Расчет толщины стенки цилиндрической обечайки

Задание

Рассчитать толщину стенки цилиндрической обечайки, эллиптической крышки, днища, рубашки, фланцевое соединение крышки вертикального аппарата, диаметр вала мешалки и допускаемое давление внутри аппарата и рубашки при рабочих условиях и гидравлических испытаниях. Сварные швы аппарата выполнены вручную электродуговой сваркой. Сумма прибавок к расчетной толщине стенок с=1мм. Первая мешалка массой m₁ расположена на расстоянии 0,3м от днища, вторая- на расстоянии 0.6м от днища. Выбрать тип уплотнения вала и рассчитать его. Разработать эскиз аппарата. Недостающие размеры принять конструктивно. Температуру стенки принять равной максимальной температуре среды в аппарате. Марка стали “рубашки” ВСт3сп.

n=150об/мин

m₁=25кг

m₂=25кг

Нижняя опора

Внутренний диаметр аппарата: D=1800мм;

Диаметр нижнего штуцера: ---

Высота корпуса аппарата под ”рубашкой”: Н_р=3300мм;

Марка стали аппарата: 15Х5М;

Максимальная температура среды t_ср=150С;

Среда в аппарате: плотность: _с=1200кг/м³;

давление: Р=0,4МПа;

Среда в “рубашке”: плотность: =1000кг/м³;

давление: Р_руб=0,6МПа.

[]₂₀=155 МПА

[]=152Мпа

Содержание

Задание

1. Расчет аппарата с рубашкой

2. Расчет фланцевого соединения

3. Расчет вала

4. Расчет уплотнения вала

5. Расчет опор

6. Расчет укрепления отверстий

Заключение

Список используемых источников

1. Расчет аппарата с рубашкой

а) б) в)

Рис.1 Вертикальный аппарат с эллиптическим днищем и крышкой, с рубашкой (а) и расчетные схемы цилиндрической обечайки корпуса при действии в отдельности внутреннего давления (б) и давления в рубашке (в).

Расчетные параметры:

Расчетная температура стенок:

T=max(t_c;20С)=max(150;20)=110C

Расчетное давление:

а) внутри аппарата

Р_р=Р+Р_г

Р_г=_сg(2H+l₁+l)=9,811200(20,45+0,245+3,3)

Р_г=0,052 МПа

Н=0,25D=0,251,8=0,45м

Р_г/P=0,052 /0,4=0,1308>0,05> гидростатическое давление учитываем.

Р_г=0,4+0,052 =0,452 МПа

б) в рубашке

Р_рр=Р_руб+Р_г

Р_г=g(H+l₂+l)=10009,81(0,45+0,05+3,3)

Р_г=0,037МПа

Р_г/P_руб=0,037/0,6=0,062>0,05> гидростатическое давление учитываем.

Р_рр=0,6+0,037=0,637 МПа

в) при испытаниях аппарата (пробное)

1,25P []₂₀/[]=1,250,452155/152=0,57МПа

Р_и=mах

Р+0,3=0,452+0,3=0,752 МПа

[]₂₀=^*₂₀=1155=155 МПа - для стали 15Х5М =1, т.к. аппарат изготавливается из листового проката;

[]=^*=1152=152МПа - в рабочем состоянии

Р_и=0,752 МПа - давление при гидравлических испытаниях аппарата

1,250,637 140/133,4=0,835 МПа

Р_и=max

Р+0,3=0,637 +0,3=0,937МПа

[]₂₀=^*₂₀=1140=140МПа- для стали ВСт3сп

[]=^*=1133,4=133,4МПа- давление в рабочем состоянии стали ВСт3сп при температуре 110С;

Р_и=0,937МПа- пробное давление при гидравлических испытаниях рубашки.

Допускаемые напряжения при гидравлических испытаниях

[]_и=_T20/1,1=210/1,1=190,9МПа;

_Т20=210МПа для стали марки ВСт3сп при +20С.

[]_и=_T20/1,1=220/1,1=200 МПа;

_Т20=220МПа для стали марки 15Х5М при +20С.

Коэффициент запаса устойчивости:

для рабочих условий n_у=2,4

для условий испытаний n_у.и.=1,8

Расчетное значение модуля продольной упругости для стали марки 15Х5М при t=110C и при +20С соответственно равны Е=1,910⁵МПа и Е₂₀=1,9910⁵МПа.

Коэффициент прочности сварных швов =0,95- для ручной дуговой сварки.

Расчетная длина цилиндрической обечайки корпуса

l_p=l+H/3=3300+450/3=3450мм

Толщина стенок

Расчетная толщина цилиндрической обечайки корпуса:

а) при действии внутреннего давления

P_pD/(2[]-P_p)= 0,4521800/(20,95155-0,452)

S_p=max

P_иD/(2[]_и-P_и)= 0,752 1800/(20,95200-0,752)

6.1

S_p =max =6.1мм

4.7

б) при действии наружного давления

k₂D10^-2

S_р.н.=max

1,1P_н.р.D/(2[])

P_н.р.= Р_р.р.= 0,637 МПа

k₁=n_yP_p.p./(2,410^-6E)=2,40,637 /(2,410^-61,910⁵)=3.35

k₃=l_p/D=3450/1800=1.91

k₂=0.65 (по номограмме)

0.65180010^-2=11.7

S_р.н= =11.7 мм

1,10,637 1800/ (2155)=4.06

Исполнительная толщина стенки цилиндрической обечайки корпуса

S=max(S_р.;S_р.н)+c+c₀=max(6.1;11.7)+1+0,5=19.3мм

Принимаем большее стандартное значение S=20мм. Так как обечайка корпуса при наличии давления в рубашке и отсутствии давления внутри аппарата работает под совместным действием наружного давления P_н.p и осевого сжимающего усилия F, то должно выполняться условие устойчивости

Осевое сжимающее усилие- это усилие прижатия днища к обечайке давлением в рубашке, которое может быть рассчитано (пренебрегая силой тяжести днища и его связью с рубашкой) следующим образом:

F=0,25(D+2S)²P_н.р.=0,253,14(1.8+20,02)²0,637

F=1.75МПа

Допускаемое наружное давление:

Из условия прочности

[P_H]=2[](S-c)/(D+S-c)=215519/(1800+20-1)=3,24 МПа

Из условия устойчивости в пределах упругости при l_p<l₀

l_p=3450мм

C учетом обоих условий

Допускаемое осевое сжимающее усилие из условия прочности

[F]=(D+S-c)(S-c)[]=3,14(1,8+0,019)(0,019)155=16.82МП

Из условия устойчивости в пределах упругости при l_p/D=3450/1800=1,91<10

С учетом обоих условий

Условие устойчивости обечайки корпуса выполняется

Допускаемое внутреннее давление на обечайку корпуса

[P]=2[](S-c)/(D+S-c)=21550,9519/(1800+19)=3,07МПа

Условие P_p<[P] выполняется (0,452 <3,1).

Исполнительную толщину S_Э эллиптического днища корпуса аппарата примем равной толщине свариваемых друг с другом оболочек: S_Э=S=20мм



При этом должны выполняться условия:

P_p.p[P_H]_Э и Р_Р[P]_Э

Допускаемое наружное давление для днища:

Из условия прочности

[P_H]_э=2[](S_Э-c)/(D+0,5(S-c))=215519/(1800+0,519)=3,25МПа

Из условия устойчивости

[P_H]_EЭ=(2610^-6Е/n_y)[100(S_Э-c)/k_ЭD]²=(2610^-11,9/2,4)[10019/1800]²=2,3МПа

x=15(S_Э-c)/D=1519/1800=0,158

С учетом обоих условий

Условие устойчивости днища выполняется

0,637/1,88=0,338<1

Допускаемое внутреннее давление для эллиптического днища

[P]_Э=2[](S_э-c)/(D+0,5(S_Э-c))=21550,9519/(1800+0,519)=3,092МПа

Условие P_p<[P]_Э выполняется (0,452<3,092).

Исполнительная толщина эллиптической крышки

P_pD/(2[]-0,5P_p)

S_кр.р.=max

P_иD/(2[]_и-0,5P_и)

0,4521800/(20,95155-0,50,452)=2.76мм

S_кр.р=max

0,752 1800/(20,95200-0,50,752)=3.56мм

S_кр.р=3,56мм

S_кр.= S_кр.р+с=3,56+1=4.56мм

Принимаем S_кр =5мм.

Допускаемое внутреннее давление для крышки

[P]_кр=2[](S_кр.-c)/(D+0,5(S_кр.-c))=21550,954/(2800+0,54)=0.46МПа

Условие P_p<[P]_кр выполняется (0,452<0,46).

Исполнительная толщина:

цилиндрической обечайки рубашки

P_pD/(2[]-0,5P_p)

S_рц=max

P_иD/(2[]_и-0,5P_и)

0,4521900/(20,95133,4-0,50,452)=3.3мм

S_рц=max

0,752 1900/(20,95200-0,50,752)=3.6мм

3.3мм

S_рц=max =3.6мм

3.6мм

S_р.ц= S_рц+с+с₀=3.6+1+0,48=5.08мм

эллиптического днища рубашки

 P_pD/(2[]-0,5P_p)

S_р.э.д.=max

P_иD/(2[]_и-0,5P_И)

0,4521900/(20,95133,4-0,50,452)=3.3мм

S_р.э.д.=max

0,752 1800/(20,95200-0,50,752)=3.6мм

S_р.э.д=3.6мм

S_э.д.= S_р.э.д.+с+с₀=3.6+1+0,48=5.08мм

Принимаем толщину стенки рубашки

S_руб=6 мм.

Допускаемое внутреннее давление:

на обечайку рубашки

[P]_p.ц.=[P]_p.э.=2[](S_p-c)/(D_Руб+0,5(S_P)=20,95133,45/(1900+0,55)=0,66МПа

Допускаемое давление внутри аппарата в рабочих условиях

[P]_a=min{[P];[P]_э;[P]_кр}=min{3,092;3,092;0,46}

[P]_a=0,46МПа

Допускаемое давление в рубашке при работе аппарата

[P]_p=min{[P_H]_F;[P_H]_Э;[P]_Р.Э.}

[P]_p=min{0,74;1,88;0,66}=0,66МПа

[P_H]_F=(1-1.75/16.55)0,83=0,74МПа

Допускаемое давление внутри аппарата при проведении гидравлических испытаний [P]_a.и.

Определено, учитывая, что в нашем случае значение рабочего внутреннего допускаемого давления минимально для крышки.

[P]_a.и.=2(S_кр-с)[]_и/(D+0,5(S_кр-с))=250,95254,5/(2800+0,55)=0,86 МПа

Допускаемое давление в рубашке при испытаниях

Определено, учитывая, что в нашем случае минимальное значение рабочего давления, допускаемого в рубашке, приходится на

[P]_руб.и.=min{[P]_р.ц..и.; [P]_р.э.и.}

[P]_р.ц.и.=2[]_и(S_ц-с)/(D+S_ц-с)=20,952005/(1900+5)=0,87МПа

[P]_р.э.и.=2[]_и(S_э-c)/(D+S_Э-с)=20,952005/(1900+5)=0,99МПа

[P]_руб.и.=0,99МПа

2. Расчет фланцевого соединения

Рис.5 Плоский приварной фланец.

Исходя из рабочих условий, принимаем плоские приварные фланцы с уплотнительной поверхностью типа- плоская.

Марка стали фланца -12X18H10T

Расчетные температуры элементов фланцевого соединения:

температура фланцев t_ф=tс=110C

температура болтов t_б=0,97t_c=106,7C

Материал болтов - сталь 35Х

Прокладка: плоская неметаллическая - паронит

I.Конструктивные размеры фланца

а) Толщину втулки фланца принимаем S₀=20мм, что удовлетворяет условию S₀S (20мм=20мм)

б) Высота втулки фланца:

Принимаем h_В=100 мм.

в) Диаметр болтовой окружности

D_б?D+2(2S₀+d_б+U)=1800+2(220+20+6)=1932мм

d_б=20мм - наружный диаметр болта при D=1800мм и Р_р=0,432 МПа;

U-нормативный зазор (U=6мм)

Принимаем D_б=2000мм.

г) Наружный диаметр фланца

D_H?D_б+a=2000-40=2040мм

а=40мм - для шестигранных гаек при d_б=20мм- конструктивная добавка для размещения гаек по диаметру фланца.

Принимаем D_H=2200мм.

д) Наружный диаметр прокладки

D_Н.П.=D_б-е=2000-30=1970

е=30мм- нормативный параметр для плоских прокладок.

Средний диаметр прокладки

D_c.п.=D_HП- b=1970-20=1950мм

B=20мм- ширина прокладки.

е) Количество болтов, необходимых для обеспечения герметичности соединения

n_б=D_б/t_ш=3,142000/76=82,6шт

t_ш=3,8d_б=3,820=76 - шаг размещения болтов М20 на болтовой окружности.

Принимаем n_б=84, кратное 4

ж) Высота (толщина) фланца

_ф=0,31-для плоских приварных фланцев

S_эк=S₀=20мм, т.к. для плоских фланцев ₁=S₁/S₀=1

Принимаем h_ф=60мм.

II. Нагрузки, действующие на фланец.

а) Равнодействующая внутреннего давления

F_д=P_рD_с.п.²/4=0,4323,141950²/4=1,3МН

б) Реакция прокладки

R_п=D_с.п.b₀R_прP_р=3,141,950,022,50,432

R_п=0,13МН

R_пр=2,5 для паронита; b₀=b=0,02м

в) Коэффициент жесткости фланцевого соединения

Податливость болтов

y_б=l_б/(E_бf_бn_б)=0,13/(1,910⁵842.3510^-4)=34,610^-6 м/МН

l_б=l_б.о.+0,28d_б=124+0,2820=129.6мм0,13м

l_б.о.=2(h_ф+h_п)=2(60+2)=124мм - расстояние между опорными поверхностями головки болта и гайки при толщине прокладки h_п=2мм

Е_б=1.910⁵ МПа -для материала болтов из стали 35Х;

f_б=2.3510^-4 м² - для болтов диаметром d=20мм

Податливость прокладки

y_п=R_пh_п/(E_пD_с..п.b)

Е_п=2000 МПа

R_п=1

y_п=210^-3/(20003,141,950,02)=8.1310^-6 м/МН

Податливость фланца

y_ф=[1-(1+0,9'_ф)]₂/(h_ф³E)=0,022 (МНм)^-1

₂=(D_н+D)/(D_н-D)=(3,2+1,8)/(3,2-1,8)=3.6

₁=1,28lg(D_н/D)=1,28lg(3,2/1,8)=0,73

E=210⁵ МПа - для фланца из стали 12X18H10T

=1/(1+0,9'_ф(1+₁h_ф²/S_эк²))=1/(1+0,90,011(1+0,730,06²/0,02²))

=0,93

y_ф=[1-0,93 (1+0,90,011)]3.6/(0,06³210⁵)=0.72 (МНм)^-1

г) Болтовая нагрузка в условиях монтажа29.55-06

R_жF_д+R=3.471,3+0,13=4.61 МН

F_б1=max

0,5D_с.п.b₀P_пр=0,53,141,950,0220=1.22МН

F_б1=4.61 МН

д) Болтовая нагрузка в рабочих условиях

F_б2=F_б1+(1-R_ж)F_D+F_t

_ф=1710^-6, 1/C

_б=13,310^-6, 1/C - коэффициенты линейного расширения фланца и болтов.

F_t=0,45МН

F_б2=4.61+(1-3.47)1,3+0,45=1.86 МН

е) Приведенный изгибающий момент

0,5(D_б-D_с.п.)F_б1=0,5(2-1,95)4.61=0,115 МНм

М₀=max

0,5[(D_б-D_с.п.)F_б2+(D_сп-D-S_эк)F_D][]₂₀/[]=

=0,5[(2-1,95)1.86+(1,95-1,8-0,02)1,82]160/152=0,095 МНм

[]₂₀=160 МПа; []=152 МПа - для стали материала фланца при 20 C и расчетной температуре t=110C

М₀=0,095 МНм

III Проверка прочности и герметичности соединния

а) Условие прочности болтов при монтаже фланцевого соединения и в его рабочем состоянии выполняется:

F_б1/(n_бf_б)<[]_б20 4.61/(842.3510^-4)=223 МПа<230 МПа

F_б2/(n_бf_б)<[]_б 1.86/(842.3510^-4)=94.2 МПа<229 МПа

=230 МПа; []_б =229 МПа - для материала болтов при 20 C и расчетной температуре t=106,7C

б) Условие прочности прокладки выполняется:

F_бmax/(D_с.п.b)<[P_пр]

[P_пр] =130 МПа- для прокладки из паронита;

F_бmaax=max{F_б;F_б2}=max{4.61;1.86}=4.61 МН

4.61/(3,141,950,02)=37.6 МПа <130 МПа.

в) Максимальное напряжение в сечении, ограниченном размером S₀:

₀=f_ф1=f_фT_фM₀/[D(S₁-c)²]=10.170,0950,93/[1,80,019²]=23 МПа

г) Напряжение во втулке от внутреннего давления:

тангенциальное

_t=P_pD/[2(S₀-c)]=0,4321,8/(20,019)=20.46 МПа

меридианальное

_m=P_pD/[4(S₀-c)]= 0,4321,8/(40,019)=10.23 МПа

д) Условие прочности для сечения, ограниченного размером S₀=20 мм, выполняется:

[]₀=0,003E=0,0031,910⁵=570 МПа

е) Окружное напряжение в кольце фланца

_к=M₀[1-(1+0,9'_ф)]₂/(Dh_ф²)=0,095[1-0,93(1+0,90,011)]18/(1,80,06²)=16.16 МПа

ж) Условие герметичности фланцевого соединения выполняется

=(_к/E)(D/h_ф)<[]

=(16.16/1,910⁵)(1,8/0,06)=0,0025рад<0,013рад

[]=0,013 рад - допустимый угол поворота плоского фланца.

3. Расчет вала

Рис. 6 Аппарат с мешалками и расчетная схема его однопролетного вала.

L=3700мм - длина жесткого вала

l₁ =3250мм; l₂=3550 - координаты центра тяжести мешалки;

z₁=400мм- координаты опасных сечений по жесткости (торцевое уплотнение вала);

z₂=1850мм -по прочности (середина пролета вала);

z₃=3100-(шпоночная канавка);

n=150 об/мин (=15.7 рад/сек.)- угловая скорость вращения вала;

18ХГТ - легированная сталь - материал вала;

мешалка рамная:

m₁=25кг;

m₂=25кг - масса мешалки;

d_м1= d_м2=800 мм - диаметр мешалки;

N= 1600 Вт - мощность, потребляемая одной мешалкой.

I.Расчет на виброустойчивость

а) Относительные координаты центра тяжести перемешивающих устройств:

= =3250/3700=0,88; = =3550/3700=0,96

б) Безразмерный динамический прогиб вала в центре тяжести перемешивающего устройства:

y'_z3=y'_l1=f()=f(0.88)=0,4; y'_z4=y'_l2=f()=f(0,96)=0,2

в) Безразмерный коэффициент , учитывающий приведенную массу вала

=²L ₁²/(3E)=785015.7²3,7²·/(3210¹¹)=0.3410^-4

г) Приведенная к середине пролета вала массы мешалок:

m_1пр=m y'_l1²=250,4=10 кг; m_2пр=m y'_l2²=250,2=5 кг

суммарная приведенная масса мешалок:

m_э.пр.= m_1пр+ m_2пр=10+5=15кг.

д) Расчетный диаметр вала

A₅=0,5L²=0,50,3410^-43.7²=0.2310^-3 м²

A₆=8m_1прL/()=8150,3410^-43.7/(3,147850)

A₆=0.5110^-6 м²

d_б=0,031 м=31 мм

Принимаем d=32мм

е) Масса единицы длины вала

m_л=d·²/4=3,140,032²7850/4=6.31 кг/м

ж) Относительная масса мешалок

m' _э.пр.=m_э.пр/(m_лL)=17.5/(6.313.7)=0,75

з) Корень частного уравнения

₁=f[m_э.пр/(m_лL)]=f(0,75)=1.15

и) Момент инерции сечения вала составляет

I=d⁴/64=3,140,032⁴/64=5.110^-7 м⁴

к) Первая критическая угловая скорость вала

_кр=23.1 рад/c

Условие виброустойчивости /_кр<0,7 выполняется: /_кр=15.7/23.1=0,68<0,7

II. Расчет на жесткость и прочность.

а) Эксцентриситет массы мешалки составляет

б) Относительная координата опасного по жесткости сечения в месте установки уплотнения вала

z'₁=z₁/L=350/3700=0,094

Безразмерный динамический прогиб вала в опасном по жесткости сечении

y'_z1=f(z'₁)=f(0,094)=0,2

в) приведенный эксцентриситет массы перемешивающего устройства:

e_1пр=e₁/ y'_l1=0,310^-3/0,2=1,510^-3 м

e_2пр=e₁/ y'_l2=0,310^-3/0,02=1510^-3 м

г) Приведенная масса вала составляет для однопролетного вала постоянного поперечного сечения (d'_z=1)

д) Смещение оси вала от оси вращения за счет зазоров в опорах:

_l1=_z3= (_б-_а)z₃/L+_A

_A - для радиального однорядного подшипника;

_А=0,0210^-3 м;

_б- для подшипника скольжения нижней опоры;

_б=0,0510^-3м

_l1=(0,05-0,02)10^-33.1/3.7+0,0210^-3=0,045110^-3 м

В месте установки нижней мешалки:

_l2=_z4= (_б-_а)z₄/L+_A=(0,05-0,02)10^-33.4/3.7+0,0210^-3=0,04710^-3 м.

В месте установки уплотнения вала:

_z1=(_Б-_A)z₁/L+_A =(0,05-0,02)10^-30,35/3.7+0,0210^-3

_z1=0,02310^-3 м

Смещение оси вала от оси вращения за счет начальной изогнутости вала (радиальное биение вала):

В месте установки мешалки:

_l1=_z3=_By'_z3

_B - начальная изогнутость вала

_B=0,0610^-3 м

_я3=0,0610^-30,5=0,01210^-3 м.

В месте установки нижней мешалки:

_l2=_z4=_By'_z4=0,0610^-30,02=0.1210^-4 м.

В месте установки уплотнения вала:

_z1=_By'_z1=0,0610^-30,2=0,01210^-3 м.

Смещение оси вала от оси вращения за счет зазоров в опорах

_B=(_A+_Б)/2=(0,02+0,05)10^-3/2=0,03510^-3 м

Приведенный эксцентриситет массы вала с мешалкой

e_пр= (m_1прe_1пр+ m_2прe_2пр) / (m_эпр+m_впр) + _B + _B = (12.51,510^-3+515

10^-3)/(0.75+11.67)+0,03510^-3+0,0610^-3 =7.6410^-3 м

Динамический прогиб оси вала в точке приведения

y_B=e_пр/[(_кр/)²-1]=7.6410^-3/[(23.1/15.7)²-1]=0.5310^-3 м

Динамическое смещение центров тяжести мешалок:

Верхней мешалки:

A_l1=y_By'_l1+_l1+_l1+e₁=0.5310^-30,2+0,01210^-3+0,045110^-3+0,310^-3=0.6710^-3 м

A_l2=0.5310^-30,02+0,01210^-4+0,04710^-3 +0,310^-3=0.3510^-3 м

Динамическое смещение оси вала в опасном по жесткости сечении в месте установки уплотнения вала:

A_z1=y_By'_z1+_z1+_z1=0.5310^-30,2+0,01210^-3 +0,02310^-3 =0.14110^-3 м

Динамическое смещение вала в точке приведения В:

A_B=y_B+_B+_B=0.5310^-3+0,0610^-3 +0,03510^-3

A_B=0.62510^-3 м

Условие жесткости

A_z1[A]_z1, где [A]_z1- допускаемое смещение вала в зоне уплотнительного устройства. Для торцового уплотнения

[A]_z1=0,2510^-3 м

Условие жесткости выполняется для манжетного уплотнения

0,14110^-3 м=0,2510^-3 м

2. а) Сосредоточенная центробежная сила, действующая на мешалки, рассчитывается по формуле:

на верхнюю:

F₁=m₁²A_l1=2515.7²0.6710^-3=4.13 Н.

на нижнюю:

F₂=m₂²A_l2= 2515.7²0,3510^-3=2.15Н

б) Приведенная центробежная сила, действующая в точке приведения В, от собственной массы вала

F_впр=m_впр²A_B=11.6715.7²0.62510^-3=1.8 Н

в) Реакции опор:

Реакция опоры А (верхней)

R_A=B₁/L+F_впр/2

B₁=F₁(L-l₁)+ F₂(L-l₂)= 4.13 (3.7-3.1)+ 2.15 (3.7-3.4)=1,88 Нм;

R_A=1,88/3.7+1.8 /2=1,408 Н;

Реакция опоры Б (нижней)

R_Б=B₃/L+F_впр/2

B₃=F₁l₁+ F₂l₂=4.13 3.1+2.15 3.4=20.1 Нм

R_Б=20.1/3.7+2.15 /2=6.5 Н.

г) Изгибающий момент в опасных по прочности сечениях

между А и В

М_иz2=R_Аz₂=1,408 1.85=2,6 Нм;

между В и Б

М_иz3=R_Az₃-F_впр(z₃-L/2)= 1,408 3.1-1.8 (3.1-3.7/2)=9.82 Нм

д) Крутящий момент в опасных по прочности сечениях:

в середине пролета вала

М_kz2=(N₁+N₂) /=(1600+1600)/15.7=203.8Нм.

в месте установки верхней мешалки:

М_kz3=N₂ /=1600/15.7=102 Нм

е) Момент сопротивления вала в опасных по прочности сечениях z₂ и z₃:

W_z2=W_z3=d³/32=3,140,032³/32=0.3210^-5 м³

Эквивалентные напряжения в этих сечениях:

Допускаемые напряжения в сечениях z_i определяются по формуле

[]_zi=_м-1/(K_zin_min)

_м=0,81

_-1=200 МПа

K_z2=1; K_z3=1,34

[]_z2=0,81210⁸/(12)=8,110⁷ Па

[]_z3=0,81210⁸/(1,342)=610⁷ Па

Условия прочности выполняются:

_эквz2[]_z2; 63.710⁶ Па<8,110⁷ Па

_эквz3[]_z3; 3210⁶ Па<610⁷ Па

4. Расчет уплотнения вала

Выбираю торцовое уплотние

давление: Р=0,4МПа;

d=32 мм

к=0.7 -коэффициент нагрузки

b=5 мм

1-неподвижные кольца из углерафита

2-вращающиеся кольца из силицированного графита

3-втулка

4-пружина

5-корпус

Принимаем эффективный диаметр

d_э=d_в+30=0.032+0.03=0.062 мм

Давление смазочной жидкости:

P_ж=p_р+0.2=0.4+0.2=0.6МПа

Т.к давление смазочной жидкости превышает давление в аппарате на 0.2 МПа,

усилие страгивания резинового кольцадля верхней пары находим по номограмме рис.11 (2)

Т=240Н(диаметр уплотняемой втулки 80 мм,избыточное давлениев полости,уплотняемой кольцом 0.6 МПа)

Для нижней пары Т=230 Н(диаметр уплотнения втулки 80 мм,избыточное давление в полости,уплотняемой кольцом,0.2 МПа)

По коэффициенту разгрузки К,формуле (5) ширине рабочего пояска b находим диаметры рабочего пояска d₁ и d₂:d₁=d₂ -2 b;при ширине b=5 мм

d=k+vk²+(d_э-k)=0.7+v0.7²+(80²-0.7)=80.7 мм

d₁=80.7-10=70.7 мм

R-равнодействующая всех осевых сил,действующих на кольцо 2:

R=±F_рж±F_рр+F_пр-Т-F_r

F-гидравлические силы нагружения

P_k-контактное нагружение в паре; выбираю по рис.17 (2) и принимаю равным 0.4

P_k=

Где d₁ и d₂- соответственно парцы и внутр.диаметрs рабочего пояска

F_рж=R_ж·П/4 (d₂²- d₁²)=0.6·10⁶·3.14/4·(0.08²-0.0707²)=659.4 Н

F_рр=Р_р··П/4·(d_э²- d₁²)=0.4·10⁶·3.14/4·(0.062²-0.0707²)=439.6 Н

F_r==549.5 Н

0.4 ·10⁶=(659.4+439.6+ F_пр -230-549.5)/(3.14/4(0.08-0.0707))

0.4 ·10⁶=(319.5+ F_пр) /0.001099

F_пр=120.1 Н

Выбираю 7 пружин сжатия из проволоки по табл.11(2)

Диаметр проволоки d=2мм;наружный диаметр пружины D_н=13 мм; шаг пружины t=3 мм;число рабочих витков n_р=16; сжатие пружины Н_max=16 мм

Мощность потребляемая торцовым уплотнением затрачивается на преодоление сил трения в парах трения и сил трения элементов,вращающихся в смазочной жидкости.

F_N= P_k·П·1.2·d·b

P_k-контактное давление в паре,Па

F_N=0.4·10⁶·3.14·1.2·0.032·0.005=241.152 Н

М_т=f· P_k·d²·10⁴ Н·м

f- коэффициент трения; выбираю по рис.17 (2) и принимаю равным 0.015

М_т=0.015·0.4·0.032²·10⁴=0.06144 Н·м

N= М_т··w= М_т·2П·n=57,9 Вт

5. Расчет опор

Расчет массы аппарата.

Для обечайки корпуса:

L=3700

А_ц=DL 4V/D-1,05D²=3,14*1,8*3,7=20,9 м².

А_к=1,24D²=1.24*1.8²=4.0176 м²;

А_д= А_к

.

Для обечайки рубашки:

L=H_р+l₂=3.3+0,05=3.35 м.

А_ц=DL 4V/D-1,05D²=4*12,3/1,9-1,05*1,9²=22,1 м²;

А_д=1,24D²=1.24*1,9²=4,48м²;

кг.

Масса жидкости:

m_ж=V_ж

_ж=1000 кг/м³;

m_ж=11*1000=33345 кг.

Масса всего аппарата:

Вес всего аппарата:

P=mg=19225,7*9,81=1888604 Н = 188,6кН.

Расчетные нагрузки:

;

В нашем случае М=0 (т.к. на аппарат не действуют ветровые нагрузки)

; z=4, , .

кН.

Выбираем лапу по ГОСТ 26296-84, исполнение 2.

Рис.7 Геометрические размеры опоры-лапы.

Проверка прочности стенки аппарата под опорной лапой без накладного листа:

Осевое напряжение от внутреннего давления Р:

Окружное напряжение от внутреннего давления:

Максимальное мембранное напряжение от основных нагрузок определяется из соотношения:

Максимальное мембранное напряжение от основных нагрузок и реакции опоры:

где

Максимальное напряжение изгиба от реакции опоры:

Условие прочности:

Где А=1,0 - для эксплуатационных условий.

Т. к. условие на выполняется, то требуется применить накладной лист.

Толщина накладного листа:

Проверка прочности вертикального цилиндрического аппарата под опорой-лапой с накладным листом:

Максимальное мембранное напряжение от основных нагрузок и реакции опоры:

где

Максимальное напряжение изгиба от реакции опоры:

Условие прочности выполняется:

6. Расчет укрепления отверстий в крышке аппарата

Отверстие под вал; D^/ =32 мм.

Штуцер для наполнения; D^// =120мм.

Штуцер для манометра; D^/// =50мм

Рис. 8 Расчет укрепления отверстий.

Определяем линейное расстояние между наружными поверхностями и, и , когда их можно считать одиночными:

где,,,- расчетные внутренние диаметры укрепляемой оболочки в месте расположения штуцеров.

где - расстояние от центра укрепляемого отверстия до оси эллиптического днища.

r ^/=0 - т.к. отверстия находятся на одной оси с эллиптическим днищем.

, принимаем r^// =700 мм.

, принимаем r^/// =700 мм.

(>400мм.; >400 мм.отверстия можно считать одиночными.

Укрепление отверстий.

Штуцер для наполнения аппарата:

Наибольший диаметр одиночного отверстия, не требующий дополнительного укрепления

d₀? D^//=120мм. (352>120) следовательно отверстие не надо укреплять.

Заключение

В данной курсовой работе я рассчитал толщину стенки цилиндрической обечайки, эллиптической крышки, днища, рубашки; также произвел расчет фланцевого соединения, крышки вертикального аппарата, диаметр вала и допускаемое давление внутри аппарата при рабочих условиях и гидравлических испытаниях; я выбрал торцовое уплотнение вала, рассчитал его и разработал эскиз аппарата (все недостающие размеры принял конструктивно).

Список используемых источников

1. Расчет и конструирование машин и аппаратов химических производств/ М.Ф. Михалев, Н.П. Третьяков, А.И. Мельченко, В.В.Зобнин. - Ленинград: Машиностроение, 1984.-300с.

2. Антипин Г.В. Торцовые уплотнения аппаратов химических производств/Г.В.Антипин.-М.:Машиностроение,1984.-112 стр.

3. Вертикальные стальные сварные аппараты с перемешивающими устройствами: Каталог.- М.:Цинтиихимнефтемаш, 1978 -28с.

4. Борщевский А.А. Механическое оборудование для производства строительных материалов и изделий/А.А. Борщевский.-М.:Высш.шк.,1987-254с

5. Аппараты с перемешивающими устройствами вертикальные/ Каталог.- М.: Высш. Школа, 1970:-40с.

6. Аппараты емкостью от 1 до 32 м² вертикальные сварные с перемешивающими устройствами. - М.:Высш.шк., 1962.-32с.