Конструирование химического аппарата с перемешивающим устройством

Размещено на http://www.allbest.ru/

16

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Аппараты с перемешивающими устройствами широко используются при проведении основных технологических процессов в химической и биохимической промышленности. На практике наибольшее распространение получил механический метод перемешивания жидких сред в аппарате, состоящем из корпуса и перемешивающего устройства. Отраслевыми стандартами Минхимнефтемаша установлены конструкции и параметры специальных составных частей аппаратов с мешалками, что позволяет осуществить компоновку аппарата из типовых элементов (корпуса, мешалки, уплотнения вала, привода перемешивающего устройства и.т.д.). В частности привод выбирается по ОСТ 26-01-1205-95 в соответствии с частотой вращения мешалки, номинальным давлением в корпусе аппарата. Одновременно устанавливается тип уплотнения для вала мешалки: сальниковое или торцовое. Необходимо учитывать, что приводы типа 1 и 3 с концевой опорой в аппарате для вала мешалки не надёжны в эксплуатации при воздействии абразивной или коррозионной активной среды на вал и вкладыш подшипника. Типоразмер мотор - редуктор (электродвигателя в сборе с редуктором) выбирается в соответствии с заданной частотой вращения вала мешалки и потребляемой мощности электродвигателя. В аппаратах всех типов могут применяться внутренние теплообменные устройства - змеевики, либо непосредственный обогрев рабочей среды подачей горячего пара.

Задание кафедры

Номер варианта 43

Номинальный объём V, м3 4,0

Внутренний диаметр D, мм 1600

Исполнение корпуса 00

Параметры мешалки

Шифр 37

Диаметр dм , мм 1000

Частота вращения n, мин-1 80

Потребляемая мощность N, кВт 6,0

Давление в корпусе

Избыточное Ри , МПа 1,5

Остаточное Ро , МПа 0,02

Уровень жидкости в корпусе Hж/D 1,0

Параметры среды

Наименование КОН

Температура t , оС 60

Плотность , кг/м3 1280

Концентрация, % 30

2. Выбор материалов

Материалы, выбранные для деталей и сборочных единиц, должны обеспечивать надежность аппарата с мешалкой в работе и экономичность в изготовлении. При выборе материала необходимо учитывать рабочую (расчетную) температуру в аппарате, давление и коррозионную активность рабочей среды.

Химической средой в аппарате является КОН (30 %), рабочая температура среды - 60 оС, избыточное давление в корпусе аппарате 1,5 МПа.

Выбираем наиболее подходящий и относительно дешевый материал по таблице [5, табл. 2]. Для всех узлов деталей и аппарата выбираем сталь X18H10T по ГОСТ 5632-72;

П - коррозионная стойкость материала (П 0,110 -3 м/год ( вполне стойкие), [5, табл. 2];

[]* - нормативное допускаемое напряжение (по ГОСТ 5632-72) ([]*t=60 =139 МПа, [5, табл.3]);

Е - расчётное значение модуля упругости (Е=2,0010 5 МПа - для легиро -ванной стали, [5, табл. 4]);

б - коэффициент линейного расширения (бt =16,610 -6 град -1 (для t от 20 до 100 оС), [5, табл. 6]).

3. Расчётная часть

3.1 Расчёт геометрических размеров корпуса аппарата

Расчёт обечаек, днищ, крышек корпуса аппарата на прочность и устойчивость под действием внутреннего и наружного давления с учётом термостойкости и коррозионной стойкости материалов должны выполняться в соответствии с ГОСТ 14249-80.

Для выполнения расчёта предварительно необходимо определить ряд параметров.

Расчётное давление - давление, при котором производится расчёт на прочность и устойчивость элементов корпуса аппарата.

Расчётное давление для элементов аппарата принимается, как правило, равным рабочему или выше его. Под рабочим давлением понимается максимальное внутреннее избыточное (Ри) или наружное давление, возникающее при нормальном протекании рабочего процесса, без учёта гидростатического давления среды.

Если на элемент аппарата действует гидростатическое давление, составляющее 5% и выше от рабочего, то расчётное давление должно быть повышено на эту величину:

Рр = Ри + Ргидр = Ри + gHж10 -6,

где Рр - расчётное рабочее давление для элементов аппарата, МПа;

Ри - избыточное рабочее давление среды, Па

- плотность жидкости, кг/м 3;

g - ускорение свободного падения (g=9,81 м/с),

Hж - расстояние от уровня жидкости до нижней точки рассчитываемого элемента, м.

Рассчитаем гидростатическое давление:

Ргидр = gHж10 -6 = 12809,811,6010 -6 = 0,020091 МПа

Условие Ргидр0,05Ри выполняется (0,020091<0,075), следовательно гидростатическое давление не учитываем.

Рр = Ри = 1,5МПа.

Определим расчётное наружное давление при проверке стенок корпуса на устойчивость:

Ррн = Ра - Ро,

где Ррн - расчётное наружное давление, МПа;

Ра - атмосферное давление (Ра = 0,1), МПа;

РО - остаточное давление в корпусе аппарата, МПа;

Ррн = 0,1 - 0,02 = 0,08 МПа.

Определим расчётную температуру. За расчётную температуру принимается температура среды в аппарате (tрасч.= tср=60 оС).

Допускаемое напряжение для выбранного материала определим по формуле:

[] =[] *,

где [] - допускаемое напряжение, МПа;

[] *- нормативное допускаемое напряжение, МПа;

- поправочный коэффициент пожаро- и взрывоопасности (для данной среды =1,0).

[] = 1,0139 = 139МПа,

Поправка на компенсацию коррозии Ск:

Ск = ПLh ,

где П - скорость коррозии в рабочей среде (в толуоле П=0,110 -3 м/год);

Lh - срок службы аппарата (Lh = 20 лет)

Ск = 0,110 -320 = 2 мм.

3.1.1 Оболочки, нагруженные внутренним давлением

1) Расчёт толщины стенки цилиндрической обечайки.

S = + Ск + С1 ,

где D - внутренний диаметр, мм;

[] - допустимое напряжение ([]=139 МПа);

ц- коэффициент прочности продольного сварного шва обечайки (ц=1,0);

Ск - прибавка на коррозию, мм;

С1 - дополнительная прибавка на округление до стандартной толщины листа, мм.

S = + 2 + С1 = 8,68 + 2 + С1 =12 мм

(по таблице [5, табл. 7] - «Рекомендуемый сортамент листовой стали ГОСТ 5681-57»).

С1 =12 - 10,68= 1,32 мм.

2)Расчёт эллиптических крышки и днища.

Для стандартных крышек исполнительная толщина стенки

Sэ = + Ск + С1 ,

где Sэ - толщина стенки эллиптической крышки (днища), м

Sэ = + 2 + С1 = 8,66 + 2 + С1 =12 мм

(по таблице [5, табл. 7] - «Рекомендуемый сортамент листовой стали ГОСТ 5681-57»).

С1 =12 - 10,66 = 1,34 мм.

3.1.2 Оболочки, нагруженные наружным давлением

1) Расчёт толщины стенки цилиндрической обечайки

Толщина стенки цилиндрической обечайки предварительно определяется по формуле

S = max{k2 D10 -2; 1,1 •} + Ск + С0 ,

Коэффициент k2 определяется по номограмме в зависимости от вспомогательных коэффициентов:

k1 = ; k3 = ; k4 = ;

где ny - коэффициент запаса устойчивости в рабочем состоянии (ny = 2,4);

Е - модуль продольной упругости для материала обечайки при расчётной температуре стенки;

L - расчётная длинна гладкой обечайки, мм;

D - внутренний диаметр аппарата, мм;

Расчётная длинна гладкой обечайки:

L = H2 -?H6,

для данного аппарата по таблице [8, табл. 7]:

H2= 1825 мм;

H6 = 440 мм;

L = = 1825 -?440= 1532 мм,

k1 = =0,4 ;

k3 = = 0,96 ;

k4 = = 0,7 ;

По номограмме [5, рис.3.2.] определим коэффициент k2: k2 = 0,3;

S = max{0,3 160010 -2; 1,1 •} + 2 + С0 =

mах{4,8; 0,51} + 2 + С0 = 8 мм.

С0=8 - 6,8=1,2 мм.

После предварительного определения толщины стенки обечайки проверим допускаемое наружное давление:

[Р] = ,

где [Рр] - допускаемое давление из условия прочности;

[РЕ] - допускаемое давление из условия устойчивости;

[Рр] = = =1,04 МПа ,

[РЕ] = ,

где

В1 = min{1,0; 8,15 } =

min{1,0; 8,15 } = min{1,0; 13,9} =1,0.

Тогда,

[РЕ] = = 0,13 МПа.

следовательно,

[Р] = = 0,13 МПа.

Для правильности последующих расчётов, необходимо чтобы выполнялось условие:

Ррн [Р]

Условие Ррн [Р] выполняется (0,08 МПа < 0,13 МПа), следовательно, толщину стенки из условия прочности примем равной S=8 мм.

2) Расчёт толщины стенки стандартной эллиптической крышки и днища, работающих под наружным давлением.

Толщина стенки стандартной эллиптической крышки, работающей под наружным давлением, определяется по формулам:

Sэ = max+ Cк + C1 = max=+ Cк + C1 =

max{2,77; 0,46} + 2 + C1 = 5 мм.

C1 = 5-4,77 =0,23 мм.

Из расчета корпуса, крышки и днища толщину стенки примем равной S=12мм.

3.2 Подбор и расчёт привода

Тип привода подбирается в зависимости от расчётной мощности электродвигателя и заданной частоты вращения по таблице [5, табл. 9] и уточняется по таблице [5, табл. 8] в зависимости от избыточного давления в корпусе.

3.2.1 Определим мощность, потребляемую приводом.

Nэл. дв = ,

где Nэл. дв - мощность, потребляемая приводом, кВт;

Nвых. - мощность, потребляемая на перемешивании, кВт;

_в - К.П.Д подшипников, в которых крепится вал мешалки,

_в = 0,91…0,99;

_муф. - К.П.Д, учитывающий потери в компенсирующих муфтах,

_муф = 0,99;

_прв. - К.П.Д, механической части привода, прив. = 0,85…0,97;

_упл. - К.П.Д, учитывающий потери мощности в уплотнении,

_упл. = 0,96…0,98.

Nэл. дв = = 6,86 кВт.

Выбираем стандартный и больший по мощности двигатель Nст. = 7,5 кВт, [5, табл. 9]. Для двигателя полученной мощности по таблице [5. табл. 9] рекомендован привод типа 2 (привод со встроенными в редуктор опорами вала мешалки, с частотой вращения выходного вала n=20 320 об/мин.). Исполнение привода - 1 (для установки на крышке). Номинальное давление в аппарате - 3,2 МПа.

3.2.2 Определим расчётный крутящий момент на валу:

Т = 9,55 10 6 ,

где kд - коэффициент динамичности нагрузки (для лопастных мешалок kд = 2,0).

Т = 9,55 10 6 = 1637825 Нмм.

3.2.3 Определим диаметр вала

Размер привода выбирается по диаметру вала

dв = ,

где [кр] - допускаемое напряжение при кручении, Па; [кр] = 310 7 Па= =30 МПа.

dв = = 64,87 мм

dстанд = 65 мм по ОСТ 26-01-1225-75. Габарит привода - 1.

Стандартный привод по условиям работы подшипников и наиболее слабых элементов конструкции рассчитан на определённое допустимое осевое усилие [F], которое для привода типа 2, исполнения 1, габарита 1 равно 14100 Н [5, табл. 17]. Действующее осевое усилие на вал привода аппарата определяется по формуле:

F = P - G Fм ;

Fвверх = Pизб. - G + Fм ;

Fвниз = - (Pатм. - Pост.) G -Fм ;

где d - диаметр вала в зоне уплотнения;

Аупл. - дополнительная площадь уплотнения , м;

Аупл. = 32,510 -4 м 2 по таблице [4, табл. 3.2];

G - масса вращающейся части привода;

Fм - осевая составляющая сила взаимодействия мешалки с рабочей средой;

G = (mв + mмеш. + mмуф.) g;

mв = ;

где mв - масса вала;

mмеш. - масса мешалки (по таблице [8, табл. 5] mмеш. = 13,0 кг);

mмуф. - масса муфты (по таблице [5. табл.26] mмуф.=32,2 кг);

Lв - длина вала;

- плотность стали, кг/см 3; = 7,8510 3 кг/см 3.

Lв = Hкор. + l2 + h1 + 30 - hм ;

где hм - расстояние мешалки до днища корпуса, мм; hм = 0,3 dм,

hм = 0,3 ·1000=300 мм ,

Lв = 2250+ 400 + 645 + 30 - 300 = 3025 мм;

mв = кг;

G = (78,76+ 13,0 + 32,2) 9,81 = 1216 Н.

Осевая составляющая сила взаимодействия мешалки с рабочей средой находится по следующей формуле:

Fм = 0,65 = 0,65 =1064,59Н ,

Fвверх = 1,5 - 1216+ 1064,59= 9698,5 Н ,

Fвниз = - (0,1 - 0,02.) - 1216 -1064,59= -2805,9 Н.

Сравниваем полученные значения сил Fвверх и Fвниз с допустимой нагрузкой F [F]:

9698,5 Н 20400 Н; -2805,9 Н 20400 Н.

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

Основные размеры привода типа 2, исполнения 1, габарит 1 определяем по таблицам [5, табл. 14] и [5, табл. 16] в соответствии с ОСТ 26-01-1225-75.

dв=65мм; Н 1580мм; В = 575мм; L = 235мм; H1 = 630мм; h = 1150мм; h1 = 645мм; l2 = 400мм; S = 14мм; D = 300мм; D1 = 390мм; mприв. = 308 кг.

3.3 Выбор уплотнения

К данной конструкции мешалки в качестве уплотнения выбираем торцовое уплотнение под диаметр вала dв = 65мм.

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 [6. табл. 2] определим основные размеры (мм) торцового уплотнения при d=65мм:

D=270мм; D1 =240мм; D2 =165мм; D3 =235мм; H=260мм, H1 =220мм; h=60мм; d1 =18мм; mупл.= 58 кг.

3.4 Расчёт элементов механического перемешивающего устройства

3.4.1 Расчёт вала мешалки

1.) Составим расчётную схему вала (вал консольный).

2.) Проверка вала на виброустойчивость.

Виброустойчивость вала мешалки проверяется по условию:

0,71 ,

где 1 - первая критическая угловая скорость, рад/с;

- угловая скорость вала;

= = = 8,373 рад/с.

Первая критическая скорость вала определяется по формуле:

₁ = ,

где Lв - расчётная длина вала, м;

Е - модуль упругости вала, Па;

J - модуль инерции поперечного сечения вала, м4;

mв - масса единицы длины вала , кг/м;

- плотность вала из стали, кг/м 3; = 7,8510 3кг/м 3;

б - корень частотного уравнения, основной тон.

J = = = 8,7610 -7 м4 ;

mв = = = 26,04 кг/м;

б вычисляется по номограмме [4, рис. 3.6], для этого вычислим относительную массу мешалки и относительную координату центра тяжести мешалки:

,

где - относительная масса мешалки, кг;

mмеш.- масса мешалки, кг;

== 0,17.

а1 = ; l1 = Lв - l2 ;

а1 = ==0, 87.

б по номограмме равна 1,8. Определяем первую критическую скорость

₁ = = 32,36 рад/с.

Условие 0,71 соблюдается (8,373 рад/с 22,65 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. = 13,0 кг;

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

Lв - длина вала, м; Lв = 3,025 м ;

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

q = ,

где а1 - относительная координата центра тяжести мешалки; а1 = 0, 87;

q = = 0,516;

mпр. = 13,0 + 0,516 26,04 3,025 =53,63 кг.

Радиус r определяем из формулы:

r = ,

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

е + 0,5 д ,

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

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

0,1410 -3 + 0,5 10 -3 = 0,6410 -3 м,

r = = 0,68610 -3 м.

Определяем центробежную силу

Fц = 53,63 8,3732 0,68610 -3 = 2,58 Н.

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

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

RВ = = 19,50 Н;

?МВ = 0 : RА l2 + Fц l1 = 0 ,

RА = = = 16,92 Н ;

Проверка ?Yi = 0:

- RА + RВ - Fц = 0;

-16,92 +19,50 -2,58 = 0;

Определим изгибающий момент:

МА = 0;

= - RА l2 = -16,92 400 = -6769,6 Нмм;

= - Fц l1 = -2,58 2625 = -6769,6 Нмм;

МС = 0;

Определим напряжение от крутящего изгибающего момента:

= = = 15,99МПа ,

= = = 0,247 МПа ;

Результирующее напряжение на валу определяется по формуле:

_экв.= ;

_экв.= = 59,64 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;

(59,64 78,26) , следовательно, условие прочности для вала мешалки выполняется.

4) Расчёт вала на жесткость

Расчётная схема реального и приведённого валов

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 = 0,645 мм;

Jx = = = 2,01•10 -6 м 4;

Jmax. = =

=9,8710 -6м

Проверим условие допускаемой величины прогиба: 9,8710 -6мм 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 = =3,86•10 -6рад.

Проверим условие допускаемой величины угла поворота для сферических подшипников: 3,86•10 -6 рад 0,05 рад, условие выполняется. Вычисленное значение меньше допустимого, что обеспечит нормальную работу.

3.4.2 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.

 RB

RA Fa Fц

тип 38212Н тип 212 тип 1213

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

, = 11861,8 Н

Так как [F] > 2600 Н в опоре А располагаем два типа подшипников: тип 212 ГОСТ 8338-75 (подшипники шариковые радиальные однорядные), тип 38312Н ГОСТ 7872-89 (подшипники шариковые упорные двойные).

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

1.) Определим долговечность работы подшипника тип 212.

,

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= 16,92 Н;

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

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

= = 20,3 Н,

L1 = = 3,8810 9 млн. об.

= 8,0810 11 час.

Причём необходимо, чтобы выполнялось условие , где

=10000 часов. Проверим: 8,0810 11 час 10000 часов, условие выполняется.

2.) Определим долговечность работы подшипника тип 38312Н.

,

где - долговечность работы подшипника типа 38312Н в часах;

L3 - 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(кроме сферических) а23=0,7);

Сr - динамическая радиальная грузоподъёмность ; для подшипников типа 38312Н Сr = 102,0•10 3 Н [1, табл.24.12];

- эквивалентная нагрузка от действия осевой силы в опоре В, Н;

= ,

где - радиальная нагрузка в опоре В, Н; = F= 9698,5 Н;

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

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

= = 11638,2 Н,

L3 = = 155,5 млн. об.

= 3,24104 час.

Проверим: 3,24104 час 10000 часов, условие выполняется. Условие долговечности работы всех подшипников выполняется.

3.) Определим долговечность работы подшипника тип 1213.

,

где - долговечность работы подшипника типа 1213 в часах;

L1 - долговечность работы подшипника в миллион оборотах;

L3 = ,

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 = 31,010 3 Н [1, табл. 24.10];

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

= ,

где - радиальная нагрузка в опоре В, Н; = RВ = 19,5 Н;

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

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

= = 23,4 Н,

L3 = = 1,5410 10 млн. об.

= 3,84?10 8 час.

Причём необходимо, чтобы выполнялось условие , где

=10000 часов. Проверим: 3,8410 12 час 10000 часов, условие выполняется.

3.4.3 Расчёт лопастной мешалки

1)Рассчитаем лопасти мешалки на изгиб.

Для лопастей прямоугольной формы:

r0 = ,

где R - радиус лопасти, мм; R = 500 мм;

r - радиус ступицы, мм; r = 35 мм;

r0 = = 375,12 мм.

Вычислим значение равнодействующей

F = ,

где F - значение равнодействующей, Н;

z - число лопастей; z=2.

F = =2183,07 Н.

Определим изгибающий момент у основания лопасти:

М = F (r0 - r),

где М - изгибающий момент, Нмм;

М = 2183,07 (375,12 - 35)=742505,77 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 (см. выбор материалов);

W - момент, сопротивления лопасти, мм 3.

W = = 5341,77 мм 3.

Определим фактический момент сопротивления:

= ,

где - фактический момент сопротивления;

b - высота лопасти мешалки, мм; b=100 мм по таблице [8, табл. 6];

S - толщина лопасти мешалки, мм; S=12 мм по таблице [8, табл. 6];

= = 2400 мм 3;

Должно выполняться условие W. В нашем случае условие не соблюдается (2400 мм 3 5341,77 мм 3), следовательно, конструктивно вводим рёбра жёсткости для лопастей.

3) ) Расчёт момента сопротивления лопасти мешалки с ребром жёсткости.

Толщину ребра жёсткости принимаем равной толщине лопасти мешалки:

S1 = S =12 мм.

Вылет ребра жёсткости рассчитываем по формуле:

h = ,

где dcт. - диаметр ступицы, мм; dcт .=70 мм по таблице [8, табл. 9];

h - вылет ребра жёсткости, мм.

h = =36,63мм.

Определим фактический момент сопротивления для лопасти с ребром жёсткости:

y1 = OC1 === 6 мм; y2 = OC2=== = =24,315 мм;

Определим центр тяжести основной фигуры:

yC = ,

где А1 - площадь сечения лопасти, мм 2;

A2 - площадь сечения ребра жёсткости, мм 2.

А1 = b1 h1 = 100 12 = 1200 мм 2;

А2 = b2 h2 = 12 (36,63-12) = 295,56 мм 2;

Следовательно:

yC = = 9,62 мм.

Определим составной момент инерции сечения:

Jx = ,

где а1 - расстояние от С до С1 , мм;

а2 - расстояние от С до С2 , мм.

а1 = yC - ОС1 = 9,62 - 6 = 3,62 мм;

а2 = h - yC - = 36,63 - 9,62 - =14,70 мм.

Следовательно:

Jx = = 108934,31 мм4.

Определим фактический момент сопротивления

= = = 11323,73 мм 3.

Проверим выполняемость условия W: 11323,73 мм 3 5341,77 мм 3, условие прочности на изгиб выполняется

4) Расчёт длины и ширины ребра жёсткости.

Длина ребра жёсткости определяется по формуле:

l = 0,63 dм = 0,63 1000 =630 мм.

Ширина ребра жёсткости определяется по формуле:

b2 = 1,5 b = 1,5 100 = 150,0 мм

3.4.4 Подбор шпонки для крепления мешалки на валу

1) Расчёт основных размеров шпонки.



В соответствии с табличными данными диаметр вала под ступицу равен 45 мм 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 = 110мм по таблице [8, табл.6];

lшп. = 110 - 10 = 100 мм.

Определим расчётную длину шпонки, мм;

lр = lшп. - b = 100 - 14 = 86 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 = = 188,09 МПа,

Условие прочности [см] см при расчёте не выполняется (188,09 МПа 122 МПа), увеличим диаметр вала под ступицу до следующего стандартного (60 мм). Тогда

b - ширина шпонки, мм; b = 18 мм по таблице [1, табл. 24.29];

h - высота шпонки, мм; h =11 мм по таблице [1, табл. 24.29];

lcт = 130мм, тогда:

lшп. = 130 - 10 = 120 мм.

lр = lшп. - b = 120 - 18 = 102 мм

_см = = 97,32 Мпа