Аппараты с перемешивающими устройствами
Введение
чертеж мешалка корпус
схема
Аппараты с перемешивающими
устройствами широко используются при проведении основных технологических
процессов в химической и биохимической промышленности. На практике наибольшее
распространение получил механический метод перемешивания жидких сред в
аппарате, состоящем из корпуса и перемешивающего устройства. Отраслевыми
стандартами Минхимнефтемаша установлены конструкции и параметры специальных
составных частей аппаратов с мешалками, что позволяет осуществить компоновку аппарата
из типовых элементов (корпуса, мешалки, уплотнения вала, привода
перемешивающего устройства и.т.д.). В частности привод выбирается по ОСТ
26-01-1205-95 в соответствии с частотой вращения мешалки, номинальным давлением
в корпусе аппарата. Одновременно устанавливается тип уплотнения для вала
мешалки: сальниковое или торцовое. Необходимо учитывать, что приводы типа 1 и 3
с концевой опорой в аппарате для вала мешалки не надёжны в эксплуатации при
воздействии абразивной или коррозионной активной среды на вал и вкладыш
подшипника. Типоразмер мотор - редуктор (электродвигателя в сборе с редуктором)
выбирается в соответствии с заданной частотой вращения вала мешалки и
потребляемой мощности электродвигателя. В аппаратах всех типов могут
применяться внутренние теплообменные устройства - змеевики, либо
непосредственный обогрев рабочей среды подачей горячего пара.
1.Задание кафедры
Номер варианта 41
Номинальный объём V, м3 
4,0
Внутренний диаметр D, мм 1600
Исполнение корпуса 00
Параметры мешалки
Шифр 41
Диаметр dм , мм 400
Частота вращения n, мин-1 320
Потребляемая мощность N, кВт 1,2
Давление в корпусе
Избыточное Ри ,
МПа 0,2
Остаточное Ро ,
МПа 0,01
Уровень жидкости в
корпусе Hж/D 1,2
Параметры среды
Наименование толуол
Температура t , оС 100
Плотность r,
кг/м3 870
2. Выбор материалов
Материалы, выбранные для деталей и
сборочных единиц, должны обеспечивать надежность аппарата с мешалкой в работе и
экономичность в изготовлении. При выборе материала необходимо учитывать рабочую
(расчетную) температуру в аппарате, давление и коррозионную активность рабочей
среды.
Химической средой в аппарате
является толуол, рабочая температура среды - 100 оС, избыточное
давление в корпусе аппарате 0,2 МПа.
Выбираем наиболее подходящий и
относительно дешевый материал по таблице [5, табл. 2]. Для всех узлов деталей и
аппарата выбираем сталь X18H10T по ГОСТ 5632-72;
П - коррозионная стойкость материала
(П£ 0,1×10 -3 м/год ( вполне стойкие), [5, табл. 2];
[s]*
- нормативное допускаемое напряжение (по ГОСТ 5632-72) ([s]*t
=100
=139
МПа, [5, табл.3]);
Е - расчётное значение
модуля упругости (Е=2,0×10 5 МПа - для легиро -ванной стали, [5, табл. 4]);
α
- коэффициент линейного расширения (αt =16,6×10
-6 град -1 (для t
от 20 до 100 оС), [5, табл. 6]).
3. Расчётная часть
.1 Расчёт геометрических
размеров корпуса аппарата
Расчёт обечаек, днищ,
крышек корпуса аппарата на прочность и устойчивость под действием внутреннего и
наружного давления с учётом термостойкости и коррозионной стойкости материалов
должны выполняться в соответствии с ГОСТ 14249-80.
Для выполнения расчёта
предварительно необходимо определить ряд параметров.
Расчётное давление -
давление, при котором производится расчёт на прочность и устойчивость элементов
корпуса аппарата.
Расчётное давление для
элементов аппарата принимается, как правило, равным рабочему или выше его. Под
рабочим давлением понимается максимальное внутреннее избыточное (Ри)
или наружное давление, возникающее при нормальном протекании рабочего процесса,
без учёта гидростатического давления среды.
Если на элемент аппарата
действует гидростатическое давление, составляющее 5% и выше от рабочего, то
расчётное давление должно быть повышено на эту величину:
Рр = Ри
+ Ргидр = Ри + r×g×Hж×10 -6,
где Рр -
расчётное рабочее давление для элементов аппарата, МПа;
Ри -
избыточное рабочее давление среды, Па
r - плотность жидкости,
кг/м 3;
g
- ускорение свободного падения (g=9,81
м/с),
Hж
- расстояние от уровня жидкости до нижней точки рассчитываемого элемента, м.
Hж=1,2∙D=1,2∙1,600=1,92 м.
Рассчитаем
гидростатическое давление:
Ргидр = r×g×Hж×10
-6 = 870×9,81×1,92×10 -6 = 0,016 МПа
Условие Ргидр<0,05×Ри
не выполняется (0,016 > 0,01), следовательно гидростатическое давление
учитываем.
Рр =
0,2+0,016= 0,216 МПа.
Определим расчётное
наружное давление при проверке стенок корпуса на устойчивость для элементов
корпуса, находящихся под рубашкой:
Ррн = Ра
- Ро,
где Ррн -
расчётное наружное давление, МПа;
Ра -
атмосферное давление (Ра = 0,1), МПа;
РО -
остаточное давление в корпусе аппарата, МПа;
Ррн = 0,1 -
0,01 = 0,09 МПа.
Определим расчётную
температуру. За расчётную температуру принимается температура среды в аппарате
(tрасч.= tср=100
оС).
Допускаемое напряжение
для выбранного материала определим по формуле:
[s]
=h×[s]
*,
где [s]
- допускаемое напряжение, МПа;
[s]
*- нормативное допускаемое напряжение, МПа;
h
- поправочный коэффициент пожаро- и взрывоопасности (для данной среды h=1,0).
[s]
= 1,0×139
= 139МПа,
Поправка на компенсацию
коррозии Ск:
Ск = П×Lh ,
где П - скорость
коррозии в рабочей среде (в толуоле П=0,1×10 -3 м/год);
Lh - срок службы аппарата (Lh = 20 лет)
Ск = 0,1×10
-3×20
= 2 мм.
.1.1 Оболочки,
нагруженные внутренним давлением
1.) Расчёт толщины
стенки цилиндрической обечайки.
S
= 
+
Ск + С1 ,
где D - внутренний диаметр, мм;
[s]
- допустимое напряжение ([s]=139 МПа);
φ-
коэффициент прочности продольного сварного шва обечайки (φ=1,0);
Ск - прибавка
на коррозию, мм;
С1 -
дополнительная прибавка на округление до стандартной толщины листа, мм.
S
= 
+
2 + С1 = 3,24 + С1 = 4 мм
(по таблице [5, табл. 7]
- «Рекомендуемый сортамент листовой стали ГОСТ 5681-57»).
С1 = 4 - 3,24
= 0,76 мм.
2.) Расчёт
эллиптической крышки.
Для стандартных крышек
исполнительная толщина стенки
Sэ
= 
+
Ск + С1 ,
где Sэ - толщина стенки эллиптической крышки (днища), м
Sэ
= 
+
2 + С1 = 3,24 + С1 = 4 мм.
(по таблице [5, табл.
7] - «Рекомендуемый сортамент листовой стали ГОСТ 5681-57»).
С1 = 4 - 3,24
= 0,76 мм.
.1.2 Оболочки,
нагруженные наружным давлением.
1.) Расчёт толщины стенки цилиндрической обечайки
Толщина стенки цилиндрической
обечайки предварительно определяется по формуле:
S
= max{k2 ×D×10
-2; 1,1 ∙
}
+ Ск + С0 ,
Коэффициент k2 определяется по номограмме в зависимости от вспомогательных
коэффициентов:
k1
= 
;
k3 = 
;
k4 = 
;
где ny -
коэффициент запаса устойчивости в рабочем состоянии
(ny =
2,4);
Е - модуль продольной
упругости для материала обечайки при расчётной температуре стенки;
L
- расчётная длинна гладкой обечайки, мм;
D
- внутренний диаметр аппарата, мм;
Расчётная длинна гладкой
обечайки:
L
= Н2 - 
× H6,
для данного аппарата по
таблице [8, табл. 7]:
Н2=1825 мм;
H6
= 440 мм;
L
= 1825 - ×
440 = 1532 мм,
k1
= 
=0,45
;
k3
= 
=
0,96 ;
k4
= 
=
0,70 ;
По номограмме [5,
рис.3.2.] определим коэффициент k2:
k2 = 0,28;
S
= max{0,28 ×1600×10
-2; 1,1 ∙
}
+ 2 + С0 =
mах{4,48;
0,57} + 2 + С0 = 8 мм.
С0=8 -
6,48=1,52 мм.
После предварительного
определения толщины стенки обечайки проверим допускаемое наружное давление:
[Р] = 
,
где [Рр] - допускаемое
давление из условия прочности;
[РЕ] - допускаемое
давление из условия устойчивости;
[Рр] = 
=
=1,04
МПа ,
[РЕ] = 
,
где
В1 = min{1,0; 8,15 × 
}
=
min{1,0;
8,15 ×
}
= min{1,0; 13,9} =1,0.
Тогда,
[РЕ] = 
=
0,13 МПа.
следовательно,
[Р] = 
=
0,13 МПа.
Для правильности
последующих расчётов, необходимо чтобы выполнялось условие:
Ррн £
[Р]
Условие Ррн £
[Р] выполняется (0,09 МПа < 0,13 МПа), следовательно, толщину стенки из
условия прочности примем равной S=8
мм.
2.) Расчёт толщины
стенки стандартной эллиптической крышки, работающей под наружным давлением.
Толщина стенки стандартной
эллиптической крышки, работающей под наружным давлением, определяется по
формулам:
Sэ
= max
+
Cк + C1 = max=
+
Cк + C1 =
=max{2,93; 0,52} + 2 + C1
= 5 мм.
C1
= 5 - 4,93 =0,07 мм.
Толщину стенки аппарата
принимаем равной S=8 мм.
3.2 Подбор и расчёт
привода
Тип привода подбирается
в зависимости от расчётной мощности электродвигателя и заданной частоты
вращения по таблице [5, табл. 9] и уточняется по таблице [5, табл. 8] в
зависимости от избыточного давления в корпусе.
3.2.1 Определим
мощность, потребляемую приводом
Nэл.
дв = 
,
где Nэл. дв - мощность, потребляемая приводом, кВт;
Nвых.
- мощность, потребляемая на перемешивании, кВт;
hв -
К.П.Д подшипников, в которых крепится вал мешалки,
hв
= 0,91…0,99;
hмуф.
- К.П.Д, учитывающий потери в компенсирующих муфтах,
hмуф
= 0,99;
hпрв.
- К.П.Д, механической части привода, hприв.
= 0,85…0,97;
hупл.
- К.П.Д, учитывающий потери мощности в уплотнении,
hупл.
= 0,96…0,98.
Nэл.
дв = 
=
1,37 кВт.
Выбираем стандартный и
больший по мощности двигатель Nст.
= 3,0 кВт (рекомендованный для данной частоты вращения), [5, табл. 9]. Для
двигателя полученной мощности по таблице [5. табл. 9] рекомендован привод типа
2 (привод со встроенными в редуктор опорами вала мешалки, с частотой вращения
выходного вала n=20 ¸
320 об/мин.). Исполнение привода - 1 (для установки на крышке). Номинальное
давление в аппарате - 3,2 МПа.
3.2.2 Определим
расчётный крутящий момент на валу
Т¢
= 9,55 ×
10 6× 
,
где kд - коэффициент динамичности нагрузки (для трехлопастных мешалок в
аппарате с перегородкой kд
= 1,2). 
Т¢
= 9,55 ×
10 6× 
=
49063 Н×мм.
.2.3 Определим диаметр
вала.
Размер привода
выбирается по диаметру вала
dв
= 
,
где [tкр]
- допускаемое напряжение при кручении, Па;
[tкр]
= 2×10
7 Па =20 МПа.
dв
= 
=
23,06 мм
Учитывая, что для данной
мощности привода и частоты вращения вала рекомендован габарит привода, а также
условие виброустойчивости вала выполнимо при диаметре вала 65 мм, примем dстанд = 65 мм по ОСТ 26-01-1225-75. Габарит привода - 3.
Стандартный привод по
условиям работы подшипников и наиболее слабых элементов конструкции рассчитан
на определённое допустимое осевое усилие [F],
которое для привода типа 2, исполнения 1, габарита 2 равно 13500 Н [5, табл.
17]. Действующее осевое усилие на вал привода аппарата определяется по формуле:
F
= ± P × 
- G ± Fм ;
Fвверх
= Pизб. × 
- G + Fм
;
Fвниз
= - (Pатм. - Pост.)
× × G ± Fм ;
где d - диаметр вала в зоне уплотнения;
Аупл. -
дополнительная площадь уплотнения , м; Аупл. = 32,5×10
-4 м 2 по таблице [4, табл. 3.2];
G
- масса вращающейся части привода;
Fм
- осевая составляющая сила взаимодействия мешалки с рабочей средой;
G = (mв
+ mмеш. + mмуф.)
×
g;
mв
= 
;
где mв - масса вала;
mмеш.
- масса мешалки (по таблице [8, табл. 6] mмеш.
= 3,7 кг);
mмуф.
- масса муфты (по таблице [5. табл.26] mмуф.=26,4
кг);
Lв
- длина вала;
r - плотность стали,
кг/см 3; r = 7,85×10 3 кг/см 3.
Lв
= Hкор. + l2 +
h1 + 30 - hм
;
где hм - расстояние мешалки до днища корпуса, мм; hм = dм,
hм
= 400 мм ;
Lв
= 2250+ 480+ 772 + 30 - 400 = 3132 мм;
mв
= 
кг;
G
= (81,54+ 3,7 + 26,4) × 9,81 = 1095,2 Н.
Осевая составляющая сила
взаимодействия мешалки с рабочей средой находится по следующей формуле:
Fм
= 0,65 ×
=
0,65 ×
=
79,73 Н ,
Fвверх
= 0,2 × 
- 1095,2+ 79,73 = 297,8
Н ,
Fвниз
= - (0,1 - 0,01.)×
-
1095,2- 79,73 = -1765,9 Н.
Сравниваем полученные
значения сил Fвверх и Fвниз
с допустимой нагрузкой F £ [F]:
,8 Н <
13500 Н; -1765,9 Н< 13500 Н.
Условие F £ [F] выполняется,
следовательно, привод подобран, верно, что обеспечит его нормальную работу.
Основные размеры привода
типа 2, исполнения 1, габарит 2 определяем по таблицам [5, табл. 14] и [5,
табл. 16] в соответствии с ОСТ 26-01-1225-75.
dв=65мм;
Н £
1340мм; В = 695мм; L = 280мм; H1 = 758мм; h
= 1375мм; h1 = 772мм; l2
= 480мм; S = 16мм; D
= 430мм; D1 = 540мм; mприв.
= 615 кг.
.3 Выбор уплотнения
К данной конструкции
мешалки в качестве уплотнения выбираем торцовое уплотнение под диаметр вала dв = 65 мм.
Торцовое уплотнение
состоит из двух колец - подвижного и неподвижного, которые прижимаются друг к
другу по торцовой поверхности пружиной. В торцовом уплотнении герметичность
обеспечивается путём контакта двух кольцевых поверхностей. Подвижное кольцо
связывается с валом, неподвижное кольцо-с корпусом аппарата.
Торцовые уплотнения
обладают рядом существенных преимуществ: они работают с незначительной утечкой
газа; в период нормальной работы не требуют обслуживания; правильно подобранные
торцовые уплотнения отличаются большой устойчивостью. Одинарное торцовое
уплотнение состоит из следующих основных деталей: сильфона, приваренного к
стакану и неподвижному кольцу, вращающегося кольца и водила.
Трущиеся кольца закрыты
кожухом, связанным с фланцем. Водило крепится на валу аппарата и связано
винтами с подвижной втулкой. В корпус сальников подаётся охлаждающая жидкость,
которая служит также смазкой трущейся пары.
По таблице [6. табл. 2]
определим основные размеры (мм) торцового уплотнения при d=65 мм:
D=270мм;
D1 =240мм; D2
=165мм; D3
=235мм; H=260мм,
H1 =220мм; h=60мм;
d1 =18мм; mупл.=
58 кг.
3.4 Расчёт элементов
механического перемешивающего устройства
.4.1 Расчёт вала мешалки
1.) Составим расчётную схему вала (вал консольный).
Рис.
2.) Проверка вала на виброустойчивость.
Виброустойчивость вала мешалки
проверяется по условию:
w £ 0,7×w1 ,
где w1 - первая критическая
угловая скорость, рад/с;
w - угловая скорость
вала;
w = 
=
=
33,5 рад/с.
Первая критическая
скорость вала определяется по формуле:
w1
= 
,
где Lв - расчётная длина вала, м;
Е - модуль упругости вала,
Па;
J
- модуль инерции поперечного сечения вала, м4;
mв
- масса единицы длины вала , кг/м;
r - плотность вала из
стали, кг/м 3; r = 7,85×10 3кг/м 3;
α
- корень частотного уравнения, основной тон.
J
= 
=
=
8,76×10
-7 м4 ;
mв
= 
=
=
26,04 кг/м;
α
вычисляется по номограмме [4, рис. 3.6], для этого вычислим относительную массу
мешалки и относительную координату центра тяжести мешалки:
,
где 
-
относительная масса мешалки, кг;
mмеш.-
масса мешалки, кг;
=
=
0,05 кг.
а1 = 
;
l1 = Lв
- l2 ;
а1 = 
=
=
0,85.
α
по номограмме равна 2,0. Определяем первую критическую скорость
w1
=
= 50,71 рад/с.
Условие w £ 0,7×w1
соблюдается (33,5 рад/с < 35,5 рад/с), следовательно, вал подобран верно.
3.) Проверка вала на прочность.
Напряжение от крутящего и
изгибающего момента определяется по формулам:
t = 
,
s
= 
,
Расчётный изгибающий
момент М действия приведённой центробежной силы Fц
определяется в зависимости от расчётной схемы вала. Приведённая центробежная
сила (Н) определяется по формуле:
Fц
= mпр. × w 2 × r
,
где mпр. - приведенная сосредоточенная масса вала и перемешивающего
устройства, кг;
r
- радиус вращения центра тяжести приведённой массы вала и перемешивающего
устройства , м.
Приведённая
сосредоточенная масса вала и перемешивающего устройства (кг) определяется по
формулам:
mпр.
= mмеш. + q
× mв × Lв
,
где mмеш. - масса мешалки, кг; mмеш.
= 3,7 кг;
mв.
- единичная масса вала, кг/м; mв.
= 26,04 кг/м;
Lв
- длина вала, м; Lв
= 3,132 м ;
q
- коэффициент привидения распределённой массы к сосредоточенной массе
перемешивающего устройства.
q
= 
,
где а1 -
относительная координата центра тяжести мешалки;
а1 = 0,85;
q
= 
=
0,528;
mпр.
= 3,7 + 0,582× 26,04 × 3,132 =46,76 кг.
Радиус r определяем из формулы:
r
= 
,
где 
-
эксцентриситет массы перемешивающего устройства с учётом биения вала, м;
е + 0,5 ×
δ ,
где е - эксцентриситет
центра массы перемешивающего устройства, м; е = 0,14×10
-3м
δ
- допускаемое биение вала; δ = 10 -3м.
0,14×10
-3 + 0,5 × 10 -3 = 0,64×10 -3 м,
r
= 
=
11,36×10
-4 м.
Определяем центробежную
силу
Fц
= 46,76 ×
33,5 2 × 11,36×10 -4
= 59,59 Н.
Для определения
максимального изгибающего момента М, действующего на вал, найдём реакции в
опорах RА и RВ:
Рис.
∑МА = 0
: + RВ × l2 - Fц
×
( l1 + l2)
= 0 , RВ = 
,
RВ
= 
=
388,85 Н;
∑МВ = 0 : RА × l2 + Fц × l1 = 0 ,
RА
= 
=
=
329,26 Н ;
Проверка ∑Yi = 0:
RА + RВ - Fц = 0;
-329,26 +388,85 -59,59 = 0;
Определим изгибающий момент:
МА = 0;
= - RА × l2 = -329,26× 480 = -158044,1 Н×мм;
= - Fц × l1 = -59,59 ×2652 = -158044,1 Н×мм;
МС = 0;
Определим напряжение от
крутящего изгибающего момента:
t = =
=
0,89 МПа ,
s = =
=
5,75МПа ;
Результирующее
напряжение на валу определяется по формуле:
sэкв.=
;
sэкв.=
=
6,03 МПа ;
При этом необходимо,
чтобы выполнялось условие sэкв. £
[s
], где [s] определяется по формуле:
[s]
= 
,
где sв
- временное сопротивление материала, МПа; sв
= 900 МПа
[9, табл. 2.1];
[s]
= 
=78,26
МПа;
(6,03 < 78,26) , следовательно, условие прочности для вала мешалки
выполняется.
4.) Расчёт вала на
жесткость.
Расчётная схема
реального и приведённого валов
Рис.
Расчет вала на прочность
заключается в определении допускаемой величины прогиба. Производится из
следующего условия:
Jmax.
£
[J] ,
где [J] - допускаемый прогиб вала, в том месте,
где вал входит в аппарат (в уплотнение), мм; [J] = 0,1 мм;
Jmax.
= 
,
где Jx - осевой момент инерции сечения
вала, м 4;
х = h1 = 0,772мм;
Jx
= 
=
=
8,76∙10 -7
м 4;
Jmax.
= 
=
=3,26×10
-4мм.
Проверим условие
допускаемой величины прогиба: 3,26×10
-4мм < 0,1 мм, условие выполняется.
Определим угол поворота в сферическом подшипнике:
qВ
= 
,
При этом необходимо,
чтобы выполнялось условие qВ
£
[q],
где наибольший допускаемый угол поворота для радиальных сферических шарикоподшипников
q
= =0,05 рад.
qВ
= 
=1,08∙10
-4рад.
Проверим условие
допускаемой величины угла поворота для сферических подшипников: 1,08∙10 -4рад<
0,05 рад, условие выполняется. Вычисленное значение меньше допустимого, что
обеспечит нормальную работу.
3.4 Подбор подшипников
качения
Для подшипников качения
приводного вала мешалки, установленных в наиболее нагруженной верхней опоре и в
уплотнении, воспринимающих действия осевых и радиальных сил, выполняется
проверочный расчёт.
Подшипники, работающие
при n ³ 10 мин -1, выбирают по динамической грузоподъёмности,
рассчитывая их ресурс при требуемой надёжности.
, 
=
297,8 Н
Так как [F] ≤ 13500 Н в опоре А располагаем подшипник легкой серии тип
212 ГОСТ 8338-75 (подшипники шариковые радиальные однорядные).
В опоре В располагаем
подшипник легкой серии типа 1213
ГОСТ 28428-90 (подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные).
1.) Определим
долговечность работы подшипника тип 212.
2.)
,
где 
-
долговечность работы подшипника типа 212 в часах;
L1
- долговечность работы подшипника в миллион оборотах;
L1
= 
,
где а1-коэффициент,
корректирующий ресурс в зависимости от надежности(а1=0,33 при
вероятности безотказной работы 98%);
а23-коэффициент,
корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (для
шарикоподшипников(кроме сферических) а23=0,7);
Сr - динамическая
радиальная грузоподъёмность; для подшипников типа 212 Сr = 52,0×10 3 Н [1, табл. 24.10];
- эквивалентная
нагрузка от действия радиальных сил в опоре А, Н;
= 
,
где 
-
радиальная нагрузка в опоре А, Н; = RA= 329,26 Н;
Кs
- коэффициент, учитывающий перегрузки; Кs = 1,2;
Кt
- рабочая температура подшипника; Кt
= 1,0;
= 
=
395,11 Н,
L1
= 
=
5,26×10 5 млн. об.
= 2,74×10
7 час.
Причём необходимо, чтобы
выполнялось условие 
³
,
где
=10000 часов. Проверим: 2,74×10 7 час > 10000 часов, условие
выполняется.
3.)
Определим долговечность работы подшипника тип 1213.
,
где -
долговечность работы подшипника типа 1213 в часах;
L1
- долговечность работы подшипника в миллион оборотах
L2
= 
,
где а1-коэффициент,
корректирующий ресурс в зависимости от надежности(а1=0,33 при
вероятности безотказной работы 98%);
а23-коэффициент,
корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (для
шарикоподшипников сферических двухрядных а23=0,5);
Сr - динамическая радиальная
грузоподъёмность; для подшипников типа 1213 Сr = 31×10 3
Н [1, табл. 24.10];
- эквивалентная
нагрузка от действия радиальных сил в опоре А, Н;
= 
,
где 
-
радиальная нагрузка в опоре В, Н; 
= RВ = 388,85 Н;
Кs
- коэффициент, учитывающий перегрузки; Кs = 1,2;
Кt
- рабочая температура подшипника; Кt
= 1,0;
= 
=
466,62 Н,
L2
= 
=
4,84×10 4 млн. об.
= 2,52×10
6 час.
Причём необходимо, чтобы
выполнялось условие ³,
где
=10000 часов. Проверим 2,52×10 6 час > 10000 часов, условие
выполняется.
.4.3 Расчёт
трехлопастной мешалки
.)Рассчитаем лопасти
мешалки на изгиб.
Для лопастей
прямоугольной формы:
r0
= 
,
где R - радиус лопасти, мм; R
= 200 мм;
r
- радиус ступицы, мм; r
= 40 мм;
r0
= 
=
150,97 мм.
Вычислим значение
равнодействующей
F
= 
,
где F - значение равнодействующей, Н;
F
= 
=108,33
Н.
Определим изгибающий
момент у основания лопасти:
М = 
,
где М - изгибающий
момент, Н×мм;
М = 
=13881,1
Н×мм.
2.) Расчёт момента
сопротивления лопасти мешалки.
Определим расчётный
момент сопротивления лопасти при изгибе в расчётном сечении.
W
= 
,
где [s]
- допускаемое напряжение на изгиб для материала лопасти,
[s]
= 139 МПа;
W
- момент, сопротивления лопасти, мм 3.
W
= 
=
99,86 мм 3.
Определим фактический
момент сопротивления:
= 
,
где -
фактический момент сопротивления;
b
- высота лопасти мешалки, мм; b=72
мм по таблице [8, табл. 4];
S
- толщина лопасти мешалки, мм; S=6
мм по таблице [8, табл. 4];
= 
=
432 мм 3;
Должно выполняться
условие ³
W. В нашем случае условие соблюдается (432 мм 3>99,86
мм 3).
3.) Расчёт толщины
лопасти.
Расчетная толщина
лопасти определяется по формуле:
= 
;
= 
=8,32
мм ≈10 [5, табл. 7].
3.4.4 Подбор шпонки
Расчёт основных размеров
шпонки
Рис.
В соответствии с
табличными данными диаметр вала под ступицу равен 60мм по ГОСТ 23360-78.
b
- ширина шпонки, мм; b
= 14 мм по таблице [1, табл. 24.29];
h
- высота шпонки, мм; h
= 9 мм по таблице [1, табл. 24.29];
Длина шпонки
определяется по формуле:
lшп.
= lcт
- (5 … 10) мм;
где lcт
- длина ступицы, мм; lcт
= 70мм по таблице [8, табл.6];
lшп.
= 70 - 10 = 60 мм.
Определим расчётную
длину шпонки, мм;
lр
= lшп. - b = 60 - 14 = 46 мм;
2.) Проверим условие смятия для шпонки.
Необходимо, чтобы выполнялось
условие смятия на шпонку:
[sсм] > sсм ,
где [sсм] - допустимое значение
напряжения смятия, МПа. Для материала марки ОХ23Н28 М3Д3Т (материал
шпонки должен быть мягче материала вала и мешалки) [sсм] = 122 МПа.
sсм
= 
,
где sсм
- напряжение смятия, МПа ;
sсм
= 
=
7,29 МПа,
Условие прочности [sсм]
> sсм при расчёте выполняется
(122 МПа >
7,29 МПа).
.5 Выбор и проверочный
расчёт опор аппарата
Размер опоры лапы или
опоры стойки выбирается в зависимости от внутреннего диаметра корпуса аппарата
в соответствии с ОСТ 26-665-72.
Для аппарата с
коническим днищем выбираем один тип опор: опоры- лапы.
Для данного аппарата по
таблице [8, табл. 1] выбираем: опоры-лапы типа 1 исполнения 2.
.5.1 Выбор типоразмера
опоры и определение допустимой нагрузки на опору [G]
Основная величина для
расчёта - нагрузка на одну опору G1
(Н), определяется по формуле:
,
где Gmax - максимальный вес аппарата,
включающий вес аппарата, футеровки, термоизоляции различных конструкций
опирающихся на корпус аппарата, максимальный вес продуктов, заполняющих аппарат
или массу воды при гидравлическом испытании, Н;
n - число опор ( n=4 при расчёте опоры-лапы).
где mапп - масса аппарата, кг;
mпр
- масса привода, кг; mпр=615,0
кг;
mмеш
- масса мешалки, кг; mмеш
=3,7 кг;
mв
- масса вала, кг; mв
=81,54 кг;
mупл
- масса уплотнения, кг; mупл
=58 кг;
mмуф
- масса муфты, кг; mмуф
= 26,4 кг;
mводы
- масса воды, кг;
mпер
- масса отражательной перегородки, кг;
mзм
- масса змеевика;
mст
- масса одной стойки, кг; mст=57,6
кг;
mлап
- масса одной лапы, кг; mлап=33,4
кг.
,
где Vа - объём стенок аппарата, м 3;
rст
- плотность стали, rст = 7,85×10 3кг/м 3.
,
где Vцил - объём цилиндрической обечайки, м 3;
Vэл
- объём эллиптического днища (крышки), м 3.
,
где Dн - наружный диаметр аппарата, м;
Dвн
- внутренний диаметр аппарата, м; Dвн
= 1,6 м.
= 6,19 ·10 - 2м
3
,
= 1,62 ·10 - 2
м 3
Va
= 6,19 ·10 -2+2 ·1,62 ·10 -2 = 9,43 ·10 -2 м
3
= 740,25 кг
=
=4·10
3 кг.
mпер=
Vпер∙ρст,
Vпер=h∙b∙δ,
где h,b,δ - длина, ширина, толщина отражательной перегородки
соответственно, находятся по таблице[8, табл. 8];
Vпер=1,325∙0,16∙0,008=1,696∙10-3,
mпер=1,696∙10-3∙
7,85∙103=13,31кг.
;
=41,61 кг.
=58135,4 Н,
=19378,5 Н.
.5.2 Проверка опор на
грузоподъёмность
Необходимо, чтобы
выполнялось условие
G1
≤ [G]
,
где [G] - допустимая нагрузка, [G]
= 100·10 3 Н,
G1
- нагрузка на одну опору.
Условие выполняется,
19378,5 Н < 100000 Н, следовательно, типоразмер опоры выбран верно.
.5.3 Определение
фактической площади подошвы подкладного листа опор
Афакт = а2·
b2 ,
где а2 , b2 - размеры подкладного листа; а2 =200 мм, b2 = 220 мм по таблице [8, табл.2].
Афакт = 200
·220 =44000 мм2
.5.4 Определение требуемой
площади подошвы подкладного листа опор
Атреб =
,
где [q] - допускаемее удельное давление, МПа;
В качестве материала под
фундамент для данной конструкции аппарата с перемешивающим устройством выбираем
бетон марки 200, так как он по своим качествам ничем не уступает кирпичу и
является более дешёвым материалом.
Для бетона марки 200 [q] = 14 МПа.
Таким образом:
Атреб = 
=1384,18
мм2.
При этом должно
выполняться условие Афакт ≥ Атреб. В нашем случае
условие соблюдается (44000 мм2 > 1384,18 мм2),
следовательно, размеры площади подкладного листа выбраны верно.
.5.5 Проверка
вертикальных рёбер опоры на сжатие и устойчивость
Напряжение сжатия в
ребре при продольном изгибе определяется по формуле:
,
где 2,24 - поправка на
действие неучтённых факторов;
K1
- коэффициент, определяемый по графику, приведенному на рисунке [8, рис.1] в
зависимости от гибкости ребра 
,
;
- гипотенуза ребра;
Zp
- число рёбер в опоре; Zp
= 2;
S1
- толщина ребра; S1
= 18 мм по таблице [8, табл.2];
b
- вылет ребра; b = 250 мм по таблице [8,
табл.2];
- допускаемые напряжения
для материала рёбер опоры;
=139 МПа;
K2
- коэффициент уменьшения допускаемых напряжений при продольном изгибе; K2 = 0,6.
Для опоры-стойки гипотенуза
ребра определяется по формуле (из рисунка [8, рис.3]):
;
=463,25мм;
= 89,05
По графику, приведенному
на рисунке [8, рис.1] учитывая что =89,05 определяем K1 = 0,68.
Таким образом:
= 7,09 МПа;
Проверим условие на
напряжение сжатия в ребре и устойчивость при продольном изгибе:
,
,09 МПа < (0,68·139)
МПа
Условие выполняется.
.5.6 Проверка на срез
прочности угловых сварных швов, соединяющих рёбра с корпусом аппарата
,
где 
-
длина катета шва;
L
- общая длина швов;
- допускаемое напряжение
в сварном шве (
80 МПа);
= 0,85 · S1 = 0,85 · 18 = 15,3 мм;
Длина шва определяется
по формуле:
=769,4 мм;
Следовательно:
=2,35 МПа.
Проверим условие на срез
прочности угловых сварных швов:
,
,35 МПа < 80 МПа.
Условие выполняется.
.6 Подбор муфты. Эскиз
Муфта - устройство, служащее для
соединения валов между собой или с деталями, свободно насаженными на валы, с
целью передачи вращающего момента.
Подбор муфт, выбор её габаритов и
основных размеров осуществляется по крутящему моменту (T = 1385508 Н×мм) и диаметру вала (dв = 65 мм).
В данном аппарате с перемешивающим
устройством для соединения валов между собой применим наиболее распространённую
в химическом машиностроении фланцевую муфту.
По таблице [5, табл.26] по ОСТ
26-01-1226-75 определим основные размеры фланцевой муфты габарита 1, исполнения
2.
D = 220мм, D1 =180 мм, d0 =120 мм, d1 =140 мм, d2 =120 мм, d3 = 105 мм, dб = М16, n=6, L=140 мм, l = 25 мм, l1 = 32 мм, b = 5мм, l2 = 28 мм,
mмуф = 26,4 кг.
3.7
Подбор фланцевого соединения. Эскиз
Фланцевые соединения - наиболее
распространенный вид разъёмных соединений в химическом машиностроении,
обеспечивающий прочность и герметичность, быструю сборку и разборку, простоту
изготовления.
Расчёт
уплотнения фланцевого соединения
В соответствии с условием давления и
температуры среды принимаем плоские приварные швы.
Толщина Sо втулки фланца для плоских приварных швов:
Sо ≤ S,
где S - исполнительная толщина обечайки; S=8 мм;
Толщину Sо примем равной исполнительной толщине обечайки, Sо = 8 мм.
Определяем высоту втулки фланца:
hв
= 0,5·
,
hв
= 0,5· 
=49
мм.
Определяем диаметр
болтовой окружности фланцев:
Dб
>D +2· (2·So +dб +U),
где U - нормативный зазор между гайкой и втулкой; U=6мм;
dб
- наружный диаметр болта; dб
=20 мм по таблице [7, табл.2.2]
Dб
>1600+2· (2·8+20 +6) = 1684 мм.
Определяем наружный
диаметр фланцев:
DН
≥ Dб
+ а,
где а - конструктивная
добавка для размещения гаек по диаметру фланца, а = 40 мм по таблице [7,
табл.2.4].
DН
≥1684 + 40 = 1724 мм.
Определяем наружный
диаметр прокладки:
DН.П = Dб - e,
где e - нормативный параметр, зависящий
от типа прокладки, e = 30 мм по таблице [7, табл.2.4];
DН.П = 1684- 30= 1654 мм.
Определяем средний диаметр
прокладки:
DС.П = DН.П - b,
где b - ширина прокладки, b =20 мм принимается по таблице [7,
табл.2.5].
DС.П = 1654 - 20 = 1634 мм.
Определяем количество болтов,
необходимых для обеспечения герметичности соединения:
nб
=
где t ш - рекомендуемый шаг расположения болтов[7,табл. 2.3];
t ш =4,6· dб
= 4,6 · 20 = 92 мм;
nб
=
=57,42.
Для обеспечения
герметичности соединения необходимо 58 болта.
Определяем расчётную
высоту фланца:
hф
≥ 
,
где 
=
0,36 согласно рисунку [7, рис.2.3];
- эквивалентная толщина
втулки;
=
,
где β1
= 2,5 [7,рис.2.2].
=
=11,97
мм.
hф
≥ 
=
49,8 мм.
Принимаем hф = 50 мм.
4. Подбор штуцеров и
люков
Подбор штуцеров и люков
осуществляется в соответствии с внутренним диаметром корпуса аппарата (DВН = 1600 мм) по таблице [5, табл.27];
Основные условные диаметры штуцеров
для корпусов с эллиптической крышкой по ОСТ 26-01-1246-75 представлены на
эскизе штуцеров.
В соответствии с внутренним
диаметром аппарата (DВН = 1600 мм) выбираем люк
с плоской крышкой и откидными болтами на PУ = 1,6 МПа.
По таблице [5, табл.28] определим
основные размеры люка с плоской крышкой и откидными болтами:
DЛ = 250 мм, Sш = 11 мм, h = 20 мм, a1 = 10 мм, DН = 405 мм, D5 = 300 мм, D6 = 355мм, H = 190 мм, H1 = 130 мм, d = 20 мм, dб = М22, z = 12.
Заключение
Основной целью проекта являлась
разработка документации, чертежей для сооружения аппарата. При этом необходимым
условием было учесть экономическую сторону проектирования, то есть экономию
конструкционного материала: уменьшение массы элементов аппарата без ущерба их
надежности и безопасности при эксплуатации.
После выбора конструктивного
материала составляется расчетная схема аппарата с мешалкой, определили его
габаритные размеры и произвели расчет по основным критериям работоспособности.
Расчет производится на самые необходимые условия, возможные при эксплуатации.
Общий вид аппарата представлен на
чертеже. Чертеж основных узлов выполняется на форматах меньшего размера.
Спецификация составляется для чертежа общего вида и чертежа сборочных единиц.
В записке приведены основные размеры
элементов химического аппарата. Конструирование химического оборудования
необходимо производить с меньшим использованием стандартных узлов и деталей,
простых в изготовлении и хорошо зарекомендовавших себя в процессе эксплуатации.
чертеж мешалка корпус схема
Литература
1. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. Конструирование узлов и деталей
машин. - М: Высшая школа, 1985.
. Генкин А.Э. Оборудование химических заводов. - М: Высшая школа,
1986.
. Лащинский А.А., Толчинский А,Р Основы коструирования и расчёта
химической аппаратуры. Справочник - :Машиностроение, 1970.
. Расчёт и конструирование аппаратов с перемешивающими
устройствами: Методические указания к курсовому проекту по прикладной механике
/Сост. В.Л. Хлёсткина - Уфа, 1988.
. Материалы, типы приводов, муфты, люки: Справочные таблицы /
сост. В.Л Хлёсткина - Уфа, 1991.
. Уплотнения валов и мешалки химических аппаратов: Справочные
таблицы / сост. В.Л Хлёсткина - Уфа, 1885.
. Фланцевые соединения: Методические указания / сост. В.Л
Хлёсткина - Уфа, 1991.
. Расчёт опор мешалки и корпуса химических аппаратов: Методические
указания и справочные таблицы / сост. В.Л Хлёсткина - Уфа, 1999.
. ОСТ 26-665-75 Опоры (лапы, стойки) вертикальных аппаратов. Типы,
конструкции и размеры. СССР, 1973.
. Расчёт и конструирование машин и аппаратов химических
производств: Примеры и задачи / Под ред. М.Ф Михалёва, 1984.