Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АрхитектураБиологияГеографияДругоеИностранные языки
ИнформатикаИсторияКультураЛитератураМатематика
МедицинаМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогика
ПолитикаПравоПрограммированиеПсихологияРелигия
СоциологияСпортСтроительствоФизикаФилософия
ФинансыХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника

Емкостных аппаратов 6 страница

Емкостных аппаратов 1 страница | Емкостных аппаратов 2 страница | Емкостных аппаратов 3 страница | Емкостных аппаратов 4 страница | Емкостных аппаратов 8 страница | Пример расчета | Выбор материала. | Расчетная часть | Подбор уплотнения | Подбор подшипников. |


Читайте также:
  1. 1 страница
  2. 1 страница
  3. 1 страница
  4. 1 страница
  5. 1 страница
  6. 1 страница
  7. 1 страница

 

 

Продолжение табл. 3.4

                   
              1,5    
              2,0    
              2,0    
              2,5    
              2,5    
              7,0    
              7,0    
              8,4    
              10,0    
              10,0    
              12,0    
              16,0    
              16,0    
              20,0    
              20,0    
              24,0    

 


       
 
Исполнение 1 (неразъемные), d = 18+32мм; d = 45∙100 мм
 
Исполнение 1 (разъемные), d = 45+100 мм
 

 

 


 

 

а)

 

2 - гайка по ГОСТ 5915-70
1- болт по ГОСТ 7798-70 3 - шайба по ГОСТ 13463-77

 

б)

 

Рис.3.6 Конструкция ступиц мешалок (а) и крепление ступиц на валу (б)

 

 

Таблица 3.6

Основные размеры ступиц мешалок

d (поле допус­ка пo H9)   h d+t1 (поле до­пуска по H12) b2 (поле до­пуска по Н9) d3 Типы мешалок 1,1М,5 3, 4, 6, 10   d4
                Исполнение 1 Испол­нение 2    
    20,8       - М10x1,25
    20,8   -   - M10xl,25
    28,3   -   - M16x1,5
    28,3       - M16x1,5
    28,3   -   - M16x1,5
    28,3   -   - Ml 6x1,5
    35,8   -   - M24xl,5
    35,8   -   - M24xl,5
    35,8   -   - M24xl,5
    49,9         М36х2
    49,9         М36х2
              М36х2
    66,4         М48хЗ
              М48хЗ
    8,4   -     -
        -     -
        - - - -
    88,4   - - - -
    99,4   -     -
    99,4   - -   -
    99,4   - -   -
    110,4   - -   -
    110,4   -     -
    110,4   - -   -
                 

 

Продолжение табл. 3.6

 

 

d (поле допуска по Н9) h d5 d6 d7 d8 d9 c с1 h2 s2
    - - - - - - - - -
    - - - - - - - - -
    - - - - - - - - -
    - - - - - -   - -
    - - - - - - - - -
    - - - - - - - - -
    - - - - - - - - -
    - - - - - - - - -
    - - - - - - - - -
      М6         -    
      М6              
      М6              
      М8              
      М8         -    
      M8         -    
      М8              
      М8              
      М8         -    
      М8         -    
      М10              
      М10              
      М10              
      М10              
      М10              
      М10              

 

 

3.1.2 Расчет мешалок.

I. Расчет лопастных и рамных мешалок.

Лопасти мешалки рассчитывают на изгиб [2]. Для лопастей прямоугольной формы (рис. 3,7, а) равнодействующая сил сопро­тивления приложена в точке, расстояние которой от оси

, (3.1)

где R - радиус лопасти;

г - радиус ступицы;

Значение равнодействующей

, (3.2)

где Т’- крутящий момент на валу мешалки;

z - число лопастей (перекладин) у мешалки.

Для наклонной лопасти (рис. 3.7, б) сила, действующая пер­пендикулярно плоскости лопасти F1=F/cosα,

α - угол наклона лопасти.

 

Изгибающий момент у основания лопасти

(3.3)

 

 

Из условия прочности необходимый момент сопротивления лопасти

, (3.4)

где [σ] - допускаемое напряжение на изгиб для материала лопас­ти.

Для лопасти прямоугольного сечения фактический момент со­противления поперечного сечения в месте присоединения ее к ступице равен

(3.5)

Расчетная толщина лопасти

(3.6)

 

Рис.3.7. Схемы к расчету лопастных и рамных мешалок:

а – схема нагрузок на двухлопастную мешалку;

б – усилия, действующие на наклонную плоскость;

в – схема к расчету мешалки с ребрами жесткости

 

При расчете мешалок с ребрами жесткости предварительно вы­бирают толщину мешалки и размеры ребер (рис. 3.7, в), затем оп­ределяют фактический момент сопротивления составного сечения ме­тодами сопротивления материалов и сравнивают его е необходимым моментом сопротивления.

Должно выполняться условие WФ≥W.

 

 

2. Расчет турбинной открытой мешалки.

 

Рис. 3.8. Схема к расчету на прочность турбинной открытой мешалки

 

Расчетный изгибающий момент лопатки М в Н.м в сечении, параллельном оси вала и находящимся от неё на расстоянии, рав­ном половине диаметра диска D (рис. 3.8), определяется по формуле

, (3.7)

где N - расчетная мощность, Вт;

n - частота вращения мешалки, c-1.

, (3.8)

где l - длина лопатки, м.

Расчетный момент сопротивления лопатки при изгибе в расчет­ном сечении определяется по формуле (3.6).

Номинальная расчетная толщина лопатки S ׳ определяется ана­логично лопастным перемешивающим устройствам.

Конструктивная толщина лопатки

, (3.9)

где С и С1 - прибавка на коррозию и округление размера соот­ветственно.

 

 

3.1.3 Определение осевого усилия вала.

Стандартный привод по условиям работ подшипников и наибо­лее слабых элементов конструкции рассчитан на определенное допустимое осевое усилие [F], значение которого приводится в стандарте [8].

Действующее осевое усилие на вал привода аппарата опреде­ляет по формуле

, (3,18)

где d - диаметр вала в зоне уплотнения, м;

А - дополнительная площадь уплотнения, воспринимающая давление р и передающая его на вал;

G – вес вращающихся частей привода(мешалка, вал, соединительные муфты),Н.

FM - осевая составляющая силы, взаимодействия мешалки с рабочей средой.

Знак (+) обозначает направление силы вверх, знак (-) – направление силы вниз.

 

Таблица 3.7 Дополнительная площадь в торцовых уплотнениях, воспринимающая давление Аə10-42

 

  Тип уплотнения Диаметр вала d, мм
           
  ТД   ТДП     32,5     48,2     69,6

 

 

3.1.4 Подшипники качения.

Для подшипников качения приводного вала мешалки установ­ленных в наиболее нагруженной верхней опоре, воспринимающей дей­ствие осевых и радиальных сил, выполняется проверочный расчет.

Радиальные нагрузки, действующие на подшипники валов стан­дартных аппаратов о мешалками, при соблюдении условия их виброустойчивости незначительны. Поэтому проверка нагрузочной способ­ности подшипников выполняется по ОСТ 26-01-1225-75 [8] в соот­ветствии с условием

F≤[F]

где F - расчетное осевое усилие, действующее на вал мешалки, Н;

[F] - предельное осевое усилие, установленное для каждого типа привода, Н.

 

3.2 Расчет вала вертикального перемешивающего устройства.

Условия, обеспечивающие работоспособность вала перемешивающего устройства, определяются его расчетом на виброустойчивость, жесткость и прочность.

В рассматриваемых методах расчета валов принят ряд допущений.

1. Разъемный вал, соединенный жесткой муфтой, принят эквивалент­ным целому.

2. Силовое воздействие на вал уплотнительного устройства (сальникового или торцевого) и податливость опор не учитываются.

3. Участки вала, расположенные выше верхней опоры, в расчете не учитываются.

4. Соединительные муфты и изменение диаметра вала в пределах при­вода, предусмотренные ОСТ 26-01-1225-75, не учитываются.

5. Расчет жесткости консольного ведется по диаметру наибольшей протяженности.

В качестве принципиальных схем для расчета валов (рис.3.9) верти­кальных аппаратов с механическими перемешивающими устройствами приняты наиболее распространенные в практике аппаратостроения схемы конструкций однопролетных и двухпролетных консольных валов, имеющих по одной шарнирно-неподвижной опоре А (подшипник качения одиноч­ный или сдвоенный, воспринимающий осевую и радиальную нагрузку) и по одной шарнирно-подвижной опоре В (рис. 5.4) (подшипник качения или скольжения, воспринимающий радиальную нагрузку). Концевой подшип­ник скольжения считается шарнирно-подвижной опорой, если его рабочая длина меньше или равна диаметру вала.

 

3.2.1 Расчет вала на виброустойчивость.

Расчет вала на виброустойчивость сводится к определению условий работы, при которых угловая скорость вынужденного вращения вала со на­ходится в определенном соотношении с частотой его собственных крутиль­ных колебаний ω1, соответствующей критической частоте вращения вала.

Вал, вращающийся с частотой, меньшей чем первая критическая скорость (ω < ω1), называется жестким. Если частота вращения вала превы­шает первую критическую скорость (ω>ω1), то вал называется гибким.

В аппаратах с перемешивающими устройствами, как правило, применяются жесткие валы. Для предотвращения резонанса колебаний должно соблюдаться условие виброустойчивости для жесткого вала.

В принятых нерезонансных областях работы валов влияние сил со­противления рабочей среды незначительно.

Расчет первой критической скорости вала, соответствующей резонан­су при изгибных колебаниях, выполняется в такой последовательности.

На основании эскизной компоновки аппарата составляется расчетная схема вала (рис. 3.9). Первая критическая скорость вала определяется по формуле

рад/с (5.1)

где L- расчетная длина вала, м;

Е- модуль упругости материала вала, Па;

I - момент инерции поперечного сечения вала, м4,

;

mB - масса единицы длины вала, кг/м,

ρ - плотность вала из стали, кг/м3, ρ= 7,85

α - корень частного уравнения, основной тон.

Величина α определяется по графикам, представленным на рис.52,53.

Для определения корня частного уравнения предварительно вычисляются относительная координата центра тяжести мешалки.

относительная масса мешалки

 

Рис. 3.9 Расчетные схемы валов мешалок:

а)-вал консольный; б)-вал однопролетный (приводы с концевой опорой)

Рис.3.10 Значение корня частного уравнения для консольного вала

Рис.3.11 Значение корня частного уравнения для однопролетного вала

 

где m - масса мешалки, кг

 

Если найденное значение не удовлетворяет условию, необходимо увеличить диаметр вала, который определяется по формуле

;

где [τ]- допускаемое напряжение при крученииД1а,

[τ] = 2*107 Па;

T - расчетный крутящий момент на валу, Нм,

 

э

где Кδ - коэффициент динамичности нагрузки;

N - номинальная мощность, потребляемая мешалкой, Вт;

ω - угловая скорость вала мешалки, рад/с.

Для турбинных и трехлопастных мешалок и аппарата без перегородок Kδ=1,5; в аппарате с перегородками Кδ =1,2; для рамных и лопастных мешалок Kδ =2,0.

 

 

3.2.2. Проверка прочности на кручение и изгиб

Напряжения от крутящего и изгибающего моментов определяются по формулам:

(3.11)

(3.12)

Расчетный изгибающий момент М от действия приведенной центро­бежной силы FЦ определяется в зависимости от расчетной схемы вала со­гласно табл.5.1. Приведенная центробежная сила (в Н) определяется по формуле

FЦ = mnp-ω2r, (3.13)

где mпр - приведенная сосредоточенная масса вала и перемешивающего устройства, кг;

r - радиус вращения центра тяжести приведенной массы вала и перемешивающего устройства, м.

 

 


Данные для расчета вала вертикального перемешивающего устройства

Таблица 3.7

Номер схемы Расчетные схемы реального и приведенного валов Уравнение упругой линии и угол поворота сечения вала в опорах Коэффициент приведения q Коэффициент приведения p
  при 0≤Х≤l1 θA=0 где ;
  ; ; при θ≤х≤l1 при l1≤X≤l , где

 


Конструкции опор вала

 

 

Рис. 3.12


 
 

 

Приведенная сосредоточенная масса вала и перемешивающего уст­ройства определяется по формулам:

при одном перемешивающем устройстве

mnp = m + q∙mB∙L; (3.13)

при двух перемешивающих устройствах

mпр = m1+p∙m2+q∙mB∙L, (3.14)

где m1 и m2 - соответственно массы двух перемешивающих устройств, кг;

q - коэффициент приведения распределенной массы к сосредоточенной массе перемешивающего устройства;

р - коэффициент приведения массы m1 в точку закрепления массы m2

Коэффициенты q и р определяются по формулам табл. 3.7.

Радиус г определяется из формулы

, (3.15)

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

е' = е + 0,5δ, (3.16)

где е - эксцентриситет центра массы перемешивающего устройства, м;

е = 0,14…0,2 мм;

δ- допускаемое биение вала (обычно принимается в пределах I мм), м.

Результирующее напряжение на валу определится по формуле

(3.17)

 

 

3.2.3. Проверка на жесткость

Прогибы вала в паре трения уплотнения, а также углы поворота сече­ний вала в опорах рассчитываются по формулам табл. 5.1 и должны быть не больше допускаемых.

Допускаемое биение вала в сальниковом уплотнении 0,05... 0,1 мм.

Для радиальных шарикоподшипников наибольший допускаемый угол поворота θ=0,01 рад., для сферических θ= 0,05 рад.

Окончательно диаметр вала с учетом прибавок на коррозию и меха­нический износ округляется до ближайшего большего размера для валов соответствующего нормализованного привода [ 5].

 

 

Глава 4 РАСЧЕТ ОПОР КОРПУСА ХИМИЧЕСКИХ АППАРАТОВ

4.1Расчет опор.

Методические указания содержат методику расчета опор вертикаль-ных аппаратов, конструкции, основные и присоединительные размеры опор-лап, опор-стоек; конструкции, основные размеры и требования к выбору мешалок в соответствии с ОСТ 26-01-1245-83, а также типы и параметры корпусов для аппаратов с перемешивающими устройствами в соот­ветствии с действующими отраслевыми стандартами Минхимнефтемаш России.

Методические указания будут полезны при выполнении курсового проекта на тему "Расчет и конструирование аппаратов с перемеши­вающими устройствами''

Настоящий раздел содержит данные но расчету опор аппаратов, справочные данные, необходимые для выполнения курсового проекта по расчету аппаратов с перемешивающими устройствами (типы и размеры корпусов и мешалок химических аппаратов).

Размер опоры лапы или опоры стойки выбирается в зависимости от внутреннего диаметра корпуса аппарата в соответствии с ОСТ 26-665-72. Затем проводится проверочный расчет элементов опоры по следующей ме­тодике [1].

Выбор типоразмера опоры (табл.4.1;4.2) и определение допускаемой нагрузки на опору [G], Основная величина для расчета - нагрузка на одну опору G1, H:

, (4.1)


Дата добавления: 2015-07-19; просмотров: 189 | Нарушение авторских прав


<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Емкостных аппаратов 5 страница| Емкостных аппаратов 7 страница

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.04 сек.)