Пояснювальна записка. до дипломного проекту

до дипломного проекту

молодшого спеціаліста_

(освітньо-кваліфікаційний рівень)

на тему: Проект організації і проведення ремонту реактора у виробництві

ДП.5.05050207.3.16.00-ПЗ

(шифр документу)

Студента 4 курсу, групи МД

спеціальності 5.05050207

"Обслуговування та ремонт обладнан-

ня підприємств хімічної і нафтогазо-

переробної промисловості"

______________________________

(прізвище та ініціали)

Керівник _____________________._____

(прізвище та ініціали)

Рецензент___________________._____

(ініціали та прізвище)

Рубіжне – 201

Вступ

1 Загальні положення

1.1 Вихідні дані для проектування

1.2 Характеристика механічної майстерні

(ділянки ремонтно-механічного цеху)

1.3 Охорона праці

1.3.1 Перелік основних нормативних документів

1.3.2 Заходи щодо забезпечення безпеки при проведенні ремонтних робіт

1.3.2.1 Робота в механічній майстерні

1.3.2.2 Робота в закритих ємностях

1.3.2.3 Вогневі роботи.

1.3.3 Заходи щодо забезпечення пожежної безпеки.

Література

2 Механічна частина

2.1 Призначення і область застосування пристрою

2.2 Технічна характеристика пристрою

2.3 Опис конструкції пристрою

2.4 Можливі несправності при роботі пристрою

Література

Зміст

3.Ремонтна частина

3.1 Ремонтна документація

3.1.1Графік планово-попереджувальних робіт

3.1.2 Відомість дефектів

3.2.Підготовка пристрою до ремонту

3.3.Послідовність розбирання пристрою

3.4.Технологія ремонту

3.4.1 Ремонт корпусу реактора

3.4.2 Ремонт торцьового ущільнення

3.4.3 Ремонт муфти

3.5.Послідовність збирання пристрою

3.6. Випробування пристрою після ремонту та здача

в експлуатацію

3.7 Перевірочні розрахунки відремонтованих вузлів та деталей

Література

Зміст

4 Економічна частина

4.1 Визначення необхідної чисельності ремонтників

4.2 Визначення фонду оплати праці

4.3 Визначення вартості капітального ремонту

Література

Додаток

2. Механічний розрахунок теплообмінника

2.1Визначення вихідних даних

1) Номінальна поверхневість обміну, – F = .

2) Робочий тиск:

а) у корпусі, МПа – Р_р = МПа;

б) у трубках, МПа – Р_р1 = МПа.

3) Робоча температура:

а) у корпусі, - = ⁰С;

= ⁰С;

б) у трубках, - = ⁰С

. = ⁰С

4) Середовище:

а) у корпусі-

б) у трубках –

5) Матеріал:

а) корпусу –

б) трубках –

6)Згідно розділу 1[3, с. 1-2], приймаємо:

а) Розрахунковий тиск, п.1.2.2[3.2]:

-у корпусі – Р = Р_р = 0,2МПа;

-у оболонці – Р₁= Р_р1= 0,3МПа;

б) Розрахункова температура, п. 1.1.3.[3.2]:

-стінки корпусу – t = t_p = 70⁰С;

-стінки оболонки – t = t_p1 = 43⁰С.

2.2 Вибір конструкції теплообмінника та його основних розмірів

а) Згідно технологічних вимог апарат, який розраховується, це вертикальний цилінд ричний апарат з еліптичним днищем та кришкою, роз’ємний, з фланцевим з’єднанням, фланці сталеві, приварні встик; ущільнювальна поверхня фланців – „виступ – западина „.

б) Вибираємо основні розміри теплообмінника, необхідні до розрахунку, по таблиці 16.2 [3], у залежності від номінальної поверхності теплообміну

– F = 45 та технологічних вимог:

-внутрішній діаметр– D= м;

-довжина труб – ℓ₁ = мм

Рисунок 1- Єскіз теплообмінника

2.3 Визначення температур стінок кожуха та трубок.

1) Гарячий теплоносій – Р_м, Мпа.

2) Холодний теплоносій – Р_т, Мпа.

3) Розхід гарячого теплоносія – G₁ . кг/год.

4) Поверхня теплообміннику – F, м²

5) Начальна температура холодного теплоносія – t_2н, ºС

6) Кінцева температура холодного теплоносія – t_2к= ºС

7) Внутрішній діаметр корпуса теплообмінника – D , мм

8) Довжина трубок – l= м

9) Діаметр трубок – d_т= мм

10) Гарячий теплоносій Р_м= Мпа має температуру t_1н= ºС

11) Приймаємо противоточний рух теплоносіїв в теплообміннику.

12) Гарячий теплоносій надається у кожух, холодного теплоносій – до трубок.

2.3.1 Визначаємо середню різницю температур при противоточному русі.

1) Схема противотоку

t_1н → t_1к

t_2н → t_2к

2) Згідно рекомендацій [2] температура внутрішньої стінки корпуса повинна бути на 3÷5ºС менша за температуру гарячого теплоносія.

Приймаємо t_квн= ºС

3) Визначаємо середню температуру води, як середнє арифметичну величину

, ºС

4) Згідно закону теплопередачі t_1н=t_1к=

(при Р_абс=4 ата) [2, таб.VІ, с. 549]

5) Визначаємо внутрішню температуру стінки трубки

,ºС

Зовнішня температура стінки трубки практично дорівнює внутрішній температурі стінки кожуха, що має місце, коли у між трубному просторі теплообмінника знаходиться гарячий теплоносій, яка конденсується та має високий коефіцієнт тепловіддачі, а у трубному просторі – холодна рідина [2, c.97Ї

t_Тз=t_квн= ºС

6) Визначаємо розрахункову температуру стінки трубки, як середньоарифметичну від зовнішньої та внутрішньої температур стінки трубки

ºС

2.4 Розрахунок на міцність

2.4.1 Визначаємо зусилля, які діють на труби та кожух від температурних навантажень по формулі 44[2, с. 95]

(1)

2.4.2 де: та - коефіцієнти лінійного розширення, відповідно для матеріалу труб та кожуху , ºС^-1

Матеріал труб – , матеріал кожуху –

При t_Т,ºС та t_к,ºС знаходимо по додатку 3, табл. 18

= , с^-1

2.4.3 F_Т – площа поперечного січення труб, мм², [2, с.95]

(2)

де: – зовнішній діаметр трубки, мм;

– внутрішній діаметр трубки, мм;

; = 2 мм – товщина стінки трубки;

n – кількість трубок

Визначаємо кількість трубок:

(3)

де: - коефіцієнт заповнення трубної гратки

Приймаємо

t – крок граток, мм.

Вибираємо по таблиці 25.2 [3, с. 636] у залежності від зовнішнього діаметру трубки d_н, мм

t = 1.3 d_н = мм; (4)

Визначаємо

2.4.4 F_к – площа січення кожуха визначається по формулі [2, с.95]

(5)

де: - товщина стінки кожуху, яка залежить від внутрішнього діаметру кожуха, тиску у між трубному просторі та матеріалу кожуха.

Для кожуху , D , мм та Р_м, МПа по таблиці 5.7[2, с.79] вибираємо: S_k = мм;

D_ср = D + S_k мм

Тоді: F_k= мм

2.4.5 E_Т та E_К – модулі поздовжньої пружності для матеріалу труб та кожуха при відповідних температурах- Е^t , МПа

Визначаємо:

(6)

2.4.6 Розраховуємо температуру напруження:

У трубах:

(7)

У кожуху:

2.4.7 Вимоги міцності від температури напружень:

(8)

(9)

Вимоги міцності повинні виконуватися.

2.4.8 Для компенсацій температурного розширення трубок на кожусі ставимо двоходовий лінзовий компенсатор.

Тому необхідно визначити температурне зусилля з врахуванням дії компенсатору, та знову перевірити теплообмінник на міцність від температурних напружень.

По табл. 17.6 [2], с.364 визначаємо параметри компенсатора у залежності від Р_К та D

D_л = D_у + 250, мм

D_н = D_у +16, мм

S_л – товщина стінки лінзового компенсатору,мм

Зусилля, яке діє на теплообмінник з компенсатором при температурних напруженнях визначається по формулі 47 [9.2], с.96

(10)

де: l – довжина трубок, мм;

z – кількість лінз;

у – коефіцієнт гнучкості компенсатору, визначається по формулі (11)

де:

- коефіцієнт, який залежить від , та визначається по табл..11[2, с.96]

- модуль поздовжньої пружності матеріалу компенсатору при розрахунковій температурі. Звичайно матеріал лінз вибирають таким, як і матеріал кожуха, температура стінки лінзи така, як і кожуха, тому:

2.4.9 Напруження у компенсаторі від температурної деформації визначається по формулі 50 [9.2], с.96

(12)

2.4.10 Вимога міцності:

Вимоги міцності повинні виконуватися

2.5 Розрахунок корпусу апарата

2.5.1 Розрахунок обичайки корпусу апарата, яка навантажена внутрішнім надлишковим тиском.

Виконавчу товщину стінки обичайки S, м визначаємо по формулі 8 [3, с. 10]

S≥ S_p + С, (13)

де S_p – розрахункова товщина стінки обичайки, м;

С - прибавка, м.

а) розрахункова товщина стінки обичайки S_р, м визначається по формулі 9[3, с. 10]

S_р = , (14)

де р – розрахунковий внутрішній тиск у корпусі апарата, МПа; р = МПа.

D – внутрішній діаметр обичайки корпуса, м; D = м;

[σ] - допустиме напруження матеріалу обичайки корпусу при розрахунковій температурі, МПа

Матеріал обичайки корпусу – , розрахункова температура стінки корпусу – t = ⁰C.

По табл. 7 [3, с. 55-56], знаходимо [σ] = МПа

φ_р – коефіцієнт міцності подовжнього зварового шва, який вибирається по таблиці 30 [3, с. 71].

Приймаємо, що довжина конролюємих зварових швів складає 50% від загальної довжини зварових швів обичайки корпусу, шви стикові двохсторонні.

У цьому випадку φ_р = 0,9.

Розраховуємо: S_p =

б) прибавка С, м визначається по формулі 7 [3, с.7]

С = С₁ + С₂ +С₃,

де С₁ – прибавка на корозію та ерозію, м;

Тому що дані на проникання корозії відсутні та, згідно завдання, маємо середовище у апараті корозійне, приймаємо С₁ = 0,002м.

С₂ – прибавка на різностінність або на від’ємне значення граничного відхилення листа, з якого виготовляється обичайка корпусу, м;

При відсутності даних приймаємо середнє значення С₂= 0,0005м.

С₃ – прибавка технологічна, м; С₃ = 0,0005м.

Тоді С = 0,002 + 0,0005 + 0,0005 = 0,003м.

Розраховуємо: S =

Приймаємо парне значення S =

в) Допустимий внутрішній надлишковий тиск [p], МПа визначаємо по формулі 10 [3,с.10]

тоді (16)

г) Перевіряємо умову міцності обичайки

р ≤ [p] (17)

2.5.2 Розрахунок днища апарата на дію внутрішнього тиску.

Рисунок 2 - Днище апарата

а) Виконавча товщина стінки днища S₁, м визначається по формулі 52 [3, с.22],

S₁ ≥ S_1p + c, (18)

де S₁ –виконавча товщина стінки днища, м;

S_1p – розрахункова товщина стінки днища, м.

С – прибавка, С =0,003м.

б) Розрахункова товщина стінки днища S_1p, м визначається по формулі 53 [3,с.22]

S_1p = , (19)

де р – розрахунковий внутрішній тиск у корпусі апарата, р = МПа;

R – радіус кривизни у вершині днища, м, який визначається по формулі 55[3,с.22]

R = (20)

для еліптичних днищ R =D = м;

φ – коефіцієнт зварового шва для опуклих днищ;

Якщо днище виготовлено з однієї заготовки φ = 1 згідно п.3.3.1.5. [3]

Розраховуємо: S_1p =

Розраховуємо: S₁ =

Вибираємо ближче парне значення S₁

в) Визначаємо внутрішній надлишковий тиск по формулі 54 [3, с. 22].

; (21)

г) Перевірка умови міцності днища

(22)

2.5.3 Формули проведених розрахунків можна використовувати при виконанні умови

(23)

;

2.6 Розрахунок фланцевого з’єднання

З умов роботи апарата (тиск, температура, середовище) підбираємо конструкцію та ущільнення фланців

Рисунок 3 - Фланцеве з’єднання

2.6.1 Вибір вихідних даних до розрахунку

1) Матеріал фланців приймаємо таким, як і матеріал корпусу

2) Матеріал болтів – приймаємо Сталь 35;

3) Розрахункова температура фланців t_ф визначається згідно таблиці 13.21[1, с. 259]

4)Розрахункова температура болтів визначається по тій же таблиці

t_Б = 0,97t

5) Визначаємо допустимі напруження для матеріалів фланців [σ]_{ф ,} МПа по таблиці 5 [3, с. 55];

б) для болтів [σ]_б^t Мпа по таблиці 13.22 [1, с. 259] ;

в) допустиме напруження фланців [σ]_ф²⁰ , МПа при t_ф = 20˚C визначаємо по таблиці 5 [3, с. 55]

г) допустиме напруження болтів [σ]₆²⁰ , МПа при t_Б = 20˚C знаходимо по таблиці 13.22 [1, с. 259]

6) Визначаємо конструктивні розміри стандартних корпусних фланців при діаметрі апарата D,м та умовного тиска фланців Р_у , МПа по таблиці 13 [1, с. 234 – 35]:

- зовнішній діаметр фланця – D_ф , м;

- діаметр болтового кола фланця – D_Б , м;

- мінімальний діаметр паза фланця – D₁, м;

- максимальний діаметр паза фланця – D₂, м;

- максимальний діаметр виступу –D₃ , м;

- товщина фланця – h , м;

- діаметр отворів під болти – d , м;

- кількість отворів під болти – z

7) Вибір типу прокладки та її ширини.

Згідно з умовами роботи апарата приймаємо тип ущільнювання та прокладку по таблиці 13.14 [1, с.248]

Визначаємо розміри прокладки:

- зовнішній діаметр D_n, м;

- внутрішній діаметр d, м;

- ширина (24)

2.6.2 Визначення попередніх розрахункових величин.

1) Визначаємо діаметр болтів по таблиці 13.26 [1, с. 263], у залежності від D,м і Р_у, МПа
2) Визначаємо ефективну ширину прокладки по формулі 13.14 [1, с. 264], для в_n > 15 мм.

в_E =0,6 ; (25)

3) Визначаємо середній діаметр прокладки по формулі 13.2 [1, с. 264],

; (26)

4) Безрозмірний параметр ω визначається по формулі 13.19 [1, с. 266]

, (27)

де Ψ₁ – коефіцієнт, який визначається по графіку на мал. 13.15 [1, с. 267], у залежності від параметра K

(28)

j – коефіцієнт, який визначається по формулі

, (29)

де S_E – еквівалентна товщина втулки фланця, м.

Для фланця, який приварений в стик, S_E визначається по формулі

S_в =а_е ∙ S₀ , (30)

де S₀ - мінімальна товщина втулки фланця, м.

а_е - коефіцієнт, який визначається по графіку, у залежності від параметрів (З та X, або розраховується:

де S] - більша товщина втулки фланця, м,

Тоді

де S_E - еквівалентна товщина втулки фланця, м.

Для фланця, який приварений в стик, S_E визначається по формул

аe

λ – коефіцієнт, який визначається по формулі

(31)

5) Кутову піддатливість фланця У_ф , 1/МН∙м визначаємо по формулі 13.20 [1,с.269],

У_ф = , (32)

де Ψ₂ – коефіцієнт, який визначається по рис. 13.7[1, с. 268], у залежності від К

E_ф – модуль подовжньої пружності матеріалу фланця при розрахунковій температурі фланця t_ф ,˚С

6) Лінійну піддатливість прокладки у_n , визначаємо по формулі 13.23 [1, с. 269]

, (33)

де S_n – товщина прокладки, м, яка визначається по таблиці 13.14 [1].

E_n – модуль поздовжньої пружності прокладки залежить від матеріалу прокладки та вибирається по таблиці 13.8 [1, с. 265]

7) Лінійну піддатливість болтів у_б , визначаємопо формулі 13.26 [1, с. 270]

, (34)

де ℓ_Б – розрахункова довжина болта ℓ_Б, м, яка визначається по формулі 13.24

[1, с.270],

ℓ_Б = ℓ_Бо + 0,28d , (35)

де ℓ_Бо – довжина болта між опорними поверхнями головки болта та гайки, м.

ℓ_Бо = 2h + S_n + 0,006

Визначаємо Е_Б – модуль поздовжньої пружності для матеріалу болтів при розрахунковій температурі болтів t_Б ,˚С по таблиці 19 [3, с. 70]

f_Б – площа поперечного перерізу болтів, яка визначається по таблиці 13.27

[1, с. 264] у залежності від d_Б

8) Визнаємо коефіцієнт жорсткості фланцевого з’єднання α по формулі 13.27 [1, с. 270]

α = А[у_Б + 0,25(В₁ +В₂)(D_Б – D_п.ср.)], (36)

де ²; (37)

У разі, коли фланці одинакові та виконані з одного й того ж матеріалу

У_ф1 = У_Ф2 = У_ф B₁ = B₂ = B

Тоді: (38)

В = У_ф(D_Б – D – S_E) (39)

9) Визначаємо розрахункові параметри m та q прокладок по таблиці 13.28 [1, с. 265]

10) Визначаємо безрозмірний коефіцієнт γ для з’єднань фланцями, які приварюються, по формулі 13.28[1, с. 270]

γ = А ∙ У_Б (40)

2.6.3 Розрахунок навантажень фланцевого з’єднання.

а) Навантаження від дії внутрішнього тиску Q_g , МН визначаємо по формулі 13.30 [1, с. 270],

Q_g = 0.785 ∙ D_п.ср.² ∙ р , (41)

б) Реакція прокладки у робочих умовах R_n, МН визначається по формулі 13.31[1, с.270]

R_n= 2 ∙ π ∙ D_п.ср. ∙ b_E ∙ m ∙ p (42)

в) Зусилля, яке виникає від температурних деформацій, для фланців, які приварені та виконані з однакового матеріалу Q_t, МН, визначається по формулі 13.2 [1, с. 271]

Q_t = γ ∙ Z_Б ∙ f_Б ∙ E_Б(α_ф ∙ t_ф - α_Б ∙ t_Б) (43)

де α_ф, α_Б – коефіцієнти лінійного розширення матеріалів, відповідно, фланців та болтів визначається по таблиці 18 [3, с. 69]

г) Болтове навантаження в умовах монтажу Р_Б1 , МН (до подачі внутрішнього тиску) визначається по формулі 13.35[1, с. 271], з урахуванням тиску Р ≤ МПа.

α · Q_g + R_n;

Р_Б1 =max π · D_n.cp·b_E ·q; , (44)

0,4[σ_Б]²⁰ ·Z_Б·ƒ_Б;

д) Болтове навантаження у робочих умовах Р_{Б2 ,}МПа визначаємо по формулі 13.6[1, с. 271]

Р_Б2= Р_Б1 + (1 – α)Q_g + Q_t (45)

2.4.8.4 Перевірка виконання умов міцності фланцевого з’єднання.

а)Умови міцності болтів визначаються по формулам 13.39[1, с. 271]

(46)

б)Умова міцності прокладки визначається по формулі 13.40[1, с. 272]

g = (47)

де [g] – параметр, МПа, який визначається по таблиці 13.28 [1, с. 265].

3. Розрахунок насоса

3.1 Розрахунок основних розмірів насоса складається з двох частин:

- визначення розмірів робочого колеса;

- визначення відвідного устрою, як правило, спірального типа.

Таблиця 1- Вихідні дані

,мм	Р ,мПа	Р ,мПа	l ,м	l ,м	t, С	Q,м с	h ,м	,кг/м

3. 2 Знаходимо необхідний напір насосу – Н .

1) Приймаємо ,м

2) Діаметр всмоктуючого патрубка

, м

Приймаємо , м

3) Швидкість

, м/с

4) Число Рейнольда

5)

6) 2 зона,

7)

8) , м

, м

9) , м

10) Необхідний напір насосу

, Дж/кг

3.3 Підбираємо тип насосу по каталогу і визначаємо діаметр робочого колеса, який забезпечує отримання необхідного напору

Q , л/с; , м

По даним характеристикам потрібно підібрати насос , n, об/хв.

3.4 Визначаємо потужність електродвигуна

, Вт

, Вт

, Вт

По отриманим характеристикам вибираємо електродвигун N, кВт

3.5 Визначаємо основні геометричні розміри колеса та спіральної камери обраного насосу.

3.5.1 Розрахунок робочого колеса

Вхідний діаметр

Де R- коефіцієнт, який враховує експлуатаційні характеристики насоса, ;

- задана подача насоса, м /с

k - коефіцієнт, який враховує тип колеса,

n - число обертів електродвигуна, береться з робочої характеристики насосу.

2) Діаметр вхідних кромок по прийнятому співвідношенню

3) Швидкість в вхідному устрої з рівнянням затрат

, м/с

4) Абсолютна швидкість на вході в колесо

де - коефіцієнт, рівний

5) Вхідна колова швидкість

, м/с

де n підставляємо в об/хв, в м.

6) Приймаємо осьовий вхід рідини, =0, т.е. (вхідний трикутник швидкостей - прямокутний)

7) Вхідний кут потоку

8) Ширина лопати на вході

- коефіцієнт, який враховує товщину лопати на вході,

9) Кут установки лопатки на вході

де - кут атаки.

10) Коефіцієнт напору

;

де - відносна радіальна проекція абсолютної швидкості на виході

гідравлічний ККД насоса

- кут виходу потоку,

Задаємо параметри й знаходимо

11) Колова швидкість на виході

, м/с

12) Діаметр робочого колеса

, м

13) Модуль колеса m

Модуль повинен лежати в межах , якщо отримана величина не попадає в межі, то повертаємося до п.1 і змінюємо величину коефіцієнта R

14) Кут установки лопати на виході

де - кут відставання потоку,

15) Радіальна проекція абсолютної швидкості на виході

16) Колова проекція абсолютної швидкості на виході

, м/с

17) Абсолютна швидкість на виході

, м/с

18) Ширина лопатки на виході

, м

де - коефіцієнт, який враховує товщину лопати на виході

19) Приймаємо форму профілів робочих лопатей у вигляді дуги кола, знаходимо радіуси згину середньої лінії і центрів початкового кола

, м

, м , м

, м

20) Число робочих лопаток