Аппарат с мешалкой

Эскизный проект аппарата, предназначенного для нефтепродуктов. Выбор конструкционных материалов и допускаемых напряжений. Определение и выбор параметров комплектующих элементов корпуса: расчет толщины стенок оболочек из условия прочности и устойчивости.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 12.09.2012
Размер файла 361,2 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

щкр= v 13959/124,3=10,6 рад/с

Виброустойчивость вала проверяют по условию:

а) жесткий вал

щ/щкр ? 0,7(70а)

б) гибкий вал

1,3 ? щ/щкр ? 1,6(70б)

где щ угловая скорость вращения вала, рад/с.

щ/щкр=2,6/10,6=0,245 ? 0,7=> условие выполняется для жесткого вала

Предельная угловая скорость для жесткого вала

щпр=0,7щкр(71)

щпр=0,7*10,6=7,4 об/мин

в) Проверочный расчет вала на усталость

Усталость материала - изменение состояния материала в результате длительного действия переменной нагрузки, приводящее первоначально к появлению в детали микротрещин, далее к их прогрессирующему нарастанию, а затем к внезапному разрушению после определенного срока эксплуатации. При этом величина максимальных переменных напряжений в детали может быть существенно ниже предела текучести ут.

Цель проверочного расчета вала на усталость заключается в определении коэффициента запаса S прочности по переменным напряжениям и сравнении его с допускаемым значением [S]. Проверке подлежит одно из опасных сечений вала: участок вала под напрессованным на него нижним подшипником привода. В этом сечении вала изгибающие моменты М и М от действия центробежной силы и поперечной гидродинамической силы - максимальны.

Суммарный эксцентриситет, т.е. смещение центра масс мешалки относительно оси вращения из-за неточности изготовления и сборки вала и мешалки - это сумма собственного эксцентриситета мешалки ем и половины биения вала д, т.е.

е=ем+0,5д(72)

рекомендуется принять ем=4*10-4*е (где е -длина вала, м) =>

ем=4*10-4*6,02=24,08*10-4 м; д=0,001 м.

е=24,08*10-4+0,5*0,001=29,08*10-4 м

С учетом динамического прогиба уд и приведенной суммарной массы мешалки и вала mпр(68) центробежная сила равна, Н

Fц=mпрщ2д+е)=mпрщ2е[1/(1-(щ/щкр)2](73)

Fц=124,3*2,62*29,08*10-4*[1/(1-(2,6/10,6)2]=2,6 Н

Приведенная к мешалке среднее значение максимальной поперечной гидродинамической силы (с учетом гидродинамического сопротивления вала), Н

Fм=(2,6kмkвссщ2dм6) / 3v (D2Hс)2(74)

где kм - коэффициент сопротивления мешалки (для лопастной в гладкостенном аппарате kм=0,012); kв?1,1 - коэффициент, учитывающий гидродинамическое сопротивление вала; сс - плотность среды, кг/м3; щ - угловая скорость вала мешалки, рад/с; dм - диаметр мешалки, м; D - внутренний диаметр корпуса, м; Hс - высота жидкости в аппарате, м.

Fм=(2,6*0,012*1,1*840*2,62*1,86) / 3v (32*3,6)2=651 Н

Средние уmm и максимальные амплитуды уаа значения напряжений в опасном сечении вала, Па

уm/Wн.о=Fце1/Wн.о(75)

уа/Wн.о=Fме1/Wн.о(76)

фmкркр/Wр(77)

фа?0,2фкр(78)

Wн.о=рd3/32(79)

Wр=рd3/16(80)

где Wн.о,Wр соответственно, осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала, м3; е1 - длина консольной части вала (60), м; d - диаметр вала (d=95 мм), м; Ткр - крутящий момент (57), Нм.

Wн.о=3,14*0,0953/32=84,13*10-6 м3

Wр=3,14*0,0953/16=168,26 10-6 м3

уm=(2,6*5,22)/(84,13*10-6)=0,16*106 Па=0,16 МПа

уа=(651*5,22)/(84,13*10-6)=40,39*106 Па=40,39 МПа

фmкр=2692/(168,26*10-6)=16*106 Па=16 МПа

фа?0,2*16*106=3,2*106 Па=3,2 МПа

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным и касательным напряжениям определяются с учетом по формулам

Sу-1/[(1/kу)(kу/kd+k-1)уаууm](81а)

Где:

у-1в(0,55-10-10ув)?410*106*(0,55-10-10*410*106=208,69*106 Па=

=208,69 МПа

- предел выносливости по нормальным напряжениям при симметричном цикле, Па;

ув - предел прочности материала вала (для стали 20 при 200С ув=410*106 Па);

kу - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (участок вала подлежит термообработке kу?1,25);

kу - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (kу/kd=3,31);

k - коэффициент влияния шероховатости (k=1,1);

шу?(0,02+2*10-10ув)=(0,02+2*10-10*410*106)=0,102

- коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла по нормальным напряжениям.

Sу=208,69*106/[(1/1,25)*(3,31+1,1-1)*40,39*106+0,102*0,16*106]=2

Sф-1/[(1/kу)(kф/kd+k-1)фаффm](81б)

Где

ф-1=0,6у-1=0,6*208,69*106=125,214*106 Па=125,214 МПа

- предел выносливости по касательным напряжениям при симметричном цикле, Па;

kф - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (kф/kd=1,98);

k - коэффициент влияния шероховатости (k=1,05);

шф=0,5шу=0,5*0,102=0,051

- коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла по касательным напряжениям.

Sф=125,214*106/[(1/1,25)(1,98+1,05-1)*3,2*106+0,051*16*106]=20,8

Общий коэффициент запаса прочности S должен превышать минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности для вала мешалки [S]=2

S=SуSф/ v (Sу2+Sф2) ? [S](82)

S=2*20,8/ v (22+20,82)=2=[S]

3.2.2 Мешалки

Стандартные мешалки, выбранные по типу и диаметру, предварительно проверяют по допустимому крутящему моменту [T]кр.

Tкр ? [T]кр(83)

где Tкр - расчетный крутящий момент (57), Н*м.

Tкр =2,7 кН*м < [T]кр=2 кН*м > условие не выполняется.

Допустимый крутящий момент [T]кр указанный в стандартах не учитывает характеристик конкретного материала, из которого изготовлена мешалка, а также условий эксплуатации. Материал мешалок принимается таким же, как материал стенок корпуса аппарата, соприкасающийся с рабочей средой: допускаемые напряжения при расчетной температуре [у]=у*=142*106 Па. Если условия прочности не выполняются, подбирают более прочный коррозионно-стойкий материал, увеличивают толщину лопасти (перекладины, ребра жесткости) или 2-3 раза снижают срок службы мешалки. При назначении увеличенной толщины лопасти мешалка становится нестандартной. С целью проверки прочности мешалки, предназначенной для работы в течение заданного срока службы необходимо выполнить ряд расчетов.

Рис.7 - Лопастная мешалка типа 07

Расчетная толщина лопасти Sлр и ребра жесткости Sрр, м:

Sлр=Sл-2с(84а)

Sрр=Sр-2с(84б)

где Sл,Sр - исполнительные толщины лопасти и ребра жесткости мешалки (Sл=Sр=14 мм), м;

с - односторонняя прибавка для компенсации коррозии, мм.

Sлр=Sрр=14-2*1=12 мм

а) Расчет лопастных мешалок.

Сила, вызывающая изгиб лопасти, Н:

Fл=Tкр/0,4dмzл(85)

где Tкр - расчетный крутящий момент (57), Н*м;

0,4dм - условный радиус приложения сосредоточенной гидродинамической силы;

zл=2 - число лопастей у мешалки.

Fл=2692/0,4*0,18*2=1869 Н

Изгибающий момент Ми в месте приварки лопасти к ступице определяется с учетом условного радиуса приложения сосредоточенной гидродинамической силы, Нм:

Ми=Fл(0,4dм-0,5dс)(86)

Ми=1869*(0,4*1,8-0,5*0,15)=1205,5 Н*м

Рис. 8 Схема к расчету стыковых швов рамных и лопастных мешалок

Рекомендуемая высота сечения лопасти вместе с ребром жесткости, м:

hТ=(рdс)/8(87)

где dс - диаметр ступицы, м.

hТ=(3,14*0,15)/8=0,05888 м=58,88*10-3 м

Площади поперечных сечений (м2) лопасти Ал и ребра жесткости Ар вычисляют по следующим формулам:

Ал=bлSлр(88)

Ал=0,18*12=2,16*10-3 м2

Ар=(hт-Sлр)Sрр(89)

Ар=(58,88-12)*10-3*12*10-3=0,563*10-3 м

где bл - ширины лопасти (bл=180 мм); Sлр,Sрр - расчетные толщины лопасти и ребра жесткости мешалки (82а,82б), м.

Расстояние между центрами тяжести сечений лопасти и ребра жесткости, м:

а=0,5hт(90)

а=0,5*58,85*10-3=29,44*10-3 м

Расстояние от начала координат системы Z-Y (центр тяжести лопасти) до центра тяжести всего сечения, м:

zсра/(Алр)(91)

zс=0,563*10-3*29,44*10-3/(2,16+0,563)*10-3=6,08*10-3 м

Осевой момент инерции сечения стыкового сварного шва для лопасти с ребром жесткости относительно найденной нейтральной оси Y', м4:

IY'=Sлр3bл/12+zс2Ал+(hт-Sлр)3Sрр/12+(а-zс)2Ар(92)

IY'= 0,0123*0,18/12 + (6,08*10-3)2*2,16*10-3 + (0,059 - 0,012)3 * 0,012/12 +

(29,44 - 6,08)2*10-6*0,563*10-3=616,6*10-9 м4

Координата опасных точек, в которых действуют максимальные напряжения при изгибе определяются по формуле, м:

zmax=hT-0,5Sлр-zc(93)

zmax=0,0588-0,5*0,012-6,08*10-3=46,7*10-3 м

Осевой момент сопротивления WY' сечения стыкового шва, м3:

WY'=IY'/zmax(94)

WY'=616,6*10-9/(46,7*10-3)=13,2*10-6 м4

Проверка прочности мешалок в месте приварки лопастей к ступице выполняются по условию прочности на изгиб

у=Ми/WY' ? [у]'(95)

[у]'=ц[у](96)

где у - максимальное напряжение в материале шва, Па;

[у]' - допускаемое напряжение для материала сварного шва, Па;

[у] - допускаемое напряжение для материала мешалки при расчетной температуре, Па;

ц=0,8 - коэффициент прочности стыкового сварного шва для таврового соединения двусторонним швом при сварке вручную.

[у]'=0,8*142*106=113,6*106 Па

у=1205,5/(13,2*10-6)=91,3*106 Па

у=91,3 МПа < [у]'=113,6 МПа

3.2.3 Шпоночное соединение ступицы мешалки с валом

Крутящий момент с вала на ступицу мешалки передается при помощи призматической шпонки (рис.9), размещенной в шпоночных пазах вала и ступицы. Боковые грани на половине своей высоты шпонки испытывают напряжения смятия усм, а продольное сечение - напряжение среза фср. Шпонку рекомендуется изготавливать из того же материала, что и вал. Допускаемые напряжения [у] принимаются равные нормативным допускаемым напряжениям у* при температуре рабочей среды.

Рис. 9 Схема к расчету шпоночного соединения

Для ступиц мешалок рекомендуется применять высокие шпонки, размеры поперечного сечения которых выбирают исходя из диаметра вала d1 на участке под ступицей.

Длину призматической шпонки еш (м) назначают конструктивно с учетом высоты ступицы hc(hc=200мм).

еш=hc-(0,01ч0,02)(97)

Полученное значение до стандартного еш из ряда (по ГОСТ 23360-70), мм.

еш=200-(0,01ч0,02)>180мм

Сила, вызывающая смятие, Н:

F=Tкр/(0,5d1)(98)

где d1 - диаметр вала под ступицу мешалки (см. рис.9).

F=2692/(0,5*0,08)=67300 Н

Минимальная поверхность смятия (м2) определяется по формуле

Асм=(еш-b)(h-t)(99)

Таблица 10

Размеры сечений высоких шпонок и пазов по ГОСТ 10748-79, мм

Диаметр вала

Размер сечений шпонок

Глубина паза

d1

b

rmax

h

еш

t

t1

Свыше 75 до 85

22,0

0,6

20,0

63-250

12,0

8,4

Асм=(180-22)*(20-12)=1264 мм

Условие прочности шпонки на смятие:

усм=F/Асм ? [у]см(100)

где усм - напряжение смятия на боковой поверхности шпонки, Па;

[у]см=1,5[у]см=1,5*126*106=189*106 Па

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки, Па.

усм=67300/1,264=53244 Па < [у]см=189*106 Па

3.2.4 Муфты

Муфты, выбранные по диаметру вала при эскизной компоновке аппарата, проверяются на нагрузочную способность по условию:

Тр.мкр3 ? Тном(101)

где Тр.м - расчетный крутящий момент на участке вала под муфту, Н*м;

з3 - КПД подшипников и уплотнения, вводимые в расчет с учетом схемы привода (з3=0,98);

Тном - номинальный (допустимый) крутящий момент для выбранного типоразмера муфты (соединение валов продольно-разъемной муфтой, т.к используется 2-ой привод 3-его габарита, имеющий значительный вес), Н*м.

Тр.м=2692/0,98=2747 Н*м?2,7 кН*м < Тном=4 кН*м

3.2.5 Сальниковое уплотнение

Марка набивки по ГОСТ 5152-84 - АП (асбестовая с антифрикционной добавкой).

Требуемое давление втулки на сальниковую набивку рс, Па:

рс=(рраб/k)е(4мkh/(dk-d))(102)

где k=px/py=0,5 - коэффициент бокового давления сальниковой набивки;

м=0,1 - среднее значение коэффициента трения между набивкой и валом, набивкой и стенкой камеры;

h=110 мм - высота набивки, м;

d,dk - соответственно диаметр вала и камеры (d=95 мм,dk=120 мм), м.

рс=(0,9/0,5)*2,74(4*0,1*0,5*110/(120-95))=4,37 МПа

Рисунок 10 - Схема к расчету сальникового уплотнения: 1 - вал, 2 - втулка нажимная, 3 - набивка, 4 - корпус, 5 - шпилька

Усилие затяга шпилек нажимной втулки определяется по формуле

Fз=(р/4z)(dk2-d2)pc(103)

где z число шпилек (z=8).

Fз=(3,14/4*8)(1202-952)*4,37=2305 Н

Шпильки проверяются на прочность по условию

у=1,3Fзб ? [у]ш(104)

где у - расчетное напряжение, Па; 1,3 - коэффициент, учитывающий напряжение кручения, возникающие при затяжке шпилек в процессе эксплуатации уплотнения; Аб - расчетная площадь сечения шпильки (Аб=76*10-6 м2), м2; [у]ш=у* - допускаемое напряжение для материала шпильки из стали 40 при температуре среды, Па.

у=1,3*2305/(76*10-6)=39,4*106 Па=39,4 МПа < [у]ш=130 МПа

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Экономичность изготовления и надежности в работе аппарата с мешалкой в значительной мере зависят от правильного выбора материалов. Экономичность определяется затратами средств на проектирование, изготовление, монтаж, эксплуатацию и утилизацию оборудования после истечения его срока службы. Надежность - это свойство изделия выполнять заданные функции, сохраняя свои эксплуатационные показатели в заданных пределах в течение заданного срока службы (в химической промышленности 10-15 лет).

Для изготовления аппарата, предназначенного для нефтепродуктов с температурой среды 1000С, с корпусом 10 (Тип ВЭЭ - вертикальный цельносварной с двумя эллиптическими днищами) подходят качественные углеродистые стали по ГОСТ 1050-88 - 20, 20К, 40 - с повышением содержания углерода прочность стали увеличивается, а пластичность снижается.

Рабочее, расчетное, пробное и условное давление относятся к параметрам, которые подлежат предварительному определению. Данные параметры устанавливаются в соответствии с правилами Госгортехнадзора ПБ 10-115-96 и ГОСТ 14249-89.

Рабочее давление: рраб = ри.= 0,9 МПа

Гидростатическое давление: рг=0,03 МПа

Расчетное внутреннее давление: рр.в =0,9МПа

Расчетное наружное давление: рр.н =0,05МПа

Пробное давление: рпр=1,16МПа

Условное давление: ру =1МПа

Аппарат, имеет 2-ой привод 3-его исполнения - номинальная мощность электродвигателя Nн=5,5 кВт.

Элементы аппарата, находящиеся в контакте с рабочей средой, из-за коррозии с течением времени уменьшаются по толщине. Прибавка для компенсации коррозии с=1мм.

Исполнительная толщина стенок оболочек S=14 мм (для всего корпуса).

Важными техническими характеристиками аппарата являются допускаемые (предельные) внутреннее и наружное давления, которые определяют возможные технологические резервы. Допускаемое внутреннее давление рд.в=0,93 МПа, допускаемое наружное давление рд.н=0,42 МПа.

На основании ГОСТ 24755-89 расчет укрепления отверстий в оболочках корпуса проводится по геометрическому критерию. Для обеспечения прочности оболочки вблизи отверстия площадь продольного сечения в виде прямоугольника А (рис.2) должна быть компенсирована суммой площадей А0, А13, образованных дополнительной толщиной основной оболочки и стенки штуцера (рис.2а). Условие укрепления отверстия за счет стенки люка и оболочки выполняется А?А013.

Герметичность фланцевого соединения обеспечивается правильным подбором материала прокладки и учетом действующих усилий. Элементы фланцевого соединения (болты и прокладки) проверяются на прочность.

Податливость болтов соединения лб=5,5*10-11 м/н

Податливость прокладки лп=4,4*10-11 м/н

Запас герметичности, проверка прочности болтов в условиях монтажа и в рабочих условиях и проверка прочности материала прокладки выполняются.

Допускаемая нагрузка на опору и грузоподъемность цапфы, проверка прочности бетона фундамента на сжатие и устойчивость ребер (косынок) опор-стоек выполнены.

Максимальный вес аппарата Gmax=403994 Н

Рабочий объем аппарата Vр с уровнем заполнения Нс - Vр=23,67 м3

При работе вал мешалки испытывает, главным образом, кручение.

Прочность вала обеспечивается при выполнении условия прочности на кручение фкркр/Wр ? [ф]кр>выполняется.

Под виброустойчивостью вала понимают его способность работать с динамическими прогибами, не превышающими допускаемых значений. Динамические прогибы вала появляются в результате действия на вал неуравновешенных центробежных сил, которые возникают от неизбежных при монтаже смещений центров тяжести вращающихся масс (мешалки, сечений вала) с оси вращения. Динамический прогиб направлен в сторону центробежной силы. Виброустойчивость жесткого вала проверяют по условию щ/щкр ? 0,7.

Предельная угловая скорость для жесткого вала щпр=7,4 об/мин

Усталость материала - изменение состояния материала в результате длительного действия переменной нагрузки, приводящее первоначально к появлению в детали микротрещин, далее к их прогрессирующему нарастанию, а затем к внезапному разрушению после определенного срока эксплуатации. При этом величина максимальных переменных напряжений в детали может быть существенно ниже предела текучести ут.

Общий коэффициент запаса прочности S должен превышать минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности для вала мешалки [S]=2>выполняется.

Материал мешалок принимается таким же, как материал стенок корпуса аппарата, соприкасающийся с рабочей средой: допускаемые напряжения при расчетной температуре [у]=у*=142*106 Па. Условия прочности не выполняются, подбирают более прочный коррозионно-стойкий материал, увеличивают толщину лопасти (перекладины, ребра жесткости) или 2-3 раза снижают срок службы мешалки. При назначении увеличенной толщины лопасти мешалка становится нестандартной.

Сила, вызывающая изгиб лопасти мешалки Fл=1869 Н.

Рекомендуемая высота сечения лопасти мешалки вместе с ребром жесткости hТ=58,88*10-3 м.

Проверка прочности мешалок в месте приварки лопастей к ступице выполняется.

Муфты, выбранные по диаметру вала при эскизной компоновке аппарата, проверяются на нагрузочную способность. Проверка выполняется (Тном=4кН*м).

Требуемое давление втулки на сальниковую набивку рс=4,37 МПа

Усилие затяга шпилек нажимной втулки Fз=2305 Н

Шпильки проверяются на прочность - условие выполнено.

По результатам проектных расчетов определяются размеры типовых элементов.

ЛИТЕРАТУРА

1. Луцко А.Н., Телепнев М.Д., Барановский В.М., Борисов В.З., Яковенко В.А., Марцулевич Н.А. Прикладная механика: Пособие по проектированию. - Изд. 3-е, перераб. и доп. - СПб.: Изд-во СПбГУЭФ, 2005.

2. Расчет и конструирование машин и аппаратов химических производств: Примеры и задачи/ М.Ф. Михеев, Н.П. Третьяков, А.И. Мильченко, В.В. Зобнин/ Под ред. М.Ф. Михалева. - Л.: Машиностроение,1984.-301с.

3. СТП СПбГТИ 044-99. Стандарт предприятия. Комплексная система управления качеством деятельности вуза. Виды учебных занятий. Курсовой проект (работа). Семестровая работа. Общие требования.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Определение допускаемых напряжений конструкционного материала. Выбор и определение параметров комплектующих элементов. Оценка надежности выбранного варианта компоновки аппарата. Элементы механического перемешивающего устройства. Расчет муфт и мешалок.

    курсовая работа [665,4 K], добавлен 12.03.2021

  • Элементы корпуса аппарата вертикального с трехлопастной мешалкой. Их расчет на прочность и устойчивость. Устройство для подсоединения трубопроводов. Опоры аппарата, выбор комплектующих элементов привода. Проектирование и расчёт перемешивающего устройства.

    контрольная работа [774,5 K], добавлен 06.12.2011

  • Выбор конструкционных материалов. Расчёт корпуса, крышки и днища на прочность. Определение удельной тепловой нагрузки. Расчёт массы пустого и заполненного аппарата, напряжений от внутреннего давления, затвора и суммарных осевых податливостей днища.

    курсовая работа [277,1 K], добавлен 03.11.2013

  • Кинематический расчет привода, выбор и обоснование электродвигателя. Определение допускаемых напряжений. Выбор материалов зубчатых колес. Вычисление параметров зубчатой и клиноременной передачи, валов, а также размеров деталей передач, корпуса редуктора.

    курсовая работа [264,7 K], добавлен 22.01.2015

  • Рассмотрение общего устройства реакционного химического аппарата и выбор конструкционных материалов. Расчет стенки обечайки корпуса, рубашки, днища, отверстий аппарата исходя из условий его эксплуатации. Выбор фланцевого соединения, болтов и опоры.

    курсовая работа [544,4 K], добавлен 04.08.2014

  • Обоснование и выбор исходных данных для расчета теплообменного аппарата. Подбор и обоснование выбора типа фланцевого соединения. Выбор конструктивных параметров некоторых элементов теплообменных аппаратов. Расчет толщины стенки корпуса и трубной решетки.

    курсовая работа [812,6 K], добавлен 11.12.2012

  • Расчет на прочность и устойчивость цилиндрических обечаек, днища и крышки, элементов рубашки, крышки отъемные и фланцевые соединения. Выбор штуцеров. Выбор и расчет комплектующих элементов привода. Проектирование и расчет перемешивающего устройства.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 13.03.2011

  • Назначение и описание конструкции аппарата емкостного ВКЭ1–1–5–1,0. Выбор основных конструкционных материалов для производства данного аппарата, прядок расчета на прочность, жесткость и устойчивость, подбор болтов и опор, конструкционных частей.

    курсовая работа [428,3 K], добавлен 31.05.2010

  • Расчет аппарата на прочность элементов корпуса при действии внутреннего давления. Расчет толщины стенки цилиндрической обечайки корпуса, находящейся под рубашкой, из условия устойчивости. Расчет укрепления отверстия для люка. Эскиз фланцевого соединения.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 24.12.2013

  • Подбор и расчёт корпусных элементов аппарата и рубашки, штуцеров и люка. Выбор, проверка прочности и жесткости фланцевых соединений. Расчёт вала и элементов мешалки. Подбор опор, построение эпюр напряжений и деформаций для корпусных элементов аппарата.

    курсовая работа [1,8 M], добавлен 06.03.2013

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.