.b.pe= π. D3.b.(2.m.pc)=π.560.56.8.72.(2.3,75.0.6)= 69103,648 N

FD=forța hidrostatică de capăt, ce acționează asupra îmbinării:

FT=forța hidrostatică diferențială:

ps1 0=forța totală de strângere din prezoane în condiții de montaj și care într-o primă aproximare se consideră egală cu Fq=582006.281 N

ps=forța totală de strângere din prezoane în condiții de regim;

ps=FG+FD+FT=69103.648+117809.724+30266.502=148145.329 N

Verificarea condiției de rezistență pentru prezoanele îmbinării prin flanșă respectiv a ariei de rezistență a prezoanelor:

Aq=aria necesară în condiția de strângere (aria totală a șuruburilor)

Aria necesară pentru secțiunea totală a prezoanelor:

Anec=max(Aq;Ar)=Ar=2614.63 mm2

Anec≤n.Ad=Aef

d1=0,925.dn=0,925.20=18.5 mm

Anec≤n.

Se verifică condițiile de strângere:

mm

Evaluarea solicitărilor la încovoiere exercitate asupra flanșei:

brațele cuplurilor caracteristice:

Momentul de încovoiere:

În condițiile de strângere:

Ms,o=ps,o.aG=770501.31.19.72=15194286.01 N.mm

În condițiile de regim:

Ms=FG.aG+ FD.aD+ FT.aT=69103.648.19.72+117809.724.65,5+

+30266.64.34.86

Ms=10134333.62N.mm

Momentul de încovoiere de calcul al îmbinării prin flanșe:

Factorii de formă ai flanșelor:

Tabelar se calculează f(K) coeficienții (factori de formă ai flanșei):

U=15,34

T=1,86

y=13,95

z=7,20

Valorile coeficienților KF (KFC); KV (KVC); Kf în funcție de raporturile:

KF=0,86

KV=0,23

Kf=2,2

KM=max[1; 1.21]=1.21

Valorile eforturilor unitare:

din flanșă: 15194286.01

fA=efortul unitar normal pe direcție axială;

fR=efortul unitar normal pe direcție radială;

fT=efortul unitar normal pe direcție tangențială;

Se verifică condiția de rezistență:

fA≤1,5.σa,ft; 44.81≤1,5.93.33<=>44.81<140

fR, fT≤ σa,ft; 196,01≤140

4.6. Dimensionarea capacului plat al camerei de distribuție

Determinarea grosimii capacului plat, presupune stabilirea grosimii conform ASME CODE prin relația 1; determinarea grosimii conform TEMA cu formula 2; determinarea grosimii conform C4-90.

Calculul forțelor

-lățimea eficace de calcul

(PA):

Forțele din îmbinare în condiții de regim:

Condiții de rezistență:

Condiții de rigiditate:

scr2=

scr2=

scr=max (scr1; scr2)= scr2=26.87 mm.

sc= scr+max(c1;δ)=26.87+6=32.87 mm.

c1- adaos de coroziune;

δ – adâncimea superioară de etanșare din capac; δ =5…6 mm. Se adoptă δ =6 mm.

4.7. Calculul consolidării orificiilor cu metoda compensării, conform codurilor I.S.C.I.R. și A.S.M.E.

Orificiile ce trebuiesc compensate se află pe elementul cilindric de recipient și trebuie satisfăcută relația:

D.sp≤4000 cm2

D=diametrul interior al elementului cilindric pe care se găsește orificiul;

D=500 mm

sp=grosimea de proiectare a elementului de recipient pe care se află orificiul ce trebuie compensat;

sp=5 mm

50.0,5≤4000<=>25≤4000 cm2

Se verifică din ce categorie fac parte orificiile ce trebuiesc compensate:

Un orificiu se consideră izolat dacă distanța față de orificiul cel mai apropiat, satisface condiția:

Dc=diametrul interior de calcul al elementelor de recipient pe care se află amplasat orificiul ce trebuie compensat;

Pentru R1; R2; R3=elementul de recipient este cilindric, deci:

Dc=D=500 mm

Cazul orificiului R1; R2

a0=distanța dintre suprafețele exterioare a două orificii învecinate;

Diametrul maxim al unui orificiu izolat, care nu necesită compensare, este dat de relația:

don=diametrul maxim al orificiului ce nu necesită compensare;

so=grosimea de rezistență a elementului de recipient în care se află orificiul ce trebuie compensat;

Cazul orificiului R3:R4

a0=distanța dintre suprafețele exterioare a două orificii învecinate;

Diametrul maxim al unui orificiu izolat, care nu necesită compensare, este dat de relația:

don=diametrul maxim al orificiului ce nu necesită compensare;

so=grosimea de rezistență a elementului de recipient în care se află orificiul ce trebuie compensat;

tab.16

Racordurile: R1; R2; R3 R4 au următoarele diametre exterioare:

tab.17

Pentru compensarea orificiilor prin îngroșarea peretelui elementului sau al racordului prin adăugarea unui inel de compensare sau prin combinarea acestora, trebuie îndeplinită condiția:

hec=lungimea părții exterioare ale racordurilor care contribuie la compensare;

hec=1,5.Dn

tab. 18

d=De-2spr

spr=grosimea de proiectare a racordului;

Manta :

hic=lungimea părții interioare a racordului ce participă la compensare;

hic=hi=0

sp=4.61 mm

spr=5 mm

s0=1.01 mm

Camera de distribuție:

hic=hi=0

sp=6.41 mm

spr=8 mm

s0=2.67 mm

s0r=grosimea de rezistență a peretelui ștuțului;

tab. 20

sci=grosimea echivalentă de calcul a inelului de compensare;

Aceasta se poate determina prin iterații succesive din relația:

spi=grosimea de proiectare a inelului de compensare;

spi=5 mm

Dii=De

Dei=2De

tab. 21

Dc-sci3+(sp-c1).Dc.sci2=L2.spi2

Verificarea condiției:

tab. 22

4.8. Evaluarea stărilor de tensiuni generate în manta,de sistemul de rezemare a aparatului aparatului,cu metoda Zick (British Standard)

În cazul recipientelor montate în poziție orizontală se va alege un suport de tip șa pt. recipiente conform STAS 10817/82,91.

Obs. Alegerea suporturilor tip șa se va face într-o primă fază în funcție de diametrul nominal al recipientului(diametrul nominal).

Pt. a putea fi preluate dilatațiile împiedicate unul dintre suporturi va fi fix(var. F de momtare ) iar celălalt va fi mobil(var. M de montare).

Calculul greutății totale a aparatului

Gtot=G1+G2+G3+G4+G5

Gtot-greutatea totală a recipientului

G1-greutatea mantalei(funduri elipsoidale și porțiunea cilindrică)

G2-greutatea lichidului aflat în interior

G3-greutatea izolației

G4-greutatea flanșei mari

G5-greutatea racordurilor

vată de sticlă=250 kg/m3

apă=100 kg/m3

oțel=7850 kg/m3

mm=oțel*(Vcil_ext-Vcil_int)*g=

=kg

Gm=mm*g=0.77*104=7.7 KN

melips=oțel*(Vcil_ext-Vcil_int)*g=

kg

Gelips= melips*g=170.875*10=1.7 KN

G1=Gm+2*Gelips=9.4 KN

G2=Vi*a*g=6.5*1000*10=65 KN

G3capac=

=

G3manta=

=

G3 =2*G3capac +G3manta=2*0.134146+1.8=2.068 KN

G4=mf*g=102*10=1.02 KN

G5=

=92.9576 N=0.092 KN

Gtot=G1+G2+G3+G4+G5 =9.4+65+2.068+1.02+0.092=75.78 KN

Determinarea sarcinii ce acționează pe suport

F=G/ns unde : ns-nr. de suporturi=2

F-sarcina ce acționează pe un suport

G-greutatea totală a recipientului

F=75780/2=37890 N

Din STAS 10817-82 se alege suportul tip șa “N2” prezentat în figura 13 cu următoarele caracteristici(Tabelul [6] ):

Tabelul [6]

Se alege execuție ușoară deoarece sarcina maximă este apropiată de valoarea lui F.

Fig.13

Suportul tip șa”N2”

Fig.14 Recipientul montat cu suporți

4.9.Calculul de verificare a condițiilor de rezistență pentru elementele dimensionale

Manta:

Pentru manta, valoarea presiunii de calcul se face cu relația:

pcMpcalc0.7840.4 MPa

Tensiunea echivalentă în cazul mantalei în timpul probei de presiune hidraulică:

Condiția ce trebuie satisfăcută este dată de relația:

σechManta≤0,9.σc20,Manta

115.57≤0,9.300<=>115.57≤270 N/mm2

Funduri:

Tensiunea echivalentă în cazul fundurilor, în timpul probei de presiune hidraulică:

Condiția ce trebuie satisfăcută este dată de relația:

σechFund≤0,9.σc20,Manta

85.77≤0,9.300<=>85.77≤270 N/mm2

Racord (țeavă) :

–

Dn(1)=150 mm=>De=162 mm

–

Dn(2)=100 mm=>De=110 mm

–

Dn(3)=100 mm=>De=110 mm

–

Dn(4)=80 mm=>De=88 mm

4.10. Determinarea presiunii de încercare hidraulică

pipHmanta=1,25.0.4.1,82=0,91 Mpa

pipHflanșă=1,25.0.6.1,164=1,455 MPa

pipHțevi=1,25.0,6.2.44=1.83 Mpa

pipHCD=1,25.0,6.2.44=1,83 MPa

CAPITOLUL V

Instrucțiuni privind montajul, întreținerea și expluatarea vasului separator proiectat, N.T.S. și P.S.I.:

Întreprinderile constructoare, de montaj sunt obligate să supunăm recipientele sau elementele acestora verificării organelor I.S.C.I.R. în conformitate cu prevederile prezentelor prescripții. Aceste verificări pot fi făcute și de personalul propriu al întreprinderilor constructoare, autorizat în acest scop de I.S.C.I.R.

Verificarea recipientelor în timpul construirii, montajului sau reparării va cuprinde:

Verificarea calității materialelor utilizate, respectiv certificatelor de calitate și corespondența materialelor cu documentația de execuție;

Verificarea îmbinărilor sudate;

Verificarea recipientelor asamblate sau elementelor acestora.

Verificarea îmbinărilor sudate va cuprinde:

examinarea exterioară;

încercări distructive;

examinări nedistructive;

încercarea la presiune hidraulică;

încercarea pneumatică de etanșeitate.

În îmbinările sudate nu sunt admise:

fisuri în cusătură sau în Z.I.T.

incluziuni de gaze sau de zgură

nepătrunderi la rădăcina cusăturii, mai mari de 15%

La recipientele la care, după asamblare, datorită concepției constructive, pereții metalici ai unor elemente nu mai pot fi verificați este necesar ca, prin grija întreprinderii constructoare, elementele respective să fie supuse verificării organelor I.S.C.I.R. înainte de asamblare.

Incercarea de presiune hidraulică se execută cu apa sau alt lichid neutru; temperatura maximă a lichidului nu trebuie să depășască 50oC, iar temperatura minimă nu trebuie să fie mai scăzută decât temperatura minimă admisibilă de lucru a recipientului.

Incercarea de presiune hidraulică se va executa astfel încât ridicarea și coborârea presiunii să se facă continu și fără șocuri.

Este interzisă executarea oricăror lucrări în vederea înlăturării unor neetanșeități, în timp ce recipientul se află sub presiune.

După executarea încercării de presiune hidraulică sunt interzise orice lucrări de sudare, deformări la rece sau la cald, la elementele care lucrează sub presiune ale recipientului.

Bibliografie

Al. Pavel – “Elemente de inginerie mecanică” București, 1981

I. Iordache – “Utilaje pentru industria chimică și petrochimică” – Editura I.P.G. Ploiești, 1986

Jinescu Valeriu – “Calculul și construcția utilajului chimic și petrochimic de rafinării” – E.D.P. București, 1983

Voicu I. – “Utilajul industriei chimice și petrochimice” – Editura I.P.G. Ploiești, 1985

*** – “Prescripții tehnice pentru proiectarea, execuția, instalarea, exploatarea, repararea și verificarea recipientelor metalice stabile sub presiune” (C4-90)

CUPRINS

CAPITOLUL I

Prezentarea constructiv-funcțională a principalelor tipuri de aparate

CAPITOLUL II

Alegerea pe criterii tehnico-economice (criteriile organismelor oficiale de tip ISCIR) a materialelor, determinarea caracteristicilor mecanice, elastice și fizice ale acestora, calculul rezistențelor admisibile și stabilirea coeficientului (coeficienților) de rezistență pentru îmbinările sudate

CAPITOLUL III

Verificarea mărimii suprafeței efective de schimb de căldură, verificarea mărimii diametrului interior și întocmirea distribuției țevilor pe suprafața plăcii tubulare. Stabilirea dimensiunilor constructive și de gabarit.

CAPITOLUL IV

4.Calculul de rezistență al principalelor elemente supuse acțiunii presiunii

4.1. Dimensionarea mantalei

4.2. Dimensionarea placii tubulare

4.3. Dimensionarea fundului

4.4. Dimensionarea virolei camerei de distribuție

4.5. Dimensionarea asamblării prin flanșe dintre virola camerei de distribuție și capacul plat

4.6. Dimensionarea capacului plat al camerei de distribuție

4.7. Calculul consolidării orificiilor cu metoda compensării, conform codurilor I.S.C.I.R. și A.S.M.E.

4.8. Determinarea stărilor de tensiuni generate în manta de sistemul de rezemare al aparatului, cu metoda Zick(British Standard)

4.9. Calculul de verificare a condițiilor de rezistență pentru elementele dimensionale

4.10. Determinarea presiunii de încercare hidraulică

CAPITOLUL V

Instrucțiuni privind montajul, întreținerea și exploatarea vasului separator proiectat, N.T.S. și P.S.I.