Проектирование вертикального аппарата с приводом и мешалкой

40270- 133,15130+ 80RA = 0

25515 = -80RA

RA = -287 H

Перечертим схему, внесем в нее изменения и выполним проверку.

Проверка:

FR2 + RA - RB = 0

133,15 + 287 - 420,15 = 0

Плоскость Z-X.



AB = 50 мм; BC = 80 мм

Для этой конструкции запишем уравнения равновесия:

Ft2AB - RBBC = 0

1209,1850 - RB80= 0

RB = 755,74H

Ft2AС - RАBC = 0

1209,18130 - RА80 = 0

RA = 1964,92 Н

Проверка:

Ft2 -RA + RB = 0

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

12.2.2 Построение эпюры MZ и MКР

Построение см. далее, расчеты приведены ниже.



1. x = [0;50] ; -Mz = M(FA2) + FR2x;

Mz(x=0) = -40270+0 = -40270 Нмм

Mz(x=50) = -40270 + 133,1550= -33612,5 Нмм

2. x = [50;130] ; -Mz = M(FA2) + FR2x + RA(x-50);

Mz(x=50) = -40270 + 133,1550 = -33612,5 Нмм

Mz(x=130) = -40270 + 133,15130 + 28780 = 0 Нмм

Для эпюры МКР: на всем протяжении вала МКР = M2 = -111,4 Нм

12.2.3 Построение эпюры MY

Построение см. далее, расчеты приведены ниже.



1. x = [0,50] ; MY = Ft2x;

MY(x=0) = 0

MY(x=50) = 1209,1850 = 60495 Нмм

2. x = [50; 130] ; MY = Ft2x - RA(x-50);

MY(x=50) = 1209,1850 = 60495 Нмм

MY(x=130) = 1209,18130- 1964,9280 = 0 Нмм

12.3 Выбор опасного сечения на ведомом валу

По построенным эпюрам изгибающих и крутящих моментов найдем опасное сечение, рассчитав в некоторых сечениях вала напряжения ЭКВ. Расчет произведем по формуле

Диаметр сечения вала снимем с чертежа, значения моментов - с эпюр.

Таблица 4 - Расчет эквивалентных напряжений в некоторых сечениях вала.

№ п/п	d мм	МZ Нмм	МY Нмм	МKP Нмм	ЭКВ 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 ЭКВ будут максимальными. Именно для этого сечения мы и проведем проверочный расчет ведомого вала на выносливость.

12.4 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.

Итак, формула (8.17) источник №1, стр. 162 имеет вид

12.4.1 Расчет коэффициента запаса прочности по нормальным напряжениям n

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 = 0,43В (источник №1, стр. 162); а В для этого материала будет равен 690 МПа (источник №1, стр. 34), учитывая, что диаметр заготовки под вал будет Св. 120 мм.

Тогда -1 = 0,43В = 0,43690 = 296,7 МПа.

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



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

Тогда для требуемого вала при В = 690 МПа получим: D/d = 1,19 r/d = 0,02

k = 2,51

3) - масштабный фактор для нормальных напряжений - будем вычислять по таблице 8.8. (источник №1, стр. 166) для d вала 40мм (таблица 8.8)

= 0,85

4) - коэффициент, учитывающий шероховатости поверхности, возьмем равным 0,90 -0,97 (см. источник №1, стр. 162.)

5) V - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении - вычислим, взяв из таблицы 4 пояснительной записки наибольший изгибающий момент в опасном сечении. Вычислим напряжение:

6) m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений (т.к. осевых нагрузок нет) - равна нулю.

7) Коэффициент = 0,2 для стали марки Сталь 45

Итак,

Из-за вращения вала напряжения будут меняться циклически.

Считаем, что нормальное напряжение меняется по симметричному циклу.

12.4.2 Расчет коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям n

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 -1 = 0,58-1 (источник №1, стр. 162); а -1 для этого материала будет равен 296,7 МПа, см. выше.

Тогда -1 = 0,58-1 = 0,58296,7 = 172,1 МПа.

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



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

Тогда для требуемого вала при В= 690 МПа получим: D/d = 1,19 r/d = 0,02

k = 2,51

3) - масштабный фактор для касательных напряжений - будем вычислять по таблице 8.8. (источник №1, стр. 166) Тогда для вала из стали марки Сталь 45, диаметром вала в 40м, = 0,73

4) - коэффициент, учитывающий шероховатости поверхности, возьмем равным 0,9 - 0,97 см. источник №1, стр. 162.

5) V ,m - амплитуда цикла касательных напряжений и среднее напряжение цикла касательных напряжений в рассматриваемом сечении, определенные из того предположения, что вследствие колебания крутящего момента напряжения будут изменяться по отнулевому циклу - вычислим, взяв из таблицы 4 пояснительной записки крутящий момент в опасном сечении. Вычислим напряжение:

7) Коэффициент = 0,1 для стали марки Сталь 45

Итак,

касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу:



12.4.3 Расчет коэффициента запаса прочности n

Итак, формула (8.17) источник №1, стр. 162 имеет вид

Подставим полученные значения:

Итак n > [n = 2,5]

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



13. 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.

13.1 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.

13.2 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.

13.3 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.

13.4 Расчет высоты обечайки

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

H0 = 1,2Dв = 1,2x1000 = 1200 мм



13.5 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.



14. Подбор штуцеров и люка

Исходные данные:

Диаметр аппарата Dв = 1000 мм

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

14.1 Подбор диаметров штуцеров

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

- на крышку

py?1,6 МПа
Dy	dв	D	D1	D2	b	h	d	n	l	H	dн	S	Масса,кг
80	91	185	160	133	21	3	18	4	160	165	89	4	5,4
									220	225			6,0

- на днище

py?1,6 МПа
Dy	dв	D	D1	D2	b	h	d	n	l	H	dн	S	Масса,кг
200	222	335	295	268	27	3	22	12	180	185	219	8	17,6
									240	250			20,0

14.2 Подбор диаметра люка

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

py	Dв	h	Dн	D1	D2	D3	D4	b	b1	db	H	n
1,6	250	27	273	405	355	290	320	28	20	M20	330	12



14.3 Подбор диаметров укреплений отверстий

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

Dk= (1,7?2)d = (425?500) мм, где d-диаметр отверстия (250 мм - люк).Примем для люка укрепляющее кольцо диаметром 463мм.

14.4 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.



15. 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;

15.1 Выбор фланцевого соединения

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

Dв	py	D1	D2	D3	D4	a	D5	D6	D7	b	H	d	Болты	Масса, кг
													диаметр резьбы	Кол
1000	1,6	1145	1105	1066	1065	15,5	1029	1024	1050	65	95	23	М20	44	200,9

Dв	py	D9	D10	a	a1
1000	1,6	1089	1059	3,4	4,3

По нормали ОН 26-02-106-68 (источник №2, табл.18.5, стр.550) подбираем асбостальную прокладку с размерами:



15.2 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

15.3 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

15.4 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.

15.5 Расчет коэффициента основной нагрузки

Расчет проведем по источнику №2, стр 541.

15.6 Расчет усилия предварительной затяжки

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

15.7 Усиление предварительной затяжки

V=Kст(1-к)Q=1,4(1-0,6)26,8=14,6 кH

15.8 Усиление остаточной затяжки

V'=V-(1-k)Q=14,6-(1-0,6)26,8=4,1 кН

15.9 Расчет деформации болта и прокладки

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

Дlб = V/Cб = 14,6•10 3/4,8•10 5= 0,03 мм

Дlп = V/Cп = 14,6•10 3/3,1•10 5= 0,05 мм

15.10 Суммарная сила, растягивающая болт

Расчет проводим по формуле:

Полученное теоретическое значение меньше допустимого, то есть условие прочности выполняется.

15.11 Проверка прочности болта

Проверим прочность болта по условию: P?[P] (источник №4, п.8, стр.50).

Построив диаграмму совместной работы болта и прокладки, определили суммарное растягивающее усилие на один болт: P=30,9кН.

Допускаемая нагрузка для болтов при неконтролируемой затяжке [P]= 18кН при t= 200°Cдля стали 35Х, что меньше расчетного, поэтому берем сталь 40Х с [P]= 31 кН при t= 200°C

(источник №2, табл.18.6, стр. 551).



16. Расчет сварных швов

Сварные соединения относятся к неразъемным и служат для соединений конструкций из листового проката и труб. Хорошо свариваются малоуглеродистые стали и низколегированные с малым содержанием углерода. Прочность сварных швов объемно ниже прочности основного материала, вследствие структурных изменений материала в зоне сварки. Наибольшее распространение получила электродуговая сварка, осуществляемая вручную или автоматически.

Исходные данные:

Диаметр аппарата Dв = 1000 мм

Давление внутри аппарата р = 1,3 Н/мм2

Толщина стенки д = 8 мм

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.

16.1 Расчет стыковых швов на прочность при растяжении-сжатии

Стыковые швы работают только на растяжение-сжатие. Разрушение стыкового шва происходит по плоскости, перпендикулярной оси напряжения в зоне сварки. Это вызвано действием нормальных напряжений. Напряжение в них определим следующим образом:

Условие прочности при растяжении-сжатии выполняется.



16.2 Расчет нахлесточных, угловых и тавровых швов на прочность при срезе

Такие соединения выполняются угловыми швами. Разрушение угловых швов происходит под углом 45 градусов. Нахлесточные, угловые и тавровые швы работают на срез. Напряжение в них определим следующим образом:

Условие прочности при срезе выполняется.

16.3 Расчет катета сварных швов

Примем катет равный толщине стенки - 8 мм.



17. Основные узлы аппарата

Исходные данные:

Предельное напряжение = 118,6 МПа;

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

Внутренний диаметр аппарата Dв = 1000 мм;

= 8 мм.

Цель расчета:

Подбор и назначение сальникового уплотнения.

Подбор и назначение концевой опоры.

17.1 Подбор и назначение концевой опоры

Концевые опоры устанавливают при большой длине валов мешалки внутри вертикальных аппаратов; применяются при частоте вращения не более 100об/мин.

Концевые опоры устанавливают при большой длине вала. Эти опоры располагаются внутри вертикальных аппаратов и крепятся на днищах. Концевые опоры не применяют при частотах вращения более 100 об/мин. Материалы концевых опор: трущиеся детали- чугун, бронза, графит, фторопласт 4 или текстолит; остальные детали- углеродистая сталь.

Размеры для концевой опоры определяем по источнику [3] на стр. 41:

D	d1	H	H1	L	L1	L2	K	d2	d3	d4	d5	d6	H2	H3	H4	l1	l2
40	30	200	90	280	160	200	3	35	4	55	85	110	80	40	50	15	20

17.2 Подбор и назначение сальникового уплотнения

Вращающийся вал вводится в аппарат через сальник или торцовое уплотнение. Главными деталями сальника являются корпус, нажимная втулка и втулка. В нижней части набивка опирается на грунд-буксу, которую обычно изготовляют из бронзы, чтобы вал при соприкосновении с более мягким металлом меньше изнашивался. Поверхности нажимной втулки и грунд-буксы, соприкасающиеся с набивкой, обрабатывают по конусу, чтобы при нажатии на втулку появлялась сила, прижимающая набивку к валу. В качестве набивок широко используют промасленные асбестовые или хлопчатобумажные шнуры.

ОСТ 26-01-1247-75 (источник №3, стр.24):

d	d1	Dф	Dб	D	H	b	h	h1	h2	hk	R	R1	R2	R3
40	60	185	150	128	166	15	18	13	52	20	45	15	32	37



Список использованной литературы

1. «Курсовое проектирование деталей машин» С.А. Чернавский, И. М. Чернин и др.; © Издательство «Машиностроение», 1987 г.

2. «Расчеты деталей машин» И. М. Чернин, А.В. Кузьмин, Г.М. Ицкович. © Издательство «Вышэйшая школа», Минск, 1974 г.

3. «Вертикальный аппарат с приводом и мешалкой» Р.Н. Абакумова, Л.А. Виноградова и др.;© А/О «Росвузнаука», 1992 г.

4. «Прикладная механика» Р.Н. Абакумова, Л.А. Виноградова и др.; © А/О «Росвузнаука», 1992 г.

5. «Вертикальный аппарат с приводом и мешалкой» Р.Н. Абакумова, Л.А. Виноградова и др.;© А/О «Росвузнаука», 1992 г.

Размещено на Allbest.ru

...