Проектирование аппарата с перемешивающим устройством

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Техническое задание

Введение

1. Выбор материалов

2. Расчётная часть

2.1 Расчет геометрических размеров аппарата

2.1.1 Оболочки, нагруженные внутренним давлением

2.1.2 Оболочки, нагруженные наружным давлением

2.2 Подбор привода

2.3 Выбор уплотнения

2.4 Расчет вала мешалки

2.5 Подбор подшипников качения

2.6 Расчёт мешалки

2.7 Выбор и проверочный расчет опор аппарата

2.8 Подбор муфты

2.9 Расчет фланцевого соединения

2.10 Подбор штуцеров и люков

Заключение

Список использованных источников

Техническое задание

Номинальный объем V=1,6 м³

Внутренний диаметр D=1200 мм

Исполнение корпуса 21

Параметры мешалки:

Шифр 21

Диаметр d_м=400 мм

Частота вращения n=500 мин^-1

Потребляемая мощность N=2,1 кВт

Давление в корпусе:

Избыточное Р_и=0,9 МПа

Остаточное Р_о=0,01 МПа

В рубашке Р_руб=0,35 МПа

Уровень жидкости Н_ж/D=1,2 м

Параметры среды:

Наименование нефть

Температура t= 60 ⁰С

Плотность 840 кг/м³

Введение

Аппараты с перемешивающими устройствами широко используются при проведении основных технологических процессов в химической и биологической промышленности. На практике наибольшее распространение получил механический метод перемешивания жидких сред в аппарате, состоящем из корпуса и перемешивающего устройства.

В данной работе тип аппарата 2 - с коническим отбортованным днищем, углом при вершине конуса 90⁰ и элептической отъёмной крышкой с приварной рубашкой.

Привод выбирается по ОСТ 26-01-1205-75 в соответствии с частотой вращения мешалки, номинальным давлением в корпусе аппарата. Привод служит для приведения во вращения механических перемешивающих устройств в химических аппаратах, где в качестве движущей силы используется электроэнергия. Также устанавливается уплотнение вала, которое осуществляется с помощью торцевых или сальниковых уплотнении.

Муфта - устройство, служащее для соединения валов между собой или с деталями, свободно насаженными на валу, с целью передачи вращающего момента.

В аппарате применяется трёхлопастная мешалка. Основная задача перемешивания - равномерное распределение вещества или температуры в перемешивающем объёме. Устанавливаются вертикальные ёмкостные аппараты в зависимости от монтажной компоновки на нижние и боковые лапы. На крышке корпуса расположены люк, штуцера для обслуживания и ряд вспомогательных устройств - труба передавливания, гильза для термометра.

мешалка привод вал муфта

1. Выбор материалов

Материалы, выбранные для деталей и сборочных единиц, должны обеспечить 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. Стали со скоростью коррозии более 0,1…0,5 мм/год применять не рекомендуется.

Среда в аппарате нефть, t_ср=60⁰С.

Для корпуса аппарата, вала и мешалки выбираем углеродистую сталь 3.

2. Расчетная часть

2.1 Расчет геометрических размеров аппарата

Расчет обечаек, днищ, крышек корпуса аппарата на прочность и устойчивость под действием внутреннего и наружного давления с учетом термостойкости и коррозионной стойкости материалов должен выполняться в соответствии с ГОСТ 14249-80.

Для выполнения расчета предварительно необходимо определить ряд параметров:

Расчетное давление для элементов аппарат принимается, как правило, равным рабочему или выше его. Под рабочим давлением понимается максимальное внутреннее избыточное или наружное давление, возникающее при нормальном протекании рабочего процесса, без учета гидростатического давления среды.

Если на элемент аппарата действует гидростатическое давление, составляющее 5% и более от рабочего, то расчетное давление должно быть повышено на эту же величину:

,

где P_гидр- гидростатическое давление столба жидкости, МПа;

- плотность жидкости, кг/м³;

g = 9,8 - ускорение свободного падения, м/с;

H_ж - высота столба жидкости, м.

Высота столба жидкости находят перемножением внутреннего диаметра корпуса на отношение H_ж/D: H_ж=D•H_ж/D=1200•1,2=1440 мм. Таким образом, гидростатическое давление равно:



Р_гидр =1,44•9,8•840•10^-6=0,012 МПа

5%Р_и =0,05•0,9=0,045 Мпа

Влияние гидростатического давления можно не учитывать, т.к. оно составляет менее 5% от избыточного.

Расчетное наружное давление при проверке стенок корпуса на устойчивость:

Р_р.н.=Р_а-Р_о+Р_руб,

где Р_р.н. - расчетное наружное давление, МПа;

Р_а - атмосферное давление, МПа;

Р_о - остаточное давление в корпусе, МПа;

Р_руб - давление в рубашке, МПа.

Р_р.н. = 0,1-0,01+0,35=0,44 МПа.

Расчетная температура. За расчетную температуру принимается температура среды в аппарате.

Допускаемое напряжение для выбранного материала:

= • ,

где - допускаемые напряжения, МПа

- нормативные допускаемые напряжения, МПа

- коэффициент пожаровзрывоопасности

^* = 134 МПа

Т.к. нефть пожаро- и взрывоопасная среда, то коэффициент пожароопасности =0,9.



= 134•0,9 = 120,6 МПа.

Прибавка на коррозию рассчитывается:

C_k = П • L_h ,

где С_к - прибавка на коррозию, м;

П - скорость коррозии, м/год;

L_h=5 - заданная долговечность, лет.

С_к =5•0,1=0,5мм

Модуль упругости углеродистых сталей при 100 ⁰С равен: Е = 1,91•10¹¹ Па.

2.1.1 Оболочки, нагруженные внутренним давлением

1) расчет толщины стенки цилиндрической обечайки:

Толщину стенки цилиндрической обечайки, находящуюся под внутренним давлением рассчитывают:

,

где S - толщина цилиндрической обечайки, мм;

Р_р - расчетное внутреннее давление, МПа;

D - внутренний диаметр, мм;

- допускаемые напряжения, МПа;

- коэффициент сварного шва;

С_к - прибавка на коррозию, мм;

С_о - прибавка на округление до стандартного размера, мм.

Т.к. корпус аппарата сварной, то необходимо учитывать влияние сварного шва. Примем =0,9 как для аппарата, сваренного ручной односторонней сваркой.

По сортаменту листовой стали выбираем толщину S=8 мм с учетом допускаемых отклонений от стандартной толщины.

2) расчет эллиптической крышки:

Для стандартных крышек исполнительная толщина стенки:

где S_э- толщина стенки эллиптической крышки, мм

По сортаменту листовой стали выбираем толщину S=8 мм с учетом допускаемых отклонений от стандартной толщины.

3) расчет конического днища:

где S_к - толщина стенки конического днища, мм;

D_р = 0,8•D - расчетный диаметр конического днища, мм

D_р = 0,8•1200 =960мм

По сортаменту листовой стали выбираем толщину S=8мм с учетом допускаемых отклонений от стандартной толщины.

4) расчет толщины рубашки

где Р_руб - давление в рубашке, МПа;

D₁ - внешний диаметр корпуса.

D₁=1300мм.

По сортаменту листовой стали выбираем толщину S=4 мм с учетом допускаемых отклонений от стандартной толщины.

2.1.2 Оболочки, нагруженные наружным давлением

1) Толщину стенки цилиндрической обечайки предварительно определяют по формуле:

где S - толщина стенки аппарата, мм;

K₂ - коэффициент устойчивости;

D - внутренний диаметр обечайки, мм;

P_р.н. - расчетное наружное давление, МПа;

- допускаемое напряжение, МПа,

С_к - прибавка на коррозию, мм;

С_о - прибавка на округление до стандартного размера, мм.

Коэффициент К₂ находят по номограмме по вспомогательным коэффициентам К₁ и К₃. Коэффициент К₁ находят:

где n_у =2,4 - коэффициент запаса устойчивости в рабочем состоянии;

P_р.н. - расчетное наружное давление, МПа;

Е - модуль упругости, МПа.

Коэффициент К₃:

где L - длина цилиндрической части оболочки, мм;

D - внутренний диаметр, мм.

Длина цилиндрической части корпуса находят:



где Н₂=1710 мм;

Н₆=722 мм.

По номограмме находим К₂=0,65.

По сортаменту листовой стали, выбираем сталь толщиной 10мм с учетом всех отклонений.

После предварительного определения толщины стенки обечайки проверяют допускаемое наружное давление:

где давление из условия прочности:



,

а допускаемое давление из условия устойчивости:

Вспомогательный коэффициент B₁ рассчитывают из соотношения:

Допускаемое давление равно:

Допускаемое давление больше расчетного наружного давления, 0,65?0,44 МПа.

2) толщина стенки стандартного днища, работающего под наружным давлением, определяется:

По сортаменту листовой стали, выбираем сталь толщиной 8 мм с учетом всех отклонений.

3) толщину стенки конического днища считают условно равной толщине стенки цилиндрической обечайки. После этого проверяем допускаемое наружное давление:

где б - угол при вершине конуса, градусы.

Допускаемое давление из условия устойчивости находят:

Вспомогательный коэффициент В₁ определяется:

где B₁ - вспомогательный коэффициент;

D_р - расчетный диаметр конического днища, мм;

L_Е - расчетная длина конического днища, мм;

Расчетную длину конического днища находят:

где D - внутренний диаметр конического днища, мм;

D_о - внутренний диаметр нижнего штуцера, мм;

б -угол при вершине конуса, градусы.

D_о=100 мм

Расчетный диаметр вычисляют по объединенной формуле:

Коэффициент В₁ равен:



Допускаемое давление из условия устойчивости равно:

Допустимое наружное давление равно:

Таким образом, допустимое давление больше расчетного наружного давления, 1,02МПа >0,44МПа. Толщины обечайки, крышки и днища подобраны верно.

Толщина стенки обечайки крышки и днища с учетом наружного и внутреннего давления равна 10мм.

2.2 Подбор привода

Для вращения мешалки подбирают стандартный привод в зависимости от частоты вращения мешалки и потребляемой ею мощности, внутреннему давлению и способу установки привода на аппарате.

Мощность привода рассчитывают:



где N_эл.дв. - мощность привода, кВт;

N_вых - мощность, потребляемая мешалкой, кВт;

з₁ =0,97 - КПД механической части привода;

з₂ =0,99- КПД подшипников;

з₃ =0,98 - потери в уплотнении;

з₄ =0,99 - потери в муфте.

Подбираем тип привода 4, исполнение 1 для установки на крышке аппарата, мощностью 3,0кВт. Найдём диаметр необходимого вала.

Минимальное значение диаметра находят:

где d - диаметр вала, м;

Т? - крутящий момент на валу, Н•м;

[ф] - допускаемые напряжения кручения, Па.

Крутящий момент рассчитывают:

где Т? - крутящий момент на валу, Н•м;

К_у =1,2 - коэффициент динамической нагрузки;

N_эл.дв. - мощность привода, Вт;

n - частота вращения, об/мин.

Следовательно, подбираем габарит 1 с диаметром вала 50 мм.

Действующее осевое усилие на вал привода аппарата определяется по формулам:

,

где F_a - осевая сила, по направлению вверх и вниз от мешалки, Н;

Р_изб - избыточное давление в корпусе, МПа;

Р_р.н. - расчетное наружное давление, МПа;

d - диаметр вала, мм;

А_упл - дополнительная площадь уплотнения, мм²;

G - вес вращающихся частей, Н;

F_м - осевая гидродинамическая сила мешалки, Н.

Вес вращающихся частей находят:

G = (m_меш + m_муф + m_вала)•g,

где G - вес вращающихся частей, Н;

m_меш - масса мешалки, кг;

m_муф - масса муфты, кг;

m_вала - масса вала, кг;

g = 9,8 - ускорение свободного падения.

Для d_м=400мм масса трехлопасной мешалки m_меш=3,7кг

Для d=50мм масса фланцевой муфты m_муф = 18кг

с = 7,85•10³ - плотность материала вала, кг/м³.

Длина вала равна:

L_в=Н_кор-h_м+l₂+h₁+30, мм

где Н_кор - длина корпуса, мм

h_м - расстояние от мешалки до днища корпуса, мм

l₂ - расстояние между подшипниками, мм

h_м=1,5•d_м=600мм

L_в=1585-600+350+620+30=1985мм

G = (3,7+18+30,58) •9,8 = 512,35 Н

Осевая гидродинамическая сила мешалки:



где Т' - расчётный крутящий момент, Н•мм;

d_меш - диаметр мешалки, мм.

А_упл = 2500мм²

Осевая сила при избыточном давлении в корпусе равна:

Осевая сила при наружном давлении равна:

[F]>F, условие выполняется.

2.3 Выбор уплотнения

Сальниковые уплотнения широко применяют в аппаратах, работающих под давлением Р_и ? 0,6 МПа и при температуре в аппарате до 200⁰С. Если хотя бы одно из условий не выполняется, применяется торцевое уплотнение.

В данном аппарате Р_и=0,9 МПа, подбираем торцевое уплотнение.



2.4 Расчет вала мешалки

1) расчет вала на виброустойчивость

Виброустойчивость вала мешалки проверяется по условию:

щ ? 0,7•щ₁

где щ₁ - первая критическая угловая скорость вала, рад/с.

Первая критическая скорость определяется:

,

где щ₁ - первая критическая скорость, рад/с,

б - корень частотного уравнения;

L - расчетная длина вала, м;

Е - модуль упругости, Па;

I - момент инерции поперечного сечения вала, м⁴;

m_в - масса единицы длины вала, кг/м.

Момент инерции поперечного сечения вала находят:

где I - момент инерции поперечного сечения вала, м⁴;

d - диаметр вала, м.

Масса единицы длины вала рассчитывают:

,

где m_в - масса единицы вала, кг/м;

d - диаметр вала, м;

с = 7,85•10³ - плотность материала вала, кг/м³.

Для определения корня частотного уравнения предварительно вычисляют:

1. Относительная координата центра тяжести мешалки:

где a₁ - относительная координата центра тяжести мешалки, мм;

L₁ - длина консольной части вала, мм;

L_в - длина вала, мм.

L₁= L_в- l₂=1985-350=1635мм

2. относительная масса мешалки:



где - приведенная масса вала;

m - масса мешалки, кг;

m_в - масса единицы вала, кг/м;

L - длина вала, м.

По графику б = 2,0

Таким образом, 52,33 < 57,97, условие виброустойчивости выполняется.

2) Проверка на прочность производится из расчета на кручение и изгиб.

Напряжения от крутящего момента определяется:

где ф - напряжения кручения, МПа;

T' - расчетный крутящий момент, Н•мм²;

d - диаметр вала, мм.

Напряжения от изгибающего момента:



,

где у - напряжения изгиба, МПа;

М - изгибающий момент, Н•мм;

d - диаметр вала, мм.

Расчетный изгибающий момент М от действия приведённой центробежной силы F_ц определяется из эпюры:

Размещено на http://www.allbest.ru/

приведённая центробежная сила определяется:

F_ц = m_пр•щ²•r,

где F_ц - центробежная сила, Н;

m_пр - приведенная сосредоточенная масса вала и перемешивающего устройства, кг;

щ - круговая частота вращения вала, рад/с;

r - радиус вращения центра тяжести приведённой массы вала и перемешивающего устройства, м.

Приведенную сосредоточенную массу вала и перемешивающего устройства находят:

m_пр = m + q•m_в•L_в,

где m_пр - приведенная масса вала и перемешивающего устройства, кг;

m - масса перемешивающего устройства, кг;

q - коэффициент приведения распределённой массы к сосредоточенной массе перемешивающего устройства,

m_в - масса единицы длины вала, кг/м;

L_в - длина вала, м.

Коэффициент q рассчитывают в зависимости от расчетной схемы:

,

где q - коэффициент приведения;

a₁ - относительная координата центра тяжести мешалки.

Радиус r определяется:

где r - радиус вращения центра тяжести приведенной массы вала и перемешивающего устройства, м;

e' - эксцентриситет массы перемешивающего устройства с учетом биения вала, м.

щ - циклическая частота вращения вала, рад/с;

щ_1- - резонансная частота, рад/с.

Эксцентриситет находят:

e' = e + 0,5•д,

где e' - эксцентриситет массы перемешивающего устройства с учетом биения вала, м.

e = 0,14…0,2 - эксцентриситет центра массы перемешивающего устройства, м;

д =10^-3 - допускаемое биение вала, м.

m_пр = 3,7 + 0,22•15,41•1,985 = 10,43 кг

e' = (0,15 + 0,5•1,0)•10^-3 = 6,5•10^-4 м

F_ц = 10,43•52,33²•1,08•10^-3 = 30,85Н

Находим реакции в опорах:

У М_B =0

F_ц•L₁-R_А•l₂=0

R_А=30,85•1,635/0,35=144,11 H

У M_А =0

F_ц•L_В-R_B•l₂=0

R_B = 30,85•1,985/0,35=174,96H

Проверка: УY=0

R_А- R_B+ F_ц=0

144,11-174,96+30,85=0

М_А=0

М_В= -R_А• l₂= -144,11•350=-50438,5 Н•мм

М_С= -R_А•L_в+ R_B•L₁= -144,11•1985+174,96•1635=0

Напряжения от крутящего момента равны:

ф ? [ф] ; 2,11?20 МПа, условие прочности кручению выполняется.

Напряжения от изгибающего момента равны:

у ? [у]; 4,04?121,5 МПа, условие прочности изгибу выполняется.

Эквивалентные напряжения находят:

где у_экв - эквивалентные напряжения, МПа;

у - напряжения изгиба, МПа;

ф - напряжения кручения, МПа.

Условия прочности для вала выполняются.

3) Проверка вала на жесткость.

Прогибы вала в паре трения уплотнения, а также углы поворота сечений вала в опорах рассчитывают:

где y - прогиб консольной балки, м;

и - угол поворота сечения вала в опорах, рад;

F - центробежная сила, Н;

E - модуль упругости, Па;

I - момент инерции поперечного сечения, м⁴;

l₁ - длина консольной части вала, м;

l₂ - расстояние между опорами вала, м;

x - текущая координата, м.

что меньше допускаемого, 0,013мм ? 0,1 мм;

что меньше допускаемого, 7,53•10^-5 рад ?0,05 рад. Условия жесткости выполняются.

2.5 Подбор подшипников качения

При расчете подшипников качения сначала определяют эквивалентную нагрузку:

где Р - эквивалентная нагрузка, Н;

х - коэффициент радиальной нагрузки;

v - коэффициент нагрузки, учитывающий, какое из колец вращается, при вращающемся внутреннем кольце v =1,0;

F_r - реакция в опоре вала, Н;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

F_a - осевая сила, Н;

К - коэффициент режима работы, при работе с небольшими перегрузками, К = 1,0;

К - температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника 60 ⁰С, К = 1,05.

Долговечность подшипника определяется:

где L - долговечность подшипника, млн. оборотов;

а₂₃ - коэффициент условий работы, а₂₃=0,8;

С - динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

Р - эквивалентная нагрузка, Н;

P- коэффициент тел вращения, для шариковых подшипников P = 3,0; для роликовых подшипников P = 3,3.

Далее определяют заданную долговечность в часах, которая должна быть больше допускаемой (допускаемая долговечность 10000часов):

где L_h,расч - заданная долговечность, часы;

L - долговечность, млн. оборотов;

n - частота вращения, мин^-1.

Расчётная схема:

В верхнюю опору устанавливаем под d =40мм шариковый радиальный однорядный подшипник 208 и шариковый упорный 8208.

В нижнюю опору устанавливаем под d =50мм шариковый радиальный сферический двухрядный 1210.

Опора А.

Расчёт подшипника 208.

С=32000Н, F_r = 144,11H, F_a = 3577,71Н, x=0,56; y=1,0.

,

условие выполняется.

Расчёт подшипника 8208.

С=39700Н, F_a = 3577,71Н.

,

условие выполняется.

Опора В.

Расчёт подшипника 1210.

С=22900Н, F_r = 174,96 H, F_a = 3577,71Н, x=1,0; y=0.

,

условие выполняется.

2.6 Расчёт мешалки

Тип мешалки выбирается в зависимости от свойств рабочей среды в аппарате и заданной угловой скорости перемешивающего устройства. Для обеспечения условия прочности наибольший крутящий момент на валу не должен превышать значений допустимого крутящего момента.

Лопасти мешалки рассчитывают на изгиб. Для лопастей прямоугольной формы равнодействующая сил сопротивления приложена в точке, расстояние которой от оси:

,

где r₀ - расстояние до точки приложения равнодействующей, мм;

R - радиус мешалки, мм;

r - радиус ступицы, мм.

R=200мм

Значение равнодействующей рассчитывают:

,

где F - равнодействующая сила, Н;

T' - крутящий момент, Н•мм;



Для наклонной лопасти сила, действующая перпендикулярно плоскости лопасти рассчитывается:

,

где б - угол наклона лопасти.

Изгибающий момент у основания лопасти:

M = F₁ • (r₀- r),

где М - изгибающий момент у основания лопасти, Н•мм;

F₁ - равнодействующая сила, Н;

r₀ - расстояние до точки приложения равнодействующей, мм;

r - радиус ступицы, мм.

М = 134,39•(150,67-35) = 15544,89Н•мм

Из условия прочности необходимый момент сопротивления лопасти равен:

,

где W - необходимый момент сопротивления, мм³;

М - изгибающий момент у основания лопасти, Н•мм;

- допускаемые напряжения изгиба, МПа.

= 120,6Мпа

Для лопасти прямоугольного сечения фактический момент сопротивления поперечного сечения лопасти в месте присоединения её к ступице равен:

,

W < W_ф - условие выполняется.

2.6.1 Расчет шпоночного соединения

Для передачи вращательного движения от вала к мешалке используется шпоночное соединение. Выбираем шпонки призматические согласно ГОСТ 23360-78.

Подбираем шпонку для вала d =50мм

h =9мм

b =14мм

t₁=5,5мм

t₂=3,8мм

d+t₁=49,9мм.

Длина шпонки:

l_шп =h_ст-10=90-10=80мм



Расчетная длина шпонки:

l_р = l_шп -b=80-14=66мм

Напряжения смятия рассчитывают:

где у_см - напряжения смятия, МПа.

Т - крутящий момент на валу, Н•мм;

d - диаметр вала, мм;

b - ширина шпонки, мм;

l_р - расчетная длина шпонки, мм;

,

[у_см] = 150 МПа, у_см<[у_см] - условие выполняется.

Напряжения среза рассчитывают:

,

[ф_ср] = 80 МПа, ф_ср<[ф_ср] - условие выполняется.



2.7 Выбор и проверочный расчёт опор аппарата

Размер опоры лапы или стойки выбирается в зависимости от внутреннего диаметра корпуса аппарата в соответствии с ОСТ 26-665-72.

Расчет опор-лап.

Выбираем опоры-лапы типа 1, исполнение 2.

1. Нагрузку на одну опору G₁ рассчитывают:

где G₁ - нагрузка на одну опору, Н;

G_max - максимальный вес аппарата, Н;

n - число опор

G_max = g•(m_кр+m_дн+m_цил.об+m_{вод. ап.}+m_пр+m_вала+m_муфты+m_меш+ m_упл.),

где G_max - максимальный вес аппарата, Н;

g = 9,8 - ускорение свободного падения, м/с;

m_кр - масса крышки аппарата, кг;

m_дн - масса днища аппарата, кг;

m_цил.об - масса цилиндрической обечайки, кг;

m_{вод. ап} - масса воды в аппарате при гидравлических испытаниях, кг;

m_пр - масса привода, кг;

m_вала - масса вала, кг;

m_муфты - масса муфты, кг;

m_меш - масса мешалки, кг;

m_упл - масса уплотнения, кг.



m_вод.ап. = V_ном•с_воды = 1,6•1000=1600 кг;

m_пр = 350 кг;

m_муфты = 18 кг;

m_меш = 3,7 кг;

m_упл = 58 кг.

G_max=9,8•(413,98+90,22+71,78+1600+350+18+3,7+58+30,58)=

=25835,35 Н

Проверка опоры на грузоподъёмность по условию G₁ < [G]

[G]= 63кН, < 63000 - условие выполняется.

2. Фактическую площадь подошвы определяют:

А_факт = а₂•b₂ ,

где А_факт - фактическая площадь подкладного листа, мм²;

a₂, b₂ - размеры подкладного листа, мм.

А_факт = 150•160=24000мм²

Требуемая площадь подошвы из условия прочности фундамента:



,

где А_треб - требуемая площадь подкладного листа, мм²;

G₁ - нагрузка на одну опору, Н;

[q] - допускаемое удельное давление на фундамент, МПа,

[q]=14 МПа - для бетона марки 200.

А_факт > А_треб - условие выполнется.

3. Вертикальные ребра опор проверяют на сжатие и устойчивость:

,

где у - напряжения сжатия в ребре при продольном изгибе, МПа;

G₁ - нагрузка на одну опору, Н;

К₁ - коэффициент гибкости ребра;

Z_р = 2 - число ребер жесткости в опоре;

S₁ - толщина ребра, мм;

b - вылет ребра, мм;

[у]=100-допускаемые напряжения для материала ребер опоры, МПа;

К₂ - коэффициент уменьшения допускаемых напряжений при продольном изгибе.

Коэффициент К₁ определяется в зависимости от гибкости ребра л, рассчитываемому:



,

где л - гибкость ребра;

l - гипотенуза ребра, мм;

S₁ - толщина ребра, мм.

Для опоры стойки величина l определяется из эскиза, а для опоры лапы рассчитывается:

,

По графику определяем К₁ = 0,63

4,16<60 МПа - условие выполняется.

4. Проверка на срез прочности угловых сварных швов, соединяющих рёбра с корпусом аппарата выполняется исходя из:

,

где ф - напряжения сдвига в ребре, МПа;

G₁ - нагрузка на опору, Н;

Д =0,85•S₁ - катет шва, мм;

L - общая длина швов, мм;

[ф] - допускаемое напряжение в сварном шве, МПа, (не более 80 МПа)

Д =0,85•12 = 10,2 мм

1,31<80 МПа - условие выполняется.

2.8 Подбор муфты

В приводе 4 исполнении 1 установлена фланцевая муфта. Она применяется для соединения строго соосных валов. Муфта состоит из двух полумуфт, имеющих форму фланцев. Полумуфты насаживают на концы соединяемых валов и стягивают болтами. Для центрирования фланцев один из них имеет круговой выступ, а другой - соответствующую выточку. Полумуфта соединена с валом призматической шпонкой.

Фланцевые муфты обеспечивают надежное соединение валов, могут передавать большие моменты и дешевы по конструкции.

Для привода типа 4 исполнения 1 габарита 1 для диаметра вала 50мм подбираем муфту:

Диаметр муфты 220 мм

Крутящий момент не более 1000 Н•м

Масса муфты 18 кг.

2.9 Расчет фланцевого соединения

В химических аппаратах для разъемного соединения труб, корпусов и отдельных частей применяются фланцевые соединения круглой формы.

Конструкция фланцевого соединения принимается в зависимости от рабочих параметров аппарата: плоские приварные фланцы - при Р?4,0 МПа и t ?300 ⁰С применяют болты, а при Р ?4,0 МПа и t ?300 ⁰С - шпильки.

Толщину втулки плоского приварного фланца рассчитывают:

S₀?S,

где S₀ - толщина втулки фланца, мм;

S - исполнительная толщина обечайки, мм.

S₀=10мм

Высоту плоского приварного фланца рассчитывают:

где h_в - высота втулки фланца, мм;

D - диаметр аппарата, мм;

S₀ - толщина втулки фланца, мм;

С_к - прибавка на коррозию, мм.

Диаметр болтовой окружности плоского приварного фланца рассчитывают:

,

где D_б - диаметр болтовой окружности, мм;

D - диаметр аппарата, мм;

S₀ - толщина втулки фланца, мм;

d_б - наружный диаметр болта, мм;

u - нормативный зазор между гайкой и втулкой (u =4…6 мм)

d_б =20 мм

Наружный диаметр фланцев находят:

D_н ? D_б + а,

где D_н - наружный диаметр фланцев, мм;

D_б - диаметр болтовой окружности, мм;

а - конструктивная добавка для размещения гаек по диаметру фланца, мм.

а =40 мм

D_н = 1290+40=1330 мм

Наружный диаметр прокладки находят:

D_н.п. = D_б - е,

где D_н.п. - наружный диаметр прокладки, мм;

D_б - диаметр болтовой окружности, мм;

е - нормативный параметр, зависящий от типа прокладки, мм.

е =30 мм

D_н.п. = 1290-30=1260мм

Средний диаметр прокладки находят:

D_с.п. = D_н.п. - b,

где D_с.п. - средний диаметр прокладки, мм;

D_н.п. - наружный диаметр прокладки, мм;

b - ширина прокладки, мм.

b =20 мм

D_с.п. = 1260-20=1240мм

Количество болтов, необходимых для обеспечения герметичности соединения находят:

,

где n_б - количество болтов, штук;

D_б - диаметр болтовой окружности, мм;

t_ш - рекомендуемый шаг расположения болтов, мм.

Принимаем n_б =54

Высота (толщина) фланца рассчитывается:

,

где h_ф - высота фланца, мм;

л_ф - поправочный коэффициент, принимается по рисунку;

D - диаметр аппарата, мм;

S_эк - эквивалентная толщина втулки, мм.

Эквивалентная толщина втулки рассчитывается:

,

где S_эк - эквивалентная толщина втулки, мм;

h_в - высота втулки фланца, мм;

в₁ - поправочный коэффициент на толщину;

S₀ - толщина втулки фланца, мм.

л_ф = 0,43

в₁=2,5

Высота фланца равна:

Все размеры округляем до стандартных.

2.10 Подбор штуцеров и люков

Диаметры штуцеров выбираются по ОСТ 26-01-1246 в зависимости от

внутреннего диаметра корпуса: D =1200мм

Диаметры штуцеров:

Для загрузки «А» 150 мм

Резервный «Б» 100 мм

Резервный «В» 100 мм

Технологический «Г» 100 мм

Для трубы передавливания «Д» 65 мм

Для манометра «Е» 50 мм

Для термометра «Ж» М27х2

Вход и выход теплоносителя «М_I,М_II» 50 мм

Для слива «О» 100 мм

Люк «П» 150 мм

Люк выбирается с плоской крышкой и откидными болтами.

Заключение

Быстрое развитие химической технологии и химического оборудования, в том числе химической аппаратуры, требует создания высокоэффективных, экономичных и надёжных аппаратов.

Выбор вида и принципиальной конструкции аппарата. Определение его рабочих параметров, основных размеров, марок конструкционных материалов и других, необходимых для конструктивной разработки и расчёта на прочность данных производится проектировщиком на основе выбранного процесса производства, химико-технологического расчета и особенностей перерабатываемой среды.

Список использованных источников

1. Генкин А.Э. Оборудование химических заводов. - М.: Высшая школа, 1986.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов деталей машин. - М.: Академия, 2003.

3. Лащинский А.А. Конструирование сварных химических аппаратов. - Л.: Машиностроение, 1981.

4. Лащинский А.А., Толчинский А.Р. Основы конструирования и расчета химической аппаратуры: Справочник. - Л.: Машиностроение, 1970.

5. Методические указания ” Расчёт и конструирование аппаратов с перемешивающими устройствами ”. Уфа, УГНТУ, 1985.

6. Методические указания “ Расчёт опор химических аппаратов ”. Уфа, УГНТУ, 1985.

7. Методические указания “ Фланцевые соединения ”. Уфа, УГНТУ, 1987.

8. Методические указания “ Уплотнения валов и мешалки химических аппаратов ”. Уфа, УГНТУ, 1985.

9. Методические указания “ Расчёт валов ”. Уфа, УГНТУ, 1985.

10. Методические указания “ Справочные таблицы для технологических специальностей при выполнении курсового проекта по прикладной механике ”. Уфа, УГНТУ, 1991.

Размещено на Allbest.ru

...