Материал: 2.Курсовая наша с рамкой

3.1.1 Оболочки, нагруженные внутренним давлением.

1) расчет толщины стенки цилиндрической обечайки:

Толщину стенки цилиндрической обечайки, находящуюся под внутренним давлением рассчитывают:

,

где S – толщина цилиндрической обечайки, мм;

Р_р – расчетное внутреннее давление, МПа;

D – внутренний диаметр, мм;

 – допускаемые напряжения, МПа;

 – коэффициент сварного шва;

С_к – прибавка на коррозию, мм;

С_о – прибавка на округление до стандартного размера, мм.

Т.к. корпус аппарата сварной, то необходимо учитывать влияние сварного шва. Примем  =0,9 как для аппарата, сваренного ручной односторонней сваркой.

По сортаменту листовой стали выбираем толщину S=8 мм с учетом допускаемых отклонений от стандартной толщины.

2) расчет эллиптической крышки:

Для стандартных крышек исполнительная толщина стенки:

где S_э- толщина стенки эллиптической крышки, мм

По сортаменту листовой стали выбираем толщину S=8 мм с учетом допускаемых отклонений от стандартной толщины.

3.1.2 Оболочки, нагруженные наружным давлением.

1) Толщину стенки цилиндрической обечайки предварительно определяют по формуле:

где S – толщина стенки аппарата, мм;

K₂ – коэффициент устойчивости;

D – внутренний диаметр обечайки, мм;

P_р.н. – расчетное наружное давление, МПа;

 – допускаемое напряжение, МПа,

С_к – прибавка на коррозию, мм;

С_о – прибавка на округление до стандартного размера, мм.

Коэффициент К₂ находят по номограмме по вспомогательным коэффициентам К₁ и К₃. Коэффициент К₁ находят:

где n_у =2,4 - коэффициент запаса устойчивости в рабочем состоянии;

P_р.н. – расчетное наружное давление, МПа;

Е – модуль упругости, МПа.

Коэффициент К₃:

где L – длина цилиндрической части оболочки, мм;

D – внутренний диаметр, мм.

Длина цилиндрической части корпуса находят:

где Н=1100 мм;

Н₆=340 мм.

По номограмме находим К₂=0,21.

По сортаменту листовой стали, выбираем сталь толщиной 4мм с учетом допускаемых отклонений от стандартной толщины.

После предварительного определения толщины стенки обечайки проверяют допускаемое наружное давление:

где давление из условия прочности:

,

а допускаемое давление из условия устойчивости:

Вспомогательный коэффициент B₁ рассчитывают из соотношения:

Допускаемое давление равно:

Допускаемое давление больше расчетного наружного давления, 0,13≥0,05 МПа.

2) толщина стенки стандартного днища, работающего под наружным давлением, определяется:

По сортаменту листовой стали, выбираем сталь толщиной 4 мм с учетом допускаемых отклонений от стандартной толщины.

С учетом наружного и внутреннего давления выбираем толщину стенки для цилиндрической части, днища и крышки равной 8 мм.

3.2 Подбор привода.

Для вращения мешалки подбирают стандартный привод в зависимости от частоты вращения мешалки и потребляемой ею мощности, внутреннему давлению и способу установки привода на аппарате.

Мощность привода рассчитывают:

где N_эл.дв. – мощность привода, кВт;

N_вых – мощность, потребляемая мешалкой, кВт;

η₁ =0,97 – КПД механической части привода;

η₂ =0,99– КПД подшипников;

η₃ =0,98 – потери в уплотнении;

η₄ =0,99 – потери в муфте.

Подбираем тип привода 4, исполнение 1 для установки на крышке аппарата, мощностью 5,5кВт. Найдём диаметр необходимого вала.

Минимальное значение диаметра находят:

где d – диаметр вала, м;

Т‛ – крутящий момент на валу, Н∙м;

[τ] – допускаемые напряжения кручения, Па.

Крутящий момент рассчитывают:

где Т‛ – крутящий момент на валу, Н∙м;

К_σ =1,5 – коэффициент динамической нагрузки;

N_эл.дв. – мощность привода, Вт;

n – частота вращения, об/мин.

По таблице применяемости приводов типа 4 (ОСТ 26-01-1225-75) подбираем габарит 2 мощностью 5,5кВт с диаметром вала 80 мм.

Действующее осевое усилие на вал привода аппарата определяется по формулам:

,

где F_a – осевая сила, по направлению вверх и вниз от мешалки, Н;

Р_изб – избыточное давление в корпусе, МПа;

Р_р.н. – расчетное наружное давление, МПа;

d – диаметр вала, мм;

А_упл – дополнительная площадь уплотнения, мм²;

G – вес вращающихся частей, Н;

F_м – осевая гидродинамическая сила мешалки, Н.

Вес вращающихся частей находят:

G = (m_меш + m_муф + m_вала)∙g,

где G – вес вращающихся частей, Н;

m_меш – масса мешалки, кг;

m_муф – масса муфты, кг;

m_вала – масса вала, кг;

g = 9,8 – ускорение свободного падения.

Для d_м=320мм масса турбинной мешалки m_меш=3,72кг

Для d=80мм масса фланцевой муфты m_муф = 50,6кг

ρ = 7,85∙10³ – плотность материала вала, кг/м³.

Длина вала равна:

L_в=Н_кор-h_м+l₂+h₁+30, мм

где Н_кор – длина корпуса, мм

h_м – расстояние от мешалки до днища корпуса, мм

l₂ – расстояние между подшипниками, мм

h_м=d_м=320мм

L_в=1100-320+650+700+30=2160мм

G = (3,72+50,6+85,19) ∙9,8 = 1367,2Н

Осевая гидродинамическая сила мешалки:

где Т’ – расчётный крутящий момент, Н∙мм;

d_меш – диаметр мешалки, мм.

А_упл = 0мм², уплотнение сальниковое

Осевая сила при избыточном давлении в корпусе равна:

Осевая сила при наружном давлении равна:

Предельная осевая нагрузка на привод F= 5300Н

F >F – предельная осевая нагрузка на привод, условие выполняется.

3.3 Выбор уплотнения.

Сальниковые уплотнения широко применяют в аппаратах, работающих под давлением Р_и ≤ 0,6 МПа и при температуре в аппарате до 200⁰С. Если хотя бы одно из условий не выполняется, применяется торцевое уплотнение.

Торцовое уплотнение обладает рядом преимуществ: оно работает с незначительной утечкой газа; в период нормальной работы не требует обслуживания; правильно подобранное торцовое уплотнение отличается большой устойчивостью и долговечностью.

Самый ответственный элемент торцового уплотнения- пара трения. Обычно одно кольцо изготавливают из более твёрдого материала. Наиболее широко применяются следующие материалы в различных комбинациях: кислостойкая сталь, бронза, керамика, графит, фторопласт и твердая резина. Также выбор уплотнения обусловлен относительно высоким внутренним давлением. Торцовое уплотнение подбираем по диаметру проходного вала, в нашем случае он составляет 80 мм. Основные размеры торцового вала представлены на эскизе. Все размеры указаны в миллиметрах.

В данном аппарате Р_и = 1,4 МПа, следовательно уплотнение торцовое.

Схема уплотнения представлена на рисунке 3.

Рисунок 3 - Схема торцевого уплотнения

3.4. Расчёт элементов механического перемешивающего устройства.

3.4.1 Расчет вала мешалки.

1) Расчет вала на виброустойчивость

Виброустойчивость вала мешалки проверяется по условию: ω ≤ 0,7∙ω₁

где ω₁ – первая критическая угловая скорость вала, рад/с.

Первая критическая скорость определяется: ,

где ω₁ – первая критическая скорость, рад/с,

α – корень частотного уравнения;

L – расчетная длина вала, м;

Е – модуль упругости, Па;

I – момент инерции поперечного сечения вала, м⁴;

m_в – масса единицы длины вала, кг/м.

Момент инерции поперечного сечения вала находят:

где I – момент инерции поперечного сечения вала, м⁴;

d – диаметр вала, м.

Масса единицы длины вала рассчитывают: ,

где m_в – масса единицы вала, кг/м;

d – диаметр вала, м;

ρ = 7,85∙10³ – плотность материала вала, кг/м³.

Для определения корня частотного уравнения предварительно вычисляют:

1. Относительная координата центра тяжести мешалки:

где a₁ – относительная координата центра тяжести мешалки, мм;

L₁ – длина консольной части вала, мм;

L_в – длина вала, мм.

L₁= L_в- l₂=2160-650=1510мм

2. относительная масса мешалки:

где – приведенная масса вала;

m – масса мешалки, кг;

m_в – масса единицы вала, кг/м;

L – длина вала, м.

По графику α = 2,2

Таким образом, 41,87 < 73,31, условие виброустойчивости выполняется.

2) Проверка на прочность производится из расчета на кручение и изгиб.

Напряжения от крутящего момента определяется:

где τ – напряжения кручения, МПа;

T^’ – расчетный крутящий момент, Н∙мм²;

d – диаметр вала, мм.

Напряжения от изгибающего момента:

,

где σ – напряжения изгиба, МПа;

М – изгибающий момент, Н∙мм;

d – диаметр вала, мм.

Расчетный изгибающий момент М от действия приведённой центробежной силы F_ц определяется из эпюры:

приведённая центробежная сила определяется:

F_ц = m_пр∙ω²∙r,

где F_ц – центробежная сила, Н;

m_пр – приведенная сосредоточенная масса вала и перемешивающего устройства, кг;

ω – круговая частота вращения вала, рад/с;

r – радиус вращения центра тяжести приведённой массы вала и перемешивающего устройства, м.

Приведенную сосредоточенную массу вала и перемешивающего устройства находят:

m_пр = m + q∙m_в∙L_в,

где m_пр – приведенная масса вала и перемешивающего устройства, кг;

m – масса перемешивающего устройства, кг;

q – коэффициент приведения распределённой массы к сосредоточенной массе перемешивающего устройства,

m_в – масса единицы длины вала, кг/м;

L_в – длина вала, м.

Коэффициент q рассчитывают в зависимости от расчетной схемы:

,

где q – коэффициент приведения;

a₁ – относительная координата центра тяжести мешалки.

Радиус r определяется:

где r – радиус вращения центра тяжести приведенной массы вала и перемешивающего устройства, м;

e^’ – эксцентриситет массы перемешивающего устройства с учетом биения вала, м.

ω – циклическая частота вращения вала, рад/с;

ω_1­ – резонансная частота, рад/с.

Эксцентриситет находят:

e^’ = e + 0,5∙δ,

где e^’ – эксцентриситет массы перемешивающего устройства с учетом биения вала, м.

e = 0,14…0,2 – эксцентриситет центра массы перемешивающего устройства, м;

δ =10^-3 – допускаемое биение вала, м.

m_пр = 3,72 + 0,17∙39,44∙2,16 = 18,2 кг