Аппараты с перемешивающими устройствами

а1 = ; l1 = Lв - l2 ;

а1 = == 0,85.

? по номограмме равна 2,0. Определяем первую критическую скорость

₁ = = 50,71 рад/с.

Условие 0,71 соблюдается (33,5 рад/с 35,5 рад/с), следовательно, вал подобран верно.

3.) Проверка вала на прочность.

Напряжение от крутящего и изгибающего момента определяется по формулам:

= , = ,

Расчётный изгибающий момент М действия приведённой центробежной силы Fц определяется в зависимости от расчётной схемы вала. Приведённая центробежная сила (Н) определяется по формуле:

Fц = mпр. 2 r ,

где mпр. - приведенная сосредоточенная масса вала и перемешивающего устройства, кг;

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

Приведённая сосредоточенная масса вала и перемешивающего устройства (кг) определяется по формулам:

mпр. = mмеш. + q mв Lв ,

где mмеш. - масса мешалки, кг; mмеш. = 3,7 кг;

mв. - единичная масса вала, кг/м; mв. = 26,04 кг/м;

Lв - длина вала, м; Lв = 3,132 м ;

q - коэффициент привидения распределённой массы к сосредоточенной массе перемешивающего устройства.

q = ,

где а1 - относительная координата центра тяжести мешалки;

а1 = 0,85;

q = = 0,528;

mпр. = 3,7 + 0,582 26,04 3,132 =46,76 кг.

Радиус r определяем из формулы:

r = ,

где - эксцентриситет массы перемешивающего устройства с учётом биения вала, м;

е + 0,5 ? ,

где е - эксцентриситет центра массы перемешивающего устройства, м; е = 0,1410 -3м

? - допускаемое биение вала; ? = 10 -3м.

0,1410 -3 + 0,5 10 -3 = 0,6410 -3 м,

r = = 11,3610 -4 м.

Определяем центробежную силу

Fц = 46,76 33,5 2 11,3610 -4 = 59,59 Н.

Для определения максимального изгибающего момента М, действующего на вал, найдём реакции в опорах RА и RВ:

Рис.

?МА = 0 : + RВ l2 - Fц ( l1 + l2) = 0 , RВ = ,

RВ = = 388,85 Н;

?МВ = 0 : RА l2 + Fц l1 = 0 ,

RА = = = 329,26 Н ;

Проверка ?Yi = 0:

- RА + RВ - Fц = 0;

-329,26 +388,85 -59,59 = 0;

Определим изгибающий момент:

МА = 0;

= - RА l2 = -329,26 480 = -158044,1 Нмм;

= - Fц l1 = -59,59 2652 = -158044,1 Нмм;

МС = 0;

Определим напряжение от крутящего изгибающего момента:

= = = 0,89 МПа ,

= = = 5,75МПа ;

Результирующее напряжение на валу определяется по формуле:

_экв.= ;

_экв.= = 6,03 МПа ;

При этом необходимо, чтобы выполнялось условие экв. [ ], где [] определяется по формуле:

[] = ,

где в - временное сопротивление материала, МПа; в = 900 МПа

[9, табл. 2.1];

[] = =78,26 МПа;

(6,03 78,26) , следовательно, условие прочности для вала мешалки выполняется.

4.) Расчёт вала на жесткость.

Расчётная схема реального и приведённого валов



Рис.

Расчет вала на прочность заключается в определении допускаемой величины прогиба. Производится из следующего условия:

Jmax. [J] ,

где [J] - допускаемый прогиб вала, в том месте, где вал входит в аппарат (в уплотнение), мм; [J] = 0,1 мм;

Jmax. = ,

где Jx - осевой момент инерции сечения вала, м 4;

х = h1 = 0,772мм;

Jx = = = 8,76•10 -7 м 4;

Jmax. = =

=3,2610 -4мм.

Проверим условие допускаемой величины прогиба: 3,2610 -4мм 0,1 мм, условие выполняется.

Определим угол поворота в сферическом подшипнике:

_В = ,

При этом необходимо, чтобы выполнялось условие В [], где наибольший допускаемый угол поворота для радиальных сферических шарикоподшипников = =0,05 рад.

_В = =1,08•10 -4рад.

Проверим условие допускаемой величины угла поворота для сферических подшипников: 1,08•10 -4рад 0,05 рад, условие выполняется. Вычисленное значение меньше допустимого, что обеспечит нормальную работу.

3.4 Подбор подшипников качения

Для подшипников качения приводного вала мешалки, установленных в наиболее нагруженной верхней опоре и в уплотнении, воспринимающих действия осевых и радиальных сил, выполняется проверочный расчёт.

Подшипники, работающие при n 10 мин -1, выбирают по динамической грузоподъёмности, рассчитывая их ресурс при требуемой надёжности.

, = 297,8 Н

Так как [F] ? 13500 Н в опоре А располагаем подшипник легкой серии тип 212 ГОСТ 8338-75 (подшипники шариковые радиальные однорядные).

В опоре В располагаем подшипник легкой серии типа 1213 ГОСТ 28428-90 (подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные).

1.) Определим долговечность работы подшипника тип 212.

2.)

,

где - долговечность работы подшипника типа 212 в часах;

L1 - долговечность работы подшипника в миллион оборотах;

L1 = ,

где а1-коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности(а1=0,33 при вероятности безотказной работы 98%);

а23-коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (для шарикоподшипников(кроме сферических) а23=0,7);

Сr - динамическая радиальная грузоподъёмность; для подшипников типа 212 Сr = 52,010 3 Н [1, табл. 24.10];

- эквивалентная нагрузка от действия радиальных сил в опоре А, Н;

= ,

где - радиальная нагрузка в опоре А, Н; = RA= 329,26 Н;

К - коэффициент, учитывающий перегрузки; К = 1,2;

К - рабочая температура подшипника; К = 1,0;

= = 395,11 Н,

L1 = = 5,2610 5 млн. об.

= 2,7410 7 час.

Причём необходимо, чтобы выполнялось условие , где

=10000 часов. Проверим: 2,7410 7 час 10000 часов, условие выполняется.

3.) Определим долговечность работы подшипника тип 1213.

,

где - долговечность работы подшипника типа 1213 в часах;

L1 - долговечность работы подшипника в миллион оборотах

L2 = ,

где а1-коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности(а1=0,33 при вероятности безотказной работы 98%);

а23-коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (для шарикоподшипников сферических двухрядных а23=0,5);

Сr - динамическая радиальная грузоподъёмность; для подшипников типа 1213 Сr = 3110 3 Н [1, табл. 24.10];

- эквивалентная нагрузка от действия радиальных сил в опоре А, Н;

= ,

где - радиальная нагрузка в опоре В, Н; = RВ = 388,85 Н;

К - коэффициент, учитывающий перегрузки; К = 1,2;

К - рабочая температура подшипника; К = 1,0;

= = 466,62 Н,

L2 = = 4,8410 4 млн. об.

= 2,5210 6 час.

Причём необходимо, чтобы выполнялось условие , где

=10000 часов. Проверим 2,5210 6 час 10000 часов, условие выполняется.

3.4.3 Расчёт трехлопастной мешалки

1.)Рассчитаем лопасти мешалки на изгиб.

Для лопастей прямоугольной формы:

r0 = ,

где R - радиус лопасти, мм; R = 200 мм;

r - радиус ступицы, мм; r = 40 мм;

r0 = = 150,97 мм.

Вычислим значение равнодействующей

F = ,

где F - значение равнодействующей, Н;

z - число лопастей; z=3.

F = =108,33 Н.

Определим изгибающий момент у основания лопасти:

М = ,

где М - изгибающий момент, Нмм;

М = =13881,1 Нмм.

2.) Расчёт момента сопротивления лопасти мешалки.

Определим расчётный момент сопротивления лопасти при изгибе в расчётном сечении.

W = ,

где [] - допускаемое напряжение на изгиб для материала лопасти,

[] = 139 МПа;

W - момент, сопротивления лопасти, мм 3.

W = = 99,86 мм 3.

Определим фактический момент сопротивления:

= ,

где - фактический момент сопротивления;

b - высота лопасти мешалки, мм; b=72 мм по таблице [8, табл. 4];

S - толщина лопасти мешалки, мм; S=6 мм по таблице [8, табл. 4];

= = 432 мм 3;

Должно выполняться условие W. В нашем случае условие соблюдается (432 мм 3>99,86 мм 3).

3.) Расчёт толщины лопасти.

Расчетная толщина лопасти определяется по формуле:

= ;

= =8,32 мм ?10 [5, табл. 7].

3.4.4 Подбор шпонки

1 Расчёт основных размеров шпонки

Рис.

В соответствии с табличными данными диаметр вала под ступицу равен 60мм по ГОСТ 23360-78.

b - ширина шпонки, мм; b = 14 мм по таблице [1, табл. 24.29];

h - высота шпонки, мм; h = 9 мм по таблице [1, табл. 24.29];

Длина шпонки определяется по формуле:

lшп. = lcт - (5 … 10) мм;

где lcт - длина ступицы, мм; lcт = 70мм по таблице [8, табл.6];

lшп. = 70 - 10 = 60 мм.

Определим расчётную длину шпонки, мм;

lр = lшп. - b = 60 - 14 = 46 мм;

2.) Проверим условие смятия для шпонки.

Необходимо, чтобы выполнялось условие смятия на шпонку:

[см] см ,

где [см] - допустимое значение напряжения смятия, МПа. Для материала марки ОХ23Н28 М3Д3Т (материал шпонки должен быть мягче материала вала и мешалки) [см] = 122 МПа.

_см = ,

где см - напряжение смятия, МПа ;

_см = = 7,29 МПа,

Условие прочности [см] см при расчёте выполняется

(122 МПа 7,29 МПа).

3.5 Выбор и проверочный расчёт опор аппарата

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

Для аппарата с коническим днищем выбираем один тип опор: опоры- лапы.

Для данного аппарата по таблице [8, табл. 1] выбираем: опоры-лапы типа 1 исполнения 2.

3.5.1 Выбор типоразмера опоры и определение допустимой нагрузки на опору [G]

Основная величина для расчёта - нагрузка на одну опору G1 (Н), определяется по формуле:

,

где Gmax - максимальный вес аппарата, включающий вес аппарата, футеровки, термоизоляции различных конструкций опирающихся на корпус аппарата, максимальный вес продуктов, заполняющих аппарат или массу воды при гидравлическом испытании, Н;

n - число опор ( n=4 при расчёте опоры-лапы).

где mапп - масса аппарата, кг;

mпр - масса привода, кг; mпр=615,0 кг;

mмеш - масса мешалки, кг; mмеш =3,7 кг;

mв - масса вала, кг; mв =81,54 кг;

mупл - масса уплотнения, кг; mупл =58 кг;

mмуф - масса муфты, кг; mмуф = 26,4 кг;

mводы - масса воды, кг;

mпер - масса отражательной перегородки, кг;

mзм - масса змеевика;

mст - масса одной стойки, кг; mст=57,6 кг;

mлап - масса одной лапы, кг; mлап=33,4 кг.

,

где Vа - объём стенок аппарата, м 3;

_ст - плотность стали, ст = 7,8510 3кг/м 3.

,

где Vцил - объём цилиндрической обечайки, м 3;

Vэл - объём эллиптического днища (крышки), м 3.

,

где Dн - наружный диаметр аппарата, м;

Dвн - внутренний диаметр аппарата, м; Dвн = 1,6 м.

= 6,19 ·10 - 2м 3

,

= 1,62 ·10 - 2 м 3

Va = 6,19 ·10 -2+2 ·1,62 ·10 -2 = 9,43 ·10 -2 м 3

= 740,25 кг

==4·10 3 кг.

mпер= Vпер•?ст,

Vпер=h•b•?,

где h,b,? - длина, ширина, толщина отражательной перегородки соответственно, находятся по таблице[8, табл. 8];

Vпер=1,325•0,16•0,008=1,696•10-3,

mпер=1,696•10-3• 7,85•103=13,31кг.

;

=41,61 кг.



=58135,4 Н,

=19378,5 Н.

3.5.2 Проверка опор на грузоподъёмность

Необходимо, чтобы выполнялось условие

G1 ? [G] ,

где [G] - допустимая нагрузка, [G] = 100·10 3 Н,

G1 - нагрузка на одну опору.

Условие выполняется, 19378,5 Н < 100000 Н, следовательно, типоразмер опоры выбран верно.

3.5.3 Определение фактической площади подошвы подкладного листа опор

Афакт = а2· b2 ,

где а2 , b2 - размеры подкладного листа; а2 =200 мм, b2 = 220 мм по таблице [8, табл.2].

Афакт = 200 ·220 =44000 мм2

3.5.4 Определение требуемой площади подошвы подкладного листа опор

Атреб =,

где [q] - допускаемее удельное давление, МПа;

В качестве материала под фундамент для данной конструкции аппарата с перемешивающим устройством выбираем бетон марки 200, так как он по своим качествам ничем не уступает кирпичу и является более дешёвым материалом.

Для бетона марки 200 [q] = 14 МПа.

Таким образом:

Атреб = =1384,18 мм2.

При этом должно выполняться условие Афакт ? Атреб. В нашем случае условие соблюдается (44000 мм2 > 1384,18 мм2), следовательно, размеры площади подкладного листа выбраны верно.

3.5.5 Проверка вертикальных рёбер опоры на сжатие и устойчивость

Напряжение сжатия в ребре при продольном изгибе определяется по формуле:

,

где 2,24 - поправка на действие неучтённых факторов;

K1 - коэффициент, определяемый по графику, приведенному на рисунке [8, рис.1] в зависимости от гибкости ребра ,

;

- гипотенуза ребра;

Zp - число рёбер в опоре; Zp = 2;

S1 - толщина ребра; S1 = 18 мм по таблице [8, табл.2];

b - вылет ребра; b = 250 мм по таблице [8, табл.2];

- допускаемые напряжения для материала рёбер опоры;

=139 МПа;

K2 - коэффициент уменьшения допускаемых напряжений при продольном изгибе; K2 = 0,6.

Для опоры-стойки гипотенуза ребра определяется по формуле (из рисунка [8, рис.3]):

;

=463,25мм;

= 89,05

По графику, приведенному на рисунке [8, рис.1] учитывая что =89,05 определяем K1 = 0,68.

Таким образом:

= 7,09 МПа;

Проверим условие на напряжение сжатия в ребре и устойчивость при продольном изгибе:

,

7,09 МПа < (0,68·139) МПа

Условие выполняется.

3.5.6 Проверка на срез прочности угловых сварных швов, соединяющих рёбра с корпусом аппарата

,

где - длина катета шва;

L - общая длина швов;

- допускаемое напряжение в сварном шве (80 МПа);

= 0,85 · S1 = 0,85 · 18 = 15,3 мм;

Длина шва определяется по формуле:

=769,4 мм;

Следовательно:

=2,35 МПа.

Проверим условие на срез прочности угловых сварных швов:

,

2,35 МПа < 80 МПа.

Условие выполняется.

3.6 Подбор муфты. Эскиз

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

Подбор муфт, выбор её габаритов и основных размеров осуществляется по крутящему моменту (T = 1385508 Нмм) и диаметру вала (dв = 65 мм).

В данном аппарате с перемешивающим устройством для соединения валов между собой применим наиболее распространённую в химическом машиностроении фланцевую муфту.

По таблице [5, табл.26] по ОСТ 26-01-1226-75 определим основные размеры фланцевой муфты габарита 1, исполнения 2.

D = 220мм, D1 =180 мм, d0 =120 мм, d1 =140 мм, d2 =120 мм, d3 = 105 мм, dб = М16, n=6, L=140 мм, l = 25 мм, l1 = 32 мм, b = 5мм, l2 = 28 мм,

mмуф = 26,4 кг.

3.7 Подбор фланцевого соединения. Эскиз

Фланцевые соединения - наиболее распространенный вид разъёмных соединений в химическом машиностроении, обеспечивающий прочность и герметичность, быструю сборку и разборку, простоту изготовления.