Аппарат с мешалкой

Средние уm и фm и max амплитудные уа и фа значения напряжений в опасном сечении вала:

где l1 - длина консольной части вала, мм;

Ткр - крутящий момент, Н•м;

- коэффициенты полезного действия, учитывающие потери мощности в подшипниках и уплотнении вала мешалки.

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным и касательным напряжениям (предварительно произведя термообработку опасного участка вала, приняв kу = 1:

где у-1 = ув·(0,55 - 10-10• ув) = 510•(0,55 - 10-10·510) = 254,5 МПа - предел выносливости по нормальным напряжениям при симметричном цикле;

ф-1 = 0,6•у-1, МПа - предел выносливости по касательным напряжениям при симметричном цикле;

ув - предел прочности материала вала при 20єС =510, МПа;

kу = 1- коэффициент влияния поверхностного упрочнения при термообработке;

kу, kф - эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений соответственно;

kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

kFу, kFф - коэффициенты влияния шероховатости;

шу = 0,02 + 2·10-4·ув = 0,02 + 2·10-4·510 - коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла по нормальным напряжениям;

шф = 0,5·шу - коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла по касательным напряжениям.

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

3.2.2 Расчет подшипников вала мешалки

Определение сил, действующих на подшипники

Подшипники, являющиеся опорами валов, обеспечивают их свободное вращение. Работоспособность и долговечность подшипников определяется их типоразмерами, условиями нагружения и скоростью вращения валов. Расчетные схемы нагружения опор вала радиальными осевыми силами зависят от типа привода (рис. 12).

Рисунок 12 Расчетная схема для привода типа 1

При оценке долговечности подшипников условно учитываются наибольшие силы, действующие на опоры вала привода типа 1.

Нагрузки на подшипники - это опорные (радиальные и осевые) реакции от действующих на вал поперечных и продольных сил. Основными поперечными нагрузками на вал являются гидродинамическая Fм и центробежная Fц силы, а также поперечная сила F, возникающая в приводе при передаче вращения на вал мешалки.Основной продольной силой, приложенной к подшипникам является силаFд от избыточного давления в аппарате.

Определение радиальных реакций

В приводе типа 1 поперечная сила F возникает в месте установления упругой втулочно-пальцевой муфты:

где Ткр max - максимальный крутящий момент вала под муфтой, Нм;

D1 - диаметр окружности, на которой расположены пальцы муфты, м.

Радиальные реакции опор для расчета подшипников в приводе типа 1 в соответствии с условиями равновесия

:

где F=Fмуф, Н;



.

Определение осевых реакций

Вдоль оси вала мешалок действуют несколько нагрузок, которые могут быть направлены как вверх, так и вниз. В данном расчете учитываем только усилие от избыточного давления в корпусе аппарата, действующего на нижний торец вала и часть площади торцового уплотнения, Н:

где pи - избыточное давление в аппарате, Па;

d - диаметр вала мешалки, м;

Ау - дополнительная площадь торцового уплотнения, воспринимающая давление в аппарате, м2.

Суммарный вес основных частей вращающегося ротора (вал и мешалка), Н:

где - плотность стали;

mM - масса мешалки, кг;

g 10 м/с2.

Суммарная вертикальная сила, действующая на вал мешалки, Н:

.

Оценка ресурса (долговечности) подшипников

Расчету на долговечность подлежат подшипники нижней опоры (Б) и верхней опоры (А).

Опора (Б):подшипник воспринимает лишь радиальную силу RБ;

Опора (А):подшипник воспринимает радиальную RA и осевую силу .

Следует иметь в виду, что установленная в опоре (А) привода типа 1 (исполнение 2 и 4) пара подшипников (радиально-упорный и радиальный) воспринимает общую радиальную нагрузку. Исходя из того, что > 0, действие сил RA и воспринимает радиально-упорный подшипник;

а) Коэффициент влияния осевой нагрузки для подшипников опоры А, для радиально-упорного подшипника с углом контакта более 15о (= 26о) коэффициент влияния осевой нагрузки - e принимается по таблице:

б) Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на подшипник опоры А, Н:

где V - кинематический коэффициент: V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника;

Fr и Fa - соответственно радиальная и осевая нагрузка на подшипник: Fr = RA, Fa= ||;

kб=1,8 - рекомендуемый коэффициент динамичности при кратковременных перегрузках до 200% от номинальной в аппаратах с мешалкой;

kt - температурный коэффициент в зависимости от рабочей температуры подшипника, при t100o C kt=1.

Коэффициенты радиальной и осевой силы X и Y для радиально-упорного шарикоподшипника с углом контакта более 15о:

если ,

то X=0,41 , Y=0,87.

в) Расчетный ресурс подшипника.

Расчетным показателем долговечности подшипника служит базовый ресурс, отвечающий 90%-ной надежности. Расчетный ресурс подшипника,ч:

где С - радиальная динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

Pr - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на подшипник, Н;

k - показатель степени, для шариковых подшипников k=3;

n - частота вращения вала мешалки, мин-1;

а - коэффициент, учитывающий условия работы подшипника, для обычных условий для шариковых радиально-упорных а=0,7-0,8;

т.к. , то при плановом ремонте аппарата подшипники должны заменяться.

3.2.3 Мешалка

Рабочие элементы мешалки (лопасти, перекладины) находятся под гидродинамическим воздействием набегающего потока перемешиваемой среды. Гидродинамическую силу, распределённую по поверхности лопасти и перекладины, приводят к сосредоточенной силе. Эта сила вызывает изгиб лопасти.

Проверочные расчеты выполняются для сварных швов в месте крепления лопастей к ступице. Сварные швы по своей конфигурации бывают стыковыми (в стыковых соединениях) и угловыми (в угловых, тавровых и нахлесточных соединениях). Стыковые швы всегда рассчитываются по тем же напряжениям, что и соединяемые детали, а угловые всегда рассчитываются на срез независимо от вида нагрузок.

С учетом коррозионной стойкости материал мешалок принимается таким же, как материал стенок корпуса аппарата, соприкасающийся с рабочей средой: допускаемые напряжения при расчетной температуре .

Проверка мешалки по допустимому крутящему моменту:

Ткр ? [ Ткр]

453Н•м ? 600 Н•м - условие выполняется.

Расчет турбинной открытой мешалки (рис. 13). Размеры мешалок принимаются по стандарту (АТК 24.201.17-90) .

Рисунок 13 Схема к расчету угловых швов турбинной открытой мешалки

Угловые швы таврового сварного соединения диска мешалки со ступицей испытывают деформацию среза.

Сила среза сварного шва, Н:

где Ткр max - расчетный максимальный крутящий момент, Н•м;

dc - диаметр ступицы, м.

Суммарная площадь сечения двухстороннего шва, м2:

где k=0,85sд=0,85•6=5,1 - катет сварных швов (полученное значение округляется до целого числа (6)), м;

sд - толщина диска, м.

Условие прочности на срез углового шва таврового сварного соединения диска мешалки со ступицей:

где - касательные напряжения в материале швов, Па;

Fср - сила среза сварных швов, Н;

Аш - суммарная площадь биссекторного сечения угловых швов, м2;

=0,65 - коэффициент прочности сварного шва для таврового сондинения двусторонним швом при сварке вручную.

3.2.4 Шпоночное соединение ступицы мешалки с валом

Крутящий момент с вала на ступицу мешалки передаётся при помощи призматической шпонки (рис. 14), размещённой в шпоночных пазах вала и ступицы. Боковые грани на половине своей высоты шпонки испытывают напряжения смятия усм, а продольное сечение - напряжения среза фср. Шпонку рекомендуется изготавливать из того же материала, что и вал. Допускаемые напряжения [у] принимают равными нормативным допускаемым напряжениям у*.

Рисунок 14 Схема к расчету шпоночного соединения

Для ступиц мешалок рекомендуется применять высокие шпонки, размеры поперечного сечения которых зависят только от диаметра вала на участке под ступицей.

Для шпоночного соединения стандартной шпонкой выполняется проверочный расчет только на смятие. Шпонка испытывает смятие с двух противоположных боковых сторон: со стороны вала в поперечном сечении нижняя часть одной из боковых поверхностей, и со стороны ступицы - верхняя часть противоположной боковой поверхности.

Длина призматической шпонки:

lш = hс - (0.01ч0.02) = 0,11 -0,015 = 0,095 м

из ряда выбираем стандартную lш=100, мм

где hс - высота ступицы мешалки , м.

Сила, вызывающая смятие:

где d1 - диаметр участка вала под ступицу мешалки, мм.

Минимальная поверхность смятия:

Асм = (lш - b)•(h - t) = (0,095 - 0,018)•(0,016 - 0,01) =4,62•10-4 м2

Условие прочности шпонки на смятие:

- условие выполняется.

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

[у]см = 1,5•[у] = 1,5•184 = 276 МПа - допускаемые напряжения на смятие материала шпонки, Па.

3.2.5 Расчет муфты

Муфта соединяет вал привода с валом мешалки и передает крутящий момент. Типоразмер муфты зависит от типа привода и диаметра вала. В приводе 1 типа используется упругая втулочно-пальцевая муфта.

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

где Трм - расчетный крутящий момент на участке вала под муфту, Н•м;

,,- соответственно КПД подшипников, уплотнения и муфты вводимые в расчет с учетом схемы привода;

Тном - номинальный (допустимый) крутящий момент для выбранного типоразмера муфты, Н.м.

Тном =2000 Н·м

- условие выполняется.

Проверка прочности соединения полумуфт пальцами.

Работоспособность МУВП определяется прочностью пальцев и резиновых втулок. Проверочный расчет пальцев производится по условиям прочности на изгиб, а резиновых втулок - по условиям прочности на смятие.

Условие прочности пальцев на изгиб:



Условие выполняется.

где Мизг - изгибающий момент;

Wн.о. - осевой момент сопротивления;

Dn- диаметр окружности, по которой расположен пальцы, м;

z=10 - количество пальцев в муфте;

l2=41мм- длина втулки;

l1 =28мм - ширина кольца;

dп=30мм - диаметр пальца.

Расчет втулки на смятие:



Заключение

На основании проведённых расчетов могут быть сделаны нижеприведённые выводы.

Интенсивность отказов в целом составляет 23,8 10-5 чоас-1, а продолжительность периодов эксплуатации аппарата между обслуживаниями и плановыми ремонтами 2145,5 часов, на основании чего можно сделать вывод о достаточной надежности компоновки аппарата.

По потребляемой мощности - Nm=7,9 кВт и частоте вращения мешалки n=200 об/мин был выбран 1 тип привода с номинальной мощностью 11кВт.

Максимальное избыточное давление, создаваемое при гидравлических испытаниях, которое аппарат способен выдерживать составляет: в корпусе - 1,188 МПа; в рубашке - 0,563 МПа, при рабочем давлении в корпусе - 0,95 МПа, в рубашке - 0,45 МПа.

Основным конструкционным материалом для изготовления корпуса аппарата была выбрана двухслойная сталь Ст3сп + 12Х18Н10Т, а материал рубашки Ст3сп. Выбранные материалы позволяют избежать электрохимической коррозии при сварке корпуса аппарата с рубашкой, а также использование двухслойной стали помогает в экономии на дорогостоящей легированной стали 12Х18Н10Т. Для элементов аппарата, контактирующих с рабочей средой, выбрана коррозионностойкая сталь, для элементов, не имеющих контакта с кислотой - углеродистая.

Исполнительная толщина стенок цилиндрической части корпуса и конического днища были выбраны, исходя из условия устойчивости, и составляют 16 мм и 10 мм соответственно, толщина стенки эллиптической крышки выбрана из условия прочности - 14 мм.

Допускаемые внутренние давления не на много превышают расчетные значения: для корпуса аппарата - Рр.в.= 0,95 МПа, Рд.в.= 0,998 МПа; для рубашки - Рр.в.=0,45 МПа, Рд.в.=0,567 МПа. Возможные технологические резервы проявляются из расчета допускаемых наружных давлений для элементов корпуса не находящихся под рубашкой, допускаемые значения значительно превосходят расчетные: Рр.н.=0,08 МПа, Рд.н=0,35.

При расчете укрепления отверстия для люка (как для наибольшего отверстия в оболочке корпуса) было установлено, что необходимо укрепление отверстия приварным накладным кольцом с требуемой площадью сечения А2=276,1 мм2 и толщиной s=3 мм.

При расчете фланцевого соединения было установлено, что условие запаса герметичности не выполняется, в связи, с чем увеличено усилие затяжки болтов с Fб1=1,768 106 Н до Fб1=2,05 106 Н при запасе герметичности nг=1,2. При построении графика зависимости усилий на болтах и прокладке от расчетного внутреннего давления и температуры рабочей среды («Приложение Б»), было установлено давление разгерметизации - 1,15 МПа.

При расчете монтажных цапф корпуса и опор-лап аппарата было определено, что условия грузоподъемности опор-лап и монтажных цапф выполняются. Условие прочности на срез угловых сварных швов опор=лап выполняется с большим запасом: расчетные касательные напряжения=10,242 МПа, допускаемые 90,1 МПа.

Расчет механического перемешивающего устройства.

При расчете вала на прочность определено, что условие прочности на кручение выполняется с большим резервом: расчетные касательные напряжения - 10,7 МПа, допускаемые - 62,5 МПа. При расчете вала на виброустойчивость по предварительно выбранному диаметру вала d=65 мм условие виброустойчивости не выполняется - работа вала определяется зоной повышенных динамических прогибов (резонансной зоной), в связи, с чем было выбрано следующее значение диаметра вала d=80 мм, при повторном расчете вал был определен как жесткий, значение предельной угловой скорости составило 21,424 об/мин.

При расчете вала на статическую прочность по определенным эквивалентным напряжениям, рассчитанным по третей теории прочности - 11,5 МПа, в сравнении с допускаемыми напряжениями - 125, МПа выявлены большие резервы.

При расчете вала на усталость общий коэффициент запаса прочности намного превышает допустимые значения для вала мешалки: S=26,53>[S]=2.

Итак, при расчете вала выяснено, что условия предварительного расчета на прочность, расчета на статическую прочность и расчета на усталость выполняются с большими резервами, но использование вала с меньшим диаметром не допустимо, т.к. данный диаметр вала был выбран для выполнения условия виброустойчивости.

При оценке ресурса долговечности подшипников верхней и нижней опор был определён расчетный ресурс подшипника верхней опоры (т.к. установленные в данной опоре пара подшипников радиальный и радиально-упорный воспринимают общую радиальную нагрузку):

Ln=12 лет < Та=15 лет

т.е. при плановом ремонте аппарата подшипники должны заменяться.

При расчете на прочность для сварных швов в месте крепления диска с лопастями турбинной открытой мешалки условие прочности выполнено: расчетные касательные напряжения = 4416281 Па, меньше допускаемых = 119,6 106 Па.

Соединение ступицы мешалки с валом было проверено на смятие шпонки. По расчетным напряжениям смятия = 32,68 МПа условие прочности выполняется с большим запасом - допускаемые напряжения = 276 МПа. Т.е. возможно уменьшение минимальной поверхности смятия шпонки за счет уменьшения ее габаритов.

При расчете МУВП на нагрузочную способность условие нагрузочной способности выполнено с большим резервом:

Тр.м.=471,63 Нм<Тном=2000 Нм.

Также был выполнен проверочный расчет на прочность соединения полумуфт пальцами. Пальцы муфты были проверены на условие прочности при изгибе, а втулки по условию прочности на смятие.



Список использованных источников

1. Поляков А. А. Механика химических производств. СПб.: Химия. 1995. - 392с.

2. Иосилевич Г. Б., Строганов Г.Б., Маслов Г.С. Прикладная механика. - М.: Высш.ш., 1989.- 351 с.

3. Михалев М. Ф., Третьяков Н. П., Мильченко А. И., Зобнин В. В. Расчет и конструирование машин и аппаратов химических производств: Примеры и задачи. - Л.: Машиностроение, 1984. -301 с.

4. Правила устройства и безопасной эксплуатации сосудов, работающих под давлением. - М.: Недра. 1990. - 134 с.

5. Лащинский А.А. Конструирование сварных химических аппаратов: Справочник. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1981. - 382.

6. ГОСТ 14249-89. Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета на прочность.- М.: Изд-во стандартов, 1989. - 79 с.

7. ГОСТ 20680-2002. Аппараты с механическими перемешивающими устройствами. Общие технические условия.

8. Кондаков Л.А., Голубев А.И., Овандер В.Б. и др. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник.- Л.: Машиностроение, 1986. - 464 с.

9. Мильченко А.И. Особенности расчета типовых элементов химического оборудования. Устойчивость сжатых элементов: Текст лекций/ ЛТИ им. Ленсовета.-Л., 1986. - 56 с.

10. Мильченко А.И. Особенности расчета типовых элементов химического оборудования. Корпуса аппаратов: Текст лекций/ ЛТИ им. Ленсовета.-Л., 1987. 64с.

11. Мильченко А.И. Особенности расчета типовых элементов химического оборудования. Герметичность: Текст лекций/ ЛТИ им. Ленсовета.-Л., 1990. - 70с.

12. Васильцов Э.А. Ушаков В.Г. Аппараты для перемешивания жидких сред: Справочное пособие. - Л.: Машиностроение. Ленингр. Отделение, 1979. -272 с.

13. Конструкционные материалы для оборудования химических производств. Справочные данные: Метод, указания / ЛТИ им. Ленсовета. - Л., 1991.-44 с.

14. Конструкционные материалы для оборудования химических производств. Методика выбора материала: Метод, указания / ЛТИ им. Ленсовета.-Л., 1991.-24 с.

15. Попова Г.Н., Алексеев С.Ю. Машиностроительное черчение: Справочник. - 3-е изд., перераб. и доп. - СПб.: Политехника, 1999. - 453 с.

16. Смирнов Г.Г., Толчинский А.Р., Кондратьева Т.Ф.Конструирование безопасных аппаратов для химических и нефтехимических производств; Под общ. ред. А.Р. Толчинского. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1988. - 303с.

17. Аппараты с мешалками. Расчет элементов корпуса: Метод, указания ЛТИ им. Ленсовета. - Л., 1983.-44 с.

18. Аппараты с мешалками. Расчет элементов перемешивающего устройства: Метод, указания / ЛТИ им. Ленсовета. - Л., 1984. - 38 с.

19. Аппараты с мешалками. Типы, параметры, размеры элементов корпусов и мешалок: Метод, указания / ЛТИ им. Ленсовета. - Л., 1984. - 36 с

20. Аппараты с мешалками. Типы, параметры и размеры элементов привода: Метод. Указания / ЛТИ им. Ленсовета. - Л., 1984. - 45 с.

21. Гуревич Д.Ф. Расчет и конструирование трубопроводной арматуры. - Л.: Машиностроение, 1969. - 888 с.

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

Размещено на Allbest.ru