Задача на расчет сосудов под давлением

Расчет сосудов давления
Сосуды, работающие под давлением, относятся к категории промышленно опасного оборудования, поэтому к ним предъявляются повышенные требования. Действует ряд стандартов на изготовление этих изделий, а также на сосуды распространяются требования ТР ТС 031-2013. Все эти нормативы устанавливают обязательные сопроводительные документы, которые должны быть у сосудов. Один из них – расчет прочности устройств.
Расчет прочности на сосуды под давлением – это официальный документ, который показывает, какой запас прочности имеется у конкретного сосуда с учетом допустимых напряжений. Сам подсчет проводится в специальной программе, которая учитывает малейшие условия и влияния на изделия с целью установить показатель прочности по предельной нагрузке.
В качестве основных параметров учета используются тип предмета, его геометрическое строение, материал стенок, расположение опор, их материал, величина допустимой нагрузки, виды используемых материалов. Сам расчет представляет собой полный отчет по всем элементам устройства и агрегату в целом с конечными данными и промежуточными выводами.
Как получить расчет?
Самостоятельно производитель провести подобный расчет не сможет, поэтому он обращается в специализированный экспертный центр. Для проведения процедуры нужно предоставить экспертам ряд исходных документов:
· сборочный чертеж, чертежи отдельных комплектующих;
· спецификации, перечни деталей, материалов, ТУ или ГОСТ на них;
· общие виды отдельных сложных элементов;
· виды в разрезе на фланцевых соединениях;
· дополнительно могут потребоваться технические описания, иные проектные материалы.
Расчет проводится быстро и имеет официальный статус. Впоследствии документ вместе с иными техническими и эксплуатационными данными передается на государственную проверку для прохождения сертификации производства.
Расчет – это норматив, который официально подтверждает качество и безопасность выпускаемых изделий. Он является гарантом соответствия, что помогает повысить доверие клиентов, увеличить продажи.
Источник
РАСЧЕТ ТОНКОСТЕННЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОСУДОВ, ПОДВЕРЖЕННЫХ ВНУТРЕННЕМУ ДАВЛЕНИЮ
Тонкостенные цилиндрические сосуды, подверженные внутреннему давлению, имеют весьма широкое распространение в технике (трубопроводы, котлы и различного рода емкости, заполненные жидкостью или газом). Основной задачей при расчетах таких со-
судов является определение необходимой толщины их стенок.
Пусть имеется горизонтальный трубопровод внутренним диаметром D, заполненный жидкостью, находящейся под избыточным давлением P. Под влиянием этого давления стенки трубопровода испытывают действие разрывающего усилия, стремящегося разорвать
трубопровод по его образующей. Таким образом, стенки трубопровода будут работать на растяжение.
Составим для участка трубопровода длиной L, обычное для та-
ких случаев уравнение прочности Q = [σp]f
где Q— разрывающее усилие; f— площадь сечения стенок, по которой возможен разрыв; [σp] — допускаемое напряжение на растяжение.
Так как поперечное сечение трубы симметрично относительно ее оси, достаточно рассмотреть разрывающее усилие Q в какой-нибудь одной плоскости. Разрывающее усилие представит собой силу давления на полуцилиндрическую поверхность и будет равно давлению на проекцию этой поверхности на плоскость, нормальную к направлению разрывающего усилия, т. е. будет Q = PDL
Так как разрыв стенок трубы возможен одновременно по двум сечениям 1-1и 2-2, площадь сечения, по которому возможен разрыв, будет f = 2δL где δ— искомая толщина стенки трубы (сосуда).
Подставляя полученные значения в исходное расчетное уравнение, получаем PD = 2δ[σp]
откуда находим δ = PD/2[σp] [71] рис. 23
Для вертикального цилиндрического сосуда (резервуара) диаметром D, высотой Н, заполненного до краев жидкостью (рис. 23), разрывающее усилие Q определяется как горизонтальная составляющая полного давления на полуцилиндрическую поверхность (равная давлению на проекцию этой поверхности на вертикальную плоскость).
При этом изменением давления по высоте пренебрегают и ведут расчет по наибольшему давлению P = ρgh у основания сосуда. Если же сосуд состоит из ряда отдельных горизонтальных поясов, за расчетное давление для каждого пояса принимают давление у нижней его кромки.
Таким образом, получаем PhD=ρgh 2 D
Для определения толщины стенок имеем условие ρgh 2 D =2hδ[σp]
откуда δ = ρghD/2[σp] [72]
Определим теперь толщину стенок сосуда из условий сопротивления разрывающему усилию, направленному вдоль оси сосуда/ Разрывающее усилие Q в этом случае определяется умножением гидростатического давления р в сосуде у его крышки или днища на проекцию поверхности этой крышки на плоскость, нормальную к оси сосуда,
Сечение же, но которому возможен отрыв крышки от цилиндрической части сосуда, определяется выражением F = πDδ’
Следовательно P
[σp] отсюда толщина стенок δ’ = [73]
т.е. в два раза больше чем в первом случае.
Дата добавления: 2015-04-18 ; просмотров: 23 ; Нарушение авторских прав
Источник
ЗАДАЧА 4. Провести следующие расчеты, связанные с безопасностью при эксплуатации сосудов, работающих под давлением
Провести следующие расчеты, связанные с безопасностью при эксплуатации сосудов, работающих под давлением. Задача состоит из трех заданий.
Задание 1. Компрессор подает воздух давлением Р 2, кПа, при начальном давлении сжимаемого воздуха Р 1=98 кПа и температуре Т 1=288 К. В компрессоре применяется компрессорное масло марки 12 – М с температурой вспышки не ниже 216 °С.
Согласно правилам устройства и безопасной эксплуатации воздушных компрессоров и воздухопроводов разница между температурой вспышки масла и температурой сжатого воздуха должна быть не менее 75 °С. Определить температуру сжатого воздуха и сделать заключение о возможности эксплуатации компрессора без охлаждения.
Задание 2. Воздухосборник компрессора имеет объем V, м 3, и рассчитан на давление Р 2, кПа. Определить мощность взрыва этого воздухосборника, принимая время действия взрыва τ=0,1, с.
Задание 3. Произошел взрыв баллона с ацетиленом. Определить, при каком давлении произошел взрыв баллона, если: толщина стенки баллона S = 4 мм; внутренний диаметр баллона D в = 200 мм; материал-сталь 20. по действующим нормам предельное рабочее давление в баллоне должно быть 2942 кПа.
Исходные данные | Варианты | |||||||||
Р 2, кПа | ||||||||||
V, м 3 | 1,4 | 1,6 | 1,8 | 1,0 | 1,5 | 2,0 | 3,0 | 2,0 | 2,5 | 3,5 |
Указания к решению задачи
Задание 1. Конечная температура сжатого воздуха определяется из уравнения адиабатического сжатия по формуле:
, К
где: Т1 – абсолютная температура воздуха до сжатия, К; Т2 – абсолютная температура после сжатия, К; Р1 – давление газа до сжатия, кПа; Р2 – давление газа после сжатия, кПа; m – показатель политропы (для воздуха m=1,41).
Полученный результат сопоставить с температурой вспышки компрессорного масла и сделать заключение о необходимости охлаждения компрессора.
Задание 2. Мощность взрыва сосуда находящегося под давлением воздуха определяется по формуле:
, Вт,
где: А – работа взрыва при адиабатическом расширении газа, Дж; τ – время действия взрыва, сек.
Работу взрыва определяют по формуле:
, Дж
где V – объем воздухосборника компрессора, м 3.
2. Толщина стенки цилиндрической части баллона определяется по формуле:
, см,
где: σ р – допустимое сопротивление стали на растяжение при температуре 20-250 °С, равное 137,2 ·10 6 Па; φ=1 – коэффициент прочности для бесшовных труб; С – прибавка на минусовые допуски стали, см зависит от толщины стенки баллона: S
Дата добавления: 2014-12-06 ; просмотров: 2574 . Нарушение авторских прав
Источник
Источник
Номинальную толщину стенки барабана или прямой камеры рассчитывают по одной из следующих формул: при номинальном наружном диаметре
при номинальном внутреннем диаметре
где 5—толщина стенки, мм; р — расчетное давление внутри сосуда, МПа; /)н, DB — номинальные наружный и внутренний диаметры барабана, камеры, трубы, мм; ф = 0,8; для углеродистой и низколегированной марганцовистой стали в зависимости от способа сварки — при автоматической двусторонней сварке под флюсом, контактной сварке, односторонней ручной и автоматической сварке под флюсом, электрошлаковой сварке, ручной сварке в атмосфере углекислого газа и аргонодуговой сварке ф = 0,85, при всех других видах ручной электрической и газовой сварки ф = 0,7; д — нормальное допускаемое напряжение, МПа (табл. 11.4); С—прибавка к расчетной толщине стенки, мм: для барабанов и камер, свариваемых из листа или кованых с последующей механической обработкой при толщине листа не более 20 мм, С – 1; при толщине листа более 20 мм С- 0; если наибольший минусовой допуск по толщине листа превышает 3 % номинальной толщины, то в прибавке С должно быть учтено это превышение.
11.4. Нормальные допускаемые напряжения в зависимости от температуры стенки
емкости, сосуда
Расчетная темпера- тура стенки, *С | Значение ал, МПа, для сталей | |||||||
10 | 20, 20К | 25 | 15ГС | I2MX | 15ХМ | 12Х1МФ | 15Х1М1Ф | |
20 | 127,4 | 144,1 | 161,7 | 181,3 | 144,1 | 149,9 | 169,5 | 188,2 |
250 | 109,8 | 129,4 | 144,1 | 161,7 | 142,1 | 149 | 162,7 | 182,3 |
300 | 98 | 116,6 | 129,4 | 149,9 | 138,2 | 144,1 | 155,8 | 176,4 |
350 | 85,8 | 103,9 | 113,7 | 131,3 | 134,3 | 139,2 | 149 | 168,6 |
400 | 75,5 | 90,2 | 98 | 110,7 | 122,5 | 134,3 | 142,1 | 158,8 |
450 | 51,9 | 62,7 | 66,6 | ‘ 81,3 | 94,1 | 128,4 | 135,2 | 149 |
500 | 29,4 | 33,3 | 33,3 | — | зз,з | 100,9 | 123,5 | 137,2 |
550 | — | — | — | — | 49 | 72,5 | 83,3 |
Значение а,, МПа, для сталей | |||||||
Расчетная температура стенки, *С | ш в S cn X гч | а. и е
X IN | 2 .М f-co от II оот XX | Си си“ tf)-? COCO OOvO II T NO XX | e 2 IN CQ ГЧ X | 2 .IN f-QQ ©T II oo T XX | cu a.’* ~ 2 ГЧ CN CQ CQ OO vO II T v© XX |
20 | 137,2 | 163,7 | 143,1 | — | — | — | — |
250 | 126,4 | 156,8 | 122,5 | — | — | — | — |
300 | 124,5 | 150 | 117,6 | — | — | — | — |
350 | 120,5 | 144,1 | 113,7 | — | — | — | — |
400 | 117,6 | 137,2 | 108,8 | — | — | — | — |
450 | 114,7 | 130,3 | 104,9 | — | — | — | — |
500 | 78,4 | 119,6 | 101,9 | — | — | — | — |
550 | 50 | 72,5 | 99 | 112,7 | — | — | — |
600 | — | — | — | — | 60,8 | 72,5 | 100,9 |
650 | — | — | — | — | 25,5 | 47 | 78,4 |
700 | – | – | – | – | – | 29,4 | 45,1 |
Расчетные формулы пригодны при соблюдении следующих условий:
для барабанов и камер, содержащих воду, пароводяную смесь или насыщенный пар,
для камер, содержащих перегретый пар,
Источник
Расчет сосуда под давлением
Автор Leadstar, 07.12.15, 13:41:50
« предыдущая – следующая »
0 Пользователей и 1 гость просматривают эту тему.
Вниз
Страницы 1 2 3 4 5 6
А есть ещё радиальные силы от резьбы…
P.S.: “Старослужащие”! Пожалуйста, не спешите! Пусть “молодёжь” хорошо подумает и смело выступит!
Что, молодЁжь, страшно?! Это хорошо, если страшно! Если “инженер” – инженер, то страх – его неразлучный спутник… В принципе, не так всё и страшно… Если аккуратно посчитать в соответствии с приведённой схемой, то ориентировочное значение растягивающего напряжения составит 1900кгс/кв.см. Это: с учётом коэф. “нераскрытия стыка” = “1”, в предположении, что отсутствуют ударно-волновые процессы ( приведшие к катастрофе на СШГЭС )… В строительстве вполне допускается работа конструкций за “пределами” предела упругости. Иногда: с последствиями наподобие “Трансвааля”… Сам, слава богу, не проверял, но бают: струя масла под давлением 250техн. атм. с расстояния в полметра пробивает ладонь…
Цитата: Ё
Сам, слава богу, не проверял, но бают: струя масла под давлением 250техн. атм. с расстояния в полметра пробивает ладонь…
Бают Через пол метра там не будет 250 атм, более того – когда струя вышла в атмосферу, давление там упало до атмосферного
А вот скорость струи – другое дело, но это не сколько от давления, сколько от потока зависит. Это как у пули – дело в скорости и массе, а не давлении газов в стволе.
ЗЫ А давление в 200 атм – это обычное давление, простой насос для смазки его спокойно выдает (новый и 400 может выдать, пока не сношен).
Молодой человек! У Вас есть что “по делу”?! Или Вы привыкли “ля-ля” справлять”?!
Старый человечек, вы что – уже ревнуете, что еще кто-то кроме вас поучает, да еще кого – лично вас?!!!
ЗЫ во первых, близко к делу, во вторых – комментарий к вашему “не по делу”
Добрый вечер! Подскажите, пожалуйста, методику расчета выгибания фланца поз 1 (придание бочкообразности). Представим, что левая и правая стороны заглушены.
Насколько я понимаю, сначала нужно высчитать силу, которая будет приложена к фланцу давлением 21 МПа. Площадь приложения считать по резиновому кольцу круглого сечения (200мм). Площадь круга = 31415 мм2.
F=P*S. F= 21 Н/мм2 (МПа) * 31415мм2= 659715Н. Материал, например, имеет сигму временную около 600 МПа.
Дальнейший расчет вводит в ступор. Задача – либо подобрать материал с определенной сигмой временной, либо увеличить толщину фланца, либо и то и другое.
Тут вопрос скорее не в расчете а в вашей картинке – такое соединение я считаю неправильным для указанного давления – 21 МПа – указанное давление не соответствует изображенному соединению – все госты на подобные фланцы указывают максимальное рабочее давление в 20 МПа, и более того применение резиновых колец на такое давление во фланцах недопустимо. Для давлений от 20 до 100 Мпа используются например резьбовые фланцы по ГОСТ 9399 с линзовыми прокладками которые устанавливается между труб по ГОСТ 9400.
По ГОСТ 28919 фланцы и 21, и 35, и даже 105 МПа держат, с прокладками 8угольного сечения либо овального. Конструкция верная, это середина дисковой задвижки, которые широко распространены. Резиновые кольца в статике держат до 50МПа.
Так что вопрос именно в подборе мех. свойств и размеров фланца.
Ровно то, что Вам нужно: https://chem21.info/page/177132188005196222048097114165008165099255164228/
(Уплотнение фланцев кольцами КРУГЛОГО сечения при пульсирующем давлении до 300 атм. применяется с 80-х годов прошлого века даже в банальных сельхозмашинах – трансмиссия ГСТ-90. Так вот там есть проблема: фланцы малы, а трубы – жЁсткие. И не всегда получается надЁжное прижатие фланцев.)
Здесь основной момент: а) нераскрытие стыка более какой-то величины; б) отсутствие ползучести материалов фланца и болтов.
Это конечно все хорошо. Но мой основной вопрос в расчете именно на вздутие фланца. Остальное все посчитано, испытано, все работает.
Резиновые кольца держат давление 35МПа в данной конструкции при испытаниях (рабочее же будет 21макс). Фланец же немножко поддувает.
Как расчитать минимально необходимую толщину фланца при известном временном сопротивлении, чтобы его не начало выгибать – этот вопрос открыт. Логично предположить, что если фланец будет рассчитан и не будет выгибаться, то резиновое уплотнение станет еще надежнее.
Цитата: Leadstar от 21.01.17, 19:54:43
…Как расчитать минимально необходимую толщину фланца при известном временном сопротивлении, чтобы его не начало выгибать – этот вопрос открыт. …
Конечно: ОТКРЫТ! А Вы как хотели?! В советские времена над такими вопросами целые институты работали! Для назначения КОЭФФИЦИЕНТОВ ЗАПАСА! Что значит: “его не начало выгибать”?! Выгибать его будет В ЛЮБОМ СЛУЧАЕ! Весь вопрос: а) НА СКОЛЬКО и б) какие при этом получаются ДЕЙСТВУЮЩИЕ напряжения? НА СКОЛЬКО – это: сможет ли работать рез. кольцо? А ДЕЙСТВУЮЩИЕ напряжения – это: как будет идти накопление деформаций с течением времени? ( Или, вообще: когда произойдЁт усталостное разрушение? ) И здесь: самый верный выбор – смотреть на опробованные конструкции и считать, какие там получаются РАСЧЁТНЫЕ напряжения. А также: смотреть материалы по испытаниям тех сплавов, из которых будет делаться Ваша конструкция. С учЁтом того, что там у Вас – сварка?
Для того Вы и ИНЖЕНЕР, чтобы ПРИНИМАТЬ РЕШЕНИЯ!
P.S.: и потом: для одних материалов “сигма врем.” – характеристический показатель, а для др. – сугубо теоретическая величина.
Да верно, с таким гостом не сталкивался – так что конструкция норм., а по поводу чтобы не выгибало фланец, можно сделать расчет по ГОСТ Р 52857.2-2007 – п. 7.2 схема 11 по типу как плоская крышка с отверстием ослабляющим – ну и по результатам расчета взять толщину фланца, для успокоения – сделать трехмерную модель и нагрузить ее давлением – в солиде или апм перепроверить. несложная задача. я бы начал с модельки и понагружал ее давлением – там будет видно сразу насчет приблизительной толщины
ЦитироватьВыгибать его будет В ЛЮБОМ СЛУЧАЕ!
Разве? Необходимое условие – чтоб не выгибало фланец более, чем на величину допуска на соединения резинового кольца с канавкой.
При достаточной толщине внутренние напряжения материала не будут превышать предел прочности на изгиб/растяжение или даже не знаю что там за деформация происходит, комплексная какая-то. При этих условиях первый пункт выполним, фланец не выгнет за пределы допусков. Или я где-то неверно мыслю? Понимаю, что все нюансы не учесть, и эффект бабочки сыграть может Но хотя бы методику теоретически вычислить варианты быть должны.
westdm
Да, прорисовал модель, установил APM, день поковырялся в нем. Комп завис) Разбил на слишком мелкие сегменты. Увеличил размер сегментов, жду)
В ГОСТах на фланцы был расчет, там и с выворачиванием было.
Так же в инете книжка есть – Резьбовые и фланцевые соединения. Биргер, Иосилевич, 1990 г.
А не хотите сделать плавный переход от фланца к трубе. большой фаской? Жесткость возрастет, а масса не атк сильно.
Можно еще сделать уплотнения меньшего диаметра, вокруг самих труб – тогда площадь резко уменьшится, а с ней и нагрузки. Зачем вообще такой огромный фланец к таким небольшим трубам?
Либо сделать поясок и уплотнение по цилиндру – стык раскрываться почти не будет.
ЗЫ резиновые О-ринги и 100 МПа держат, используем, но правда резины потверже (хотя там всеравно фторопластовые кольца подложены) и по цилиндру уплотнение.
Восьмиугольные стальные кольца применять пробовали, но проблем больше – они твердоваты (самодельные, могут не отжигать) и уплотняют плохо (пришлось под них капролоновые подкладывать), проще оказалось О-ринги по цилиндру применить. Хотя может с покупными восьмигранными и норм было бы.
Kirilius83
Фланцы такого диаметра необходимы для того, чтобы внутри них, в полости, вращался шибер – это задвижка дисковая, нуждающаяся в доработке.
Про плавный переход – так и поступлю. Уже прорисовал в АПМ, но возникли вопросы.
Про уплотнения вокруг труб не понял. Труба и фланец – единая деталь (отливка).
Появился вопрос по APM – он всегда визуально деформирует детали от нагрузки, независимо от механических свойств материала?
Цитата: Leadstar от 23.01.17, 15:09:22
Kirilius83
…Появился вопрос по APM – он всегда визуально деформирует детали от нагрузки, независимо от механических свойств материала?
Что бы это значило…
ЦитироватьЧто бы это значило…
Вот. В самом АПМ не разобрался, где смотреть материал. Помню, в одной из операций у меня вылезло сообщение, что то вроде “не удалось получить доступ к библиотеке материалов, поэтому выбран материал по умолчанию – сталь”. Какая сталь в сообщении указано не было.
Поэтому вопрос можно расшифровать так: на картинке показано, как деформируется тело при превышении определенных нагрузок, или это выгибание напрямую связано с механическими свойствами материала, заданным “по умолчанию”?
такими программами как апм и прочие расчетные приложения нужно пользоваться только вместе с классическим расчетом( я выше писал ГОСТ), в расчетах МКЭ много подводных камней и нужны знания (там и разбиение влияет и типы элементов в различных зонах) апм весьма примитивная в этом плане программа – хотите серьезного расчета МКЭ – это ансис, но там нужно знания как что считать, очень много специфики, а в таком серьезной деле как изделия с высоким давлением – пользуйтесь формулами и гостовскими методиками расчета! не надейтесь на МКЭ!
Цитировать( я выше писал ГОСТ)
В том ГОСТе тоже не полное соответствие с моим вариантом, Мой вариант ослаблен отверстием, но усилен трубой снаружи этого отверстия. Если б не отверстие, то один в один. Но и по этой методике посчитаю, спасибо.
Вверх
Страницы 1 2 3 4 5 6
Источник