Подбор штуцеров и люков. Эскизы

где =100 мм - диаметр нижнего штуцера [1.С.33];

=45 ^о  - угол при вершине конуса

 

Определяем  допускаемое наружное давление:

Для правильности последующих расчётов, необходимо чтобы  выполнялось условие:

 

0,55МПа 0,86МПа - условие выполняется

 

 

 

3.2 Подбор  и расчет привода

 

Тип привода подбирается  по ОСТ 26-01-1225-75 в зависимости от заданной частоты вращения и номинального давления в корпусе аппарата.

 

3.2.1.Определение мощности, потребляемой приводом

,

где N_эл.дв. – мощность, потребляемая приводом, кВт;                        

Nвых. – мощность, потребляемая на перемешивании, кВт;

- К.П.Д. подшипников, в которых  крепится вал мешалки,  [4.С.4].

- К.П.Д., учитывающий потери в  компенсирующих муфтах, [4.С.4].

- К.П.Д. механической части  привода,  [4.С.4].

- К.П.Д., учитывающий потери мощности в уплотнении, [4.С.4].

Выбираем стандартный по мощности двигатель  [1.С.15]. Для двигателя полученной мощности по таблице рекомендован привод типа 2, привод со встроенными в редуктор опорами вала мешалки. Исполнение привода – 1 (для установки на крышке). Номинальное давление в аппарате – 3,2 МПа. [1.С.14].

3.2.2.Определение расчетного  крутящего момента на валу:

,

где k_д – коэффициент динамической нагрузки для рамных мешалок k_д=2,0 [4.С.15].

3.2.3.Определение диаметра  вала.

Размер привода выбирается по диаметру вала:

,

где [τ_кр] – допускаемое напряжение при кручении, МПа.

[τ_кр]=20 МПа. [4.С.15].

 

d_станд. = 80 мм по ОСТ 26-01-1225-75. Габарит привода - 2. [1.С.19].

Стандартный привод по условиям работы подшипников и наиболее слабых элементов конструкции рассчитан  на определенное допустимое осевое усилие [F], которое для привода типа 2, исполнения 1, габарита 2 равно 21800 Н[1.С.23].  Действующее осевое усилие на вал привода аппарата определяется по формуле:

где d – диаметр вала в зоне уплотнения;

А_упл = – дополнительная площадь уплотнения; [4.С.22].     

G – масса вращающейся части привода;

F_м – осевая составляющая сила взаимодействия мешалки с рабочей средой.

 

G= (m_в + m_меш + m_муф) ∙g

где m_в – масса вала;

m_меш – масса мешалки, m_меш = 47 кг. [2.С.21].     

m_муф – масса муфты, m_муф = 18кг [1.С.36].     

L_в – длина вала;

ρ – плотность стали, .

где  h_м - расстояние мешалки до днища корпуса, мм; h_м = 0,3 d_м,

h_м=0.03*1250=375 мм.

L_в = 1900 +480 + 772 + 30 – 375 = 2358 мм.

G = (92,99+47+18)∙9,81 = 1549,88 H.

 

Осевая составляющая сила взаимодействия мешалки с рабочей средой находится 

по следующей формуле:

 

Сравниваем полученные значения сил F_вверх и F_вниз с допустимой нагрузкой [F]:

13055H < 21800 H

-1706,16H < 21800 H.

 

Условие F [F] выполняется, следовательно, привод подобран, верно, что обеспечит его нормальную работу.

 

Основные размеры привода типа 2, исполнения 1, габарита 2 определяем по      таблицам [1.С.19] и[1.С.22] в соответствии с ОСТ-26-01-1225-75.

В = 695 мм;     l₂ = 480 мм;

L = 280 мм;     S = 16мм;

H₁ =758 мм;     D = 430 мм;

h = 1375 мм;     D₁ = 540мм;

h₁ = 772 мм;     Н= 1580 мм;

m_прив = 615 кг.

 

Эскиз привода представлен на рисунке 2.

 

 

 

                                                                                                          

3.3 Выбор уплотнения.

 

 

  К данной конструкции  мешалки в качестве уплотнения выбираем торцовое уплотнение под диаметр вала d_в = 80 мм.

Торцовое уплотнение состоит из двух колец - подвижного и неподвижного, которые прижимаются  друг к другу по торцовой поверхности  пружиной. В торцовом уплотнении герметичность  обеспечивается путём контакта двух кольцевых поверхностей. Подвижное кольцо связывается с валом, неподвижное кольцо-с корпусом аппарата.

Торцовые уплотнения обладают рядом существенных преимуществ: они работают с незначительной утечкой  газа; в период нормальной работы не требуют обслуживания;

правильно подобранные  торцовые уплотнения отличаются большой  устойчивостью. Одинарное торцовое уплотнение состоит из следующих  основных деталей: сильфона, приваренного к стакану и неподвижному кольцу, вращающегося кольца и водила. Трущиеся кольца закрыты кожухом, связанным с фланцем. Водило крепится на валу аппарата и связано винтами с подвижной втулкой. В корпус сальников подаётся охлаждающая жидкость, которая служит также смазкой трущейся пары.

 

По таблице [3.С.5] определим основные размеры (мм) торцового уплотнения при d=80 мм:

D=330мм; D₁ =280мм;  D₂ =195мм;  D₃ =275мм;

 H=280мм,  H₁ =230мм;  h=70мм; 

d₁ =27мм;     m_упл.= 60 кг. 

                                                               

 

 

3.4 Расчет элементов  механического перемешивающего устройства

 

    3.4.1  Расчёт вала мешалки

Условия, обеспечивающие работоспособность вала перемешивающего устройства, определяются его расчетом на виброустойчивость, жесткость и прочность.

 

 

В рассматриваемых методах расчета  валов принят ряд допущений:

1. разъемный вал, соединенный жесткой муфтой, принят эквивалентным 
   целому.
2. силовое воздействие на вал уплотнительного устройства (сальникового 
   или торцового) и податливость опор не учитываются.
3. участки вала, расположенные выше опоры, не учитываются.
4. соединительные муфты и изменение диаметра в пределах привода, 
   предусмотренные ОСТ 26-01-1225-75, не учитываются.
5. расчет жесткости консольного вала ведется по диаметру наибольшей 
   протяженности.

В качестве принципиальных схем для расчета валов вертикальных аппаратов с механическими перемешивающими устройствами приняты наиболее распространенные в практике аппаратостроения схемы конструкции однопролетных и двухпролетных консольных валов, имеющих по одной шарнирно-неподвижной опоре (сдвоенный радиально-упорный конический подшипник качения) и по одной шарнирно-подвижной опое (сферический двухрядный подшипник качения).

1)Составим  расчётную схему вала (вал консольный).

2) Проверка  вала на виброустойчивость.

Должно выполняться условие:

,

где ω₁ – первая критическая угловая скорость вала,

ω – угловая скорость вала, рад/с

 рад/с

- расчетная длина вала,м;

Е = 1,91∙10⁵ – модуль упругости для материала вала;

I – момент инерции поперечного сечения вала, м⁴;

m_в - масса единицы длины вала, кг/м; 

m_в = = = 39,44 кг/м;

– корень частного уравнения, определяется по монограмме.

Для определения корня частотного уравнения предварительно вычисляются:

-относительная координата центра  тяжести мешалки:

 

l₁ = L_в - l₂=2,358-0,8=1,558 м

-относительная масса мешалки:

 

Следовательно: =1,4

J = = = 2,01×10 ^-6 м⁴;

Определяем первую критическую  скорость:

 

ω₁ =

= 18,99 рад/с.

 

0.7∙18,99= 13,29;          6.59 рад/с<13,29 рад/с – условие выполняется.

 

     3)Расчет вала на прочность

 

Проведем расчет вала на кручение и изгиб.

Напряжение от крутящего  и изгибающего момента определяется по формулам:

=   ,  

= ,

Расчётный изгибающий момент М действия приведённой центробежной силы F_ц

определяется в зависимости  от расчётной схемы вала. Приведённая  центробежная сила (Н) определяется по формуле:

F_ц = m_пр. ²  r ,

где  m_пр. - 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:

m_пр. = m_меш. + q  m_в  L_в ,

где   m_меш. - масса мешалки, кг; m_меш. = 47,0 кг;

m_в. - единичная масса вала, кг/м; m_в. = 39,44 кг/м;

L_в - длина вала, м; L_в = 2,358 м ;

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

q = ,

где  а₁ - относительная   координата   центра   тяжести   мешалки;   а₁ = 0, 85;

q = = 0,24

m_пр. = 47 + 0,24 × 39,44 × 2,358 =54,06 кг.

Радиус r определяем из формулы:

,

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

е + 0,5×δ ,

где  е - эксцентриситет  центра  массы   перемешивающего  устройства, е = 0,14…0,2 мм;

δ - допускаемое биение вала; δ = 10 ^-3м.

0,2 × 10 ^-3 + 0,5 ×  10 ^-3 = 0,0007 м,

,

Определяем  центробежную силу:

F_ц = 54,06×6,59 ² × 0,001 = 2,347 Н.

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

:

R_В = = 11,53 Н

:

R_А = = 9,18Н ;

 

 

Проверка:

-R_A + R_B – F_ц = 0

-9,18+11,53-2,347=0 - верно

M_A = 0

M_B = l₂∙R_B = 0.48∙11,53= 5,53 H∙м

МПа;

 

 

31,02МПа < 270МПа – условие выполняется.

 

4)Расчет  вала на жесткость

 

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

  ƒ_max. £ [ƒ] ,

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

ƒ ,

где I – осевой момент инерции сечения вала, м ⁴;

х = h₁ = 772 мм;    l₂ = 480 мм;   l₁ =2748 мм

ƒ

0,0076 мм<0,1 мм - условие выполняется.

Определим угол поворота в сферическом подшипнике:

,

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

0,002 рад < 0,05 рад - условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.4.2 Подбор  подшипников качения.

 

Опора А:  Выбираем шарикоподшипники радиально-упорные легкой серии  тип 46216 (ГОСТ 831-75).

Диаметр 80 мм;

; кН [24.15.С.464]

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

,

где - коэффициент безопасности [7.6.С.118];

(при t 100 ^оС) - температурный коэффициент;

V=1- коэффициент вращения кольца;

Х - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки.

> е  Х=0,41, Y=0,87 [7.2.С.113]