VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ

Transkript

1 VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY INŽENÝRSTVÍ FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV PROCESNHO A EKOLOGICKÉHO FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF PROCESS AND ENVIRONMENTAL ENGINEERING KONTROLNÍ VÝPOČET ČÁSTÍ TLAKOVÉ NÁDOBY CHECK CALCULATION OF PARTS OF THE PRESSURE VESSEL BAKALÁŘSKÁ PRÁCE BACHELOR S THESIS AUTOR PRÁCE AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR OLDŘICH BUKAL ING. TOMÁŠ LÉTAL BRNO 2011

2

3 Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství Ústav procesního a ekologického inženýrství Akademický rok: 2010/2011 student(ka): Oldřich Bukal ZADÁNÍ BAKALÁŘSKÉ PRÁCE který/která studuje v bakalářském studijním programu obor: Strojní inženýrství (2301R016) Ředitel ústavu Vám v souladu se zákonem č.111/1998 o vysokých školách a se studijním a zkušebním řádem VUT v Brně určuje následující téma bakalářské práce: V anglickém jazyce: Kontrolní výpočet částí tlakové nádoby Check calculation of parts of the pressure vessel Stručná charakteristika problematiky úkolu: Náplní práce je seznámení se s běžnými výpočtovými postupy dle norem, které jsou ve výpočtářských organizacích používány. Pozornost bude věnována zejména základním částem aparátu a způsobům jejich posouzení z hlediska pevnosti. Cíle bakalářské práce: 1. Obecný popis významu pevnostních výpočtů tlakových nádob pro průmyslovou praxi 2. Seznámení se s normou na výpočet tlakových nádob ČSN EN Analýza konstrukce tlakové nádoby a rozdělení na základní části 4. Pevnostní kontrola jednotlivých částí

4 4

5 ABSTRAKT: Tlakové nádoby hrají v různých odvětvích průmyslu nezastupitelnou roli. Z hlediska konstrukce tlakových nádob je požadovaná vysoká spolehlivost a bezpečnost. Bakalářská práce je zaměřena na kontrolní výpočet základních částí nádoby dle normy ČSN EN , dále je provedena kategorizace napětí pomocí MKP. ABSTRACT: Pressure vessels play irreplaceable role in different branches of industry. From the perspective of pressure vessel construction high reliability and safety are required. This bachelor thesis is focused on control calculation of the basic parts of a vessel according to the standard ČSN EN including FEM analysis followed by stress categorization. KLÍČOVÁ SLOVA Tlaková nádoba Pevnostní výpočet Tloušťka stěny Vnitřní tlak Hrdlo Příruba KEY WORDS Pressure vessel Strength calculation Shell thickness Internal pressure Nozzle Flange 5

6 BIBLIOGRAFICKÁ CITACE BUKAL, O. Kontrolní výpočet částí tlakové nádoby. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, s. Vedoucí bakalářské práce Ing. Tomáš Létal. 6

7 ČESTNÉ PROHLÁŠENÍ Prohlašuji, že jsem tuto bakalářskou práci vypracoval samostatně, pod vedením vedoucího bakalářské práce pana ing. Tomáše Létala a s použitím uvedené literatury. V Brně dne podpis autora 7

8 PODĚKOVÁNÍ Rád bych poděkoval všem lidem, kteří mi pomáhali při vypracování bakalářské práce. Především děkuji vedoucímu bakalářské práce Ing. Tomáši Létalovi. 8

9 OBSAH ABSTRAKT... 5 OBSAH ÚVOD VÝZNAM PEVNOSTNÍCH VÝPOČTŮ TLAKOVÝCH NÁDOB ČÁSTI TLAKOVÝCH NÁDOB Části zatížené tlakem Plášť Dna Hrdla, průlezy a pracovní otvory Přírubové spoje Výstroj tlakových nádob Armatury Tlakoměry Pojistné ventily Výfukové trubky a odvodnění Teploměry Hladinoměry PEVNOSTNÍ VÝPOČET TLAKOVÉ NÁDOBY Dovolené namáhání materiálu Válcová část nádoby Eliptické dno Otvory a hrdla Příruby Zatížení šroubů a plochy Momenty působící na přírubu Napětí v přírubě Kontrola přechodu podstavce v oblasti anuloidového přechodu Membránová napětí Ohybová napětí Celková napětí a podmínky pevnosti PEVNOSTNÍ ANALÝZA TLAKOVÉ NÁDOBY V PROGRAMU ANSYS WORKBENCH ZÁVĚR SEZNAM POUŽITÝCH ZDROJŮ SEZNAM POUŽITÝCH SYMBOLŮ A JEDNOTEK SEZNAM PŘÍLOH

10 1. ÚVOD V naší průmyslové historii byly vlastně parní kotle první tlakové nádoby. Proto je jejich vývoj s tlakovými nádobami spojován. Na začátku vývoje (v 18. a 19. století) byly pro výrobu používané kované tabule o rozměrech přibližně 1 m 2 o váze zhruba 50 kg. Jejich způsob výroby zapříčiňoval nerovnoměrnou tloušťku. Plechy byly dále stříhány na strojních nůžkách na jednotlivé díly. Spojovaly se jednou, nebo více řadami nýtů. K utěsnění spojů sloužil technologický proces zvaný temování, což je zatloukání olova do mezer mezi plechy, nebo koudele namočené ve fermeži. Tento způsob utěsňování byl ale nedokonalý, a musel se neustále opravovat [2]. Souběžně s vývojem tlakových nádob se zdokonalovaly i bezpečnostní předpisy ohledně konstrukce tlakových nádob. V současné době podléhá výroba tlakových nádob normám. Původně byly používány státní normy. V dnešní době se přechází na normy Evropského společenství., vydávané jako ČSN EN [2]. Nejpoužívanější normy v Evropské Unii jsou EN 13445, v Americe norma ASME code. V České Republice je stále platná norma ČSN [2]. 10

11 2. VÝZNAM PEVNOSTNÍCH VÝPOČTŮ TLAKOVÝCH NÁDOB Cílem pevnostních výpočtů je zajistit funkčnost součástí, zařízení a konstrukcí při předpokládaném zatížení, případně rekonstruovat příčiny ztráty funkčnosti. Pevnostní výpočty pomáhají konstruktérovi stanovit rozměry tak, aby konstrukce vydržela co největší zatížení při dané geometrii, při použití minimálního množství materiálu s ohledem na bezpečnost, spolehlivost, životnost a provozuschopnost konstrukce [3]. V dnešní době se při pevnostní analýze používá řada výpočtových softwarů. Výpočetní programy jsou buď univerzální, využívající metodu konečných prvků, nebo specializované, které počítají podle norem. MKP se používá pro geometrie a zatížení, které norma nepokrývá, nebo v případech, kdy je třeba znát rozložení napětí a deformací na po celé geometrii konstrukce. Jedním z univerzálních softwarů je program ANSYS, který byl použit pro analýzu v této práci. Model metody konečných prvků se skládá ze dvou typů entit - elementů a uzlů. Elementy představují oblast - prostorový model řešené konstrukce. Pro popis a zadání MKP modelu je třeba určit geometrii elementu. Určuje ji poloha uzlových bodů. Zadají se souřadnice uzlů a pro každý element se určí seznam jeho uzlových bodů. Nejrozšířenějším přístupem generování MKP sítí je do geometrických modelů [4]. Při konkrétním zatížení modelu MKP software určí posuvy každému uzlovému bodu tak, že celková energie napjatosti tělesa je minimální. Deformovaná hrana mezi dvěma uzlovými body je úsečkou spojující posunuté uzly. Tato podmínka zabezpečuje spojitost sítě. Z této podmínky plyne, že pole posuvů všech uzlových bodů je také spojité a nazývá se kompatibilitou sítě, nebo také kompatibilita v posuvech, což je nutná podmínka konvergence sítě. Z toho plyne, že při zjemňování sítě dochází k přesnějšímu řešení [4]. Mechanismus deformace sítě je na Obr.2.1. Černé body 1-8 představují uzlové body před zatížením, červené po zatížení, vektory u 1 - u 8 jsou posuvy uzlových bodů. Obr.2.1 Mechanismus deformace sítě [4] 11

12 3. ČÁSTI TLAKOVÝCH NÁDOB 3.1. Části zatížené tlakem Plášť Pláště se rozlišují na kulové a válcové. Kulové jsou lisovány v zápustkách. Základní stavební dílec válcového pláště tlakových nádob je válcový lub. Počet lubů vychází z potřebné délky válcové součásti. Při konstrukci je požadováno co nejmenšího počtu svarových spojů [2]. Plášť společně s klenutými dny vytváří skořepinovou konstrukci. Obr Lub [7] Dna Dna se rozlišují na rovná, nebo klenutá. Přičemž používanější dna jsou dna klenutá. Klenutá dna se rozdělují na kulová, torosferická a eliptická. Torosferická dna se skládají ze tří rotačně symetrických útvarů: kulového vrchlíku, anuloidového přechodu a válcového lemu. Místa přechodu vrchlíku do anuloidu a na přechodu anuloidu do válcové části představují výrazné koncentrátory ohybových napětí - ohybové poruchy membránové napjatosti. Z tohoto hlediska se klenutost dna konstruuje v závislosti na vnitřním tlaku. Čím větší je vnitřní tlak, tím se volí klenutější dno, nejvýhodnější by bylo půlkruhové dno, tyto dna jsou ale pracná na výrobu a vyrábí se jen pro několik průměrů [2]. Obr Dno [6] 12

13 Hrdla, průlezy a pracovní otvory Z důvodu čištění, montáže a demontáže rozebíratelných vnitřních ústrojí, opravy a kontroly nádob musí být nádoby opatřeny hrdly, průlezy nebo pracovními otvory tak, aby byly dostupné obsluze [2]. Velikost průměru otvoru určuje počet otvorů. Nádoby s vnitřním průměrem větším jak 800 mm musí mít alespoň jeden průlez. Nádoby s průměrem menším jak 800 mm musí mít nejméně 2 průlezy. Toto kritérium neplatí pro nádoby se snímatelnými víky a hrdly [2]. Pokud je to možné, tak se otvory umisťují mimo svary pláště nádob. Otvory, které jsou umístěny ve svarech se musí kontrolovat prozařovací metodou, nebo ultrazvukovou defektoskopií [2] Přírubové spoje Příruby představují rozebíratelný spoj na tlakových nádobách. Spojení příruby s nádobou závisí na typu příruby. Nejpoužívanější je svarový spoj [2]. Mezi těsnící plochy na vnitřní straně příruby se vkládá těsnění. Důležitá je úprava těsnících ploch, která závisí na typu těsnění a jiných provozních faktorech. U měkkých těsnění jsou vhodné obvodové rýhy vzniklé opracováním, protože zvyšují tření mezi těsněním a těsnící plochou. Naopak radiální rýhy znemožňují utěsnění, příruby s takto opracovanými plochami se nesmí používat. [2]. Obr Příruba [5] 13

14 3.2. Výstroj tlakových nádob Tlakové nádoby musí být opatřeny: uzavírací a vypouštěcí armaturou, tlakoměrem, pojistným zařízením a odvětrávacím zařízením. Topené nádoby musí být vybaveny teploměrem, případně hladinoměrem. Obecně platí, že výstroj musí být na nádobě umístěna tak, aby byla za provozu přístupná [2] Armatury Pro armatury jsou platné normy ČSN a ČSN [2] Tlakoměry Pro tlakoměry je platná norma ČSN Měřící rozsah tlakoměrů je volen tak, aby se pracovní přetlak pohyboval ve druhé třetině pracovní stupnice. Z hlediska bezpečnosti provozu je na stupnici označen červenou značkou nejvyšší přípustný pracovní přetlak. Tlakoměr musí mít armaturu, která slouží ke kontrole tlakoměru za provozu. Tlakoměry se umísťují přímo na nádobu, pokud to konstrukce neumožňuje, lze je umístit na jiné části nádoby. Mezi tlakoměr a nádobu se nesmí umístit uzavírací armatura [2] Pojistné ventily Pojistné ventily zabraňují překročení nejvyššího dovoleného pracovního přetlaku nebo nejvyšší dovolené pracovní teploty v tlakové nádobě. V nádobách, kde by mohla pracovní látka způsobit korozi, nebo znečištění sedla ventilu, musí být alespoň jeden pojistný ventil o vnitřním průměru 15 mm. Umisťují se přímo na nádobu, pokud to není možné, umístí se ventily v blízkosti nádoby na potrubí, nebo na zvláštní odbočce. Pojistné ventily se umísťují i na nádoby, kde může dojít ke zvýšení přetlaku i bez přívodu pracovního média [2] Výfukové trubky a odvodnění Výfukové trubky a odvodnění se používají v případě, že se v nádobě tvoří jedovaté nebo vznětlivé plyny. Z hlediska konstrukce musí být výfuková trubka co nejkratší a přímá. Pokud je nutné trubku ohnout, umístí se co nejblíže k pojistnému ventilu. Odvodňovací trubky je se musí na konstrukci umístit tak, aby látka nestékala na nádobu, popřípadě na obsluhu a její konec musí být dobře viditelný [2]. 14

15 Teploměry V případě, že je potřeba kontrola teploty média, nebo může dojít během provozu ke zvýšení, popřípadě snížení teploty stěny nebo pracovní látky, je třeba vybavit nádobu teploměrem. Teploměr musí být dobře viditelný z místa obsluhy. Červenou ryskou je označen dovolený rozsah teplot [2] Hladinoměry Hladinoměry se používají přímé, i nepřímé. Přímé hladinoměry musí být propojeny uzavírací armaturou s nádobou. Hladinoměr musí být dobře osvětlený a stav hladiny musí být dobře viditelný. Rozsah stupnice hladinoměru se musí volit tak, aby nejnižší dovolená hladina byla minimálně 25 mm nad spodní hranou skla, a nejvyšší dovolená hladina byla minimálně 25 mm pod horní hranou skla [2]. 15

16 4. PEVNOSTNÍ VÝPOČET TLAKOVÉ NÁDOBY 4.1. Dovolené namáhání materiálu Plášť, dna a hrdla jsou vyrobeny z materiálu SA N, jehož dovolené namáhání je 137,9 MPa Válcová část nádoby Minimální tloušťka stěny se spočítá dle vzorce: e = 20,6 mm e= P D 2 f z P = 2, ,9 0,85 2,41 Kde P je výpočtový tlak, Di je vnitřní průměr válcového pláště, f je dovolené namáhání materiálu, z je součinitel hodnoty svarového spoje. Maximální tlak v pro zadanou geometrii je dán vztahem: P max = 2,97 MPa P = 2 f z e = 2 137,9 0,85 30 D Eliptické dno Obě dna, svrchní i spodní mají stejné rozměry, liší se jen ve velikosti otvoru a hrdla. Eliptická hrdla se počítají jako torosferická za splnění podmínky 1.7 < K < 2.2. K= D = h Kde h i je vnitřní výška dna. K = 1,872 Podmínka je splněna. Dále pokračujeme jako u torosférického dna. r=d 0,5 K 0,08=2340 0,5 1,872 0,08 R=D 0,44 K+0,22=23400,44 1,872+0,22 16

17 r = 437,8 mm R = 1974 mm Musí být splněny podmínky pro torosferické dno: r 0,2 D i 437,8 468 r 0,06 D i 437,8 140,4 r 2 e 437,8 40,8 e 0,08 D e 20,4 192 e e 0,001 D e 30 0,192 R D e Kde D e je vnější průměr válcového lemu dna. Požadovaná tloušťka musí být největší z tlouštěk e s, e y, e b. e = e = β P 0,75 R+0,2 D f P R 2 f z 0.5 P = 2, ,9 0,85 0,5 2,41 =20,4, P e =0,75 R+0,2 D 111 f D r = 0,52 2,41 0, , f, =17,7, 2,41, =0, , , ,8 =14,3 Kde β je součinitel dle ČSN EN Výsledná tloušťka stěny dna: e = 20,4 mm 17

18 Výpočet únosnosti P max : Pro zadanou geometrii je P max nejmenší z hodnot P s, P y, P b P = 2 f z e = 2 137,9 0,85 38 =4,47 R+0,5 e R+0,5 38 P = f e β 0,75 R+0,2 D = 137,9 38 0,52 0, , =5,173 e, P =111 f 0,75 R+0,2 D r, D, 38 = ,9 0, , =10,46 Kde e a je analyzovaná tloušťka stěny dna. Výsledná hodnota maximálního tlaku je P max = 4,47 MPa 437,2 2340, 18

19 4.4. Otvory a hrdla Výpočty jsou znázorněny pro horní hrdlo. Pro výpočet spodního hrdla se použijí stejné vztahy s obměnou některých hodnot, viz příloha 1. Hodnota vnitřního poloměru křivosti skořepiny v místě středu otvoru: r = 0,44 D +0,02 D 2 h = 0, , r is = 1974 mm, pro oba otvory Maximální tlak je v našem případě dán vztahem: P A +A +A f A +A +0.5A +A +A Kde A je nosná plocha příčného průřezu účinná jako vyztužení skořepiny. A je příčná plocha průřezu koutového svaru mezi hrdlem a skořepinou, v tomto případě je obsažena v A. A je nosná plocha příčného průřezu účinná jako vyztužení hrdla. A je plocha skořepiny zatížená tlakem, A je plocha hrdla zatížená tlakem. Určení : l = 2r +e e = =389,21 mm l = D 10 =2400 =240 mm 10 l =minl, l =min389,21;240=240 mm Pro horní hrdlo: A =e e +l = = mm Kde l so je maximální vyztužující délka skořepiny měřená na střednici skořepiny, l s je délka skořepiny mezi vnějším průměrem hrdla skořepinovou diskontinuitou, e cs je předpokládaná tloušťka stěny skořepiny pro kontrolu vyztužení otvoru, e b je efektivní tloušťka stěny hrdla. Hodnota A fs pro vrchní hrdlo: A fs = mm 2 Hodnota A fs pro spodní hrdlo: A fs = mm 2 19

20 Určení A ps : r =r +0,5 e =1974+0,5 38=1993 mm δ= d 2 r = =0,146 a=r arcsinδ=1993 arcsin0,146=293,05 mm Pro klenutá dna je A s dán vztahem: A =0,5 r Hodnota A ps je dána vztahem: l +a =0, ,05 0,5 e +r 0, =5, mm A =A +0.5 d e =5, , Kde d je vnitřní průměr hrdla. Hodnota A ps pro vrchní hrdlo: A ps = mm 2 Hodnota A ps pro spodní hrdlo: A ps = mm 2 Určení A fb : l =d e e = =222,3 mm l =minl,l = min222,3;505=222,3 mm A =e l =75 222,3 Kde l bo je maximální vyztužující délka hrdla, d eb je vnější průměr hrdla, l b je délka vnější části hrdla skořepiny. Nosná plocha příčného průřezu účinná jako vyztužení vrchního hrdla je: A fb = mm 2 Nosná plocha příčného průřezu účinná jako vyztužení spodního hrdla je: A fb = mm 2 20

21 Určení A pb : A =0,5 d l +e =0, ,3+38 Plocha vrchního hrdla zatížená tlakem: A pb = mm 2 Plocha spodního hrdla zatížená tlakem: A pb = mm 2 Výsledná hodnota maximálního tlaku pro vrchní hrdlo: P P max = 6,34 MPa A +A +A f A +A +0.5A +A +A ,9 = , Výsledná hodnota maximálního tlaku pro spodní hrdlo: P max = 5,28 MPa 21

22 4.5. Příruby Výpočty jsou znázorněny pro přírubu. Pro výpočet slepé příruby se použijí stejné vztahy s obměnou některých hodnot, viz příloha Zatížení šroubů a plochy Základní šířka těsnění b 0 : b 0 = w/2 = 20/2 Kde w je styková šířka těsnění omezená šířkou těsnění a těsnící plochy. Příruba: b 0 = 10 mm Protikus: b 0 = 10 mm Účinná šířka těsnění, nebo dosedací plochy b: Příruba: b = 7,969 mm Protikus: b = 7,969 mm Celková osová síla od tlaku H: b=2,52 b =2,52 10 H= π 4 G P= π ,41 Kde G je průměr reakční síly v těsnění, P je výpočtový tlak. Příruba: H = 1, N Protikus: H = 1, N Tlaková síla na těsnění po dosažení těsnosti H G : H =2 π G b m P=2 π 736 7,969 4,25 2,41 Kde m je součinitel těsnění. Příruba: H G = 3, N Protikus: H G = 3, N 22

23 Zatížení šroubů a plochy průřezu musí být vypočteny jak pro montážní stav tak pro provozní stav: a) Montážní stav: Minimální zatížení šroubů W a : Kde y je minimální měrný tlak. Příruba: W a = 1, N Protikus: W a = 1, N W =π b G y=π 7, ,5 b) Provozní stav: Minimální zatížení šroubů W op : W =H+H =1, , Příruba: W op = 1, N Protikus: W op = 1, N Požadovaná plocha průřezu šroubů A bmin : A =max W ; W =max 1, f f 137,9 Kde f s je dovolené namáhání šroubů. Příruba: A bmin = 7, mm 2 Protikus: A bmin = 7, mm 2 Celková plocha průřezu šroubů A b M42 dle ČSN EN ISO 898-1: Příruba: A b = 2, mm 2 Protikus: A b = 2, mm 2 Podmínka A bmin A b je splněna ; 1, , Momenty působící na přírubu Osová síla přenášená přes plášť na přírubu H D : H = π 4 B P= π ,41 Kde B je vnitřní průměr příruby. Příruba: H D = 6, N Protikus: H D = 2, N 23

24 Osová síla od tlaku na čelní plochu příruby H T : Příruba: H T = 3, N Protikus: H T = 9, N H =H H =1, , Radiální vzdálenost od roztečné kružnice šroubů ke kružnici h D, na které působí HD: h = C B g 2 = Kde C je průměr roztečné kružnice šroubů, g 1 je tloušťka krku u spojení s listem příruby. Příruba: h D = 91,5 mm Protikus: h D = 332,5 mm Radiální vzdálenost od reakční síly v těsnění k roztečné kružnici šroubů h G : Příruba: h G = 38,5 mm Protikus: h G = 38,5 mm h = C G 2 = Radiální vzdálenost od roztečné kružnice šroubů ke kružnici h T, na které působí H T: Příruba: h T = 76,5 mm Protikus: h T = 192,5 mm h = 2 C B G 4 Výpočtové zatížení šroubů ve smontovaném stavu W: = W=0,5 A +A f =0,5 7, , ,9 Příruba: W = 2, N Protikus: W = 2, N a) Smontovaný stav příruby. Celkový moment působící na přírubu M A : Příruba: M A = 8, Nmm Protikus: M A = Nmm M =W h =2, ,5 24

25 a) Provozní stav příruby. Celkový moment působící na přírubu M op : M =H h +H h +H h =6, ,5+3, ,5+3, ,5 Příruba: M op = 1, Nmm Protikus: M op = 1, Nmm Napětí v přírubě Korekční součinitel rozteče šroubů C F : δ 105 C =max 2 d + 6 e ;1 =max ;1 m+0,5 4,25+0,5 Kde b je vzdálenost mezi středy sousedních šroubů, vnější průměr šroubu, e je minimální tloušťka příruby Příruba: C F = 1 Protikus: C F = 1 Poměr průměrů příruby K: Kde A je vnější průměr příruby. Příruba: K = 1,565 Protikus: K = 7,617 Parametr délky l 0 : K= A B = l =B g = Kde g 0 je tloušťka krku u spojení s pláštěm. Příruba: l 0 = 87,132 mm Protikus: l 0 = 53,7 mm 25

26 Součinitele β T, β U, β Y jsou dány vztahy: β = K logK 1 1,0472+1,9448 K K 1 β = K 1+0,855246logK 1 1,36136 K 1 K 1 = 1, ,855246log1, , ,565 1,565 1 = 1, ,855246log1, , , ,565 1 β = 1 0, ,7169K logk K 1 K 1 1 = 0, ,71691,565 log 1,565 1, ,565 1 Příruba: β T = 1,683, β U = 4, 955, β Y = 1,758 Protikus: β T = 0,656, β U = 0,963, β Y = 0,102 Součinitele β F, β V, φ odečteme z grafů: Příruba: β F = 0,67, β V = 0,07, φ = 1,25 Protikus: β F = 0,67, β V = 0,07, φ = 1,25 Součinitel λ: λ= e β +l β l + e β β l g =70 0,67+87,132 0,656 87, ,07 1,683 87, Kde e je minimální tloušťka příruby. Příruba: λ = 1,243 Protikus: λ = 24 Napětí v přírubě se stanoví z momentu M následovně: Pro smontovaný stav: Příruba: M = 1, N Protikus: M = 7, N Podélné napětí v krku: M=M C B =8, σ = φ M =1,25 1, λ g 1,

27 Příruba: σ H = 73,128 MPa Protikus: σ H = 53,655 MPa Radiální napětí v přírubě: σ = 1,333 e β +l M λ e l = 1, ,67+87,132 1, , ,132 Příruba: σ r = 43,443 MPa Protikus: σ r = 9,526 MPa Tangenciální napětí v přírubě: σ = β M K +1 e σ =1,758 1, K ,443 1, ,565 1 Příruba: σ θ = 48,106 MPa Protikus: σ θ = 6,721 MPa Pro provozní stav: Příruba: M = 1, N Protikus: M = 1, N Podélné napětí v krku: Příruba: σ H = 83,515 MPa Protikus: σ H = 128,614 MPa Radiální napětí v přírubě: σ = 1,333 e β +l M λ e l Příruba: σ r = 59,553 MPa Protikus: σ r = 22,834 MPa M=M C B = σ = φ M =1,25 1, λ g 1, = 1, ,67+87,132 1, , ,132 27

28 Tangenciální napětí v přírubě: σ = β M e σ K +1 =1,758 1, K ,443 1, ,565 1 Příruba: σ θ = 54,872MPa Protikus: σ θ = 7,054MPa U všech spočítaných napětí platí, že jsou menší než dovolené namáhání, příruby vydrží. 28

29 4.6. Kontrola přechodu podstavce v oblasti anuloidového přechodu Obr Spojení v podstavce v oblasti anuloidového přechodu [1] Ekvivalentní síla v uvažovaném místě v podstavci F Zp, F Zq : F = F ΔF F +4 M = D 2350 F = F ΔF F +4 M = D 2350 Kde F 1 je celková globální přídavná axiální síla v řezu 1-1 podle Obr. 4.1., ΔF G je tíha nádoby pod řezem 2-2 podle Obr. 4.1., F F je tíha obsahu, M 1 je výsledný moment od externích zatížení v řezu 1-1 podle Obr. 4.1., D Z je střední poloměr podstavce. F Zp = F Zq = 2, N Membránová napětí Membránová napětí v řezu 1-1: σ = F +ΔF +F + P D = 2, , π D e 4 e π

30 σ = F +ΔF +F + P D = 2, , π D e 4 e π Kde D B je střední poloměr skořepiny, e B je tloušťka stěny nádoby. σ =σ =37,577 MPa Platí, že σ f,σ f Minimální požadované tloušťky stěn v řezu 1-1: e = 1 f F +ΔF +F + P D π D 4 = 1 2, ,9 π 2370 e = 1 f F +ΔF +F + P D π D 4 = 1 2, ,9 π , , e =e =10,352 Membránová napětí v řezu 2-2: σ =σ = F +ΔF + P D = + 2, π D e 4 e π σ =σ =38,586 MPa Opět je splněna podmínka σ f. Požadovaná tloušťka stěny v řezu 2-2: e = 1 f F +ΔF + P D π D 4 = ,9 π 2370 e =10,63 mm Membránová napětí v řezu 3-3: σ =σ F = = 2, π D e π Kde D Z je střední poloměr podstavce, e Z je tloušťka stěny podstavce. + 2, σ =σ =3,867 MPa Podmínky σ f σ f jsou splněny. 30

31 Požadované tloušťky stěny v řezu 3-3: e =e =0,28 mm Ohybová napětí cosγ=1 D +e D +e 2 r+e e = 1 f F = 1 2, π D 137,9 π 2350 e = 1 f F = 1 2, π D 137,9 π 2350 = ,8+38 =0,929 a=0,5 e +e +2 e e cos γ=0, ,865 =23,715 M =a F =23,715 2, ;M =a F =23,715 2, Kde cosγ je cosinus úhlu anuloidového přechodu, r je vnitřní poloměr anuloidového přechodu torosferického dna, a je rameno sil od přesazení střednic stěn skořepin, M p a Mq jsou ohybové momenty vyvolané excentricitou a střednicí skořepiny. M p = M q = 6, N Ohybová napětí v řezech 1-1 až 3-3 na vnějším povrchu: Hodnota korekčního součinitele: C = 0,193 σ =σ =C 6 M =0,1936 6,77 10 π D e π D 38 σ =σ =C 6 M =0,1936 6,77 10 π D e π D 38 σ =C 6 M 6 6,77 10 =0,193 π D e π σ =C 6 M 6 6,77 10 =0,193 π D e π σ =σ =0,729 MPa, σ =10,619 MPa, σ =10,619MPa, σ =σ =0,729 MPa 31

32 Celková napětí a podmínky pevnosti Celková napětí v místě p řezu 1-1: Na vnitřním povrchu: σ =σ σ =37,577 0,729 Na vnějším povrchu: σ =σ +σ =37,577+0,729 σ =38,306 MPa, σ =36,848 MPa Celková napětí v místě q řezu 1-1: Na vnitřním povrchu: σ =σ σ =37,577 0,729 Na vnějším povrchu: σ =σ +σ =37,577 0,729 σ =37,857 MPa, σ =39,315 MPa Celková napětí v místě p řezu 2-2: Na vnitřním povrchu σ =σ +σ =38,586+0,729 Na vnějším povrchu: σ =σ σ =38,586 0,729 σ =37,857 MPa, σ =39,315 MPa Celková napětí v místě q řezu 2-2: Na vnitřním povrchu σ =σ +σ =38,586 +0,729 Na vnějším povrchu: σ =σ σ =38,586 0,729 σ =37,857 MPa, σ =39,315 MPa 32

33 Celková napětí v místě p řezu 3-3: Na vnitřním povrchu: σ =σ σ =3,867 10,619 Na vnějším povrchu: σ =σ +σ =3,867+10,619 σ =6,752 MPa, σ =14,486MPa Celková napětí v místě q řezu 3-3: Na vnitřním povrchu: σ =σ σ =3,867 10,619 Na vnějším povrchu: σ =σ +σ =3,867+10,619 σ =6,752 MPa, σ =14,486 MPa Celková napětí musí splňovat podmínky: Řez 1-1: σ f3 1 1,5 σ f, σ f3 1 1,5 σ f 38, ,93 1 1,5 37, ,9, 36, ,93 1 1,5 37, ,9 38, ,975; 36, ,975 σ f3 1 1,5 σ f, σ f3 1 1,5 σ f 37, ,93 1 1,5 37, ,9, 39, ,93 1 1,5 37, ,9 37, ,975; 39, ,975 33

34 Řez 2-2: σ f3 1 1,5 σ f, σ f3 1 1,5 σ f 37, ,93 1 1,5 38, ,9, 39, ,93 1 1,5 38, ,9 37, ,604; 39, ,604 σ f3 1 1,5 σ f, σ f3 1 1,5 σ f 37, ,93 1 1,5 38, ,9, 39, ,93 1 1,5 38, ,9 37, ,604; 39, ,604 Řez 3-3: σ f3 1 1,5 σ f,σ f3 1 1,5 σ f 6, ,93 1 1,5 3, ,9, 14, ,93 1 1,5 3, ,9 6, ,728, 14, ,728 σ f3 1 1,5 σ f,σ f3 1 1,5 σ f 6, ,93 1 1,5 3, ,9, 14, ,93 1 1,5 3, ,9 6, ,728; 14, ,728 Všechny předepsané podmínky jsou splněny. 34

35 5. PEVNOSTNÍ ANALÝZA TLAKOVÉ NÁDOBY V PROGRAMU ANSYS WORKBENCH V této práci byla provedena kategorizace napětí tlakové nádoby pomocí programu ANSYS Workbench dle normy ČSN EN Pro pevnostní kontrolu byla nádoba vymodelována v programu SolidWorks. Obr Průběh sítě Obr Průběh sítě 35

36 Dle normy ČSN EN se provádí tři kontroly. První kontrola: (σ eq )Pm f, f=fd, druhá kontrola: (σ eq )P 1,5f, f = fd, třetí kontrola: ( σ eq )P+Q 3f. Kde (σ eq )Pm odpovídá membránovému napětí, v programu ANSYS označené jako Middle/Membrane. (σ eq )P je součet membránového a ohybového napětí označené jako povrchové napětí, v programu ANSYS pojmenované jako Top/Bottom. ( σ eq )P+Q je rozkmit napětí, větší z rozdílů membránových nebo povrchových napětí v místě kontaktu skořepin. f d je dovolené namáhání. V třetí kontrole je f rovno R p02. Při pevnostní analýze byla provedena první a druhá kontrola pro každou část nádoby, třetí kontrola pro styk hrdel s dny a styk dna s podstavou. Výsledky kategorizace napětí jsou prezentovány v tabulce 5.1., 5.2. a 5.3. Průběhy membránového a povrchového napětí jsou znázorněny na Obr a Obr Tab Kontrola 1. kategorie napětí (σ eq )Pm Část nádoby (σ eq )Pm [MPa] f d [MPa] Plášť ,9 Horní dno ,9 Spodní dno ,9 Horní hrdlo ,9 Spodní hrdlo ,9 Tab Kontrola 2. kategorie napětí (σ eq )P Část nádoby (σ eq )P [MPa] 1,5f d [MPa] Plášť ,85 Horní dno ,85 Spodní dno ,85 Horní hrdlo ,85 Spodní hrdlo ,85 Tab Kontrola 3. kategorie napětí ( σ eq )P+Q Kontakt skořepin ( σ eq )P+Q [MPa] 3f [MPa] Horní hrdlo a horní dno ,55 Spodní hrdlo spodní dno ,55 Podstava a spodní dno 9 620,55 36

37 Obr Celkový průběh membránového napětí Obr Celkový průběh povrchového napětí 37

38 Obr Průběh membránového napětí (vlevo) a povrchového (vpravo) po plášti Obr Průběh membránového napětí (vlevo) a povrchového (vpravo) po horním dnu 38

39 Obr Průběh membránového napětí (vlevo) a povrchového (vpravo) po spodním dnu Obr Průběh membránového napětí (vlevo) a povrchového (vpravo) po horním hrdle 39

40 Obr Průběh membránového napětí (vlevo) a povrchového (vpravo) po spodním hrdle 40

41 6. ZÁVĚR V první části bakalářské práce byl proveden popis částí tlakových nádob a jejich výstroje dle dostupné literatury. Dále byla provedena pevnostní kontrola dle normy ČSN EN Bylo stanoveno dovolené namáhání materiálu a pro každou část skořepinové konstrukce byla spočítána minimální tloušťka stěny a maximální dovolený tlak. Bylo zjištěno, že pracovní tlak v nádobě nepřekračuje žádnou hodnotu maximálního dovoleného tlaku na stěnu nádoby, v některých případech by bylo možné použít menší tloušťku stěny. Dále byla spočítána napětí v přírubě, všechna 3 napětí jsou menší, než dovolené namáhání. Geometrie příruby vyhovuje podmínkám zatížení. V další části byla provedena pevnostní analýza v programu ANSYS Workbench. Na základě výsledků byla provedena kategorizace napětí dle ČSN EN pro každou část skořepinové konstrukce, jejíž podmínky byly splněny. V této práci nebyla analýza pomocí MKP nutná. Všechny pevnostní výpočty pokryla norma ČSN EN Cílem bylo posouzení, do jaké míry se obě analýzy budou shodovat. V tabulce 6.1. jsou porovnány jednotlivé bezpečnosti. Z normy ČSN EN byly bezpečnosti stanoveny na základě vypočtených maximálních dovolených tlaků a pracovním tlaku. Z MKP analýzy byly bezpečnosti stanoveny na základě analyzovaných napětí a dovoleném namáhání. Tab Bezpečnosti Část nádoby Bezpečnost od maximálních tlaků k p = Bezpečnost od membránového napětí k m = Bezpečnost od povrchového napětí k t = Plášť 1,232 1,47 1,42 Horní dno 1,855 2,08 1,585 Spodní dno 1,855 2,14 1,483 Horní hrdlo 2,63 2,68 2,298 Spodní hrdlo 2,19 2,11 2,028 Při porovnání bezpečností od maximálních tlaků a od povrchového napětí pro každou část nádoby je zřejmé, že bezpečnosti od obou analýz spolu korespondují, nejvíce namáhaný je plášť, nejméně vyztužená část horního hrdla. Na základě splnění všech pevnostních podmínek lze prohlásit, že navržená geometrie tlakové nádoby vyhovuje danému zatížení. 41

42 7. SEZNAM POUŽITÝCH ZDROJŮ [1] ČSN EN Netopené tlakové nádoby, Český normalizační institut 2003 [2] Schneider P., Základy konstruování procesních zařízení, Brno: PC-DIR Real, [3] Janíček P., Ondráček E., Vrbka J.: Mechanika těles. Pružnost a pevnost I. VUT v Brně, 1992 [4] Matematické modely a MKP sítě v ANSYSU 2009 [online]. Zveřejněno dne: [cit ] Dostupné z < [5] Perfect engineering services [online]. Zveřejněno dne: [cit ] Dostupné z < [6] Haverer group [online]. Zveřejněno dne: [cit ] Dostupné z < [7] Cimtas Engineer Fabricator Contractor [online]. Zveřejněno dne: [cit ] Dostupné z < 42

43 8. SEZNAM POUŽITÝCH SYMBOLŮ A JEDNOTEK Symbol Význam Jednotka R m Mez pevnosti MPa R e Mez kluzu MPa f Dovolené namáhání materiálu MPa P Výpočtový tlak MPa D i Vnitřní průměr lubu mm e Minimální tloušťka stěny mm e a Analyzovaná tloušťka stěny mm D m Vnější průměr lubu mm z Součinitel svarového spoje - P max Maximální tlak MPa r Vnitřní poloměr křivosti anuloidového přechodu mm R Vnitřní poloměr kulové střední části dna mm β Součinitel - e b Požadovaná tloušťka stěny anuloidového přechodu mm pro zabránění plastickému zborcení e s Požadovaná tloušťka stěny dna pro omezení mm membránového napětí ve střední části dna e y Požadovaná tloušťka stěny anuloidového přechodu mm pro zabránění axiálně symetrické deformaci e e Výsledná tloušťka stěny mm r is Hodnota vnitřního poloměru křivosti skořepiny v mm místě středu otvoru l so Maximální vyztužující délka skořepiny měřená na mm střednici skořepiny l s Délka skořepiny mezi vnějším průměrem hrdla mm skořepinovou diskontinuitou e cs Předpokládaná tloušťka stěny skořepiny pro mm kontrolu vyztužení otvoru e b Efektivní tloušťka stěny hrdla mm A ps plocha skořepiny zatížená tlakem mm 2 A s Plocha příčného průřezu výztuhy mm 2 d Vnitřní průměr hrdla mm l bo Maximální vyztužující délka hrdla mm d eb Vnější průměr hrdla mm l b Délka vnější části hrdla skořepiny mm A Nosná plocha příčného průřezu účinná jako mm 2 vyztužení skořepiny A Příčná plocha průřezu koutového svaru mezi hrdlem mm 2 a skořepinou A Nosná plocha příčného průřezu účinná jako mm 2 vyztužení hrdla A Plocha hrdla zatížená tlakem mm 2 b 0 Základní šířka těsnění mm w Styková šířka těsnění omezená šířkou těsnění a mm těsnící plochy b Účinná šířka těsnění, nebo dosedací plochy mm 43

44 Symbol Význam Jednotka H G Tlaková síla na těsnění po dosažení těsnosti N m Součinitel těsnění - W a Minimální zatížení šroubů, montážní stav N y Minimální měrný tlak MPa W op Minimální zatížení šroubů, provozní stav N A bmin Požadovaná plocha průřezu šroubů mm 2 f s Dovolené namáhání šroubů MPa A b Celková plocha průřezu šroubů mm 2 H D Osová síla přenášená přes plášť na přírubu N B Vnitřní průměr příruby mm H T Osová síla od tlaku na čelní plochu příruby N hd Radiální vzdálenost od roztečné kružnice šroubů ke mm kružnici, na které působí HD C Průměr roztečné kružnice šroubů mm g 1 tloušťka krku u spojení s listem příruby mm h G Radiální vzdálenost od reakční síly v těsnění k mm roztečné kružnici šroubů h T Radiální vzdálenost od roztečné kružnice šroubů ke mm kružnici, na které působí H T W Výpočtové zatížení šroubů ve smontovaném stavu N M A Celkový moment působící na přírubu, smontovaný Nmm stav příruby M op Celkový moment působící na přírubu, provozní stav Nmm příruby C F Korekční součinitel rozteče šroubů - b Vzdálenost mezi středy sousedních šroubů mm K Poměr průměrů příruby - A Vnější průměr příruby mm l 0 Parametr délky mm g 0 Tloušťka krku u spojení s pláštěm mm β T Součinitel - β U Součinitel - β Y Součinitel - β F Součinitel - β V Součinitel - φ Součinitel - λ Součinitel - M Moment Nmm σ H Podélné napětí v krku příruby MPa σ r Radiální napětí v přírubě MPa σ θ Tangenciální napětí v přírubě MPa F Zp Ekvivalentní síla v uvažovaném místě v podstavci N F Zq Ekvivalentní síla v uvažovaném místě v podstavci N F 1 Celková globální přídavná axiální síla N ΔF G Tíha nádoby pod řezem N F F Tíha obsahu N M 1 Výsledný moment od externích zatížení Nmm H Celková osová síla od tlaku N 44

45 Symbol Význam Jednotka G Průměr reakční síly v těsnění mm σ Membránová napětí MPa σ Ohybová napětí MPa D B Střední poloměr skořepiny mm e B Tloušťka stěny nádoby mm D Z Střední poloměr podstavce mm e Z Tloušťka stěny podstavce mm cos Cosinus úhlu anuloidového přechodu - a Rameno sil od přesazení střednic stěn skořepin mm M p Ohybový moment vyvolaný excentricitou a Nmm střednicí skořepiny Mq Ohybový moment vyvolaný excentricitou a Nmm střednicí skořepiny C Korekční součinitel - σ Celková napětí v místě p, na vnitřním povrchu MPa σ Celková napětí v místě p, na vnějším povrchu MPa σ Celková napětí v místě q, na vnitřním povrchu MPa σ Celková napětí v místě q, na vnějším povrchu MPa (σ eq )Pm Membránové napětí MPa (σ eq )P Povrchové napětí MPa ( σ eq )P+Q Rozkmit napětí MPa MKP Metoda konečných prvků - k p Bezpečnost od maximálních tlaků - k m Bezpečnost od membránového napětí - k t Bezpečnost od ohybového napětí - 45

46 9. SEZNAM PŘÍLOH Příloha 1 Výpočet v programu MathCAD 14.0 Příloha 2 Analýza v programu Ansys Workbench Příloha 3 Výkres tlakové nádoby Příloha 4 Obrázky modelu tlakové nádoby vytvořené v programu SolidWorks 46