Proiectarea Mecanica a Unui Schimbator de Caldura cu Tevi In Forma de U

Contents

TEMA DETALIATA A PROIECTULUI: Proiectarea mecanica a unui schimbator de caldura cu tevi in forma de U, cu deteriminarea starilor de tensiuni in zonele de rezemare ale aparatului cu metodele L.P ZICK SI FEA, plecand de la urmatoarele date:

Tipul schimbatorului de caldura conform TEMA Standards 9th Edition: AEU

Cod de proiectare ASME CODE SectionVIII Div.1

Suprafata efectiva de transfer termic: 18 m2.

Numarul de tevi: 50 U.

Lungimea tevilor:3000 mm.

Diametrul exterior al tevilor: 20 mm.

Grosimea peretelui tevii: 2 mm.

Pasul tevilor:26 mm.

Distributia tevilor:triunghi 30°.

Denumire fluid spatiul manta: BENZINA DEBUTANIZATA.

Denumire fluid spatiul tuburi: MOTORINA GREA.

Adaos de coroziune pe circuitul manta:3mm.

Adaos de coroziune pe circuitul tuburi:3mm.

Parametrii de calcul conform tabel :

Racorduri tehnologice conform tabel:

1. INTRODUCERE

Dezvoltarea și perfecționarea proceselor tehnologice din rafinării și combinate petrochimice, necesitând diversificarea și creșterea continuă a severității regimurilor de lucru din instalațiile de prelucrare, a determinat perfecționarea continuă în domeniul tehnologiei fabricației utilajelor aferente, găsirea de soluții privind creșterea duratei de exploatare a acesteia.

Realizarea la scară industrială a multor procese de prelucrarea țițeiului a fost posibilă numai după punerea la punct a noi metode și procedee tehnologice de elaborare a materialelor, realizarea semifabricatelor și fabricarea utilajelor în toată gama lor funcțională.

Cu toate că, din punctul de vedere al schemelor de execuție, diferitele categorii de utilaje din rafinării prezintă multe elemente comune, conținutul operațiilor și modul de realizare a acestora se diferențiază substanțial, în funcție de categoria și tipul aparaturii.

După cum se știe, o pondere însemnată în cadrul utilajelor din rafinării o reprezintă schimbătoarele de căldură (cca.35,8 %) cu subansamblele lor componente, fascicule tubulare, utilaje care au drept scop asigurarea transferului de căldură de la un fluid la altul în procesele de încălzire, fierbere, evaporare, răcire, condensare sau alte procese de transfer termic. De aceea, pentru această categorie de utilaje care asigură realizarea procesului tehnologic în cadrul unei instalații, se recomandă elaborarea de soluții operative și de perspectivă, de variante constructive de înaltă fiabilitate funcțională, în coordonanță cu specificul mediilor de lucru și parametrilor tehnologici.

Fasciculele tubulare, în calitate de subansamble ale schimbătoarelor de căldură, sunt formate din una sau două plăci tubulare (funcție de tipul aparatului), în care se fixează țevi (netede sau cu aripioare), tiranți de rigidizare și șicane. Datorită ponderii acestor elemente în cadrul utilajelor din instalațiile de rafinării, o problemă de actualitate pemanentă o reprezintă tocmai asigurarea încă din faza de concepție, proiectare, execuție, probe și încercări a unei exploatări performante și economice a lor, optimizării fiabilității lor cu factorii economici.

2. PREZENTAREA PROCESULUI TEHNOLOGIC AL INSTALATIEI CONCENTRARE GAZE – GASCON DIN COMPLEXUL DE CRACARE CATALITICA

Instalația Concentrare Gaze – GASCON face parte din Complexul de Cracare Catalitică și are ca scop prelucrarea gazelor rezultate în sectorul de fracționare, în vederea obținerii componenților valoroși C3 și C4. Procedeul utilizat constă în absorbția gazelor cu ajutorul unor absorbanți disponibili în instalație: benzina nestabilizată și motorina ușoară de la coloana de fracționare și benzina debutanizată obținută la baza coloanei de debutanizare.

Instalația Concentrare Gaze – GASCON face parte din Complexul de Cracare Catalitică și are o capacitate nominală de prelucrare de 1 148 544 t/an pentru 8000 ore de funcționare pe an.

Bilanțul material al instalației de Concentrare Gaze este prezentat în tabelul de mai jos.

Materia primă se primește astfel:

Benzina nestabilizată, direct de la vasul de reflux (F-V9) al coloanei principale de fracționare (F-V8);

Gazele umede, direct de la vasul de reflux (F-V9) al coloanei principale de fracționare (F-V8);

Produsele obținute se direcționează astfel:

Gazele petroliere lichefiate (GPL) – la instalația de tratare MEROX GPL;

Gazele combustibile cu H2S – la instalația Desulfurare Gaze;

Benzina debutanizată (stabilizată) – la instalația de tratare MEROX Benzină.

2.1. PROPRIETățI caracteristice ale MATERIEi PRIMe

și PRODUSElor OBțINUTE

Compoziția materiei prime și a produselor obținute este prezentată în tabelul următor.

În instalația CONCENTRARE GAZE sunt două fluxuri principale de proces și anume: gazele bogate și benzina nestabilizată, ambele provenind de la vasul de reflux 09F-V9 al coloanei principale 09F-V8, din cadrul instalației de Cracare Catalitică propriu-zisă.

Descrierea tehnologica a echipamentelor din schema tehnnologica (anexa nr.1) se face conform tabelului mai jos prezentat :

3. ANALIZA CONSTRUCTIV FUNCTIONALA A UTILAJELOR SPECIFICE TRANSFERULUI DE CALDURA PE PLATFORMELE PETROCHIMICE

Transmiterea caldurii intre doua corpuri impune existenta unei diferente intre temperaturile acestora. Schimbul de caldura se face de la corpul mai cald care corpul mai rece. Diferenta de temperatura dintre cele doua corpuri constitue forta motrice a transferului de caldura.

Transmiterea caldurii (schimbul de caldura, transferul termic) sta la baza proceselor de incalzire, racire, evaporare, condensare, sublimare, uscare, distilare, rectificare etc., realizate in aparatura chimica industriala sau de laborator : schimbatoare de caldura, evaporatoare, condensatoare, uscatoare, cuptoare, colanne de distilare si rectificare, reactoare.

Schimbatoarele de caldura reprezinta aparate care au drept scop transferul de caldura de la un fluid la altul, in procese de incalzire, racire, fierbere, condensare sau in alte procese termice in care sunt prezente doua sau mai multe fluide cu temperaturi diferite.

In cadrul instalatiilor tehnologice, aparatele de schimb de caldura ocupa o pozitie particulara, ele putind functiona fie ca organe principale, cand constituie parti determinante ale unor procese tehnologice sau ale unor procese exclusiv termice, fie ca organe secundare, introduse in instalatii din motive de economie de caldura sau substanta.

Factorii care influenteaza performantele unui schimbator de caldura se pot grupa in trei categorii si anume:

– datele procesului tehnologic;

– variabilele de proiectare;

– proprietile fizice ale fluidelor si peretelui despartitor.

Alegerea tipului de aparat si proiectarea acestuia, pentru o sarcina termica si un proces tehnologic dat reparatia, dimensionarea geometrica si mecanica schimbatorului ( stabilirea schemei de curgere a sectiunilor de curgere a fluidelor, optimizarea vitezelor si a pierderilor de presiune ).

Majoritatea schimbatoarelor sunt aparate in care sunt delimitate doua spatii pentru circulatia celor doua substante particulare. Un schimbator de caldura trebuie sa realizeze un schimb cat mai intens, cu o cat mai mica pierdere de presiune a fluidului care circula prin aparat.

Domeniile de utilizare

Domeniile de utilizare ale schimbatoarelor de caldura sunt variate, destinatiile principale fiind urmatoarele:

– transferul de caldura in cadrul proceselor de incalzire, racire, fierbere, condensare sau altor procese speciale, practic in toate ramurile industriale ( industria chimica, petroliera, energetica, alimentara, metalurgica, a constructiilor de masini, usoara, tehnica frigului si a aerului conditionat );

– schimbul complex de caldura intre gazele de ardere si apa-aburul din generatoarele de abur;

– prepararea apei calde si fierbinti in sistemele de termoficare;

– procese complexe de recuperare a caldurii cu potential termic scazut, mediu si ridicat pentru incalzire si scopuri tehnologice;

– evacuarea in atmosfera a caldurii reziduale rezultate din procesele tehnologice.

Indicatii de alegere in tabelul urmator.

Clasificare

Criteriul tehnologic constructiv

1. Dupa scopul aparatului:

– incalzitor;

– vaporizator;

– economizor;

– fierbator;

– acumulator;

– recuperator;

– radiator;

– degazor;

– condensator;

– preincalzitor;

– supraincalzitor;

– distilator;

– racitor;

– transformator de abur;

– boiler;

– turn de racire, etc.

2. Dupa tipul constructiv al aparatului:

– schimbatoare de caldura prin suprafata, in care agentii termici nu se amestece intre ei, trecerea caldurii avind loc printr-un perete despartitor;

– schimbatoare de caldura prin amestec, in care transferul de caldura are loc prin amestecul agentilor termici.

3. Dupa sistemul de lucru al aparatului:

– cu actiune continua ( aparate recuperatoare cu sau fara amestecul agentilor termici );

– cu actiune discontinua, la care transferul de caldura are loc intermitent ( aparate acumulatoare in care caldura este inmagazinata cand este disponibila si livrate la cerere ) sau periodic ( aparate regeneratoare in care, in mod ciclic, caldura transportata de agentul cald se acumuleaza intr-un material inert care nu reactioneaza chimic cu purtatorii de caldura, fiind apoi cedata agentului rece ).

4. Dupa sensul relativ de circulatie a agentilor termici:

– aparate in echicurent;

– aparate in contra curent;

– aparate in curent incrucisat;

– aparate in curent mixt ( combinat ).

5. Dupa natura agentilor termici:

– aparate lichid – lichid;

– aparate gaz ( vapori ) – lichid;

– aparate gaz – gaz.

6. Dupa geometria suprafetei de schimb de caldura:

– aparate cu tevi ( tubulare );

– aparate cu placi;

– aparate cu lamele;

– aparate cu suprafata extinsa;

– aparate cu serpentina;

– aparate cu tevi sau placi spirale.

7. Dupa modul de preluare a dilatarilor termice:

aparate rigide, SR;

aparate semielastice ( cu compensator lenticular ), SC;

aparate elastice:

– cu tevi in U, SU;

– cu cap mobil, SM;

– cu presetupa la placa tubulara, SP.

8. Dupa pozitia aparatului:

– verticale;

– orizontale.

9. Dupa numarul de treceri:

– cu o singura trecere ( longitudinale sau transversale );

– cu doua sau mai multe treceri.

10. Dupa materialul de constructie:

– aparate metalice;

– aparate ceramice.

Clasificarea constructiv functionala a schimbatorului de caldura

Alegerea fluidului din manta

Alegerea fluidului din manta influenteaza stabilirea tipului de schimbator de caldura tubular, necesitind un compromis intre urmatorii factori :

– Posibilitati de curatare : spatiul dintre tevi si manta este in general, dificil de curatat, din care cauza, acesta reclama fluidul cel mai curat ;

– Coroziune : probleme de coroziune si conditiile de puritate a fluidelor pot impune folosirea unor aliaje scumpe, ca urmare, este recomandabil ca fluidele respective si curga prin tevi si sa se evite construirea unei mantale din oteluri aliate ;

– Presiune : fluidele la presiune ridicata sunt plasate in tevi, in caz contrar, mantalele solicitate la presiune ridicata, datorita diametrelor lor au peretii grosi si costuri mari ;

– Temperatura : fluidele cu temperaturi mari trebuie sa se gaseasca in tevi. Temperaturile ridicate reduc eforturile admisibile din material efectul lor fiind similar efectului presiunilor mari in stabilirea grosimii mantalelor. De asemenea, din motive de securitate a personalului de deservire, plasarea fluidului mai cald in manta necesita o izolatie termca suplimentara.

– Fluidele scumpe si periculoase : acestea trebuie pastrate in partea cea mai etansa a schimbatorului, respectiv in tevi ;

– Debite: se obtine o conceptie mai buna a aparatului prin plasarea debitului mai mic in manta. Ca rezultat se obtine o constructie cu mai multe treceri prin tevi si se obtine o curgere turbulenta in manta ;

– Vascozitatea, regimul de curgere : numarul Reynolds critic pentru curgerea turbulenta in manta este aproximativ 200, iar in tuburi de 4000 – 10000, in acest fel, cand curgerea este laminara in tevi, ea poate deveni turbulenta in manta. Daca totusi curgerea este laminara in manta, este recomandabil si se revina la plasarea fluidului respectiv in tuburi, pentru ca si existe relatii mai sigure de determinare a transferului de caldura si distributie a debitului ;

– Pierderile de presiune : daca pierderile de presiune prezinta o importanta deosebita si trebuie determinate precis, atunci fluidul respectiv trebie plasat in tevi.

Agentii termici utilizati

Agentii termici utilizati sunt: aburul, apa, gazele de ardere, uleiurile, solutiile de saruri, amestecurile de lichide, metale topite. Un bun agent termic, ca fluid purtator de caldura trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii :

– sa fie fie corespunzator din punct de vedere termodinamic si anume: sa aiba conductivitate termica buna, densitate si caldura specifica mare, vascozitate dinamica mica, caldura latenta de vaporizare mare, proprietati care asigura intensificarea transferului caldurii reducerea consumului de energie de pompare la un debit de fluid cat mai mic, sa realizeze temperaturi de saturatie ridicate la presiuni coborate;

– si fie stabil termic si neagresiv chimic, sa nu formeze depuneri sau daca formeaza, sa fie usor de curatat;

– sa nu fie toxic sau exploziv;

– sa fie ieftin si cu disponibilitate ridicata.

4. TIPURI CONSTRUCTIVE DE APARATE DE SCHIMB DE CALDURA CU FASCICUL TUBULAR SI ALEGEREA JUSTIFICATA A SOLUTIEI DE PROIECTARE

Schimbatoarele de caldura sunt aparate in care se realizeaza transmiterea calurii de la agentul termic mai cald la un agent termic mai putin cald. Utilizate ca agregate independente sau ca elemente constructive ale instalatiilor complexe, schimbatoarele de caldura sunt aparate cu o varietate constructiva determinata de destinatia acestora (preincalzitoare, evaporatoare , reactoare), de conditii de lucru, de proprietatile agentilor termici si ale materialelor de constructie.

Constructia schimbatoarelor de caldura depinde de cantitatea de caldura transmisa, de parametrii termodinamici ai fluidelor (temperatura, presiune, debite si stari de agregare), de proprietatile fizico-chimice alefluidelor (densitatea, vascozitatea), de agresivitatea ahentilor termici si de gradul de puritate al acestora, de destinatia aparatului, de presiunea statica a agentilor termici, de proprietatile materialelor de constructie.

Scimbatorul de caldura cu tevi in forma U au o singura placa si se executa cu treceri in spatiu din tevi. Aparatul are o constructie simplificate si o intetinere usoara. Compensarea dilatatiei tevilor se realizeaza prin alungirea libera, independenta a fiecarei tevi.

In cele ce urmeaza se va analiza constructia principalelor tipuri de schimbatoare de caldura :

TIPURI DE SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ

DUPĂ CONFIGURAȚIA PERETELUI DESPĂRȚITOR ȘI FORMA CONSTRUCTIVĂ

Tipuri de schimbătoare de căldură cu manta

Schimbătoare de căldură cu fascicul tubular rigid

Prinipalele părți componente

1. Virolă corp; 25. Racordul corpului;

2. Flanșa corp; 26. Garnitură;

3. Flanșă mare a corpului; 27. Placă deversoare;

4. Capacul mare al corpului; 28. Racorduri ( aerisire, scurgere )

5. Capac plan; 29. Șicană longitudinală;

6. Șicană frontală; 30. Șicană suport de capăt;

7. Placă tubulară mobilă; 31. Fundul bombat al corpului;

8. Șicană suport de capăt; 32. Flanșă presgarnitură;

9. Cap mobil; 33. Inel de presare;

10. Fundul camerei mobile; 34. Cămașa plăcii tubulare mobile;

11. Semiinel de strângere; 35. Inel secționat;

12. Suport mobil; 36. Cameră mobilă exterioară;

13. Fund elipsoidal; 37. Fund plan al camerei mobile.

14. Virolă;

15. Ureche de ridicare;

16. Fascicul țevi;

17. Șicană transversală;

18. cameră de distribuție;

19. Flanșa camerei fixe;

20. Placa tubulară fixă;

21 Racordul camerei;

22 Compensator de dilatație;

23. Placă deflectoare și bride de fixare;

24. Tiranți, țevi distanțiere;

SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ CU FASCICUL TUBULAR CU COMPENSATOR DE DILATAȚIE ( TIP SC )

SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ CU FASCICUL TUBULAR, CU CAP MOBIL, FĂRĂ SPAȚIU DE VAPORI ( TIP SM )

SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ CU FASCICUL TUBULAR CU

ȚEVI ÎN U, CU SPAȚIU DE VAPORI ( TIP SV )

schimbător de căldură cu fascicul tubular cu

țevi concentrice – teacă ( tip st )

Schimbător de căldură cu fascicul tubular în

formă de U

schimbător de căldură cu fascicul tubular cu etanșare pe camera mobilă fără spațiu de vapori

Soluții constructive și simbolizarea subansamblelor principale

5. VERIFICAREA MĂRIMII SUPRAFEȚELOR EFECTIVE DE SCHIMB DE CĂLDURĂ

5.1 Date de calcul:

A = 18 m2

nt = 50 țevi U

t = 26 mm

lt = 3000 mm

de = 20 mm

unde:

A = suprafața de schimb de căldură

nt = numărul de țevi

t = pasul țevilor

lt = lungimea unei țevi

de = diametrul exterior al țevilor

(1) Aria totală de schimb de căldură:

At = nt x π x de x lt

(2) Aria efectivă de schimb de căldură:

Aef = y x A

Unde y = coefficient de umplere a plăcii

y = 1,03…1,05

Din (1) și (2) rezultă nt x π x de x lt = y x A

Se adoptă conform punctului 5.3, 50 țevi U, adica 100 gauri in placa tubulara.

5.2 Verificarea mărimilor diametrului interior

Se va face cu formula:

(1) pentru distribuție triunghi

(2)

Din relațiile (1) și (2) eliminând numărul de țevi rezultă D0 – diametrul cercului în care este circumscris poligonul care unește centrele găurilor periferice din placa tubulară.

φ = coeficient dependent de tipul depunerii și de nr. de treceri în circuitul țevi

φ = pentru distribuție triunghi cu 2, 3 treceri = 0,6…0,8

Se adoptă constructiv conf.STAS 9801/6-90 diametrul exterior al schimbătorului de căldură in zona camerei de distributie.

De = 406 mm.

Se alege diametrul interior al corpului Di=406-2*10=386 mm.

5.3 Întocmirea distribuției țevilor pe suprafața plăcii tubulare

Îmbinarea manta – placă tubulară este dată în următoarea figură:

Avem:

Dp = diametrul plăcii; Dp = De-2s- 2 x 1,5 =406-2*10-2*1,5 =383 mm.

OTL = diametrul limită al tuburilor; OTL = Dp – 2 x 3 =383 – 6 = 377 mm

CTL = diametrul centrelor tuburilor; CTL = OTL – de = 377 – 20 =~ 357 mm.

Raza minima de indoire a tevilor in zona de curbura se calculeaza cu relatia:

Rmin= 1,5de

Rmin = 1,5*20 = 30 mm

Dispunerea țevilor în placa tubulară este redată în următoarea figură:

6. ALEGEREA JUSTIFICATA A MATERIALELOR DE CONSTRUCTIE PENTRU PRINCIPALELE COMPONENTE ALE SCHIMBATORULUI DE CALDURA SI STABILIREA TENSIUNILOR ADMISIBILE DE PROIECTARE

6.1. Pentru virolele camerei, CORPULUI SI FUNDUL elipsoidal

6.1.1. Alegerea materialului pe criterii tehnico-economice:

-Folosirea oțelurilor carbon la fabricarea aparaturii tehnologice este dictată în principal de costurile relativ scăzute ale acestora. Posibilitățile și domeniile de utilizare ale oțelurilor carbon la fabricarea aparaturii tehnologice sub presiune sunt însă limitate, deoarece majoritatea codurilor de proiectare prevăd următoarele condiții de calitate privind oțelurile carbon din care se confecționează semifabricatele destinate realizării elementelor componente ale acestei aoparaturi:

a) oțelurile trebuie elaborate în cuptoare Siemens Martin, cuptoare electrice sau convertizoare cu oxigen și trebuie obligatoriu calmate (oțelurile trebuie să aibă în compoziție min. 0,30 % Mn, min.0,17 % Si și Al introduse la elaborare pentru dezoxidare);

b) conținuturile (concentrațiile masice) de impurități (sulf și fosfor) determinate pe oțelul lichid nu trebuie să depășească 0,050 % (S, P fiecare) în cazul oțelurilor de uz general și – 0,045 % în cazul oțelurilor de calitate (table, țevi, elemente forjate) și oțelurilor turnate;

c) conținuturile (concentrațiile masice) de carbon la oțelurile destinate elementelor de aparatură ce se realizează în construcție sudată trebuie să fie de max.0,25 % (determinate pe oțel lichid);

d) oțelurile trebuie să aibă plasticitatea garantată, impunându-se ca valorile alungirii procentuale după rupere (determinate pe epruvete prelevate transversal față de direcția de deformare plastică a semifabricatelor) să îndeplinească condiția:

A ≥ max (10000/Rm; Ar)

În care Rm este rezistența la tracțiune a oțelului, exprimată în N/mm2, iar Ar este o valoare de referință pentru caracteristica A; Ar = 16 % pentru semifabricatele de tip tablă sau platbamdă, Ar = 18 % pentru semifabricatele de tip țeavă și Ar = 14 % pentru semifabricatele forjate sau turnate;

e) oțelurile trebuie aă aibă tenacitatea garantată cel puțin la temperatura ambiantă (+200C), valorile caracteristicilor de tenacitate determinate prin încercarea de încovoiere prin șoc (conform SR EN ISO 148-1) trebuie să depășească avumite valori prescrise (în funcție de tipul semifabricatelor, de grosimea acestora și de caracteristicile de rezistență mecanică ale oțelurilor din care sunt confecționate);

f) oțelurile din care se realizează elementele de aparatură exploatate la rece sau la cald trebuie să aibă garantate anumite caracteristici mecanice la temperaturile limită de servici:

dacă elementele de aparatură sunt destinate utilizării la temperaturi scăzute, se pot folosi numai oțelurile carbon elaborate în clasele de calitate 2, 3 sau 4, conform prescripțiilor prezentate în tabelul 1;

dacă elementele de aparatură urmează a fi exploatate la temperaturi ridicate (200…3800C), oțelurile carbon din care se confecționează trebuie să aibă garantate valorile minime ale limitei de curgere la temperatura maximă de lucru.

TABEL NR.1

* la oțelurile turnate, KV ≥ 21 J

Prescripțiile tehnice ISCIR impun și restricții privind domeniile de utilizare a otelurilor carbon la fabricarea elementelor de aparatură tehnologică sub presiune:

a) semifabricatele laminate din oțeluri carbon nu se pot folosi la fabricarea elementelor de aparatură tehnologică sub presiune care conțin substanțe letale sau explosive; semifabricatele laminate din oțeluri carbon se pot utiliza la confecționarea elementelor de aparatură tehnologică sub presiune care conțin substanțe toxice, inflamabile sau care produc coroziunea sub tensiune, dacă sunt îndeplinite simultan condițiile:

V* x pm ≤ 500 și D* x pm ≤ 200

În care V* este volumul elementului, în Mpa, iar D* – diametrul interior al elementului de aparatură, în cm;

b) semifabricatele din oțeluri carbon turnate nu se pot folosi la realizarea elementelor de aparatură care conțin substanțe letale, explosive, toxice, inflamabile sau care produc coroziunea sub tensiune și nici la elementele ce vin în contact direct cu flacări sau cu gaze de ardere.

Oțelurile cu rezistență mecanică ridicată sunt oțeluri cu caracteristici mecanice superioare oțelurilor carbon și cu costuri reduse; deoarece se caracterizează printr-un raport favorabil (ridicat) între calitate (exprimată prin nivelurile caracteristicilor mecanice pe care le asigură) și costuri, oțelurile din această clasă sunt denumite și oțeluri economice.

Compoziția chimică de bază a oțelurilor din această clasă, folosite pe scară largă la realizarea aparaturii tehnologice sub presiune în construcție sudată, are drept componente de aliere: C ≤ 0,20%; Mn ≤ 1,65 %; Cr ≤ 0,80 %; aceste oțeluri sunt microaliate suplimentar cu V, Ti, Nb, Al, N (care le asigură granulație fină) și cu Ni (care le asigură o bună tenacitate la temperaturi scăzute). Datorită rețetelor de aliere după care sunt realizate, oțelurile din această clasă sunt considerate oțeluri carbon, microaliate sau slab aliate, cu granulație fină.

Oțelurile ce aparțin acestei clase se utilizează la fabricarea elementelor de aparatură tehnologică sub presiune și pot fi încadrate în următoarele categorii:

a) oțeluri pentru table de cazane și recipiente sub presiune pentru temperatură ambiantă și scăzută, cu calitatea reglementată de STAS 2883/2 (mărcile R370, R420 și R510, numărul ce însoțește simbolul R reprezentând rezistența minimă la tracțiune asigurată, exprimată în N/mm2); se livrează (sub formă de semifabricate laminate de tip tablă) în două variante de elaborare (a – fără garanții privind caracteristicile mecanice la cald; b – cu garantarea limitei de curgere până la 3500C) și în 6 clase de calitate (în funcție de temperatura minimă la care li se garantează caracteristicile de tenacitate, așa cum se prezintă în tabelul 2);

b) oțelurile pentru recipiente sub presiune cu condiții speciale de calitate, reglementate de STAS 11502; din această categorie se folosește cu precădere marca RV510 (oțel tratat în vid, având conținuturile de S și P de 0,015…0,020 % fiecare și caracteristicile de tenacitate garantate, de obicei, până la –600C), destinate confecționării semifabricatelor pentru realizarea elementelor mantalei rezervoarelor sferice de depozitare a gazelor lichefiate;

c) oțelurile pentru table de cazane și recipiente sub presiune pentru temperatură ambiantă și ridicată, cu calitatea reglementată de STAS 2883/3 (mărcile K410, K460 și K510, numărul ce însoțește simbolul K având aceiași semnificație ca și la oțelurile R); se livrează (sub formă de semifabricate laminate de tip tablă) în două variante de elaborare (a-fără garanții privind caracteristicile mecanice la cald; b-cu garantarea caracteristicilor mecanice la cald: limita de curgere până la 4500C și rezistența tehnică de durată sau limita tehnică de fluaj în intervalul de temperaturi 380…5000C) și în clasele de calitate 2…4 (vezi tabelul 2);

TABEL NR.2

d) oțelurile pentru construcții sudate, cu calitate reglementată de STAS 9021 (mărcile OCS420, OCS510, OCS550 și OCS570, numărul ce însoțește simbnolul K având aceiași semnificație ca și la oțelurile R); datorită microalierii cu V, Ti, Nb, Al, N și lantanide (0,02…0,05 %), aceste oțeluri au granulație fină, puctajul granulației austenitice fiind garantat la nivelul N ≥ 6 (după cum este cunoscut, punctajul granulației este un număr convențional, definit de relația Z = 2N+3, Z fiind numărul de cristale pe un mm2 al unei probe metalografice pregătite din oțelul analizat); semifabricatele din aceste oțeluri se livrează în clasele de calitate 2…7 (vezi tabelul 2), diferențiat, în funcție de clasa de rezistență mecanică (marca OCS420 se livrează până la clasa 6, marca OCS510- până la clasa 7, iar mărcile OCS550 și OCS570-până la clasa 5).

Trebuie precizat că unele mărci de oțeluri din categoriile descries anterior se pot livra și sub formă de semifabricate forjate pentru confecționarea unor elemente de aparatură tehnologică sub presiune (flanșe, plăci tubulare, capace plate etc.); de exemplu, se pot realiza semifabricate forjate din mărcile R510 și K460 (vezi STAS 1097).

Vom alege oțelul de la punctul c: SA-516 Gr. 70 (ASME SECTION II Part A,D).

echivalent cu K510-2b STAS 2883/3.

6.1.2. Determinarea compoziției chimice, a caracteristicilor elasto-mecanice și fizice

Compoziția chimică conform ASME SA-516/SA-516 M

Proprietăți mecanice conform ASME CODE SECTION II Part D

rezistența la rupere la 200C, minimă:

limita de curgere convențională la 200C, minimă: se adoptă

limita de curgere la temperatura de calcul: t = 3000C,

limita de curgere la temperatura de calcul: t = 3500C,

limita tehnică convențională de fluaj:

rezistența de durată

6.1.3. Calculul rezistețelor admisibile și stabilirea coeficienților de rezistență pentru îmbinări sudate

Rezistența admisibilă la 200C:

=min(137,8 ; 174.6) = 137,8 N/mm2

unde: cr = coeficient de siguranță global față de σr; cr = 3,5

cc = coeficient de siguranță global față de σc; cc = 1,5

Rezistența admisibilă la temperatura de calcul:

Rezistența admisibilă a îmbinărilor sudate:

– control 100%

6.2. Pentru elementele forjate ale schimbătorului de căldură: flanșe de aparat, flanșe de racorduri, placă tubulara

6.2.1. Alegerea materialului pe criterii tehnico-economice

Se alege materialul SA-266 Cl.2, ASME CODE SECTION II Part A,D.

6.2.2. Determinarea compoziției chimice, a caracteristicilor elasto-mecanice și fizice

Compoziția chimică conform SA-266/SA-266M

Proprietăți mecanice conform ASME CODE SECTION II Part D

rezistența la rupere la 200C, minimă:

limita de curgere convențională la 200C, minimă: se adoptă

limita de curgere la temperatura de calcul: t = 3000C,

limita de curgere la temperatura de calcul: t = 3500C,

limita tehnică convențională de fluaj:

rezistența de durată

6.2.3. Calculul rezistețelor admisibile

Rezistența admisibilă la 200C:

=min(137,8 ; 165,4) = 137,8 N/mm2

unde: cr = coeficient de siguranță global față de σr; cr = 3,5

cc = coeficient de siguranță global față de σc; cc = 1,5

Rezistența admisibilă la temperatura de calcul:

6.3 Pentru ștuțurile racordurilor:

6.3.1. Alegerea materialului pe criterii tehnico-economice:

Se alege materialul SA-106 B, ASME CODE SECTION II Part A,D.

6.3.2. Determinarea compoziției chimice, a caracteristicilor elasto-mecanice și fizice

Compoziția chimică conform SA-106/SA-106M

Proprietăți mecanice conform ASME CODE SECTION II Part D

rezistența la rupere la 200C, minimă:

limita de curgere convențională la 200C, minimă: se adoptă

limita de curgere la temperatura de calcul: t = 3000C,

limita de curgere la temperatura de calcul: t = 3500C,

limita tehnică convențională de fluaj:

rezistența de durată

6.3.3. Calculul rezistețelor admisibile

Rezistența admisibilă la 200C:

=min(118,2 ; 160,8) = 118,2 N/mm2

unde: cr = coeficient de siguranță global față de σr; cr = 3,5

cc = coeficient de siguranță global față de σc; cc = 1,5

Rezistența admisibilă la temperatura de calcul:

6.4 Pentru organele de asamblare:

6.4.1. Alegerea materialului pe criterii tehnico-economice:

Pentru prezoane se alege materialul SA-193 B7, ASME CODE SECTION II Part A,D.

Pentru piulițe se alege materialul SA-194 2H, ASME CODE SECTION II Part A,D.

6.4.2. Determinarea compoziției chimice, a caracteristicilor elasto-mecanice și fizice

Compoziția chimică conform ASME SA-193/SA-193M

Proprietăți mecanice conform ASME CODE SECTION II Part D

Pentru grosimi s ≤ 2 ½’’ :

rezistența la rupere la 200C, minimă:

limita de curgere convențională la 200C, minimă: se adoptă

limita de curgere la temperatura de calcul: t = 3000C,

limita de curgere la temperatura de calcul: t = 3500C,

limita tehnică convențională de fluaj:

rezistența de durată

6.4.3. Calculul rezistețelor admisibile

Rezistența admisibilă la 200C:

=min(172,3 ; 180,9) = 172,3 N/mm2

Rezistența admisibilă la temperatura de calcul:

7. CALCULUL MECANIC DE DIMENSIONARE SI VERIFICARE PENTRU PRINCIPALELE ELEMENTE COMPONENTE ALE APARATULUI

7.1 Dimensionarea mantalei schimbatorului de caldura

DATE DE CALCUL

Raza interioara a vasului in conditii corodate

Ri, mm: 196

Presiunea maxima admisibila de lucru

p, MPa: 0,4

Densitatea lichidului

ro, kg/m3: –

Inaltimea coloanei de lichid

h, m: –

Temperatura de calcul

tc, 0C: 300

Coeficientul de rezistenta al imbinarii sudate

z, -: 1,00

Material: SA-516 Gr.70

Rezistenta de rupere la intindere la 200C

σr20, N/mm2: 482.6

Limita de curgere la 200C

σc20, N/mm2: 262

Limita de curgere la tc0C

σc300, N/mm2: 204,3

Rezistenta tehnica de durata la tc0C

σd300, N/mm2: –

Limita tehnica de fluaj la tc0C

σf300, N/mm2: –

Coeficienti de siguranta

cc, -: 1,50

cr, -: 3,50

cd, -: 1,50

cf, -: 1,00

Tensiuni admisibile

-la 200C σa20 = min (σc20/cc,σr20/cr), N/mm2: 137,8

-la t0C σa300= min(σc300/cc,σr20/cr), N/mm2: 136,2

σas300 = min(σd300/cd,σf300/cf), N/mm2: –

Presiunea de calcul

pc=p+ro*g*h/10^6= 0,4 MPa

CALCULUL DE DIMENSIONARE CONFORM ASME CODE SECTION VIII Div1, UG-27 (1).

Grosimea de rezistenta so=p*Ri/(σa300*z-0,6p) = 0,4*196 / ( 136,2*1-0,6*0,4)=0,58 mm

Adaos de coroziune c1= 3,00 mm

Abaterea neg. la gros. tablei cr11= 1,00 mm

Adaosul pana la gros. imediat sup. STAS cr12= 1,42 mm

Grosimea minima necesara:

sp=so+c1+cr11+cr12= 0,58+3+1+1,42=6 mm

Grosimea adoptata sp= 10,00 mm care respecta si TEMA STANDARDS Table .R-3.13-Minimum shell thickness.

7.2 Dimensionarea camerei schimbatorului de caldura

DATE DE CALCUL

Raza interioara a vasului in conditii corodate

Ri, mm: 196

Presiunea maxima admisibila de lucru

p, MPa: 0,5

Densitatea lichidului

ro, kg/m3: –

Inaltimea coloanei de lichid

h, m: –

Temperatura de calcul

tc, 0C: 350

Coeficientul de rezistenta al imbinarii sudate

z, -: 1,00

Material: SA-516 Gr.70

Rezistenta de rupere la intindere la 200C

σr20, N/mm2: 482.6

Limita de curgere la 200C

σc20, N/mm2: 262

Limita de curgere la tc0C

σc350, N/mm2: 199,8

Rezistenta tehnica de durata la tc0C

σd350, N/mm2: –

Limita tehnica de fluaj la tc0C

σf350, N/mm2: –

Coeficienti de siguranta

cc, -: 1,50

cr, -: 3,50

cd, -: 1,50

cf, -: 1,00

Tensiuni admisibile

-la 200C σa20 = min (σc20/cc,σr20/cr), N/mm2: 137,8

-la t0C σa350= min(σc350/cc,σr20/cr), N/mm2: 133,2

σas350 = min(σd350/cd,σf350/cf), N/mm2: –

Presiunea de calcul

pc=p+ro*g*h/10^6= 0,5 MPa

CALCULUL DE DIMENSIONARE CONFORM ASME CODE SECTION VIII Div1, UG-27 (1).

Grosimea de rezistenta so=p*Ri/(σa350*z-0,6p) = 0,5*196 / ( 133,2*1-0,6*0,5)=0,74 mm

Adaos de coroziune c1= 3,00 mm

Abaterea neg. la gros. tablei cr11= 1,00 mm

Adaosul pana la gros. imediat sup. STAS cr12= 1,26 mm

Grosimea minima necesara:

sp=so+c1+cr11+cr12= 0,74+3+1+1,26=6 mm

Grosimea adoptata sp= 10,00 mm care respecta si TEMA STANDARDS Table .R-3.13-Minimum shell thickness.

7.3 Dimensionarea fundului elipsoidal al mantalei

DATE DE CALCUL

Diametrul interior al fundului in conditii corodate

Di, mm: 392

Inaltimea la interior a fundului elipsoidal

h=Di/4, mm: 392/4= 98

Factor K in coditii corodate, depinzand de proportiile fundului ellipsoidal f(Di/2h=2)

K, mm: 1

Presiunea maxima admisibila de lucru

p, MPa: 0,4

Densitatea lichidului

ro, kg/m3: –

Inaltimea coloanei de lichid

h, m: –

Temperatura de calcul

tc, 0C: 300

Coeficientul de rezistenta al imbinarii sudate

z, -: 1.00

Material: SA-516 Gr.70

Rezistenta de rupere la intindere la 200C

σr20, N/mm2: 482,6

Limita de curgere la 200C

σc20, N/mm2: 262,00

Limita de curgere la tc0C

σc300, N/mm2: 204,30

Rezistenta tehnica de durata la tc0C

σd300, N/mm2: –

Limita tehnica de fluaj la tc0C

σf300, N/mm2: –

Coeficienti de siguranta

cc, -: 1,50

cr, -: 3,50

cd, -: 1,50

cf, -: 1,00

Presiunea de calcul

pc=pm+ro*g*h/10^6= 4,50 MPa

Tensiuni admisibile

-la 200C σa20 = min (σc20/cc,σr20/cr), N/mm2: 137,8

-la t0C σa300= min(σc300/cc,σr20/cr), N/mm2: 136,2

σas300 = min(σd300/cd,σf300/cf), N/mm2: –

CALCULUL DE DIMENSIONARE CONFORM ASME CODE SECTION VIII Div.1 Appendix 1-4 (c)

Grosimea de rezistenta so=p*Di*K/(2* σa300*z-0,2*p)=0,4*392*1 / (2*136,2*1-0,2*0,4)=0,58 mm

Adaos de coroziune c1= 3,00 mm

Abaterea neg. la gros. tablei cr11= 1,00 mm

Adaosul tehnologic cr12= 2 mm

Adaosul pana la gros. imediat sup. STAS cr13= 1,42 mm

Grosimea minima necesara:

sp=so+c1+cr11+cr12+cr13= 0,58+3+1+2+1,42=8 mm

Grosimea adoptata sp= 10,00 mm

7.4. CALCULUL DE REZISTENȚĂ AL FLANSEI APARAT INDEPENDENTA (FLANSA CAMEREI DE DISTRIBUTIE)

Flanșa de aparat este prezentată în figura următoare:

Datele inițiale necesare proiectării sunt:

B= 386 mm, diametrul interior al flanșei;

A = 540mm, diametrul exterior al flanșei;

C = 490 mm, diametrul de așezare al șuruburilor;

D4 = 426 mm, diametrul cercului de început al gâtului flanșei;

g0 = 10 mm, grosimea de proiectare a gâtului flanșei, la capătul dinspre recipient;

g1 = 20 mm, grosimea de proiectare a gâtului flanșei la capătul dinspre taler;

b = 40 mm, grosimea talerului flanșei;

h = 30 mm, lungimea gâtului flanșei;

Sfa=137,9 MPa ,rezistenta admisibila a materialului flansei la temp. ambianta;

Sfo=121,7 MPa ,rezistenta admisibila a materialului flansei la temp. de calcul;

Sb=172,3 MPa ,rezistenta admisibila a materialului prezoanelor la temp. de calcul;

Sa=172,3 MPa ,rezistenta admisibila a materialului prezoanelor la temp. ambianta;

Schema de calcul:

ETAPELE DE CALCUL:

Etapa 1: Determinarea dimensiunilor caracteristice ale garniturii de etanșare

Avem: Go = 455 mm, diametrul exterior garnitură;

Gi = 435 mm, diametrul interior al garniturii;

sg = 3 mm, grosimea garniturii;

b – lățimea eficace de calcul;

N – lățimea efectivă a garniturii;

G – diametrul cercului de-a lungul căruia este repartizată forța de etanșare rezultată a garniturii.

Funcție de suprafața de etanșare care este PA (prag și adâncitură) se stabilește conf. Appendix 2, Table 2-5.2, latimea de baza a garniturii.

b0 = N/2=10/2=5 mm

b) Funcție de b0 se stabilește lățimea eficace de calcul și G

deoarece b0 < 6mm, rezultă:

Etapa 2: Se stabilesc caracteristicile garniturii

q [N/mm2] – tensiunea minimă de proiectare la strângere

m [-] – coeficientul specific

Conform Appendix 2, Table 2-5.1 se allege garnitură metaloplastică din oțel moale.

m = 3,75

q = 52 N/mm2

Etapa 3: Calculul forțelor care acționează asupra îmbinării

Forta hidrostatica de capat datorata presiunii interioare [H]:

H= π/4 * G2 * P = π/4 * 4452 * 0,5= 77764 N.

Forța rezultantă de contact pe suprafetele garniturii în condiții de regim [HP ]:

HG = HP =2*π*G*b*m*P = 2* π*445*5*3.75*0,5 = 26213 N.

FD = Forța hidrostatică de capăt în regim pe aria determinate de B corodat, [HD]:

HD = π/4 x B2 x P = π/4 * (386+2*3)2 x 0,5 = 60344 (N)

Forta tangentiala pe suprafata de etansare a flansei [HT]:

HT = H- HD =17420 N.

Wm1 = forța totală de strângere din prezoane în condiții de regim:

Wm1 = H+ HP=77764+26213=103977 N.

Wm2 = forța totală de strângere din prezoane în condiții de strangere la temperatura ambianta:

Wm2=y*b* π*G=52*5*3,14*445=363482 N.

Etapa 4: Verificarea condiției de rezistență pentru prezoanele îmbinării prin flanșe, respective a ariei de rezistență a prezoanelor

Aq = aria necesară în condiții de strângere

Aq =

Ar = aria necesară în condiții de regim:

Aria necesară pentru secțiunea totală a prezoanelor:

Anec = max (Aq; Ar) = 2110 mm2

Anec ≤ n x Ad = Aef

Aef1 = aria efectivă șurub M24; Aef1 = 217 mm2

Aef = n x Aef1 = 20 x 217= 4340 mm2

Unde n = numărul de șuruburi; n = 20

Avem Anec ≤ Aef

W = forța de calcul in prezoane:

W=Sa*(Anec+Aef)/2=172,3*(2110+4340)/2=555775 N.

Etapa 5: Se verifică condiția de rezistență a garniturii pentru condiția de stranger Brownell-Young:

Nmin ≤ N

Etapa 6: Evaluarea solicitărilor de încovoiere exercitate asupra flanșei:

Brațele cuplurilor caracteristice:

hG =

hT =

hD =

Momentele de încovoiere:

În condițiile de strângere:

În condiții de regim:

Mop = HG x hG + HD x hD + HT x hT = 3656490 Nmm

Momentul de încovoiere de calcul al îmbinărilor prin flanșe:

Mc = max

Forta de calcul a imbinarii cu flanse:

M= Mc*Cf/Bcorodat=11040069*1/(386+6)=28163 N.

Etapa 7: Factori de formă ai flanșei se determina in conformitate cu Appendix 2, nomografic din tabele:

Etapa 8: Se calculează tensiunile normale principale în punctul cel mai solicitat al flanșei si se verifica conditiile de rezistenta

Efortul in prezoane in conditii de operare:

BSo=Wm1/Aef=103977/4340=23.95 MPa<172 MPa

Efortul in prezoane in conditii de strangere:

BSa=Wm2/Aef=363482/4340=83.75 MPa<172 MPa

7.5. CALCULUL DE REZISTENȚĂ AL CAPACULUI PLAT

Capacul plat este prezentat în figura următoare:

Datele inițiale necesare proiectării sunt:

B= 386 mm, diametrul interior al flanșei de legatura;

A = 540mm, diametrul exterior al flanșei;

C = 490 mm, diametrul de așezare al șuruburilor;

t = 59 mm, grosimea talerului flanșei fara praguri;

Sfa=137,9 MPa ,rezistenta admisibila a materialului flansei la temp. ambianta;

Sfo=121,7 MPa ,rezistenta admisibila a materialului flansei la temp. de calcul;

Sb=172,3 MPa ,rezistenta admisibila a materialului prezoanelor la temp. de calcul;

Sa=172,3 MPa ,rezistenta admisibila a materialului prezoanelor la temp. ambianta;

ETAPELE DE CALCUL:

Etapa 1: Determinarea dimensiunilor caracteristice ale garniturii de etanșare

Avem: Go = 455 mm, diametrul exterior garnitură;

Gi = 435 mm, diametrul interior al garniturii;

sg = 3 mm, grosimea garniturii;

b – lățimea eficace de calcul;

N – lățimea efectivă a garniturii;

G – diametrul cercului de-a lungul căruia este repartizată forța de etanșare rezultată a garniturii.

Funcție de suprafața de etanșare care este PA (prag și adâncitură) se stabilește conf. Appendix 2, Table 2-5.2, latimea de baza a garniturii:

b0 = N/2=10/2=5 mm.

b) Funcție de b0 se stabilește lățimea eficace de calcul și G

deoarece b0 < 6mm, rezultă:

Etapa 2: Se stabilesc caracteristicile garniturii

q [N/mm2] – tensiunea minimă de proiectare la strângere

m [-] – coeficientul specific

Conform Appendix 2, Table 2-5.1 se allege garnitură metaloplastică din oțel moale.

m = 3,75

q = 52 N/mm2

Etapa 3: Calculul forțelor care acționează asupra îmbinării

Forta hidrostatica de capat datorata presiunii interioare [H]:

H= π/4 * G2 * P = π/4 * 4452 * 0,5= 77764 N.

Forța rezultantă de contact pe suprafetele garniturii în condiții de regim [HP ]:

HG = HP =2*π*G*b*m*P = 2* π*445*5*3.75*0,5 = 26213 N.

Wm1 = forța totală de strângere din prezoane în condiții de regim:

Wm1 = H+ HP=77764+26213=103977 N.

Wm2 = forța totală de strângere din prezoane în condiții de strangere la temperatura ambianta:

Wm2=y*b* π*G=52*5*3,14*445=363482 N.

Etapa 4: Verificarea condiției de rezistență pentru prezoanele îmbinării prin flanșe, respective a ariei de rezistență a prezoanelor

Aq = aria necesară în condiții de strângere

Aq =

Ar = aria necesară în condiții de regim:

Aria necesară pentru secțiunea totală a prezoanelor:

Anec = max (Aq; Ar) = 2110 mm2

Anec ≤ n x Ad = Aef

Aef1 = aria efectivă șurub M24; Aef1 = 217 mm2

Aef = n x Aef1 = 20 x 217= 4340 mm2

Unde n = numărul de șuruburi; n = 20

Avem Anec ≤ Aef

W = forța de calcul in prezoane:

W=Sa*(Anec+Aef)/2=172,3*(2110+4340)/2=555775 N.

Etapa 5: Se verifică condiția de rezistență a garniturii pentru condiția de strangere Brownell-Young:

Nmin ≤ N

Etapa 6: Calculul grosimii de rezistenta:

hG =

7.6. CALCULUL PLACII TUBULARE CONFORM TEMA Standards

DATE DE CALCUL

Presiunea de calcul

P, MPa: 0,5

Temperatura de calcul

tc, 0C: 350

Material placa tubulara: SA-266 Gr.2

Rezistenta de rupere la intindere la 200C

σr20, N/mm2: 482,6

Limita de curgere la 200C

σc20, N/mm2: 248,2

Limita de curgere la tc0C

σc350, N/mm2: 182,6

Rezistenta tehnica de durata la tc0C

σd350, N/mm2: –

Limita tehnica de fluaj la tc0C

σf350, N/mm2: –

Tensiunea admisibila la temperatura de calcul

σa350, N/mm2: 121,7

Diam. cerc pe care este repartiz. react.garniturii

G, mm: 445

Diametrul exterior al tuburilor

d, mm: 20

Pasul distributiei tuburilor

p, mm: 26

Distributie :triunghi

Factor eta= 1-0.907/(p/d)2= 0,463

Adaos de coroziune pe circuitul manta cs, mm: 3,00

Adaos de coroziune pe circuitul tuburi ct, mm: 3,00

Adancimea canalului pentru garnitura c1, mm: 5,00

CALCULUL DE DIMENSIONARE

Grosimea de rezistenta-formula de calcul la incovoiere

To1=F*G/3*sqrt[P/(eta* σa350)]=1,25*445/3*sqrt[0,5/(0,463*121,7)]=17,5 mm

F= 1.25

Calculul la forfecare nu este necesar, deoarece:

P/ σa350=0,0041< 1.6*(1-d/p)2=0,08

Grosimea de rezistenta a placii tubulare To, mm: 17,50

Grosimea totala a placii tubulare

Tt=To+cs+max(ct,c1) Tt, mm: 25,5

Grosimea adoptata a placii tubulare Ta, mm: 45 mm.

7.7. CALCULUL CONSOLIDĂRII ORIFICIILOR CU METODA COMPENSĂRII, CONFORM ASME CODE SECTION VIII Div.1 PENTRU RACORDUL R2

Figura de calcul pentru compensarea orificiilor este redata in para. UG-37-UG45 ASME CODE SECTION VIII Div.1

Grosimea de rezistenta a mantalei cilindirice UG-37(a), Tr

= (P*R)/(S*E-0.6*P) conf. UG-27 (c)(1)

= (4.00*196.0000)/(134*1.00-0.6*4.00)

= 0.5822 mm.

Grosimea de rezistenta a peretelui racordului UG-37(a), Trn

= (P*Ro)/(S*E+0.4*P) conf. Appendix 1-1 (a)(1)

= (4.00*84.1500)/(117*1.00+0.4*4.00)

= 0.2851 mm.

UG-40, Limitele de compensare :

Paralel cu mantaua vasului (Diametru limita) Dl 297.8000 mm.

Paralel cu mantaua vasului, lungimea deschiderii d 148.9000 mm.

Perpendicular pe mantaua vasului (Grosimea Limita), partea cu inelul Tlwp 17.5000 mm.

2,5*(10-3)

Nota : Diametrul inelului este mai mare ca Diametrul limita, excesul nu va fi considerat.

Factorul de reducere a rezistentei imbinarii sudate [fr1]:

= min( 1, Sn/S )

= min( 1, 117.9/134.9 )

= 0.874

Factorul de reducere a rezistentei imbinarii sudate [fr2]:

= min( 1, Sn/S )

= min( 1, 117.9/134.9 )

= 0.874

Factorul de reducere a rezistentei imbinarii sudate [fr4]:

= min( 1, Sp/S )

= min( 1, 134.9/134.9 )

= 1.000

Factorul de reducere a rezistentei imbinarii sudate [fr3]:

= min( fr2, fr4 )

= min( 0.9 , 1.0 )

= 0.874

Ariile de compensare:

ARIA EFECTIVA DISPONIBILA, A1 to A5

Aria Necesara Ar 88.113

Aria in Manta A1 939.920

Aria in Peretele racordului A2 287.996

Aria in racord la interior A3 0.000

Aria in Inelul de intarire A5 1295.000

TOTAL AREA AVAILABLE Atot 2523

Area Required [Ar]: conditii corodate

= ( d * tr*F + 2 * tn * tr*F * (1-fr1) ) UG-37(c)

= (148.9000*0.5822*1.0+2*9.7000*0.5822*1.0*(1-0.87))

= 88.113 mm²

Ariile de compensare conf. Figura UG-37.1 conditii corodate

Aria Disponibila in Manta [A1]:

= d( E1*t – F*tr ) – 2 * tn( E1*t – F*tr ) * ( 1 – fr1 )

= 148.900 ( 1.00 * 7.0000 – 1.0 * 0.582 ) – 2 * 9.700

( 1.00 * 7.0000 – 1.0 * 0.5822 ) * ( 1 – 0.874 )

= 939.920 mm²

Aria in Peretele racordului [A2]:

= ( 2 * Tlwp ) * ( tn – trn ) * fr2

= ( 2 * 17.50 ) * ( 9.70 – 0.29 ) * 0.8740

= 287.996 mm²

Aria disponibila in inelul de intarire [A5]:

= (min(Dp,DL)-(Nozzle OD))*(min(tp,Tlwp,te))*fr4

= ( 297.8000 – 168.3000 ) * 10.0000 * 1.0000

= 1295.000 mm²

UG-45 Cerinte privind grosimea minima a racordului: [Press.interioara]

Grosimea din presiune interioara/exterioara ta = 3.2851 mm.

Grosimea conf. UG16(b), tr16b = 4.5000 mm.

Grosimea, manta, presiune interioara trb1 = 3.5822 mm.

Grosimea tb1 = max(trb1, tr16b) = 4.5000 mm.

Grosimea tb2 = max(trb2, tr16b) = 4.5000 mm.

Grosimea conf. tabel UG-45 tb3 = 10.1600 mm.

Grosimea candidate a racordului [tb]:

= min[ tb3, max( tb1,tb2) ]

= min[ 10.160 , max( 4.500 , 4.500 ) ]

= 4.5000 mm.

Grosimea minima a racordului [tUG-45]:

= max( ta, tb )

= max( 3.2851 , 4.5000 )

= 4.5000 mm.

Grosimea de proiectare a racordului = 12.7000 mm. –> OK

8. VERIFICAREA STARILOR DE TENSIUNI IN ZONELE DE REZEMARE ALE APARATULUI CU METODA ZICK ( ASME CODE VIII Div.2 )

Verificarea starilor de tensiuni in zonele de rezemare ale aparatului s-a realizat cu programul de calcul PV-Elite 2013 pentru cazul incarcarii doar din greutatea propie in operare a echipamentului.

Echipamentul a fost modelat cu ajutorul acestui soft iar descrierea rezultatelor obtinute este prezentata mai jos:

Weight Summary(Greutatea echipamentului)

Fabricated Wt. – Bare Weight W/O Removable Internals 1126.6 kg.[Ggol]

Shop Test Wt. – Fabricated Weight + Water ( Full ) 1511.7 kg.

Shipping Wt. – Fab. Wt + Rem. Intls.+ Shipping App. 1126.6 kg.

Erected Wt. – Fab. Wt + Rem. Intls.+ Insul. (etc) 1126.6 kg.

Ope. Wt. no Liq – Fab. Wt + Intls. + Details + Wghts. 1126.6 kg.

Operating Wt. – Empty Wt + Operating Liq. Uncorroded 1443.4 kg.[Gope]

Oper. Wt. + CA – Corr Wt. + Operating Liquid 1333.0 kg.

Field Test Wt. – Empty Weight + Water (Full) 1413.9 kg.

ASME Horizontal Vessel Analysis: Stresses for the Left Saddle

(per ASME Sec. VIII Div. 2 based on the Zick method.)

Horizontal Vessel Stress Calculations : Operating Case

Schema clasica de calcul dupa metoda L.P. Zick:

Schema de calcul pentru schimbatorul analizat este prezentata in continuare. Suportul din stanga este cel mai solicitat, deoarece centrul de masa al echipamentului este mai apropiat de acest support.

In cazul de fata suportii nu sunt amplasati simetric si in consecinta momentul si forta taietoare pe fiecare support se evalueaza in mod separat.

Input and Calculated Values:

Vessel Mean Radius Rm 199.50 mm. [Rm=ID+Thk.+CA)/2]

Stiffened Vessel Length per 4.15.6 L 3023.00 mm. [Lmanta+TL fund]

Distance from Saddle to Vessel tangent a 600.00 mm.

Saddle Width b 160.00 mm.

Saddle Bearing Angle theta 120.00 degrees

Wear Plate Width b1 220.00 mm.

Wear Plate Bearing Angle theta1 136.50 degrees

Wear Plate Thickness tr 10.0 mm.

Wear Plate Allowable Stress Sr 134.90 N./mm²

Shell Allowable Stress used in Calculation 134.90 N./mm²

Head Allowable Stress used in Calculation 129.19 N./mm²

Circumferential Efficiency in Plane of Saddle 1.00

Circumferential Efficiency at Mid-Span 1.00

Saddle Force Q, Operating Case 10006.19 N.

Horizontal Vessel Analysis Results: Actual Allowable

––––––––––––––––––––––-

Long. Stress at Top of Midspan 3.87 134.90 N./mm² (SE)

Long. Stress at Bottom of Midspan 7.58 134.90 N./mm² (SE)

Long. Stress at Top of Saddles 17.79 134.90 N./mm² (SE)

Long. Stress at Bottom of Saddles -0.96 -484.91 N./mm² (SC)

Long. Stress at Bottom of Saddles 0.96 134.90 N./mm² (SE)

Tangential Shear in Shell 5.06 107.92 N./mm² (0.8S)

Circ. Stress at Horn of Saddle 3.42 168.63 N./mm² (1.25S)

Circ. Compressive Stress in Shell 0.50 134.90 N./mm² (S)

Load Combination Results for Q + Wind or Seismic [Q]:

= Saddle Load + Max( Fwl, Fwt, Fsl, Fst )

= 10006 + Max( 0 , 0 , 0 , 0 )

= 10006.2 N.

Summary of Loads at the base of this Saddle:

Vertical Load (including saddle weight) 10194.49 N.[%Gope/suport+Gsuport]

Transverse Shear Load Saddle 0.00 N.[no seismic/wind]

Longitudinal Shear Load Saddle 0.00 N. [no seismic/wind]

Formulas and Substitutions for Horizontal Vessel Analysis:

Note: Wear Plate is Welded to the Shell, k = 0.1

The Computed K values from Table 4.15.1: factori din ASME SECTION VIII Div.2

K1 = 0.1066 K2 = 1.1707 K3 = 0.8799 K4 = 0.4011

K5 = 0.7603 K6 = 0.0529 K7 = 0.0529 K8 = 0.3405

K9 = 0.2711 K10 = 0.0581 K1* = 0.1923 K6p = 0.0402

K7P = 0.0402

The suffix 'p' denotes the values for a wear plate if it exists.

Note: Dimension a is greater than or equal to Rm / 2.

In cazul de fata: a=0.2*L=0.2*3023=605 mm > Rm/2=199.5/2=100mm. Rezulta rigiditatea mantalei in zona de imbinare cu suportul. Mantaua nu este intarita de inele de intarire in dreptul suportului, de o parte si de alta a acestuia sau de fundurile eliptice de capat. Formulele pentru sigma3 si sigma 4 sunt diferite pentru manta intarita sau manta neintarita, iar softul PV-Elite allege corespunzator formula conform ASME CODE SECTION VIII Div.2.

Moment per Equation 4.15.3 [M1]:

= -Q*a [1 – (1- a/L + (R²-h2²)/(2a*L))/(1+(4h2)/3L)]

= -10006*600.00[1-(1-600.00/3023.00+(199.500²-0.000²)/

(2*600.00*3023.00))/(1+(4*0.00)/(3*3023.00))]

= -1126.2 N.m.

Moment per Equation 4.15.4 [M2]:

= Q*L/4(1+2(R²-h2²)/(L²))/(1+(4h2)/( 3L))-4a/L

= 10006*3023/4(1+2(199²-0²)/(3023²))/(1+(4*0)/

(3*3023))-4*600/3023

= 1625.0 N.m.

Stress sigma 1 si sigma 2 datorate momentului M2.

Longitudinal Stress at Top of Shell (4.15.6) [Sigma1]:

= P * Rm/(2t) – M2/(pi*Rm²t)

= 4.016 * 199.500/(2*7.000 ) – 1625.0/(pi*199.5²*7.000 )

= 3.87 N./mm²

Longitudinal Stress at Bottom of Shell (4.15.7) [Sigma2]:

= P * Rm/(2t) + M2/(pi * Rm² * t)

= 4.016 * 199.500/(2 * 7.000 ) + 1625.0/(pi * 199.5² * 7.000 )

= 7.58 N./mm²

Stress sigma *3 si sigma *4 datorate momentului M1, manta neintarita.

Longitudinal Stress at Top of Shell at Support (4.15.10) [Sigma*3]: in punctele A,B.+

= P * Rm/(2t) – M1/(K1*pi*Rm²t)

= 4.016*199.500/(2*7.000)–1126.2/(0.1066*pi*199.5²*7.000)

= 17.79 N./mm²

Longitudinal Stress at Bottom of Shell at Support (4.15.11) [Sigma*4]:

= P * Rm/(2t) + M1/(K1* * pi * Rm² * t)

= 4.016*199.500/(2*7.000)+-1126.2/(0.1923*pi*199.5²*7.000)

= -0.96 N./mm²

Vezi ASME CODE SECTION VIII Div.2 petru criteria de acceptare paragraph.4.15.3.3

SHEAR STRESSES:

Cazul analizat este CAZUL 3.

Maximum Shear Force in the Saddle (4.15.5) [T]:

= Q(L-2a)/(L+(4*h2/3))

= 10006 ( 3023.00 – 2 * 600.00 )/(3023.00 + ( 4 * 0.00/3))

= 6034.2 N.

Shear Stress in the shell no rings, not stiffened (4.15.14) [tau2]:

= K2 * T / ( Rm * t )

= 1.1707 * 6034.17/( 199.5000 * 7.0000 )

= 5.06 N./mm²

Decay Length (4.15.22) [x1,x2]:

= 0.78 * sqrt( Rm * t )

= 0.78 * sqrt( 199.500 * 7.000 )

= 29.148 mm.

Circumferential Stress in shell, no rings (4.15.23) [sigma6]:

= -K5 * Q * k / ( t * ( b + X1 + X2 ) )

= -0.7603 * 10006 * 0.1/( 7.000 * ( 160.00 + 29.15 + 29.15 ) )

= -0.50 N./mm²

Effective reinforcing plate width (4.15.1) [B1]:

= min( b + 1.56 * sqrt( Rm * t ), 2a )

= min( 160.00 + 1.56 * sqrt( 199.500 * 7.000 ), 2 * 600.000 )

= 218.30 mm.

Wear Plate/Shell Stress ratio (4.15.29) [eta]:

= min( Sr/S, 1 )

= min( 134.905/134.905 , 1 )

= 1.0000

Circumferential Stress at wear plate (4.15.26) [sigma6,r]:

= -K5 * Q * k / ( B1( t + eta * tr ) )

= -0.7603 * 10006 * 0.1/( 218.297 ( 7.000 + 1.000 * 10.000 ) )

= -0.21 N./mm²

Circ. Comp. Stress at Horn of Saddle, L>=8Rm (4.15.27) [sigma7,r]:

= -Q/(4(t+eta*tr)b1) – 3*K7*Q/(2(t+eta*tr)²)

= -10006/(4(7.000 + 1.000 * 10.000 )218.297 ) –

3 * 0.053 * 10006/(2(7.000 + 1.000 * 10.000 )²)

= -3.42 N./mm²

Free Un-Restrained Thermal Expansion between the Saddles [Exp]:

= Alpha * Ls * ( Design Temperature – Ambient Temperature )

= 0.132E-04 * 1800.000 * ( 300.0 – 21.1 )

= 6.635 mm.

Results for Vessel Ribs, Web and Base:

Baseplate Length Bplen 380.0000 mm.

Baseplate Thickness Bpthk 12.0000 mm.

Baseplate Width Bpwid 110.0000 mm.

Number of Ribs ( inc. outside ribs ) Nribs 2

Rib Thickness Ribtk 6.0000 mm.

Web Thickness Webtk 6.0000 mm.

Web Location Webloc Side

CALCULUL MOMENTULUI DE INERTIE AL SECTIUNII SUPORTULUI CONF. DENISS MOSS-PRESSURE VESSEL DESIGN MANUAL

Moment of Inertia of Saddle – Lateral Direction

Y A AY Io

Shell 3. 1944. 6806. 31760.

Wearplate 12. 2200. 26400. 335133.

Web 75. 696. 52200. 4695444.

BasePlate 139. 1320. 183480. 25519536.

Totals 229. 6160. 268886. 30581874.

Value C1 = Sumof(Ay)/Sumof(A) = 44. mm.

Value I = Sumof(Io) – C1*Sumof(Ay) = 18845868. mm**4

Value As = Sumof(A) – Ashell = 4216. mm²

K1 = (1+Cos(beta)-.5*Sin(beta)² )/(pi-beta+Sin(beta)*Cos(beta)) = 0.2035

Fh = K1 * Q = 0.2035 * 10006.194 = 2036.4777 N.

Tension Stress, St = ( Fh/As ) = 0.4831 N./mm²

Allowed Stress, Sa = 0.6 * Yield Str = 157.2060 N./mm²

d = B – R*Sin(theta) / theta = 178.9093 mm.

Bending Moment, M = Fh * d = 364.4926 N.m.

Bending Stress, Sb = ( M * C1 / I ) = 0.8439 N./mm²

Allowed Stress, Sa = 2/3 * Yield Str = 174.6733 N./mm²

Minimum Thickness of Baseplate per Moss :

= ( 3 * ( Q + Saddle_Wt ) * BasePlateWidth / ( 2 * BasePlateLength *

AllStress ))½

= ( 3 * (10006 + 188 ) * 110.00/( 2 * 380.000 * 174.673 ))½

= 5.034 mm.

Calculation of Axial Load, Intermediate Values and Compressive Stress

Effective Baseplate Length [e]:

= ( Bplen – Clearance ) / ( Nribs – 1)

= ( 380.0000 – 25.4 )/( 2 – 1 ) = 354.6000 mm.

Baseplate Pressure Area [Ap]:

= e * Bpwid / 2

= 354.6000 * 110.0000/2 = 19502.9980 mm²

Axial Load [P]:

= Ap * Bp

= 19503.0 * 0.24 = 4668.7 N.

Area of the Rib and Web [Ar]:

= ( Bpwid – Clearance – Webtk ) * Ribtk + e/2 * Webtk

= ( 110.000 – 25.4 – 6.000 ) * 6.000 + 354.6000/2 * 6.000

= 1535.400 mm²

Compressive Stress [Sc]:

= P/Ar

= 4668.7/1535.4000 = 3.0410 N./mm²

Check of Outside Ribs:

Inertia of Saddle, Outer Ribs – Longitudinal Direction

Y A AY Ay² Io

Rib 45.3 697.8 31610.3 455319.9 914637.2

Web 3.0 1063.8 3191.4 298667.2 6382.8

Values 19.8 1761.6 34801.7 753987.1 921020.1

Bending Moment [Rm]:

= Fl /( 2 * Bplen ) * e * rl / 2

= 0.0/( 2 * 380.00 ) * 354.600 * 239.50/2

= 0.000 N.m.

KL/R < Cc ( 7.2512 < 122.7360 ) per AISC E2-1

Sca = (1-(Klr)²/(2*Cc²))*Fy/(5/3+3*(Klr)/(8*Cc)-(Klr³)/(8*Cc³)

Sca = ( 1-( 7.25 )²/(2 * 122.74² )) * 262/

( 5/3+3*(7.25 )/(8* 122.74 )-( 7.25³)/(8*122.74³)

Sca = 154.88 N./mm²

AISC Unity Check on Outside Ribs ( must be <= 1.0 )

Check = Sc/Sca + (Rm/Z)/Sba

Check = 3.04/154.88 + (0.00/25831.242 )/174.67

Check = 0.02

Input Data for Base Plate Bolting Calculations:

Total Number of Bolts per BasePlate Nbolts 2

Total Number of Bolts in Tension/Baseplate Nbt 1

Bolt Material Specification SA-193 B7

Bolt Allowable Stress Stba 172.38 N./mm²

Bolt Corrosion Allowance Bca 0.9906 mm.

Distance from Bolts to Edge Edgedis 54.9910 mm.

Nominal Bolt Diameter Bnd 16.0000 mm.

Thread Series Series TEMA Metric

BasePlate Allowable Stress S 137.90 N./mm²

Area Available in a Single Bolt BltArea 100.1066 mm²

Saddle Load QO (Weight) QO 10194.5 N.

Saddle Load QL (Wind/Seismic contribution) QL 0.0 N.

Maximum Transverse Force Ft 0.0 N.

Maximum Longitudinal Force Fl 0.0 N.

Saddle Bolted to Steel Foundation Yes

Bolt Area Calculation per Dennis R. Moss

Bolt Area Requirement Due to Longitudinal Load [Bltarearl]:

= 0.0 (QO > QL –> No Uplift in Longitudinal direction)

Bolt Area due to Shear Load [Bltarears]:

= Fl / (Stba * Nbolts)

= 0.00/(172.38 * 2.00 )

= 0.0000 mm²

Bolt Area due to Transverse Load

Moment on Baseplate Due to Transverse Load [Rmom]:

= B * Ft + Sum of X Moments

= 350.00 * 0.00 + 0.00

= 0.00 N.m.

Eccentricity (e):

= Rmom / QO

= 0.00/10194.49

= 0.00 mm. < Bplen/6 –> No Uplift in Transverse direction

Bolt Area due to Transverse Load [Bltareart]:

= 0 (No Uplift)

Required of a Single Bolt [Bltarear]

= max[Bltarearl, Bltarears, Bltareart]

= max[0.0000 , 0.0000 , 0.0000 ]

= 0.0000 mm²

ASME Horizontal Vessel Analysis: Stresses for the Right Saddle

(per ASME Sec. VIII Div. 2 based on the Zick method.)

Input and Calculated Values:

Vessel Mean Radius Rm 199.50 mm.

Stiffened Vessel Length per 4.15.6 L 3023.00 mm.

Distance from Saddle to Vessel tangent a 698.00 mm.

Saddle Width b 160.00 mm.

Saddle Bearing Angle theta 120.00 degrees

Wear Plate Width b1 220.00 mm.

Wear Plate Bearing Angle theta1 136.50 degrees

Wear Plate Thickness tr 10.0 mm.

Wear Plate Allowable Stress Sr 134.90 N./mm²

Inside Depth of Head h2 99.50 mm.

Shell Allowable Stress used in Calculation 134.90 N./mm²

Head Allowable Stress used in Calculation 134.92 N./mm²

Circumferential Efficiency in Plane of Saddle 1.00

Circumferential Efficiency at Mid-Span 1.00

Saddle Force Q, Operating Case 3771.27 N.

Horizontal Vessel Analysis Results: Actual Allowable

––––––––––––––––––––––-

Long. Stress at Top of Midspan 5.59 134.90 N./mm²

Long. Stress at Bottom of Midspan 5.86 134.90 N./mm²

Long. Stress at Top of Saddles 12.96 134.90 N./mm²

Long. Stress at Bottom of Saddles 1.71 134.90 N./mm²

Tangential Shear in Shell 1.63 107.92 N./mm²

Circ. Stress at Horn of Saddle 1.29 168.63 N./mm²

Circ. Compressive Stress in Shell 0.19 134.90 N./mm²

Load Combination Results for Q + Wind or Seismic [Q]:

= Saddle Load + Max( Fwl, Fwt, Fsl, Fst )

= 3771 + Max( 0 , 0 , 0 , 0 )

= 3771.3 N.

Summary of Loads at the base of this Saddle:

Vertical Load (including saddle weight) 3959.57 N.

Transverse Shear Load Saddle 0.00 N.

Longitudinal Shear Load Saddle 0.00 N.

Formulas and Substitutions for Horizontal Vessel Analysis:

Note: Wear Plate is Welded to the Shell, k = 0.1

The Computed K values from Table 4.15.1:

K1 = 0.1066 K2 = 1.1707 K3 = 0.8799 K4 = 0.4011

K5 = 0.7603 K6 = 0.0529 K7 = 0.0529 K8 = 0.3405

K9 = 0.2711 K10 = 0.0581 K1* = 0.1923 K6p = 0.0402

K7P = 0.0402

The suffix 'p' denotes the values for a wear plate if it exists.

Note: Dimension a is greater than or equal to Rm / 2.

Moment per Equation 4.15.3 [M1]:

= -Q*a [1 – (1- a/L + (R²-h2²)/(2a*L))/(1+(4h2)/3L)]

= -3771*698.00[1-(1-698.00/3023.00+(199.500²-99.500²)/

(2*698.00*3023.00))/(1+(4*99.50)/(3*3023.00))]

= -675.3 N.m.

Moment per Equation 4.15.4 [M2]:

= Q*L/4(1+2(R²-h2²)/(L²))/(1+(4h2)/( 3L))-4a/L

= 3771*3023/4(1+2(199²-99²)/(3023²))/(1+(4*99)/

(3*3023))-4*698/3023

= 115.9 N.m.

Longitudinal Stress at Top of Shell (4.15.6) [Sigma1]:

= P * Rm/(2t) – M2/(pi*Rm²t)

= 4.016 * 199.500/(2*7.000 ) – 115.9/(pi*199.5²*7.000 )

= 5.59 N./mm²

Longitudinal Stress at Bottom of Shell (4.15.7) [Sigma2]:

= P * Rm/(2t) + M2/(pi * Rm² * t)

= 4.016 * 199.500/(2 * 7.000 ) + 115.9/(pi * 199.5² * 7.000 )

= 5.86 N./mm²

Longitudinal Stress at Top of Shell at Support (4.15.10) [Sigma*3]:

= P * Rm/(2t) – M1/(K1*pi*Rm²t)

= 4.016*199.500/(2*7.000)–675.3/(0.1066*pi*199.5²*7.000)

= 12.96 N./mm²

Longitudinal Stress at Bottom of Shell at Support (4.15.11) [Sigma*4]:

= P * Rm/(2t) + M1/(K1* * pi * Rm² * t)

= 4.016*199.500/(2*7.000)+-675.3/(0.1923*pi*199.5²*7.000)

= 1.71 N./mm²

Maximum Shear Force in the Saddle (4.15.5) [T]:

= Q(L-2a)/(L+(4*h2/3))

= 3771 ( 3023.00 – 2 * 698.00 )/(3023.00 + ( 4 * 99.50/3))

= 1944.4 N.

Shear Stress in the shell no rings, not stiffened (4.15.14) [tau2]:

= K2 * T / ( Rm * t )

= 1.1707 * 1944.40/( 199.5000 * 7.0000 )

= 1.63 N./mm²

Decay Length (4.15.22) [x1,x2]:

= 0.78 * sqrt( Rm * t )

= 0.78 * sqrt( 199.500 * 7.000 )

= 29.148 mm.

Circumferential Stress in shell, no rings (4.15.23) [sigma6]:

= -K5 * Q * k / ( t * ( b + X1 + X2 ) )

= -0.7603 * 3771 * 0.1/( 7.000 * ( 160.00 + 29.15 + 29.15 ) )

= -0.19 N./mm²

Effective reinforcing plate width (4.15.1) [B1]:

= min( b + 1.56 * sqrt( Rm * t ), 2a )

= min( 160.00 + 1.56 * sqrt( 199.500 * 7.000 ), 2 * 698.000 )

= 218.30 mm.

Wear Plate/Shell Stress ratio (4.15.29) [eta]:

= min( Sr/S, 1 )

= min( 134.905/134.905 , 1 )

= 1.0000

Circumferential Stress at wear plate (4.15.26) [sigma6,r]:

= -K5 * Q * k / ( B1( t + eta * tr ) )

= -0.7603 * 3771 * 0.1/( 218.297 ( 7.000 + 1.000 * 10.000 ) )

= -0.08 N./mm²

Circ. Comp. Stress at Horn of Saddle, L>=8Rm (4.15.27) [sigma7,r]:

= -Q/(4(t+eta*tr)b1) – 3*K7*Q/(2(t+eta*tr)²)

= -3771/(4(7.000 + 1.000 * 10.000 )218.297 ) –

3 * 0.053 * 3771/(2(7.000 + 1.000 * 10.000 )²)

= -1.29 N./mm²

Results for Vessel Ribs, Web and Base

Baseplate Length Bplen 380.0000 mm.

Baseplate Thickness Bpthk 12.0000 mm.

Baseplate Width Bpwid 110.0000 mm.

Number of Ribs ( inc. outside ribs ) Nribs 2

Rib Thickness Ribtk 6.0000 mm.

Web Thickness Webtk 6.0000 mm.

Web Location Webloc Side

Moment of Inertia of Saddle – Lateral Direction

Y A AY Io

Shell 3. 1944. 6806. 31760.

Wearplate 12. 2200. 26400. 335133.

Web 75. 696. 52200. 4695444.

BasePlate 139. 1320. 183480. 25519536.

Totals 229. 6160. 268886. 30581874.

Value C1 = Sumof(Ay)/Sumof(A) = 44. mm.

Value I = Sumof(Io) – C1*Sumof(Ay) = 18845868. mm**4

Value As = Sumof(A) – Ashell = 4216. mm²

K1 = (1+Cos(beta)-.5*Sin(beta)² )/(pi-beta+Sin(beta)*Cos(beta)) = 0.2035

Fh = K1 * Q = 0.2035 * 3771.274 = 767.5362 N.

Tension Stress, St = ( Fh/As ) = 0.1821 N./mm²

Allowed Stress, Sa = 0.6 * Yield Str = 157.2060 N./mm²

d = B – R*Sin(theta) / theta = 178.9093 mm.

Bending Moment, M = Fh * d = 137.3750 N.m.

Bending Stress, Sb = ( M * C1 / I ) = 0.3181 N./mm²

Allowed Stress, Sa = 2/3 * Yield Str = 174.6733 N./mm²

Minimum Thickness of Baseplate per Moss :

= ( 3 * ( Q + Saddle_Wt ) * BasePlateWidth / ( 2 * BasePlateLength *

AllStress ))½

= ( 3 * (3771 + 188 ) * 110.00/( 2 * 380.000 * 174.673 ))½

= 3.137 mm.

Calculation of Axial Load, Intermediate Values and Compressive Stress

Effective Baseplate Length [e]:

= ( Bplen – Clearance ) / ( Nribs – 1)

= ( 380.0000 – 25.4 )/( 2 – 1 ) = 354.6000 mm.

Baseplate Pressure Area [Ap]:

= e * Bpwid / 2

= 354.6000 * 110.0000/2 = 19502.9980 mm²

Axial Load [P]:

= Ap * Bp

= 19503.0 * 0.09 = 1759.6 N.

Area of the Rib and Web [Ar]:

= ( Bpwid – Clearance – Webtk ) * Ribtk + e/2 * Webtk

= ( 110.000 – 25.4 – 6.000 ) * 6.000 + 354.6000/2 * 6.000

= 1535.400 mm²

Compressive Stress [Sc]:

= P/Ar

= 1759.6/1535.4000 = 1.1461 N./mm²

Check of Outside Ribs:

Inertia of Saddle, Outer Ribs – Longitudinal Direction

Y A AY Ay² Io

Rib 45.3 697.8 31610.3 455319.9 914637.2

Web 3.0 1063.8 3191.4 298667.2 6382.8

Values 19.8 1761.6 34801.7 753987.1 921020.1

Bending Moment [Rm]:

= Fl /( 2 * Bplen ) * e * rl / 2

= 0.0/( 2 * 380.00 ) * 354.600 * 239.50/2

= 0.000 N.m.

KL/R < Cc ( 7.2512 < 122.7360 ) per AISC E2-1

Sca = (1-(Klr)²/(2*Cc²))*Fy/(5/3+3*(Klr)/(8*Cc)-(Klr³)/(8*Cc³)

Sca = ( 1-( 7.25 )²/(2 * 122.74² )) * 262/

( 5/3+3*(7.25 )/(8* 122.74 )-( 7.25³)/(8*122.74³)

Sca = 154.88 N./mm²

AISC Unity Check on Outside Ribs ( must be <= 1.0 )

Check = Sc/Sca + (Rm/Z)/Sba

Check = 1.15/154.88 + (0.00/25831.242 )/174.67

Check = 0.01

Input Data for Base Plate Bolting Calculations:

Total Number of Bolts per BasePlate Nbolts 2

Total Number of Bolts in Tension/Baseplate Nbt 1

Bolt Material Specification SA-193 B7

Bolt Allowable Stress Stba 172.38 N./mm²

Bolt Corrosion Allowance Bca 0.9906 mm.

Distance from Bolts to Edge Edgedis 54.9910 mm.

Nominal Bolt Diameter Bnd 16.0000 mm.

Thread Series Series TEMA Metric

BasePlate Allowable Stress S 137.90 N./mm²

Area Available in a Single Bolt BltArea 100.1066 mm²

Saddle Load QO (Weight) QO 3959.6 N.

Saddle Load QL (Wind/Seismic contribution) QL 0.0 N.

Maximum Transverse Force Ft 0.0 N.

Maximum Longitudinal Force Fl 0.0 N.

Saddle Bolted to Steel Foundation Yes

Bolt Area Calculation per Dennis R. Moss

Bolt Area Requirement Due to Longitudinal Load [Bltarearl]:

= 0.0 (QO > QL –> No Uplift in Longitudinal direction)

Bolt Area due to Shear Load [Bltarears]:

= Fl / (Stba * Nbolts)

= 0.00/(172.38 * 2.00 )

= 0.0000 mm²

Bolt Area due to Transverse Load

Moment on Baseplate Due to Transverse Load [Rmom]:

= B * Ft + Sum of X Moments

= 350.00 * 0.00 + 0.00

= 0.00 N.m.

Eccentricity (e):

= Rmom / QO

= 0.00/3959.57

= 0.00 mm. < Bplen/6 –> No Uplift in Transverse direction

Bolt Area due to Transverse Load [Bltareart]:

= 0 (No Uplift)

Required of a Single Bolt [Bltarear]

= max[Bltarearl, Bltarears, Bltareart]

= max[0.0000 , 0.0000 , 0.0000 ]

= 0.0000 mm²

PV Elite is a trademark of Intergraph CADWorx & Analysis Solutions, Inc. 2013

9. CONCLUZII

Aparatele de schimb de caldura sunt sisteme tehnice constituite in general din elemente rigide care servesc la transformarea energiei calorice de anumiti parametrii tot in energie calorica de alti parametrii.

La procesul de schimb de caldura iau parte doi agenti:

– un agent termic cald – agentul care se va raci in urma transferului ;

– un agent termic rece – agentul termic care se va incalzi in urma transferului ;

In cadrul acestui proiect de diploma au fost parcurse urmatoarele etape pentru dimensionarea unui schimbator de caldura cu cap mobil.

au fost prezentate principalele tipuri de aparate de schimb de caldura ;

au fost alese materialele pentru urmatoarele :

-pentru tabla s-a ales materialul SA-516 Gr.70, conform ASME CODE II A;

-pentru racorduri ( stuturi ) s-a ales materialul SA-106 B, conform ASME CODE II A;

– pentru realizarea flanselor la aparatul de schimb de caldura s-a ales materialul SA-266 Gr.2, conform ASME CODE II A;

– pentru organele de asamblare – prezoane – se va alege materialul SA-193 B7 , conform ASME CODE II A;

Au fost calculate rezistentele admisibile pentru circuitul manta si circuitul tevi.

au fost determinate diametrul interior al mantalei Di 386 mm, diametrul interior al placii tubulare Di 383 mm si numarul tevilor n 50U tevi, precum si distributia tevilor in placa tubulara, distributie triunghi 30º;

au fos determinate principalele elemente supuse actiunii presiunii:

– s-a determinat grosimea tablei pentru realizarea mantalei sM 10 mm si calculul de verificare la presiune cu verifcarea grosimii minime conform TEMA STANDARDS Table R-3.13.

– s-a determinat grosimea tablei pentru realizarea virolei camerei sC 10 mm si grosimea tablei pentru realizarea fundurilor Sf=10mm conform TEMA STANDARDS Table R-3.13.

– au fost calculate dimensiunile flansei dintre camera de distributie si capacul plat;

– au fost determinate grosimea capacului plat si a flansei camerei de distributie, conform codului ASME CODE SECTION VIII Div.1.

– a fost determinata grosimea placii tubulare, conform codului TEMA STANDARDS.

– au fost determinata grosimea racordului R2 si verificarea compensarii orificiilor cu metoda din ASME CODE SECTION VIII Div.1.

– in ansamblul general a fost calculata presiunea de proba hidraulica conform ASME CODE SECTION VIII Div.1, cu urmatoarea formula:

Pph=1,3*Pc*min(S20/St), unde:

Pc-presiunea de calcul pe spatiul respectiv;

S20- tensiunea admisibila a materialului tuturor elementelor supuse presiunii la temperatura ambianta;

St- tensiunea admisibila a materialului tuturor elementelor supuse presiunii la temperatura de calcul;

Suporturixxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx

10. BIBLIOGRAFIE

PT ISCIR C4/2-2003 ED.1 –Ghid pentru proiectarea, construirea, montarea si repararea recipientelor metalice stabile sub presiune, București, 2003.

TEMA, STANDARD OF THE TUBULAR EXCHANGER MANUFACTURERS ASSOCIATION, ultima ediție.

STAS 8566-86 – Schimbătoare de căldură tubulare cu manta, Condiții tehnice generale de calitate.

API STANDARD 660 – HEAT EXCHANGERS FOR GENERAL REFINERY SERVICES.

BRITISH STANDARDS BS 5500 – SPECIFICATION FOR UNIFIRED FUSION WELDED PRESSURE VESSELS.

ASME CODE SECTION VIII Div.1- RULES FOR CONSTRUCTION OF PRESSURE VESSELS.

ASME CODE SECTION VIII Div.2- ALTERNATIVE RULES FOR CONSTRUCTION OF PRESSURE VESSELS.

Denis Moss & Michael Basic- PRESSURE VESSEL DESIGN MANUAL 4th EDITION.

Raseev D., Zecheru Gh., Tehnologia construcției aparaturii instalațiilor statice petrochimice și de rafinării, E.T.București, 1982.

Gh.Zecheru, Tehnologia fabricației aparaturii instalațiilor statice, petrochimice și de rafinării, București, E.T., 1982.

Raseev D., Oprean I., Tehnologia fabricării și reparării utilajului tehnologic, E.D.P., București, 1983.

Zecheru Gh., T.F.R.U.P., Îndrumar de proiectare, I.P.G., 1976.

Colecția de standarde (ASME CODE II A,D) pentru materiale, semifabricate, flanșe, îmbinări sudate, funduri pentru recipiente, etc.

TMUCB, Memorator tehnic de montaj, Vol.I, II, București, 1978.

Antonescu N.N., Ulmanu V., Fabricarea, repararea și întreținerea utilajului chimic și petrochimic, E.D.P., București, 1981.

Picoș C., ș.a., Calculul adaosurilor de prelucrare și al regimurilor de așchiere, E.T., București, 1974.

Vlase A., ș.a., Regimuri de așchiere, adaosuri de prelucrare și norme tehnice de timp, E.D.P., București, vol.I, II.

Picoș C., ș.a., Normarea tehnică pentru prelucrări prin așchiere, vol.I, II, E.T., București, 1979.

Picoș C., ș.a., Tehnologia construcților de mașini. Probleme, E.D.P., București, 1976.

Ulmanu V., ș.a., Tehnologia materialelor, Îndrumar de lucrări practice, I.P.G., Ploiești, 1987.

Normativ de protecție a muncii pentru industria de utilaj greu, construcții de mașini și electromecanică, vol.I, Oficiul de informare-documentare, I.C.I.E., București, 1987.

N.Popescu, C.Vitănescu – tehnologia tratamentelor termice, Ed.Tehnică, București, 1974