Проектирование вертикального аппарата с приводом и мешалкой

Размещено на http://www.allbest.ru/

Московский государственный университет тонких химических технологий имени М.В. Ломоносова

Кафедра прикладной механики и основ конструирования

Курсовой проект

по курсу «Прикладная механика и основы конструирования»

на тему: «Проектирование вертикального аппарата с приводом и мешалкой»

Выполнил

Фомкина З.И.

Москва 2012

Введение

Химические аппараты предназначены для осуществления одного или нескольких химических, физических или физико-химических процессов (химические реакции, теплообмен без изменения агрегатного состояния, испарение, конденсация, кристаллизация, растворение, эмальгирование, выпаривание, ректификация, абсорбция, адсорбция).

Во многих технологических процессах применяются емкостные аппараты, которые работают под давлением. Вертикальное исполнение толстостенных цилиндрических аппаратов следует предпочитать горизонтальным, т.к. в горизонтальных аппаратах появляется дополнительное изгибающее напряжение от силы тяжести самого аппарата и среды.

Вертикальный аппарат состоит из цилиндрической части, называемой обечайкой, к которой приваривается выпуклое, штампованное или сварное днище конической, эллиптической или сферической формы. Иногда применяются плоские днища для аппаратов диаметром меньше 500 мм. Крышки аппаратов могут быть следующих видов: полушаровыми, эллиптическими, плоскими.

Вертикальные обечайки закреплены сверху и снизу крышкой и днищем. В отличие от днищ, имеющих с обечайкой неразъемное соединение, крышки являются съемными частями аппарата. Днища и крышки изготавливают из тех же материалов, что и обечайки. Присоединение к аппаратам крышек и в соединении раздельных частей осуществляется при помощи фланцев. Герметичность обеспечивается прокладкой. Присоединение к аппаратам трубопроводов и контрольно-измерительных приборов производится с помощью штуцеров. Для осмотра аппарата, его очистки, сборки и разборки внутренних устройств служат люки.

1. Установка аппаратов на фундаменте осуществляется при помощи лап и опор

Перемешивание жидких сред в аппарате производится либо механическим, либо пневматическим способами. Механическое перемешивание осуществляется мешалками.

Для приведения в обращение перемешивающих механических устройств служат приводы, состоящие из электродвигателей, редукторов, ременных передач и муфт. Редукторы устанавливаются на крышках вертикальных аппаратов при помощи стоек и опор.

Стойка крепится с помощью болтов к опорной плите, приваренной к крышке аппарата.

Вал мешалки вводится в аппарат через уплотнение для обеспечения герметичности. Уплотнение вала производится с сальниковым, либо с торцевым уплотнителем.

Вал мешалки соединяется с выходным валом при помощи муфты. При большой длине вала мешалки устанавливают кольцевую опору.

Присоединение к аппаратам трубопроводов и контрольно-измерительных приборов производится с помощью штуцеров. Преимущественным распространением пользуются фланцевые штуцера, реже встречаются штуцера резьбовые. Они предназначены для осмотра аппарата, загрузки сырья, очистки аппарата, его ремонта, а также для сборки и разборки внутренних устройств. Для этих целей служат также люки, лазы и смотровые окна. При съемных крышках аппараты могут быть без люков.

Жидкость из аппарата удаляется через нижний штуцер. Обогрев аппарата обычно осуществляется при помощи рубашек, диаметр которого принимают на 40-100 мм. больше диаметра аппарата.

К корпусу стального аппарата рубашку приваривают. Обогревающую жидкость подают в рубашку через нижний штуцер, а удаляют через верхний, чтобы рубашка была заполнена теплоагентом. Обогревающий пар подают в рубашку через вертикальный штуцер, расположенный вверху аппарата, а через нижний штуцер отводят конденсат.

Аппаратура, работающая под давлением, повреждение которой может привести к несчастным случаям, должна отвечать требованиям Гостехнадзора и раз в три года подвергаться внутреннему осмотру, а раз в шесть лет гидравлическому испытанию.

2. Основные требования к химическим аппаратам

Для обеспечения работоспособности аппарата он должен обладать следующими свойствами:

- прочность при нагружении корпуса аппарата внутренним давлением газообразной или жидкой среды; - соответствовать условиям герметичности, что реализуется геометрической формой оболочек корпуса аппарата при нагружении внешним давлением; -коррозийная стойкость материалов деталей корпуса, находящиеся в контакте с агрессивными продуктами; -теплостойкость материалов корпуса при наличии повышенной температуры среды в аппарате;

- должны соответствовать требованиям герметичности разъемных и неразъемных соединений деталей корпуса (фланцевых и сварных), что достигается благодаря высокому качеству сварных швов, уменьшению числа разъемных соединений и увеличению плотности подвижных соединений.

- Аппараты химического производства обычно работают в тяжелых условиях: подвергаются действию высоких температур и коррозии содержат ядовитые и взрывчатые вещества, поэтому при их расчете применяют запасы прочности более высокие, чем в общем, машиностроении.

Одним из основных требований, предъявляемых к аппаратам химического производства, является обеспечение их герметичности. Герметичность достигается благодаря более высокому качеству сварных швов, уменьшению числа разъемных соединений и улучшению уплотнений. Наиболее трудно уплотнить подвижные соединения (вращающиеся валы). С целью уплотнения в таких случаях используются сальники.

Расчетный срок службы аппаратов 10-12 лет. Долговечность и надежность повышается за счет использования материалов, устойчивых к коррозии и действию высоких температур, и контроля за состоянием стенок аппарата, сварных швов и антикоррозийных покрытий.

Требования к химическому оборудованию регламентируется рядом нормативных документов, основными из которых являются следующие: -Правила Гостехнадзора по устройству и безопасной эксплуатации сосудов, работающих под давлением; ГОСТ 26-291-71; -Правила техники безопасности для проектирования и эксплуатации взрыво- и пожароопасных производств в химической и нефтехимической промышленности.

2.1 Машиностроительные материалы

1. Сталь: представляет собой железно-углеродный сплав с содержанием углерода до 2%. Чем выше содержание углерода, тем выше твердость и прочность, но ниже пластичность. Характерные особенности:

-высокие механические характеристики -хорошая обрабатываемость на станках; -способность к термообработке.

Стали, различают по следующим признакам:

-по применению: строительные, конструкционные и стали со специальными свойствами (жаростойкие, коррозионно-стойкие и т.д.);

-по химическому составу: углеродистые и легировочные;

-по качеству производства: обыкновенного качества, качественные и высококачественные; Сталь углеродистая обыкновенного качества: дешевая, для неответственных деталей, не подвергается термообработке (Ст. 2, 3, ...7) Сталь углеродистая качественная конструктивная: подвергается термообработке, используется для изготовления несущих элементов, конструкций и ответственных деталей (валы, зубчатые колеса и т.д.). (Ст. 45,50,60,...) - сотые доли процентов углерода в стали.

Легированная конструкционная сталь: используется для повышения механических свойств, коррозийной стойкости, жаропрочности и т.д. вводят так называемые легирующие добавки: В - вольфрам; Н - никель; X - хром; Д - медь и т.д.

2. Пластмассы материалы на уровне высокомолекулярных органических соединений (паронит, текстолит, капрон, полиэтилен, стекло пластины и т.д.)

Основные особенности: -высокая удельная прочность;

-малая плотность, химическая стойкость; -высокие антикоррозионные, антифрикционные и электроизоляционные свойства;

Для получения необходимых свойств к полимерам добавляют наполнители: графит, асбест, ткань и т.д.

3. Кинематический расчет привода

Исходные данные:

Рабочая мощность Pp = 1,4 кВт

Рабочая частота вращения вала мешалки np = 120 об/мин Цель расчета:

1) Определить общий КПД привода

2) Рассчитать требуемую мощность.

3) Подобрать электродвигатель.

4) Определить общее передаточное отношение механизма

5) Разбить общее передаточное отношение по ступеням.

6) Определить характеристики валов.

3.1 Определение общего КПД привода

КПД зубчатой передачи (коническими колесами) в закрытом корпусе ?кон = 0,97 (источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

КПД клиноременной передачи hкл/р = 0,97 (источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

КПД подшипников hподш = 0,99 (источник №1, стр. 5, табл. 1.1.) Общий КПД привода:--

общ = hкон·hкл/р·--hподш² = 0,97·0,97·0,99 ² =0,9221

3.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

Расчет требуемой мощности проведем по формуле

Nтреб = Nр, /общ = 1,4/0,9221 = 1,52 кВт

3.3 Выбор типа электродвигателя

Для данной установки, используя рассчитанное выше значение требуемой мощности, выберем электродвигатель 4A90L6 (источник №1, стр. 390, табл. П1)

Синхронная частота nэд ^с = 1000 об/мин (источник №1, стр. 390, табл. П1) Коэффициент скольжения s = 6,4% (источник №1, стр. 390, табл. П1)

Габаритные размеры:

L1= 350 мм. Н= 243 мм.

L2= 405 мм. D=208 мм (источник №1, стр. 391, табл. П2)

3.4 Определение номинальной частоты вращения электродвигателя

Указанная частота вращения, является синхронной. При работе, те есть. При наличии нагрузки, частота вращения вала электродвигателя уменьшается, вследствие скольжения S. Номинальную (асинхронную) частоту, обусловленную наличием какой бы то, ни было нагрузки, можно рассчитать по формуле:

nэд = nэд ^с·(1-s) = 1000·(1-0,064) = 936 об/мин

3.5 Определение передаточного отношения привода и его ступеней

3.5.1 Определение общего передаточного отношения привода

Общее передаточное число может быть определено, согласно соотношению:

iобщ = nэд./ np = 936 /120=7,8

3.5.2 Разбивка общего передаточного отношения по ступеням

С другой стороны, общее передаточное отношение может быть представлено как произведение передаточных чисел клиноременной передачи и конического редуктора:

iобщ = iкон·iкл/р

iкл/р = iобщ / iкон =7,8 /3,15= 2,476

iкон = 3,15 Было выбрано в соответствии со стандартным рядом

3.6 Определение силовых и кинематических параметров привода

Определение параметров вала электродвигателя (вращающий момент). nэд = 1000 об/мин

Nтреб = 1,52 кВт

Рассчитаем вращающий момент на валу электродвигателя:

Мэд = Nтреб/n = 9550·Nтреб/nэд = 9550·1,52/936 = 15,5 Н·м

Определение параметров ведущего вала редуктора.

N1 = Nтреб·hкл/р·hподш =1,52·0,97·0,99=1,46 кВт

M1 = 9550·N1/n1 = (9550· N1· iкл/р)/ nэд = (9550· 1,46 · 2,476)/936= 36,88 Н·м

Определение параметров ведомого вала редуктора.

N2 = Nпр·hкл/р·hподш² = 1,46· 0,97· 0,99 =1,4 кВт

n2 = n1 / iкон = nэд /( iкон· iкл/р) = 936/(3,15·2,476)= 120 об/мин M2 = 9550·N2/n2 = 9550·1,4/120 = 111,4 Н·м

Видно, что при переходе от вала электродвигателя к валу мешалки вращающий момент растет от 15,5 Н·м до 111,4 Н·м. Мощность же падает от 1,52 кВт до 1,4 кВт. Частота тоже падает от 936 до 120 об/мин.

Таблица 1. Перечень величин, рассчитанных в главе 2

Величина	Значение
Общее КПД привода, hобщ	0,9221
Требуемая мощность электродвигателя, Nтреб	1,52 кВт
Синхронная частота электродвигателя, nэд с	1000 об/мин
Коэффициент скольжения, s	6,4%
Номинальная частота вращения электродвигателя,	936 об/мин
nэд
Общее передаточное отношение, iобщ	7,8
Передаточное отношение для клиноременной	2,476
передачи, iкл/р
Вращающий момент на валу электродвигателя, Мэд	15,5 Н·м
Мощность на ведущем валу редуктора, N1	1,46 кВт
Частота вращения ведущего вала редуктора, n1	382,07 об/мин
Вращающий момент на ведущем валу редуктора,	36,88 Н·м
M1
Мощность на ведомом валу редуктора, N2	1,4кВт
Частота вращения ведомого вала редуктора, n2	120 об/мин
Вращающий момент на ведомом валу редуктора,	111,4 Н·м
M2

4. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные.

Передаточное отношение для клиноременной передачи iкл/р = 3,15 Требуемая мощность электродвигателя, Nтреб = 1,52 кВт Номинальная частота вращения электродвигателя, nэд = 936 об/мин Вращающий момент на валу электродвигателя, Мэд = 15,5 Н·м Цель расчета:

1) Выбрать сечение ремня.

2) Определить диаметр меньшего шкива.

3) Определить диаметр большего шкива.

4) Уточнить передаточное отношение.

5) Рассчитать предварительное значение межосевого расстояния.

6) Определить расчетную длину ремня.

7) Уточнить межосевое расстояние с учетом стандартной длины ремня.

8) Определить угол обхвата меньшего шкива.

9) Рассчитать число ремней в клиноременной передаче.

10) Определить окружную скорости вращения ремня.

11) Определить натяжение ветви ремня.

12) Определить силу, действующую на вал.

13) Определить ширину обода шкива.

4.1 Подбор типа ремня

Выполним подбор требуемого ремня по номограмме (источник №1, стр.134). Видно, что при таких технических запросах следует выбирать ремень из зоны O. Берем ремень, для которого nэд = 936 об/мин, а передаваемая мощность Nтреб = 1,52 кВт. Точнее тип ремня укажем после расчета его основных параметров.

4.2 Определение диаметра меньшего шкива

Мэд = 15,5 Н·м = 15500 Н·мм

Уточнив диаметр по ГОСТ 17383-73 (источник №1, стр. 120), получаем: d1ГОСТ

4.3 Определение диаметра большего шкива

Относительное скольжение ремня берем e = 0,01 как для передачи с регулируемым натяжением ремня (источник №1, стр120)

d2 = d1·iкл/р(1-) = 80·2,476 (1-0,015) = 195 мм

Уточнив диаметр по ГОСТ 17383-73 (источник№1, стр. 120), получаем: d2ГОСТ

4.4 Уточнение передаточного отношения для клиноременной передачи

i^/кл/р = d2ГОСТ/(d1ГОСТ (1)) = 200/(80·(1-0,015)) = 2,538

Погрешность: (i^/кл/р - iкл/р)/ iкл/р)·100% = (2,538-2,476)/2,476·100% = 2,5%

4.5 Определение межосевого расстояния

Сечение клинового ремня типа О по ГОСТ 1284.1-80 имеет вид:

Рисунок 1

где W=10мм; lp=8,5мм; T0=6мм для данного типа ремня.

Тогда минимальное межосевое расстояние определим по формуле (стр. 130 источник №1):

amin= 0,55(d1+d2)+T0 = 0,55·(80+200)+6 = 160 мм Максимальное межосевое расстояние:

amax= (d1+ d2)·2 = (80+200) ·2 = 560 мм

Возьмем а из интервала между amin и amax a = (amin + amax)/2 = (200+80)/2 ? 360 мм

4.6 Определение длины ремня

Определение длины ремня проведем по формуле (7.7), источник №1, стр.120



Согласно ГОСТ 1284.1-80, длину ремня можно принять равной Lp = 1180 мм. Итак, в передаче используется ремень О-1180 Т ГОСТ 1284.1-80

4.7 Уточнение межосевого расстояния

Теперь уточним межосевое расстояние для выбранной выше длины ремня по формуле (7.27) источник №1, стр. 130.

4.8 Определение угла обхвата

Определим угол обхвата по формуле (7.28) источник №1, стр. 130

4.9 Определение числа ремней

Число ремней определим по формуле (7.29) источник №1, стр.135. z = (Nтреб CP)/(P0CLCCz) = (1,52 ·1,4)/(0,58·0,98·0.95·0,95) = 4,145

Число ремней следует округлять в большую сторону, так как это требуется для запаса прочности. Требуется 5 ремней.

Параметры, задействованные в формуле (7.29) определяются по таблицам 7.8 и 7.9 в источнике №1, стр. 132-135. Однако значения P0 для данной длины ремня и количества оборотов в минуту по таблице 7.8. определить не удастся, так как в этой таблице отсутствуют необходимые данные. Значения для P0 получим по методу наименьших квадратов, задав линейные регрессии для имеющихся в таблице данных.

Ср = 1,4 (источник №1, стр. 136, табл. 7.10) - коэффициент режима работы, учитывая условия эксплуатации (для привода к ленточному конвейеру при трехсменной работе).

СL = 0,98 по ГОСТу 12843-80 (источник №1, стр. 135, табл. 7.9) - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня (для сечения ремня «А» при длине L = 1800 мм.).

С_б = 0,95 (источник №1, стр. 135) - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (при б1 = 160 ⁰).

С_ї = 0,95 (источник №1, стр. 135) - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, предполагая, что их количество не превысит 3).

Ро = 0,58 кВт. (источник №1, стр. 132, табл. 7.8) - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем.

4.10 Определение окружной скорости вращения ремня. d1 =80 мм = 0,08 м

v = (d1nэд)/60 =(x0,09x936)/60 = 3,92 м/c

4.11 Определение силы натяжения ветви ремня

Сила натяжения ветви вала рассчитывается по формуле (7.30), источник №1, стр. 136.

Коэффициент q = 0,06 (для ремня типа O) берем из стандартного ряда (источник №1, стр. 136).



4.12 Определение силы, действующей на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи

Данная сила рассчитывается по формуле (7.31), источник №1, стр. 136.

FB = 2F0 zsin(1/2) = 2·96,12·5·sin(161 ⁰/2) = 948 H

4.13 Определение ширины обода шкива

Ширина обода шкива рассчитывается по формуле, источник №1, стр. 138.

Рисунок 2

Таблица 2: Перечень величин, рассчитанных в главе 3.

Величина	Значение
Диаметр меньшего шкива, d1 (Уточнен по ГОСТ	80 мм
17383-73)
Диаметр большего шкива, d2 (Уточнен по ГОСТ	200 мм
17383-73)
Относительное скольжение ремня, e	0,015

Таблица 3

Уточненное передаточное отношение для	2,5%-
клиноременной передачи	погрешность
Уточненное межосевое расстояние, а	365мм
Длина ремня, LP (Уточнена по ГОСТ 1284.1-80)	1180мм
Угол обхвата, a1	161 0
Число ремней, z	5
Окружная скорость вращения ремня, v	3,92 м/c
Cила натяжения ветви ремня, F0	96,12 H
Cилa, действующая на ведущий вал редуктора от	948 H
клиноременной передачи, FB
Ширина обода шкива, Bш	49,6 мм

Рисунок 3

5. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

Исходные данные.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M1 = 36,88 H·м Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M2 = 111,4 Н·м Частота вращения ведущего вала редуктора, n1 = 378 об/мин Частота вращения ведомого вала редуктора, n2 = 120 об/мин

Передаточное отношение для зубчатой передачи коническими колесами, iкон = 3,15

Коэффициент ширины зубчатого колеса, Yb Re=0,285

Цель расчета:

1) Выбрать материалы, из которых будут выполнены колесо и шестерня передачи.

2) Определить предельно допустимое значение контактного напряжения.

3) Рассчитать внешний делительный диаметр.

4) Рассчитать геометрические параметры передачи.

5) Произвести проектный расчет на выносливость по контактным напряжениям.

6) Произвести проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

5.1 Выбор материала для передачи

Так как по расчетам, M2 = 111.4 Н·m, то возьмем материал Сталь 45 (стр 34 источник 1).

Берем диаметр заготовки для шестерни dзаг.ш =.80 мм, тогда диаметр заготовки для колеса возьмем: dзаг.к.= dзаг.ш·iкон = 90·3,15 = 252 мм Твердость выбранных материалов составляет:

Для заготовки под шестерню 230 HB

Для заготовки под колесо 200 HB

5.2 Проектировочный расчет выносливости передачи по контактным напряжениям.

5.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9.), источник №1, стр. 33.

Примем (по условиям проекта), что KHL = 1; [SH] = 1,1. Значение ?H lim b берем из таблиц 3.2. и 3.3., источник №1, стр. 34. s H limb = 2НВ+70=2x200+70=470

5.2.2 Определение внешнего делительного диаметра колеса

По условию проекта у нас прямозубое колесо, тогда Kd = 99

Коэффициент KHb (из таблицы 3.1, источник №1, стр. 32) примем равным 1,2-1,35

KHb=1,30

Далее определим внешний делительный диаметр колеса.

5.3 Расчет геометрических параметров передачи

Рисунок 4

5.3.1 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Выберем число зубьев шестерни равным 25 (стр.49 источник 1) z1 шест. = 25

Тогда число зубьев колеса будет равно z2 кол. = iкон.· z1 шест. = 3,15·25 = 79

5.3.2 Определение внешнего окружного модуля

Внешний окружной модуль определим по формуле me = de2 /z2 = 225/79= 2,848

5.3.3 Определение углов делительных конусов

Определим углы делительных конусов d1 и d2.

Для колеса: d2 = arctg iкон.= arctg 3,15= 72,39^O

Для шестерни: d1 = 90^O - d2 = 90^O - 72,39^O = 17,61^O

5.3.4 Определение внешнего конусного расстояния и ширины зуба

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

Ширина зуба рассчитывается по источнику №2, стр. 282.

Для колеса: b2 = Re·Yb Re =0,285x118= 34 мм

Для шестерни: b1 = b1+2 = 36 мм

5.3.5 Определение внешнего делительного диаметра шестерни

Рассчитаем делительный диаметр шестерни:

de1 = me.z1.= 2,848·25 = 72 мм

5.3.6 Определение среднего конусного расстояния

5.3.7 Определение среднего окружного модуля

5.3.8 Определение среднего делительного диаметра

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50) Средний делительный диаметр шестерни:

Для шестерни: d1--=mz1=2,438x25=61 мм. Для колеса: d2 =mz2=2,438x79=192,6 мм.

5.3.9 Определение параметров зубьев

Расчет производим по ГОСТ 19624-72 (таблица 3.11, источник №1, стр.50).

- внешняя высота головки зуба: hae = me = 2,8 мм

- внешняя высота ножки зуба: hfe = 1,2me = 3,4 мм

- угол ножки зуба: qf = arctghfe/Re = arctg 3,4/118 = 1,65⁰

5.3.10 Определение внешнего диаметра шестерни и колеса по вершине зубьев

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50).

Внешний диаметр шестерни и колеса по вершине зубьев:

Для шестерни: dae1 = de1+ 2haecosd1 =72+2x2,8xcos17,61= 76,5 мм

Для колеса: dae2 = de2+ 2haecosd2 =225+2x2,8xcos72,39=227 мм

5.3.11 Определение среднего окружного модуля

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50). Но прежде определим среднее конусное расстояние.

Для шестерни: R1 = Re-0,5b1 = 118 - 0,5·36 = 100 мм

Для колеса: R2 = Re-0,5b2 = 118 - 0,5·34 = 101 мм

средний окружной модуль:

Для шестерни: m1 = me·R1/Re = 2,848·112/118= 2,41 мм

Для колеса: m2 = me·R2/Re = 2,848·111,5/118= 2,69 мм

5.3.12 Определение коэффициента ширины шестерни по среднему диаметру

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

шbd=b1/d1=36/61=0,59=0,6

5.3.13 Определение окружной скорости вращения шестерни и колеса

Рассчитаем окружную скорость вращения по формуле

5.4 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Выполним проверочный расчет по формуле (3.27.), источник №1, стр. 47.

Где КН - есть коэффициент, определяемый соотношением (см. стр. 49, источник №1):

При заданной твердости стали (НВ<350) и несимметричном расположении колес относительно опор (сказывается влияние того, что со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев) примем значение коэффициента КН_в, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, равное: Кн_в = 1,24 (источник №1, стр. 39, табл. 3.5).

У нас прямозубые колеса следовательно КН_б =1.

Значение динамического коэффициента принимают в зависимости от окружной скорости, твердости поверхности зубьев НВ и степени точности 8. (источник №1, табл. 3.6, стр. 40). Выберем Кнv = 1,05.

Подставляя числовые данные, получим:

После определения численного значения коэффициента КН мы можем определить значение контактного напряжения:



5.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

5.5.1 Определение коэффициента нагрузки KF

Т.к. в редукторе будет использоваться коническая передача, то степень точности возьмем равной 8. Расчет проведем по формуле 3.22. (источник №1, стр. 41). Значение KFb = 1,62 (таблица 3.7, источник №1, стр. 43). Значение KFv = 1,25 (таблица 3.8, источник №1, стр. 43).

Итак, KF = KF KFv= 1,62·1,25 = 2,025

5.5.2 Определение окружной силы в зубчатом зацеплении

Определим окружную силу по формуле

Ft1 = 2M1/d1 = 2·36,88·1000/61 = 1209 H

Ft2 = 2M2/d2 = 2·111,4·1000/192 = 1160H

5.5.3 Определение коэффициента формы зуба

Значение YF1 = 3,90 z1 = 25 (Источник №1, стр. 42). Значение YF2 = 3,61 z2 = 79 (Источник №1, стр. 42).

5.5.4 Определение коэффициента Y_в

Коэффициент Y_в может быть определен соотношением:

5.5.5 Определение коэффициента КFб

Коэффициент КF_б определяется по формуле:

где среднее значение коэффициента торцевого перекрытия е_б принимается равным 1,5; степень точности n = 8.

5.5.6 Определение допускаемых напряжений при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент безопасности: [SF] = [SF]`ґ[SF]``.

Согласно источнику [1] (табл. 3.9, стр. 44) коэффициент [SF]`, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, следует принимать равным: [SF]` = 1,75. Коэффициент [SF]``, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, для поковок и штамповок следует принимать равным: [SF]`` = 1.

Следовательно, [SF] =1,75ґ1 = 1,75.

5.5.7 Определение соотношений [F]/YF

[F1]/YF1 = 236,6/3,90 =61

[F2]/YF2 = 205,7/3,61 = 57



Итак, проверочный расчет произведем по [F2]

F = (FtKFYF)/(b2m2) = (1157·2,025·3,61)/(34·2,69) = 92,48 МПа

F < [ F2]

Проверка выполнена успешно.

Таблица 4. Перечень величин, рассчитанных в главе 4

Величина	Значение
Внешний делительный диаметр колеса, de2	225 мм
Число зубьев шестерни	25
Число зубьев колеса	79
Внешний окружной модуль, me	2,848 мм
Угол делительного конуса шестерни, d1	17,610
Угол делительного конуса колеса, d2	72,39O
Внешнее конусное расстояние Re	118 мм
Ширина зуба шестерни, b1	36 мм
Ширина зуба колеса, b2	34 мм
Внешний делительный диаметр шестерни, de1	72 мм
Средний делительный диаметр шестерни, d1	61 мм.
Средний делительный диаметр колеса, d2	192 мм.
Средний окружной модуль m	2,438 мм
Окружная скорость вращения, v	1,206м/c



Рисунок 5

6. Проектировочный расчет валов редуктора

Исходные данные.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M1 = 36,88 Н·м Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M2 = 111,4 Н·м

Допускаемое напряжение на кручение [ф] = 15-35 МПа Цель расчета:

1) Определить диаметры концевой части валов.

2) Определить диаметры валов под подшипниками.

3) Определить диаметры валов между концевой частью и подшипниками.

4) Определить диаметры валов между подшипниками.

5) Определить диаметры буртиков.

6) Определить диаметры валов под ступицей.

7) Определить диаметр резьбовой части на конце вала.

6.1 Определение диаметра концевой части ведущего и ведомого валов редуктора

Далее добавим 15% от этих диаметров к ним (чтобы был запас прочности), округлим диаметры по стандартному ряду (стр. 161, источник №1). Для ведущего вала: dK1 = 24 мм; Для ведомого вала: dK2 = 38 мм;

6.2 Определение диаметра между концевой частью вала и подшипником

Диаметр вала между концевой частью и подшипником можно определить по следующей формуле (но у нас муфта МПР, следовательно, формула преобразуется).

Для ведущего вала: d1^К-П = dK1 + 0 = 24 мм

Для ведомого вала: d2^К-П = dK2 + 0 = 38 мм

6.3 Определение диаметра вала под подшипником

Для ведущего вала: dП1 = dK1 + 6 = 30 мм

Для ведомого вала: dП2 = dK1 + 7 = 45 мм

6.4 Определение диаметра буртика

Для ведущего вала:

dБ1 = dП1+10 = 40 мм

Для ведомого вала:

dБ2 = dП2+7 = 52 мм

6.5 Определение диаметра вала под ступицей

6.6 Определение диаметра резьбовой части на конце вала

Выбираем конструктивно из условия, что dВ >dК

7. Расчет конструктивных размеров конических колес

Исходные данные:

Диаметр вала под ступицей dВ1 = 32 мм; Диаметр вала под ступицей dВ2 = 40 мм; Внешнее конусное расстояние Re = 118 мм. Нормальный модуль m = 2,438 мм;

Цель расчета:

1) Определить длину ступицы.

2) Определить диаметр ступицы.

3) Определить толщину обода.

4) Определить толщину диска колеса.

Замечание.

Так как на ведущем валу диаметр вала близок по значению к диаметру рабочей части шестерни, выполняем вал-шестерню.

7.1 Определение длины ступицы

Длину ступицы определим по источнику №2, стр. 373.

Для шестерни: LСТ = (1,2-1,5)d b1=38,4-48мм

Для колеса: LСТ =(1,2-1,5)db2=48-60мм

7.2 Определение диаметра ступицы

Диаметр ступицы определим по источнику №1, стр. 233.

Для шестерни: dСТ =1,6 db1=51,2 мм

Для колеса: dСТ = 1,6 db2=64 мм

7.3 Определение толщины обода

Для колеса (по источнику №1, стр. 233):

0 = (3-4)m=7,3-9,8

7.4 Определение толщины диска

Для колеса (по источнику №1, стр. 233):

с = (0,1-0,17) Re=11,8-20,06мм

7.5 Определение диаметров отверстий

8. Расчет элементов корпуса редуктора

В корпусе редуктора размещаются детали передач. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающая перекосы валов. Корпус выполняют разъемным, состоящим из основания - картера и крышки. Плоскость разъема проходит через ось ведущего вала. Материал - Сч.15-32.

Исходные данные:

Внешнее конусное расстояние Re = 118 мм

Цель расчета:

1) Определить толщину стенок картера и крышки.

2) Определить толщину поясов картера и крышки.

3) Определить наименьший зазор между наружной поверхностью внутренних деталей и стенкой редуктора.

4) Определить толщину ребер жесткости картера и крышки.

5) Определить диаметры креплений болтов.

6) Выбор условий смазки редуктора.

7) Выбор сорта и марки масла.

8.1 Определение толщины ребер жесткости картера и крышки

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241 m = (0.85-1) д=8,5-10 мм

m1 =(0.85-1)д1 =8,5-10 мм

8.2 Определение диаметра крепежных болтов

Фундаментные болты.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241 d1 = (0,05 ч 0,055) Re +9 =14,9-15,49 мм

Принимаем М16=1,5.

Болты у подшипников.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241 d2 = (0,7 ч 0,75), d1 =10,5-11,25 мм

Принимаем М10=1,25.

Болты, соединяющие основание корпуса и крышки.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241 d3 = (0,5 ч 0,6), d1 = 7,5-9 мм

Принимаем М8=1.

8.3 Выбор условий смазки редуктора

Смазывание зубчатых и червячных зацепление уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали коррозии.

Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса имеется окно, закрываемое крышкой.

Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической или конической резьбой. Маслоиспускательное отверстие выполняют на уровне днища или несколько ниже него.

Так как окружная скорость в зацеплении весьма мала, используется картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых и червячных колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

8.4 Выбор сорта и марки масла

9. Подбор подшипников

Для фиксации осей валов редуктора в строго определенном положении необходимо использовать подшипники качения. Будем использовать радиально-упорные однорядные шарикоподшипники.

Они воспринимают комбинированные радиальные и осевые нагрузки. Осевая грузоподъемность шарикоподшипника зависит от угла контакта, имеющего значения 12°, 26°, 36°. С увеличением угла контакта допускаемая осевая нагрузка возрастает за счет радиальной. Подшипники способны воспринимать осевую нагрузку только в одном направлении, поэтому для фиксации вала в обе стороны подшипники устанавливают попарно.

По источнику [1] (стр. 399 табл. П6) выбираем шарикоподшипники радиально-упорные, однорядные, серия легкая узкая по ГОСТу 831-75. При этом мы учли, что наименьший диаметр подшипника d должен быть равен диаметру вала под подшипниками.

Так как моменты на валах не велики, то выберем радиально-упорные однорядные шариковые подшипники с углом контакта в 12⁰. Берем легкую узкую серию, так как на валах - небольшие вращающие моменты и используется закрытая коническая передача (источник №1, стр. 399).

Таблица 5

Обозначение	ГОСТ	d	D	B	T	r	r1	?
Ведущий вал	36206	30	62	16	16	1,5	0,5	12?
Ведомый	36209	45	85	19	19	2	1	12?
вал



Рисунок 6. Шарикоподшипник радиально-упорный ГОСТ 831 75

10. Расчет шпонок

Шпонки ставятся для закрепления деталей (шестерней, колес, полумуфт) на валах. Шпонка служит для передачи вращательного момента от колеса на вал или наоборот, а также препятствует прокручиванию.

В курсовом проекте используется призматическая шпонка.

На данном чертеже представлены 4 соединения шпонкой: шпонка для шкива клиноременной передачи, шпонка для конического колеса, 2 шпонки для соединения полумуфт в МПР.

Исходные данные:

Диаметр вала под ступицей dв1 = 32 мм; Диаметр вала под ступицей dв2 = 40 мм; Длина ступицы lст.1=45 мм;

Длина ступицы lст.2=54 мм;

Вращающий момент на ведущем валу редуктора M1 = 36,88 Нм; Вращающий момент на ведомом валу редуктора М2 = 111,4 Нм

Цель расчета:

1) Выбрать для ведущего вала редуктора шпонку.

2) Провести проверочный расчет шпоночного соединения на смятие.

3) Провести проверочный расчет шпоночного соединения на срез.

4) Выбрать для ведомого вала редуктора шпонку.

5) Провести проверочный расчет шпоночного соединения на смятие.

6) Провести проверочный расчет шпоночного соединения на срез.

10.1 Расчет шпонки для шкива клиноременной передачи и конического колеса

Рассчитаем длину шпонки по формуле: l_шп1 = l_ст1 - (5 ё10) » 40 - 35 мм. Согласно источнику [1] (стр. 169) по ГОСТу 23360-78 выбираем призматическую шпонку длиной l = 36м со следующими размерами:

Таблица6

b	h	t1	t2	S	450
8	7	4	3,3	0,16 ё	0,25

В нашем случае оно равно 100 МПа;

Полученное значение меньше предельно допустимого, следовательно, условие выполняется.

Проверочный расчет шпоночного соединения на срез.

Для выполнения условия, при котором не будет происходить среза шпоночного соединения необходимо обеспечить выполнение следующего условия:

Полученное значение оказалось значительно меньше предельно допустимого, следовательно, условие выполняется.

Берем шпонку8х7х36 ГОСТ 23360 - 78 (источник №1, стр.169)

10.2 Расчет шпонки ведомого вала редуктора

призматическую шпонку длиной l = 40м со следующими размерами:

Таблица 7

b	h	t1	t2	S ґ 45	0
12	8	5	3,3	0,25 ё 0,40

Проверочный расчет шпоночного соединения на смятие.

Полученное значение значительно меньше предельно допустимого, следовательно, условие выполняется.

Проверочный расчет шпоночного соединения на срез.

Для выполнения условия, при котором не будет происходить среза шпоночного соединения необходимо обеспечить выполнение следующего условия



Полученное значение оказалось значительно меньше предельно допустимого, следовательно, условие выполняется.

Берем шпонку12х8х40 ГОСТ 23360 - 78 (источник №1, стр.169)

10.3 Расчет шпонки муфты МПР

Согласно источнику [1] (стр. 169) по ГОСТу 23360-78 выбираем призматическую шпонку длиной l = 50м со следующими размерами:

Таблица 8

Проверочный расчет шпоночного соединения на смятие.

Полученное значение значительно меньше предельно допустимого, следовательно, условие выполняется.

Проверочный расчет шпоночного соединения на срез.

Для выполнения условия, при котором не будет происходить среза шпоночного соединения необходимо обеспечить выполнение следующего условия:

Полученное значение оказалось значительно меньше предельно допустимого, следовательно, условие выполняется.

Берем шпонку10х8х50 ГОСТ 23360 - 78 (источник №1, стр.169)

11. Расчет муфты

Для соединения вертикальных валов используют муфты ППФ и МПР. Основное требование, предъявляемое к валам - их соосность. Муфты применяют для передачи крутящего момента. Муфта подбирается под диаметры валов под муфту. Фиксирующее кольцо служит для восприятия осевых нагрузок. Изготавливают муфты из углеродистых сталей.

Корпус муфты состоит из двух половин с продольным разъемом. На наружные конические поверхности полумуфт надеваются кольца, которые стягиваются тремя шпильками. Сами полумуфты надеваются на валы при помощи шпоночных соединений. Окончание валов обрабатывается под фиксирующее кольцо, которое состоит из двух половин, скрепляемые пружинными кольцами.

Вращающий момент на ведомом валу редуктора составляет 111,4 кН·м. Были предложены 2 типа муфт: МПР (муфта продольно-разъемная) и МФД (муфта фланцевая с дистанционным кольцом). МПР - более мощная, а МФД способна обеспечивать большую соосность валов. Так как на ведомом валу небольшой вращающий момент, будем использовать МПР. По условию, диаметр концевой части ведомого вала составляет 38 мм. Выбираем муфту чуть меньше диаметр вала.

При включении электродвигателя происходит заброс вращающего момента, составляющий 1,5 величины номинального момента на валу (см. график). Поэтому в проверочном расчете следует учесть этот заброс.



Рисунок 7

Исходные данные:

Вращающий момент на ведомом валу редуктора М2 = 111,4 кНм;

11.1 Выбор муфты

Из справочника материала по курсовому проектированию выбираем муфту диаметром равным dK = 35 мм.

Таблица 9

d	Mкр,Н•м	D1	d2	d3	D	D0	H	H1	H2	H3	H4	H5	H6	d4
30	290	107	27	33	62	87	130	56	18	18	4,5	3,5	2	50

11.2 Проверка муфты на кручение

Шпильки для муфты закажем по ГОСТ 1769-66 из материала Ст 3. (Из справочного материала по курсовому проектированию)

[ср] = 0,25·220 = 55 МПа для материала Ст. 45 (источник №2, стр. 476). Расчет произведем по формуле 16.4, источник №2, стр. 476.



Условие прочности выполняется

11.3 Проверка колец на разрыв

Материал колец Ст 3 (из справочного материала по курсовому проектированию)

Условие прочности выполняется

11.4 Проверка поверхности муфты на смятие

Материал муфты Сталь 40 => [s ст ]= 220МПа

Условие прочности выполняется

Шпонки были проверены выше.

12. Расчет допусков и посадок

Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров.

Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшим и наименьшим предельными размерами называют полем допуска.

Требуется рассчитать 3 поля допуска.

12.1 Расчет поля допуска на подшипниках ведущего вала

Исходные данные: диаметр внутреннего кольца в подшипнике 45 мм диаметр наружного кольца в подшипнике 85 мм

1. По источнику №1, стр. 263, табл. 10.13. определим тип посадки и квалитет. Для вала - З35 k6 (переходная посадка)

Для отверстия в корпусе под наружное кольцо в подшипнике - З85 H7 (с зазором)

2. По источнику №1, стр. 260, табл. 10.12. определим поле допуска и предельное отклонение.

Нижнее отклонение для З85 EI = 0 мкм 3. Рассчитаем предельные размеры: Для вала:

dmax = 45,018 мм dmin = 45,002 мм

Dmin = 85,000 мм

3. Рассчитаем зазоры и натяги.

Замечание: для размеров подшипника (как для стандартного изделия) берем:

Диаметр внутреннего кольца = 45,000 мм Диаметр наружного кольца = 85,000 мм

Для вала:

(Максимальный зазор) Smax = 45,018 - 45,002 = 0,016 мм (Максимальный натяг) Nmax = 45,000 - 45,018 =- 0,018 мм

(Минимальный зазор) Smin = 0,000 мм

Dmax и Dmin- наибольший и наименьший предельные размеры отверстия dmax и dmin- наибольший и наименьший предельные размеры вала 00-нулевая линия, положение которой соответствует номинальному размеру

ES и es- верхние отклонения отверстия и вала EI и ei- нижние отклонения отверстия и вала

Характер соединения деталей называют посадкой. Характеризует посадку разность размеров деталей до сборки.

4. Строим схему полей допусков.

Рисунок 8

12.2 Расчет поля допуска на ступице конического колеса

4. Рассчитаем зазоры и натяги.

(Максимальный зазор) Smax--=40,025---40,009--=--0,016--мм (Максимальный натяг) Nmax =40,000-40,025 = -0,025 мм

5. Строим схему полей допусков.

Рисунок 9

13. Проверочный расчет ведомого вала на выносливость

13.1 Условно-пространственная схема передачи

Рисунок 10

14.2 Расчет сил, действующих на конструкцию

Данные берем из 4 главы пояснительной записки. Окружная сила:

Ft1 = 2M1/d1 = 2·36,88·1000/61 = 1209,18 Н = Ft2

M1 - момент на шестерне

d1 - делительный диаметр шестерни. Радиальная сила:

FA1 = FR2; FA2 = FR1

FA1 = tgaFt2sind1 = tg20⁰·1209,18·sin 17,61^O = 133,15 H FA2 = tg?Ft1cosd1 = tg20⁰·1209,18·cos 17,61^O =419,48 H= 20 ⁰ (угол зацепления) по ГОСТ 13755 - 81

13.3 Эпюры изгибающих моментов для нагрузок, действующих на ведомый вал

13.3.1 Вычислим реакции в подшипниках

Плоскость У-Х.

Момент M(FA2) = 0,5·FA2·d2 = 0,5·419,48·192 = 40270 Н·мм получен от параллельного переноса силы FA2 на расстояние 0,5d2

Рисунок 11

Перечертим схему, внесем в нее изменения и выполним проверку.



Рисунок 12

Плоскость Z-X.

Рисунок

Для этой конструкции запишем уравнения равновесия:

Проверка:

Ft2 -RA + RB = 0

1591,4 - 1964,92 + 755,74 = 0

13.3.2 Построение эпюры MZ и MКР

Построение см. далее, расчеты приведены ниже.

Рисунок 13

1. x = [0;50]; -Mz = M(FA2) + FR2·x; Mz(x=0) = -40270+0 = -40270 Н·мм

Mz(x=50) = -40270 + 133,15·50= -33612,5 Н·мм

2. x = [50;130]; -Mz = M(FA2) + FR2·x + RA(x-50); Mz(x=50) = -40270 + 133,15·50 = -33612,5 Н·мм Mz(x=130) = -40270 + 133,15·130 + 287·80 = 0 Н·мм

Для эпюры МКР: на всем протяжении вала МКР = M2 = -111,4 Н·м

13.3.3 Построение эпюры MY

Рисунок 14

1. x = [0,50]; MY = Ft2·x;

MY(x=0) = 0

MY(x=50) = 1209,18·50 = 60495 Н·мм

2. x = [50; 130]; MY = Ft2·x - RA·(x-50);

MY(x=50) = 1209,18·50 = 60495 Н·мм

MY(x=130) = 1209,18·130- 1964,92·80 = 0 Н·мм

13.4 Выбор опасного сечения на ведомом валу

По построенным эпюрам изгибающих и крутящих моментов найдем опасное сечение, рассчитав в некоторых сечениях вала напряжения sЭКВ.

Таблица 10. Расчет эквивалентных напряжений в некоторых сечениях вала

№ п/п	d мм	МZ	МY	МKP	sЭКВ
		Н·мм	Н·мм	Н·мм	МПа
1	38	-40270	0	-111400	21,58
2	38	-33613	60495	-111400	23,90

Видно, что опасное сечение - сечение № 2, так как в нем напряжения sЭКВ будут максимальными. Именно для этого сечения мы и проведем проверочный расчет ведомого вала на выносливость.

13.5 Проверочный расчет ведомого вала на выносливость

По формуле (8.17) источник №1, стр. 162 найдем коэффициент запаса прочности в опасном сечении. Заметим, что расчетный коэффициент запаса прочности n должен быть больше допускаемого, значение которого как минимум должно быть равным 2,5. Вообще:

При n < 1 вал разрушается

При n = [1; 2,5] вал не будет разрушаться, но будет прогибаться, что может привести к биениям, а т.е. в свою очередь - к резонансу, и, в конечном счете, все же к потере вала и других элементов редуктора, связанных с валом.

При n = [2,5;4] условия выносливости вала будут оптимальными.

При n > 4 Вал будет устойчивым, но при этом будет переизбыток материала.

Расчет коэффициента запаса прочности по нормальным напряжениям n_s

Расчет будем производить по формуле (8.18) источник №1, стр. 162:



Ведомый вал редуктора будет изготовлен из стали марки Сталь 45.

1) Предел выносливости при симметричном цикле изгиба будет равен ?-1 = 0,43sВ (источник №1, стр. 162); а sВ для этого материала будет равен 690 МПа (источник №1, стр. 34), учитывая, что диаметр заготовки под вал будет Св. 120 мм.

Тогда s-1 = 0,43sВ = 0,43·690 = 296,7 МПа.

2) ks----- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений - будем вычислять по таблице 8.2. (источник №1, стр. 163), зная, что в опасном сечении находится галтель.

Рисунок 15

В нашем случае r = 0,76 мм; d =38 мм; D = 45 мм;



Из-за вращения вала напряжения s и t будут меняться циклически. Считаем, что нормальное напряжение меняется по симметричному циклу.

Рисунок 16

Расчет коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям n_t

Расчет будем производить по формуле (8.19) источник №1, стр. 164:



Ведомый вал редуктора будет изготовлен из стали марки Сталь 45.

1) Предел выносливости при симметричном цикле кручения будет равен t-1 = 0,58s-1 (источник №1, стр. 162); а s-1 для этого материала будет равен 296,7 МПа, см. выше.

Тогда t-1 = 0,58s-1 = 0,58·296,7 = 172,1 МПа.

2) kt- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений - будем вычислять по таблице 8.2. (источник №1, стр. 163), зная, что в опасном сечении находится галтель.

Рисунок 17

В нашем случае r = 0,76мм; d = 38мм; D = 45мм;

Тогда для требуемого вала при sВ= 690 МПа получим: D/d = 1,19 r/d = 0,02 k = 2,51

Рисунок 18

Расчет коэффициента запаса прочности n.

Вывод: вал спроектирован с перерасходом материала т.к. n>4

14. Расчет элементов аппарата

Исходные данные:

Диаметр аппарата Dв = 1000 мм Материал аппарата Сталь 10; Давление внутри аппарата р = 1,3 Н/мм²; Температура t= 200°C;

Согласно источнику №2, табл. 17.1, стр. 530, по ГОСТу 14249-69 для аппаратов, изготовленных из стали 10, при температуре t=200°C нормативное допускаемое напряжение [у]= 118 Н/мм².

аппарат электродвигатель кинематический привод

14.1 Расчет толщины стенки обечайки

Расчет проведем по формуле (17.1), источник №2, стр. 522.

где коэффициент прочности сварного шва для стыкового одностороннего ручного шва ц=0,9 и прибавка для компенсации коррозии С= 1 мм (источник №2, стр.523).

Окончательно примем толщину стенки равной 8 мм.

14.2 Расчет толщины стенки эллиптического днища

Расчет проведем по формуле (17.3), источник №2, стр. 524.

Для днищ, изготовленных из целой заготовки, коэффициент прочности ц= 1(источник №2, стр.524).

Во всех случаях толщина днища должна быть не меньше толщины обечайки, поэтому окончательно примем толщину стенки днища равной 8 мм.

14.3 Расчет толщины стенки плоской крышки

Расчет проведем по формуле (17.9), источник №2, стр. 527.

где коэффициент k определили по графику (источник №2, рис.17.8, стр.528). Для этого определили отношение Dб/Dсп = 1,03, где диаметр болтовой окружности Dб = 1105 мм (источник №3, стр. 13), средний диаметр прокладки Dсп = 0,5(D9+D10) = 0,5(1089+1059) = 1074 мм (источник №2, табл. 18.5, стр. 550).

Также определили коэффициент ш= 1+4b0m/Dсп = 1,2, где расчетная ширина прокладки b0 = 15 мм (источник №3, стр. 13), прокладочный коэффициент m= 3,25 (источник №2, стр. 529).

Исходя из этого по графику k= 0,5.

14.4 Расчет высоты обечайки

Расчет произведем согласно источнику №4, рис. 5, стр. 19.

H0 = 1,2Dв = 1,2x1000 = 1200 мм

14.5 Расчет высоты эллиптического днища

Высота определяется ГОСТом 6533-78 (источник №3, стр. 4).

При диаметре аппарата 1000 мм и принятой толщине стенки 8 мм высота hв= 250 мм, высота борта h1 = 25 мм.

15. Подбор штуцеров и люка

Исходные данные:

Диаметр аппарата Dв = 1000 мм Давление внутри аппарата р = 1,3 Н/мм²;

15.1 Подбор диаметров штуцеров

Выберем конструктивно штуцеры по ОСТ 26-02-2065-83: - на крышку

Таблица 11

15.2 Подбор диаметра люка

Выберем конструктивно люк-лаз с крышкой на болтах, загрузочный стальной:

Таблица 12

15.3 Подбор диаметров укреплений отверстий

Согласно источнику №2, стр. 558 диаметр укрепляющего кольца вычисляется по формуле:

Dk= (1,7?2)d = (425?500) мм, г

де d-диаметр отверстия (250 мм - люк).

Примем для люка укрепляющее кольцо диаметром 463мм.

15.4 Подбор лап

Удельная нагрузка на опорных поверхностях лап рассчитывается при максимальном весе аппарата Gmax, что бывает во время гидравлических испытаний, когда аппаратура заполнена водой.

Расчет объема произведем по рекомендации из источника №2, стр. 561.

V = Vоб+Vдн = 1,0•Dв³ + 0,17•Dв³ = 1,17•1 ³= 1,17 м³

Вес аппарата при гидравлических испытаниях:

Gmax= 3рRуhсg+1,17 м³•10 кН/м³ = 2,88кН+11,7кН = 14,58 кН

Рассчитаем нагрузку на одну лапу:

Q = Gmax/n = 14,58/4 = 3,65 кН.

По нормали МХ 64-56 (источник №2, табл. 19.6, стр. 569) принимаем 4 лапы с допускаемой нагрузкой 5 кН на каждую.

16. Подбор и расчет фланцевых соединений

Фланцы служат для присоединения к аппаратам съемных крышек, крышек, труб, отдельных частей аппарата и др.

Ответственная часть фланцевого соединения - это узел уплотнения. Обычно между корпусом и крышкой помещают прокладку. Фланцевые болты при монтаже должны быть достаточно сильно затянуты с тем, чтобы была гарантирована герметичность соединения крышки и корпуса, когда в аппарат поступает газ под давление P. Цель расчета - проверка прочности фланцевых болтовой герметичности соединения.

Исходные данные:

Диаметр аппарата Dв = 1000 мм Температура t= 200°C

Давление внутри аппарата р = 1,3 Н/мм²;

16.1 Выбор фланцевого соединения

По ОСТу 26-427-79 (источник №3, стр. 13) подбираем фланцы приварные встык с размерами:

Таблица 13

подбираем асбостальную прокладку с размерами:

Таблица 14

16.2 Расчет податливости болта

Расчет проведем по источнику №4, п.1, стр 49.

Сб = Еб•Fб/lб = 215•10 ³•р•20 ²/140•4= 4,8•10 ⁵Н/мм,

где модуль упругости материала болта Еб = 215•10³Н/мм² площадь поперечного сечения болта Fб = рd²/4 расчетная длина болта lб = 140 мм

16.3 Расчет податливости прокладки

Расчет проведем по источнику №4, п.2, стр 49.

Сп = Еп·Fп/lп = Еп·Fп/a1 =4·10 ³·1150/15= 3,1·10 ⁵Н/мм,

где модуль упругости материала прокладки Еп = 4·10 ³Н/мм² площадь прокладки, приходящейся на один болт

мм²

16.4 Расчет усилий от давления, приходящееся на один болт

Расчет проведем по источнику №2, стр 540.

где средний диаметр прокладки Dсп= 0,5(D9+D10) = 0,5(1089+1059) = 1074 мм.

16.5 Расчет коэффициента основной нагрузки

Расчет проведем по источнику №2, стр. 541.

Р = [Kст(1-K)+K]Q =[1,4x(1-0,6)+0,6]x26,8=31 кН,

где Кст = 1,3?1,5=1,25- коэффициент запаса против раскрытия стыка.

[P]=31 кН для болта М20 из стали 40Х при 200⁰С, согласно источнику №1, стр. 551

Р?[P], значит условие прочности выполняется

16.7 Усиление предварительной затяжки

V=Kст(1-к)Q=1,4(1-0,6)26,8=14,6 кH

16.8 Усиление остаточной затяжки

V'=V-(1-k)Q=14,6-(1-0,6)26,8=4,1 кН

16.9 Расчет деформации болта и прокладки

Расчет проведем по источнику №4, п.6, стр.50.

lб = V/Cб = 14,6·10 ³/4,8·10 ⁵= 0,03 мм lп = V/Cп = 14,6·...