Материал: 7.Методичка УГНТУ

Тогда из номограммы [14] (стр. 37) K₂=0,65

Допускаемое давление из условия прочности:

Допускаемое давление из устойчивости l_p=2000 мм

l_p < l_o

Допускаемое наружное давление с учетом обоих условий в рабочем состоянии:

Далее расчет обечайки совместно с днищем и крышкой на устойчивость в системе APM WIN Machine при наружном давлении P_нр = 0,72 МПа показал соответствие коэффициента запаса устойчивости n_y ≈2,4.

Толщина стенки обечайки, днища и крышки аппарата определилась из расчета на устойчивость при внешнем давлении

P_нр=0,4 МПа <[p]=0,718 МПа

Конструкция корпуса представлена на рис.7.2.

Рис.7.2

Конструкция корпуса

7.3.5. Подбор уплотнения

Подбираем торцовое 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 изготовляют из более твердого материала. Наиболее широко применяются следующие материалы в различных комбинациях: кислотостойкая 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 60мм. Основные размеры торцового уплотнения представлены на эскизе. Все размеры на эскизе указаны в мм. Масса торцового уплотнения под диаметр вала составляет 75кг.

7.3.6. Расчет элементов механического перемешивающего устройства

Расчет вала перемешивающего устройства на виброустойчивость

Должно выполняться условие:

, где ω₁ – первая критическая угловая скорость вала, _;

ω – угловая скорость вала,

- расчетная длина вала, м;

Относительная масса вала:

Е = 2∙10⁵ МПа– модуль упругости для материала вала;

I – момент инерции поперечного сечения вала, м⁴;

α – корень частного уравнения, определяется по графикам.

.

Следовательно,

0,7∙18,57 = 13

5,2 < 13 – условие выполняется.

Расчет вала на прочность

Проведем расчет вала на кручение и изгиб.

Напряжение от крутящего и изгибающего моментов определяются соответственно по формулам.

;

.

Расчетный изгибающий момент М от действия приведенной центробежной силы F_ц определяется в зависимости от расчетной схемы вала:

m_пр – приведенная сосредоточенная масса вала, кг;

r – радиус вращения центра тяжести приведённой массы вала;

q – коэффициент приведения массы к сосредоточенной массе.

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

- эксцентриситет центра массы перемешивающего устройства, м;

σ – допускаемое биение вала; .

Найдем реакции в опорах:

:

:

Проверка:

-R_A + R_B – F_ц = 0

-15,8+18-2,2 = 0

M_A = 0

M_B = l₂∙R_B = 0.400∙18 = 7,2 H∙м

;

.

11,6 МПа < 118,8 МПа – условие выполняется.

Расчет вала на жесткость

Рис. 7.5. Расчетная схема

реального и приведенного валов

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

J_max.  [J] ,

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

,

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

l₂ = 400 мм

l₁ = 2855 мм

- условие выполняется.

Определим угол поворота в сферическом подшипнике:

При этом необходимо, чтобы выполнялось условие _В  [], где наибольший допускаемый угол поворота для радиальных сферических шарикоподшипников [ ] = 0,05 рад.

- условие выполняется.

7.3.7. Подбор подшипников качения по динамической грузоподъемности

Рис. 7.6. Расположение подшипников на валу

Для вала вертикального перемешивающего устройства подбираются следующие подшипники:

1. В верхнюю опору устанавливаются подшипники шариковые упорные двойные и шариковые радиальные однорядные.

2. В нижнюю опору устанавливается двухрядный сферический радиальный шариковый подшипник качения для компенсации биений вала во время работы мешалки.

Подшипники подбирают по каталогу, исходя из расчетной схемы, по предельной грузоподъем­ности, а затем выполняют проверочный расчет на долговечность.

Из конструкции опор следует, что большую осевую нагрузку на вал воспринимает только упорный подшипник 38212Н в опоре А. Подшипники 212 (опора А) и 1212 воспринимают только радиальные усилия. Такая конструкция опор является надежнее конструкции, состоящей из одного радиального подшипника.

7.3.7. Подбор подшипников качения по динамической грузоподъемности

Опора А:

В верхнюю опору под диаметр вала 55 мм подбираем:

- радиальный однорядный шариковый подшипник 212;

= 52 кН – динамическая грузоподьемность;

= 34,2 кН – статическая грузоподьемность.

- упорный двойной 38212:

=65 кН – динамическая грузоподьемность;

= 150 кН – статическая грузоподьемность;

В нижнюю опору под диаметр вала 60 мм подбираем шариковый радиальный сферический подшипник 1212.

Опора В:

=30 кН ;

= 16кН.

Проверочный расчет подшипников

Для нормальной работы в течение рабочего заданного срока службы подшипника его номинальная долговечность должна быть больше или равна заданной =10000 ч.

При расчете подшипников качения сначала определяют эквивалентную нагрузку по

P=(XVFr+YF_a)K_σK_ν, (7.1)

где X- коэффициент радиальной нагрузки;

V - коэффициент нагрузки, учитывающий, какое из колец вращается, при вращающемся внутреннем кольце V =1,0;

- реакция в опоре вала, Н;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

- осевая сила, Н; =3194Н;

-коэффициент режима работы, при работе с небольшими перегрузками равен 1,2;

-температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника менее 100 =1,0.

Долговечность подшипника определяется по (7.2):

, (7.2)

где Р- эквивалентная нагрузка, Н;

- коэффициент вероятности безотказной работы, при вероятности 0,99, =0,21,

– коэффициент условий работы, в случае агрессивных сред

=0,75;

– коэффициент тел вращения, для шариковых подшипников = 3,0.