3.4.2.2 Расчет вала на жесткость:

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

,

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

,

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

[8.с.15, табл. 8], ОСТ 26-01-1225-75 – расстояние от уплотнения до подшипника;

,

l₂ = 400 мм, [с.15, табл. 8], ОСТ 26-01-1225-75

l₁ =2105 мм,

- условие выполняется.

3.4.3 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, [с.82].

.

- условие выполняется.

Эскиз вала представлен на рисунке 4.

3.5. Подбор и расчет подшипников качения

Подшипник — это техническое устройство, являющееся частью опоры, которое поддерживает вал, ось или иную конструкцию, фиксирует положение в пространстве, обеспечивает вращение, качание или линейное перемещение (для линейных подшипников) с наименьшим сопротивлением, воспринимает и передаёт нагрузку на другие части конструкции.

Подшипники качения состоят из двух колец, тел качения (различной формы) и сепаратора (некоторые типы подшипников могут быть без сепаратора), отделяющего тела качения друг от друга, удерживающего на равном расстоянии и направляющего их движение. По наружной поверхности внутреннего кольца и внутренней поверхности наружного кольца (на торцевых поверхностях колец упорных подшипников качения) выполняют желоба — дорожки качения, по которым при работе подшипника катятся тела качения.

В некоторых узлах машин в целях уменьшения габаритов, а также повышения точности и жесткости применяют так называемые совмещенные опоры: дорожки качения при этом выполняют непосредственно на валу или на поверхности корпусной детали.

Имеются подшипники качения изготовленные без сепаратора. Такие подшипники имеют большое число тел качения и большую грузоподъемность. Однако предельные частоты вращения безсепараторных подшипников значительно ниже вследствие повышенных моментов сопротивления вращению.

Подшипники качения работают преимущественно на трение качения (имеются только небольшие потери на трение скольжения между сепаратором и телами качения) поэтому по сравнению с подшипниками скольжения снижаются потери энергии на трение и уменьшается износ. Закрытые подшипники качения (имеющие защитные крышки) практически не требуют обслуживания (замены смазки), открытые — чувствительны к попаданию инородных тел, что может привести к быстрому разрушению подшипника.

Нагружающие подшипник силы подразделяют на:

• радиальную, действующую в направлении, перпендикулярном оси подшипника.

• осевую, действующую в направлении, параллельном оси подшипника.

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 с мешалками, при соблюдении условия их виброустойчивости незначительны.

Выполняют проверочный расчет на долговечность:

Для вала вертикального перемешивающего устройства подбираются следующие подшипники:

1. В верхнюю шарнирно-неподвижную опору А устанавливаются подшипники шариковые упорные двойные в количестве 2 штук и шариковый радиальный однорядный. Выбор данных подшипников и в данном количестве обусловлен достаточно нагруженным сечением вала в этом месте. Вал испытывает деформации кручения, изгиба, сильные вибрации.

Шариковый радиальный однорядный подшипник самый распространенный в машиностроении. Предназначен для восприятия в основном радиальной нагрузки. Желобчатые дорожки качения позволяют воспринимать осевые нагрузки, действующие в обоих направлениях вдоль оси вала обеспечивает особое фиксирование вала в двух направлениях. Он дешев, допускает достаточно большой перекос внутреннего кольца относительно наружного (до 0°10'). При одинаковых габаритных размерах работает с меньшими потерями на трение и при большей частоте вращения вала, чем подшипники всех других конструкций.

2. В нижнюю шарнирно-подвижную опору В устанавливается двухрядный сферический радиально-упорный шариковый подшипник качения для компенсации биений вала во время работы мешалки.

Подшипники выбирают по каталогу, исходя из расчетной схемы, по предельной грузоподьемности.

Подбор подшипников.

Опора А:

В верхнюю опору под диаметр вала 65 мм подбираем:

1. Радиальный однорядный шариковый подшипник легкой серии типа 213, ГОСТ 8338-75;

- динамическая грузоподъемность[1,с.417, табл.24.10]

- статическая грузоподъемность[1,с.417, табл.24.10]

2. Шариковые упорные двойные подшипники качения легкой серии типа 38213Н, ГОСТ 7872-89

- динамическая грузоподъемность[1, с.424, табл.24.19]

- статическая грузоподъемность[1, с.424, табл.24.19]

Опора В:

В нижнюю опору под диаметр вала 65мм подбираем:

Шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник качения легкой серии типа 1213, ГОСТ 28428-90

- динамическая грузоподьемность[1, с.418, табл.24.12]

- статическая грузоподьемность[1, с.418, табл.24.12]

e=0.17[1, с.418, табл.24.12]

Проверочный расчет.

Для нормальной работы в течении рабочего заданного срока службы подшипника его номинальная долговечность должна быть больше или равна заданной =10 000часов.

При расчете подшипников качения сначала определяют эквивалентную на­грузку по

где X- коэффициент радиальной нагрузки;

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

- реакция в опоре вала

Y - коэффициент осевой нагрузки;

- осевая сила, Н;=6561,8Н

- коэффициент режима работы, при работе с небольшими перегрузками равна 1,2[1, с.107];

-температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника

менее 125 =1.0 [1, с.107]

Долговечность подшипника определяется по (3.54):

где Р - эквивалентная нагрузка, Н;

- коэффициент вероятности безотказной работы , при вероятности 95% , =0.21

– коэффициент условий работы , в обычных условиях =0,75;

– коэффициент тел вращения, для шариковых подшипников Р_m = 3

Опора А

Расчет радиального однорядного шарикового подшипника

=55,15Н;

X=0,6 [1, с.106, табл.7.3]

=

10308928часов> 10000часов, условие долговечности выполняется, подшипник подобран верно.

Расчет упорного двойного шарикового подшипника.

для шариковых подшипников F_r=0

Y=0,5[1, с.106, табл.7.3]

65654,67часов> 10000часов, условие долговечности выполняется, подшипник подобран верно.

Расчет сферического подшипника.

Так как сферический подшипник не воспринимает осевую нагрузку , то не будем учитывать осевую нагрузку.

=65,63Н;

Т.к.

=0 <е=0,17 то х=1; у=0.

P= (1,0* 1,0*65,63 +0*0)* 1,2* 1,0 =78.77Н

17386171 часов > 10000 часов, условие долговечности выполняется, подшипник подобран верно.

Эскиз расположения подшипников на валу представлен на рисунке 5

3.6. Расчет мешалки

Тип мешалки выбирается в зависимости от свойств рабочей среды в аппарате и заданной угловой скорости перемешивающего устройства (частоты вращения вала). Для обеспечения условия прочности наибольший крутящий момент на валу не должен превышать значений допустимого крутящего момента, указанного в таблицах, в соответствии с ОСТ 26-01-1245-83.

На основании исходных данных, с учетом типа 23, выбираем открытую турбинную мешалку исполнения 1 по ОСТ 26-01-12-45-83, (3,табл.5,стр.12)

Открытые турбинные мешалки представляют собой, по существу, усовершенствованную конструкцию простых лопастных мешалок и состоят из диска с укрепленными на нем плоскими лопатками (шесть-восемь лопаток и более), расположенными по радиусам. Вращение нескольких лопастей, расположенных под углом в вертикальной плоскости, создает наряду с радиальными потоками осевые потоки жидкости, что способствует интенсивному перемешиванию ее в больших объемах. В аппаратах с турбинными мешалками создаются преимущественно радиальные потоки жидкости. При работе турбинных мешалок с большим числом оборотов наряду с радиальным потоком возможно возникновение тангенциального (кругового) течения содержимого аппарата и образование воронки. Для предотвращения образования воронки в аппарате помещают отражательные перегородки, которые, кроме того, способствуют возникновению вихрей и увеличению турбулентности системы. Образование воронки можно предотвратить и при заполнении жидкостью аппарата, т.е. при отсутствии воздушной прослойки.

Области применения турбинных открытых мешалок:

1.Интенсивное перемешивание и смешивание жидкостей различной вязкости, которая может изменяться в широких пределах (мешалки открытого типа до спз, мешалки закрытого типа до спз);

2.Тонкое диспергирование и быстрое растворение;

3.Взмучивание осадков в жидкостях, содержащих 60% и более твердой фазы (для открытых мешалок – до 60%); допустимые размеры твердых частиц: до 1,5 мм для открытых мешалок, до 25 мм для закрытых мешалок.

4. Перемешивание смесей, вязкость которых во время перемешивания изменяется (благодаря тому, что мощность потребляемая турбинными мешалками, работающих в аппаратах с отражательными перегородками, при турбулентном режиме перемешивания практически не зависит от вязкости среды)

5. Проведение химических реакций, абсорбция газов и интенсификация теплообмена

Достоинства турбинных мешалок:

1.Быстрота перемешивания и растворения,

2.Эффективное перемешивание вязких жидкостей,

3. Пригодность для непрерывных процессов.

Недостатки турбинных мешалок:

1.Сравнительная сложность,

2. Высокая стоимость изготовления

Расчет турбинной мешалки:

Лопасти мешалки рассчитывают на изгиб. Для лопастей прямоугольной формы определяется расстояние от оси до точки приложения равнодействующей сил, действующих на лопасти:

,

где R – радиус лопасти;

r – радиус ступицы;

;

Определяем значение равнодействующей силы:

,

где T’ – крутящий момент на валу;

z = 6 – количество лопастей открытой турбинной мешалки;

Расчетный изгибающий момент лопатки М в сечении, параллельном оси вала и находящимся от нее на расстоянии, равном половине диаметра диска D, определяется по формуле:

где N – расчетная мощность, Вт;

n – частота вращения мешалки,

где l – длина лопатки, м;

Определим диаметр диска:

Из условия прочности необходимый расчетный момент сопротивления лопатки при изгибе в расчетном сечении определяется по формуле:

,

для стали OX23H28M3Д3Т по ГОСТ 5632-72.

Номинальная расчетная толщина лопатки :

;

Конструктивная толщина лопатки S:

Сталь толсто-листовая по ГОСТ 5681-57, [5, с.13, табл.7]

Эскиз мешалки представлен на рисунке 7.

Проверочный расчет шпонки на смятие:

Шпоночное соединение служит для закрепления деталей на осях и валах. Соединения нагружаются в основном вращающим моментом. Момент передается с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки благодаря силам трения, которые образуются в соединении от запрессовки шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия , а в продольном сечении шпонки – напряжения среза .

У стандартных шпонок размеры ширины b и высоты h зависят от диаметра вала и подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия.

Шпоночное соединение в данном аппарате служит для передачи вращательного движения от вала к мешалке и от вала к муфте, а также для их закрепления и закрепления муфты к приводу.

1. Диаметр в месте соединения вала с мешалкой увеличиваем от стандартного значения, равного 65 мм, так как это соединение подвергается значительным нагрузкам и требует увеличения диаметра сечения вала. Выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78 для крепления мешалки на валу:

,

где b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

l_cт – длина ступицы мешалки, l_cт=110мм

Проверим на смятие.

d_вала = 60мм – диаметр под ступицу мешалки.

Материал для шпонок ОХ23Н28М3Д3Т (материал шпонки должен быть мягче материала крепежных деталей) по ГОСТ 5632-72 [с.14, табл. 1.3],

при .

Условие прочности:

условие выполняется, шпонка подобрана верно и отвечает условиям прочности.

2. Выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78 для крепления муфты на валу:

Диаметр равен 64мм.

,

где b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

l_{cт муф} – длина ступицы муфты, l_{cт муф}=110 [с.64, табл. 3.3];

Проверим на смятие.

d_вала = 49м – диаметр под ступицу муфты.

Материал для шпонок OX23H28M3Д3Т (материал шпонки должен быть мягче материала крепежных деталей) по ГОСТ 5632-72

при .

Условие прочности:

условие выполняется, шпонка подобрана верно и отвечает условиям прочности.

3. Выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78 для закрепления муфты к приводу:

Диаметр равен 65мм

где b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

l_{cт муф} – длина ступицы муфты, l_{cт муф}=110 [с.64, табл. 3.3];

Проверим на смятие.

d_вала = 65– диаметр под ступицу муфты.

Материал для шпонок Х18Н10Т (материал шпонки должен быть мягче материала крепежных деталей) по ГОСТ 5632-72

при .

Условие прочности:

условие выполняется, шпонка подобрана верно и отвечает условиям прочности.

Подбор фланцевого соединения.

Фланцевые соединения - наиболее распространенный вид разъёмных соединений в химическом машиностроении, обеспечивающий прочность и герметичность, быструю сборку и разборку, простоту изго­товления.

Соединение состоит из двух фланцев, уплотнительного устрой­ства и крепежных элементов (болтов или шпилек, гаек, шайб).

Фланцевое соединение:

1 – фланцы; 2 – болт; 3 – прокладка.

Шпильки применяют при условном давлении, свыше 1,6 МПа (услов­ным называют избыточное давление при температуре 20 °С).

По конструкции фланцы можно разделить на цельные (рис. 6.2, а, б), когда корпус аппарата и фланец работают под нагрузкой сов­местно, и свободные (рис. 6.2, в), когда корпус аппарата разгружен от действий изгибающих моментов, возникающих при затяжке фланце­вого соединения. Конструкция фланцев в значительной мере определяется давлением рабочей среды и требованиями минимальных затрат времени на сборку (разборку) соединения.

Уплотнительные поверхности обрабатываются, однако излишняя шлифовка поверхности не допускается. Иногда на поверхности нарезают несколько кольцевых канавок треугольного сечения, которые за­полняются при затягивании соединения материалом прокладки. Прокладки обеспечивают герметичность соединения. При затяги­вании соединения прокладки деформируются и заполняют все углубления на поверхности фланцев. Герметичность соединения возрастает с уве­личением давления на прокладку, поэтому прокладки для фланцевых соединений высокого давления делают более узкими.

В зависимости от условий работы для изготовления прокладок применяют различные материалы: металлы - алюминий, медь, сталь, никель, свинец; полимеры - фторопласты, полиэтилен, паронит, резина; комбинированные материалы - полимеры в сочетании с металла­ми, асбест в металлической обкладке и другие. Резиновые прокладки применяют для небольших давлений и температур (не более 50...70 °С). Очень распространен паронит. Представляет собой композицию, сос­тоящую из асбеста, каучука и различных наполнителей. Прокладки из паронита применяют при температурах до 450 °С и давлениях до 6 МПа в различных средах - в горячей воде, водяном паре, различных кислотах и растворителях (бензол, бензин и др.).

Основные типы фланцев:

а – плоский приварной; б – приварной встык; в – свободный.

Для данного аппарата выбираем плоско-приварной тип фланцев, так как он считается наиболее простым в монтаже и эксплуатации. Крепежные элементы: болты с шестигранными гайками, позволяющие поддерживать сносность соединяемых деталей. Для материала прокладки используем паронит, вследствие его стойкости к агрессивным средам и высоким температурам.

Расчет уплотнения фланцевого соединения.

1) Расчетная температура

C

C

2) Допускаемое напряжение

материал для болтов Ст 35.

3) толщина втулки фланца

Для плоских приварных

где S – исполнительная толщина обечайки; S=8 мм;

Толщину втулки фланца S_о примем равной исполнительной толщине обечайки, S_о = 8 мм.

4) Высота втулки фланца:

;

5)Диаметр болтовой окружности:

где U – нормативный зазор между гайкой и втулкой (U = 4:6 мм). Выбираем минимальный зазор U = 4;

= 24мм - наружный диаметр болта, [7, с.9, табл.2.2]

6)Наружный диаметр фланцев:

где а = 47мм - конструктивная добавка для размещения гаек по диаметру фланца (для шестигранных гаек), [7 ,с.10, табл. 2.4]

7) Наружный диаметр прокладки:

где е = 34мм - нормативный параметр, зависящий от типа прокладки (для плоских прокладок), [7 ,с.10, табл. 2.4]

8)Средний диаметр прокладки:

где b = 25мм - ширина прокладки (для плоской неметаллической прокладки), [7, с.10, табл.2.5]

9)Количество болтов, необходимых для обеспечения герметичности соединения:

где - рекомендуемый шаг расположения болтов, [7, с.9, табл.2.3.]:

;

10. Высота (толщина) фланца ориентировочно:

где - принимается согласно [7, с.11, рис.2.3]: ;

S_экв - эквивалентная толщина втулки:

11) Болтовая нагрузка, необходимая для обеспечения герметичности соединения:

Определяется болтовая нагрузка необходимая для обес­печения герметичности соединения, исходя из схемы нагружения.

При расчете определяются нагрузки для двух различных состояний: при монтаже – F_δ1 и в рабочих условиях – F_δ2.

Болтовая нагрузка в условиях монтажа:

,

где - реакция прокладки, МН;

где - эффективная ширина прокладки, при b15мм, ;

K_ПР - коэффициент прокладки. [7, с.].

Характеристика прокладки:

Конструкция: плоская неметаллическая;

Материал: паронит при толщине 2 мм;

Коэффициент K_ПР = 2,5;

Удельное давление: минимальное , допускаемое .

Р_р - расчетное давление, МПа;

D_сп - средний диаметр прокладки, м;

Fд - равнодействующая внутреннего давления, МН;

P_ПP = 20МПа - минимальное давление обжатия прокладки, [7, с.13, табл.2.6];

k_ж - коэффициент жесткости фланцевого соединения;

Для определения k_ж вычисляются следующие величины:

- линейная податливость неметаллической прокладки;

,

где h_п =2мм, из табл.2.5 т.к. D= 1800мм;

k_п = 1.0 (для прокладок из паронита) – коэффициент обжатия прокладки,

Е_п = 2000МПа (для паронита, толщиной более 1мм) – модуль упругости материала прокладки, [7, с.]

- угловая податливость фланца;

где - безразмерные параметры;

- коэффициенты, определяемые по формулам:

- модуль упругости материала фланца, МПа;

где - модуль упругости материала болтов;

- расчетная длина болта.

Расчетная длина болта:

где - расстояние между опорными поверхностями головки болта и гайки (определяется конструктивно);

d – диаметр отверстий под болт;

Из этого следует:

Болтовая нагрузка в рабочих условиях:

Условия прочности болтов:

Условия выполняются, следовательно количество болтов подобрано верно n = 40.

Эскиз фланцевого соединения представлен на рисунке 10.

Подбор штуцеров и люка:

Подбор штуцеров и люков осуществляется в соответствии с внутренним диаметром корпуса аппарата D_вн = 2000мм.

Основные условные диаметры штуцеров для корпусов с эллиптической крышкой по ОСТ 26-01-1246-75, [5, с.28, табл.27]

- внутренний диаметр аппарата;

- штуцер для загрузки;

- резервный;

- резервный;

- технологический;

- для трубы передавливания;

- для манометра;

- для термометра;

- технологический;

- ввод и вывод теплоносителя;

- для слива;

- люк;

Вылет штуцера – 150мм.

Эскиз штуцеров представлен на рисунке 11.

В соответствии с внутренним диаметром аппарата выбираем люк с плоской крышкой и откидными болтами на

Основные размеры [5, с.39, табл.28]

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

Болты:

;

.

Эскиз люка представлен на рисунке 12.

Подбор змеевика:

Конструкция и основные размеры змеевика выбираются для корпусов типа 00 в соответствии с номинальным объемом и диаметром аппарата,

[8, с.21, табл.14]

Змеевик: 7витков.

Эскиз змеевика в аппарате представлен на рисунке