курсовой проект аппарат для охлаждения и конденсации газового потока. курсовой проект 0401. Курсовой проект по пахт разработать конструкцию и рассчитать конденсатор для охлаждения и конденсации газового потока состава 25 H
![]()
|
|
Вещество | Ср при 110 ℃, кДж/кг∙К | Ср при 8℃ (газы), кДж/кг∙К | Ср при 8℃ (жидкости), кДж/кг∙К |
H2O | 4,216 | 1,869 | 4,196 |
С2Н5ОН | 3,662 | 2,473 | 2,32 |
Воздух | 1,009 | 1,005 |
Таблица 3 – Удельная теплота испарения
Компоненты | ΔHф.п.i, кДж/кг |
H2O | 2260 |
С2Н5ОН | 837 |
Теплота, подводимая газовыми потоками в аппарат, рассчитывается по формуле:
Qi = Gi · Сi · tвх , (1)
где Gi – массовый расход входящих веществ, (таблица1), кг/ч
Сi– удельная теплоемкость веществ, (таблица 2), кДж/кг·К;
tвх – температура входного потока, К.
Таким образом:
![](837337_html_e806ed79ea7d21f0.gif)
![](837337_html_d5c35e19dc37ca96.gif)
![](837337_html_2589260297fae955.gif)
![](837337_html_e8ad4e5b8cd5bc92.gif)
![](837337_html_b354b93bad853a08.gif)
![](837337_html_4d70a40c46bea246.gif)
![](837337_html_f5fc055cf2ae8e40.gif)
Теплота конденсации паров определена по формуле:
Qкондi= ΔH ф.п.i · Gi , (2)
где Qкондi – теплота конденсации паров, кДж;
ΔHф.п.i – удельная теплота фазового перехода (таблица 3) кДж/кг;
Gi – массовый расход пара, перешедшего в жидкую фазу (таблица 1), кг/ч.
Таким образом:
![](837337_html_1cfff72692bdf776.gif)
![](837337_html_f0cca1505e44bf1f.gif)
![](837337_html_bbaa4b36751daaeb.gif)
= 2087825,99 кДж/ч.
Теплота исходящего потока веществ, которая определяется теплотой газового и жидкостного потоков, исходящих из аппарата:
![](837337_html_d12239ae3daeafb4.gif)
где
![](837337_html_eb21acf3a92659a2.gif)
![](837337_html_d1d35922ecd30a55.gif)
![](837337_html_cfb0f316b6fc51c2.gif)
![](837337_html_2e5debdea7aaccde.gif)
![](837337_html_30adf82735904f91.gif)
Расчёт теплот, удаляемых веществ, по формуле (1), с учётом температуры, при которой вещества удаляются из аппарата (281К):
![](837337_html_eb21acf3a92659a2.gif)
![](837337_html_d1d35922ecd30a55.gif)
![](837337_html_465dddd6ea0f5dd3.gif)
![](837337_html_2e5debdea7aaccde.gif)
![](837337_html_30adf82735904f91.gif)
![](837337_html_676e903d7c4d469.gif)
=748820,52 кДж/ч.
Количество потерь тепла через кожух аппарата (10%):
![](837337_html_d39d009af8ded67c.gif)
![](837337_html_bbaa4b36751daaeb.gif)
Количество теплоты, которое должно отводиться хладагентом (водным раствором хлорида кальция):
![](837337_html_9416ff77694e4e42.gif)
![](837337_html_bbaa4b36751daaeb.gif)
![](837337_html_b72d24a387ba37f1.gif)
![](837337_html_d39d009af8ded67c.gif)
= 2087825,99 – 748820,52 – 208782,6 = 748820,52 кДж/ч.
Таблица 4 – Тепловой баланс конденсатора
Приход | Расход | ||||||||||||
№ п/п | Статья | Q, кДж/ч | % | № п/п | Статья | Q, кДж/ч | % | ||||||
1 | Тепло входящего газового потока, в том числе: | 1 | Тепло удаляемых газообразных продуктов, в том числе: | ||||||||||
С2Н5ОН | 375528,07 | 17,99 | С2Н5ОН | 1822,78 | 0,087 | ||||||||
H2O | 302535,03 | 14,49 | H2O | 4919,96 | 0,236 | ||||||||
воздух | 60219,97 | 2,88 | воздух | 10582,27 | 0,507 | ||||||||
2 | Тепло фазового перехода (конденсации), в том числе: | 2 | Тепло удаляемых жидких продуктов, в том числе: | ||||||||||
H2O | 1200563,81 | 57,50 | H2O | 615459,12 | 29,48 | ||||||||
С2Н5ОН | 148979,11 | 7,14 | С2Н5ОН | 116036,39 | 5,56 | ||||||||
| 3 | Тепло, отводимое теплоносителем (хлорид кальция в воде): | |||||||||||
CaCl2(aq) | 1130222,87 | 54,13 | |||||||||||
4 | Потери тепла, в том числе | ||||||||||||
| 208782,60 | 10 | |||||||||||
Итого | 2087825,99 | 100 | Итого | 2087825,99 | 100 |
Тепло входящего потока составляет 2087825,99 кДж/ч, тепло исходящего потока составляет 2087825,99 кДж/ч. Тепло, которое необходимо отводить холодным теплоносителем составляет 1130222,87 кДж/ч. Потери тепла составили 208782,60 кДж/ч. Массовый расход, охлаждающего CaCl2(водн) составляет 5733,68 кг/ч, объемный расход охлаждающего CaCl2(водн) составляет 4,41 м3/ч.
2.4 Аппаратурный расчёт
В начальный период теплообмена происходит конденсация газового потока начальной температуры 110 ℃, водным раствором хлорида кальция начальной температуры 1ºС. Зону теплообмена, в которой происходит данный процесс обозначим, как первую зону теплообмена. Температура выхода конденсата составляет 8ºС, следовательно конденсат охлаждается от 110 ºС до 8ºС и при охлаждении передает тепло охлаждающей воде, нагревая его. Эту зону обозначим как вторую зону теплообмена.
Тепловой поток при конденсации пара
![](837337_html_697752779810dc36.gif)
=37 487,3 кВт
Тепловой поток со стороны конденсата:
![](837337_html_ee4572ab06158f9c.gif)
Состав конденсата:
![](837337_html_bec2ed6326bd250c.gif)
![](837337_html_c44cd8988d56944e.gif)
![](837337_html_2b12b834e0a9b4ea.gif)
Теплоёмкость конденсата при 59℃:
![](837337_html_87777a3d29ee1631.gif)
Тепловой поток со стороны конденсата:
Qконд=Gконд·
![](837337_html_7495db20947573b5.gif)
![](837337_html_308213003da89452.gif)
Общее количество тепла:
Q=Qпар+Qконд=846281,93+117092,65=963374,58 кДж/ч
массовый и объемный расход охлаждающего CaCl2(водн):
![](837337_html_b90a504438396748.gif)
![](837337_html_d797f387ceb4f86f.gif)
Теплоёмкость холодного теплоносителя:
![](837337_html_1a86a482ba3c32c.gif)
Температура между зонами теплообмена:
![](837337_html_4131dfaa370fe3b0.gif)
2.4.2 Расчёт площади поверхности теплообмена первой зоны
Средняя разность температур для зоны конденсации:
110 →110
14,93 → 65
Δtм=110 – 65 = 45℃
Δtб=110 –14,93=95,07℃
![](837337_html_c5c00ee6b1ee2a18.gif)
Средняя температура смеси:
tср.смеси=tн – Δtср=110-66,94=43,06℃
В соответствии с [1 табл. 2.1] принимаем для теплопередачи от пара, содержащего пары органического вещества, к жидкости ориентировочное значение коэффициента теплопередачи Kop600 Вт/(м²·К).
Средние температуры теплоносителей:
![](837337_html_d4c917c8f592c17f.gif)
![](837337_html_674cd73b74dfbd8d.gif)
Ориентировочное значение поверхности теплообмена первой зоны:
![](837337_html_d3ff54952851ac99.gif)
2.4.3 Расчёт поверхности теплообмена второй зоны.
Средняя разность температур для зоны конденсации:
110 →8
14,93 ← 1
Δtм=8 – 1 = 7℃
Δtб=110 –14,93=95,07℃
![](837337_html_706891e0884a5a69.gif)
Средняя температура смеси:
tср.смеси=tн – Δtср=110-33,76=76,24℃
В соответствии с [1 табл. 2.1] принимаем для теплопередачи от пара, содержащего пары органического вещества, к жидкости ориентировочное значение коэффициента теплопередачи Kop600 Вт/(м²·К).
Ориентировочное значение поверхности теплообмена первой зоны:
![](837337_html_aeba3f3e9beaea4d.gif)
Общая поверхность теплообмена:
F=F1+F2=5,85+13,21=19,06 м2
По значению площади поверхности теплообмена выбран подходящий конденсатор (по ГОСТ 15119-79, ГОСТ 15121-79). Его параметры представлены в таблице 5.
Таблица 5 – Параметры кожухотрубчатого теплообменника
Параметр аппарата | Величина | Единица измерения |
Поверхность теплообмена, F | 46 | м² |
Диаметр кожуха внутренний, D | 600 | мм |
Диаметр труб и толщина стенки, d×δ | 25х2 | мм |
Общее число труб, 𝑛об | 196 | шт |
Площадь проходного сечения по трубам, S | 0,011 | м² |
Длина труб, L | 3 | м |
Число ходов, z | 6 | – |
Расчёт коэффициента теплопередачи для первой зоны теплообмена
Скорость холодного теплоносителя в трубном пространстве:
![](837337_html_4b7e97377cac6a47.gif)
где G – массовый расход охлаждающей воды, кг/с;
ρ – плотность вещества, кг/м3;
S – площадь сечения одного хода по трубам, м2.
Критерий Рейнольдса для охлаждающего раствора хлорида кальция :
![](837337_html_47ba8ef9b252ad8c.gif)
где ω – линейная скорость жидкости, м/с;
dвн – внутренний диаметр труб, м;
ρ – плотность вещества, кг/м3;
n – число труб;
S – площадь проходного сечения труб;
μ – вязкость вещества, Па/с.
![](837337_html_199d0bb991f62c27.gif)
Число Рейнольдса меньше 2300, значит, режим движения охлаждающей раствор хлорида кальция в воде – ламинарный.
Коэффициент теплоотдачи холодного теплоносителя найдем по формуле:
![]() | (2) |
где dвнутр = dнар – 2 δ = 0,025 – 2·0,002 = 0,021 м;
Nu – критерий Нуссельта, при ламинарном режиме движения
![]() | (3) |
критерий Прандтля, находим по формуле:
![]() | (4) |
где Cp – удельная теплоемкость воды (таблица 2), Дж/кг·К;
μ = 1.2·10–3 Па·с – динамическая вязкость хлорида кальция в воде;
λ = 0,6 Вт/(м·К) – коэффициент теплопроводности CaCl2 (водн).
Gr – критерий Грасгофа, находим по формуле:
![]() | (5) |
где dвнутр – внутренний диаметр труб, м;
g – ускорение свободного падения, м/с2 ;
ρ – плотность теплоносителя, кг/м3;
β – коэффициент объемного расширения теплоносителя, град−1 ;
Δtб – разность температур, К;
μ – вязкость теплоносителя, Па·с.
Таким образом, из формул 4 и 5 получаем:
![](837337_html_4b40476a675c4f0c.gif)
![](837337_html_49830c09266ebdb4.gif)
При температуре стенки, равной 65 ℃, множитель
![](837337_html_50568c87121ba56f.gif)
Nu = 0,15 · 1012,60,33 · 8,3660,43 · (1,88 · 108)0,1 · 1,47 = 36,249.
По формуле 2 находим коэффициент теплоотдачи холодного теплоносителя:
![](837337_html_8961caa0dac8589f.gif)
При плёночной конденсации насыщенного пара на наружной поверхности пучка вертикальных труб коэффициент теплоотдачи рассчитывается по уравнению:
![]() | (6) |
где αгор– коэффициент теплоотдачи, Вт/м2·К;
λ – коэффициент теплопроводности теплоносителя, Вт/м·К;
μ – вязкость теплоносителя, Па·с;
ρ – плотность вещества, кг/м3;
nоб – количество трубок в теплообменнике (таблица 5);
dнар – наружный диаметр трубок в теплообменнике (таблица 5), м;
Gгор – расход горячего теплоносителя (таблица 1);
Таблица 6 – Физико-химические свойства горячего теплоносителя
Параметр | Величина | Единица измерения |
Коэффициент теплопроводности, λ | 0,611 | Вт/м·К |
Вязкость теплоносителя, μ | 0,49·10−3 | Па·с |
Плотность вещества, ρ | 1,12 | кг/м³ |
![](837337_html_ed861e2ace7b2e6f.gif)
Суммарное термическое сопротивление стенки и загрязнений:
![](837337_html_e9effbcd9bd9f47e.gif)
где λст=46,5 Вт/(м·К) – коэффициент теплопроводности стали.
Приблизительно значение коэффициента теплопередачи составляет:
![](837337_html_de1a17550cf7e1dc.gif)
По формуле 1 найдем приблизительное значение поверхности теплообмена первой зоны:
![](837337_html_bd821f6eabdf1ce6.gif)
Определение ориентировочного значения для температур стенок
q=Kприб1· Δtср= α1· Δt1
q=Kприб1· Δtср=6,637·66,94=444,25 Вт/м²
Δt1=q/ αгор =444,26/6,68=66,492 ℃
Δtст=q
![](837337_html_3afb83cf44dd1693.gif)
Δt2=q/ αхол =444,26/1036=0,429 ℃
Проверка:
Δtср =Δt1+Δtст+Δt2=66,492+0,019+0,429 =66,94
Тогда
tст1= t1 – Δt1=110-66,492=43,508℃
tст2= t2 – Δt2=14,93+0,492=14,429℃
Определение поправки для
![](837337_html_3c7d4e7e827c5de6.gif)
![](837337_html_3209ebc18dd2e671.gif)
![](837337_html_ab4a61ab91007c6f.gif)
![](837337_html_a43d38233832c0ef.gif)
![](837337_html_d36c23319b16ccb.gif)
По уточненным значениям:
![](837337_html_72c0665787f848f2.gif)
уточнённое значение поверхности теплообмена первой зоны:
![](837337_html_43b015e989c0c738.gif)
Расчет коэффициента теплопередачи для второй зоны теплообмена в случае охлаждения конденсата
Во второй зоне теплообмен находятся две жидкости: конденсат и охлаждающий раствор, в дальнейших расчётах необходимо вычислять коэффициент теплоотдачи для обеих жидкостей.
Плотность конденсата при 33,76℃:
![](837337_html_7c9268d19a4bc4ee.gif)
Определение скорости конденсата
![](837337_html_ac66d504fc61ae0a.gif)
Критерий Рейнольдса для конденсата при 33,76℃:
![](837337_html_a4dfba331f0274ef.gif)
Режим течения ламинарный Re ≤ 2300.
Для данного режима критерий Нуссельта определяется по уравнению (3). Критерий Прандтля и Грасгофа находим по формулам 4 и 5:
![](837337_html_baeb01ff107f054d.gif)
![](837337_html_99bf9a58523e4179.gif)
При t=33,76℃
![](837337_html_3c7d4e7e827c5de6.gif)
![](837337_html_2ab7f0f1ba2c53e0.gif)
![](837337_html_6b764539013117d4.gif)
Nu=0,15·1,05·76,0530,33·5,0340,43·(2,163·108)0,1·0,9995=8,55
По формуле (2) находим значение коэффициента теплоотдачи со стороны конденсата:
![](837337_html_80cd103cdc3ad4fe.gif)
Коэффициент теплоотдачи холодного теплоносителя.
из формул 4 и 5 получаем:
![](837337_html_4b40476a675c4f0c.gif)
![](837337_html_49830c09266ebdb4.gif)
При температуре стенки, равной 65 ℃, множитель
![](837337_html_50568c87121ba56f.gif)
Nu = 0,15 · 1012,60,33 · 8,3660,43 · (1,88 · 108)0,1 · 1,47 = 36,249.
По формуле (2) находим коэффициент теплоотдачи холодного теплоносителя:
![](837337_html_8961caa0dac8589f.gif)
Коэффициент теплоотдачи в вертикальном конденсаторе от плёнки конденсата:
![](837337_html_922ea90ab0750385.gif)
Где ΔH – теплота конденсации, Дж/кг;
ρ – плотность конденсата, кг/м3;
g – ускорение свободного падения,
λ – коэффициент теплопроводности конденсата, Вт/(м·град);
h – высота труб, м;
μ – вязкость конденсата, Па·с;
Δt – средняя температура конденсата
![](837337_html_c95ca2815a74ed3b.gif)
Приблизительно значение коэффициента теплопередачи составляет:
![](837337_html_ab25c01c553e9b17.gif)
По формуле (1) найдем приблизительное значение поверхности теплообмена первой зоны:
![](837337_html_f74acee86dd7c998.gif)
Определение ориентировочного значения для температур стенок
q =Kприб2· Δtср2=374,355·33,76=12640 Вт/м²
Δt1=q/ αгор =12640/591,419=21,369 ℃
Δtст=q
![](837337_html_3afb83cf44dd1693.gif)
Δt2=q/ αхол =12640/1067=0,419 ℃
Проверка:
Δtср =Δt1+Δtст+Δt2=21,369+0,543+0,413=33,76
Тогда
tст1= t1 – Δt1=110-21,396=88,631℃
tст2= t2 – Δt2=1+0,412=1,419℃
Определение поправки для
![](837337_html_3c7d4e7e827c5de6.gif)
![](837337_html_3209ebc18dd2e671.gif)
![](837337_html_fbd1fd9fdbb2476c.gif)
![](837337_html_57a2e196fee01037.gif)
![](837337_html_5e13ffbba8197ee9.gif)
По уточненным значениям:
![](837337_html_5a3fcf8dead9de11.gif)
уточнённое значение поверхности теплообмена первой зоны:
![](837337_html_476d5251746995ad.gif)
Общая поверхность теплообмена:
F=F1`+F2`=530,473+21,708=552,181 м2
Ориентировочно у выбранного конденсатора оказалась занижена поверхность теплообмена. По значению площади поверхности теплообмена выберем подходящий теплообменник (по ГОСТ 15119-79, ГОСТ 15121-79). Его параметры представлены в таблице 6.
Таблица 6 – Параметры кожухотрубчатого теплообменника
Параметр аппарата | Величина | Единица измерения |
Поверхность теплообмена, F | 582 | м² |
Диаметр кожуха внутренний, D | 1200 | мм |
Диаметр труб и толщина стенки, d×δ | 20х2 | мм |
Общее число труб, 𝑛об | 1544 | шт |
Площадь сечения одного хода по трубам, S | 0,049 | м² |
Длина труб, L | 6 | м |
Число ходов, z | 6 | - |
Далее проводим сопоставление выбранного варианта нормализированного теплообменника с расчётным по величине коэффициента запаса площади теплообмена β:
![](837337_html_91e8717f2219f059.gif)
Допускается превышение стандартной площади поверхности нормализированного теплообменника над расчетной не более чем на 20%.
Из приведённых выше расчётов был выбран конденсатор с конструкционными характеристиками, представленными в таблице 6, с коэффициента запаса площади теплообмена 5%.
Расчёт деталей аппарата
Расчёт толщины цилиндрической обечайки.
Производим расчёт обечайки на внутренне давление. Расчётную температуру обечайки принимаем равной температуре рабочей среды tвст=110℃.
Отношение
![](837337_html_d4d235021bdb163f.gif)
номинальная расчётная толщина стенки обечайки [12]
![](837337_html_1b5554c8472f0e6a.gif)
где p – расчетное давление, МПа;
D – внутренний диаметр обечайки, мм;
[σ]доп – допускаемое напряжение, МПа;
φ – коэффициент прочности сварного шва;
Производим расчет обечайки на наружное давление. Расчётное наружное давление принимаем рн=0,6 Мн/м2.
![](837337_html_356125a13c2355dd.gif)
За расчётную принимаем меньшую номинальную расчётную толщину стенки обечайки s`=16 мм.
Прибавка на коррозию с внутренней стороны аппарата исходя из срока службы 10 лет составляет Ск = 0,1·10 =1 мм. Расчётная толщина стенки обечайки с учётом прибавки на коррозию
s`=16+1=17мм
наружный диаметр обечайки:
Dн=Dв+2s=1200+2·17=1234 мм
Проверим напряжения в стенке обечайки с учётом температурного перепада по толщине стенки.
Коэффициент толстостенности обечайки
![](837337_html_9a1856c7a7ef10ad.gif)
Температурное напряжение на внутренней поверхности стенки
![](837337_html_4dc3a07cece9670e.gif)
![](837337_html_8fa704608e98c54.gif)
Температурное напряжение на наружной поверхности стенки
![](837337_html_4b215f273b43afb6.gif)
![](837337_html_63025935f58fc0ae.gif)
суммарное напряжение на внутренней поверхности стенки при внутреннем давлении:
![](837337_html_72c2a827cb15b767.gif)
Что <
![](837337_html_71c8a73951ad712.gif)
Расчёт эллиптического днища
В кожухотрубчатых теплообменниках применяют стандартные плоские и эллиптические днища.
Номинальная расчётная толщина стенки днища:
![](837337_html_663ced2b1bbf9ee7.gif)
прибавка на коррозию для днища аппарата, работающего не менее 10 лет составляет Ск = 0,1·10 =1 мм. Прибавка на округление С0=1,9 мм. Расчётная толщина стенки днища с учётом всех прибавок
s`=3,1+1+1,9 = 6мм
Параметры эллиптического днища для диаметра 1200 мм приведены в таблице 8.
Таблица 8 – Параметры эллиптического отбортованного днища (ГОСТ 6533-68)
Dв, мм | Dн, мм | Высота борта h, мм | Высота днища hв, мм | F, м2 | V, м3 | m, кг |
1200 | 1461 | 25 | 300 | 1,66 | 0,255 | 78,9 |
Расчёт трубных решёток
В теплообменниках типа Н трубы размещают по вершинам равносторонних треугольников. Значения шага (расстояния между осями труб) определяется наружным диаметром труб:
При dн = 20, шаг труб tр = 1,3 · dн =1,3·0,02 = 0,026 мм.
![](837337_html_21765386597aad53.gif)
снаружи с учётом прибавок на коррозию
h=18,5+10·0,1=19,5
коэффициент ослабления решётки отверстиями
![](837337_html_1579e0a16787ba48.gif)
номинальная расчётная высота решётки посередине
![](837337_html_6c59ad9f65fc5d0a.gif)
учётом прибавок на коррозию
h`=58+1=59 мм
Опоры
Опорные стойки для вертикальных аппаратов состоят из двух вертикальных косынок и горизонтального основания.
Приваривают опоры непосредственно к корпусу теплообменника или к накладному листу прямоугольной формы для обеспечения жесткости корпуса в месте присоединения опоры.
Размеры опорных стоек выбирают в зависимости от нагрузки Q на одну опору. Общую нагрузку на опоры теплообменника при гидравлическом испытании водой находят по уравнению:
m1 – масса всех труб: m1 = Fт1 ∙ lтр ρм= 0,106·6·7920 = 5017,77кг |
m2 – масса обечайки корпуса: m2 =Fк1 ·lк · ρм=0,0346 · 6 · 7920 =1645,43 кг; |
m3 масса днищ m3=78,9·2=157,8 кг m4 – масса трубных решеток: |
![](837337_html_ed5610e322b1b24a.gif)
![](837337_html_b1e1bec4c38a7e43.gif)
Масса пустого аппарата составит:
m = m1 + m2 + m3 + m4= 5017,77+1645,43+157,8+614,1=7646,1кг.
Объем трубного пространства и объем межтрубного пространства составляют, м2:
![]() | |
![]() | |
объём днищ (таблица 8)
Vдн = 0,255 м3
Объём, заполненый хладагентом
Vхлад=Vтр+2 Vдн =1,86+2·0,255=2,37 м3
Тогда общая нагрузка на опоры при гидравлическом испытании составит:
Q = 0,001 · [m + (Vхлад + Vмт) ·
![](837337_html_a55fef7745bb536f.gif)
0,001 · [7646,1 + (2,37 +4,92) · 1177,5] · 9,81 = 159,31 кН.
Для вертикальных аппаратов с эллиптическим днищем необходимо использовать в качестве опор стойки, количество которых должно быть не менее трёх. Нагрузка, приходящаяся на одну стойку
Q =Qобщ /3=159,31/3=53,1 кН
подходящими характеристиками обладают опоры с допускаемой нагрузкой Q=63,0 кН. Размеры опорных лап для данной нагрузки представлены в таблице 9.
Таблица 9 – Конструктивные размеры опорных стоек, мм
Q, | 63,0 | c | 40 | K | 15 |
a | 185 | c1 | 120 | K1 | 150 |
a1 | 245 | hmax | 515 | d | 35 |
b | 210 | h1 | 24 | dБ | M35 |
b1 | 280 | s1 | 14 | | |
где a – расстояние между косынками;
a1 – ширина основания;
b – длина основания;
b1 – длина косынки;
hmax – высота опоры;
h1 – высота основания;
d – диаметр отверстия.
Рассчитаны основные параметры деталей аппарата: толщины стенок с учётом коррозии, габариты деталей. Подобраны основные детали аппарата: обечайка, трубные решетки, днища, опоры; рассчитана масса аппарата.