0,1; 0,25; 0,6; 1,0; 1,6; 2,5; 4,0; 6,4; 10;

16; 20; 25; 32; 40; 50; 64; 80; 100.

Умовний тиск позначають літерою Ру з додаванням величини тиску. Наприклад, умовний тиск 6,4 МПа позначають Ру6,4. Умовний тиск слід приймати найближчим до робочого, але більший. Наприклад, якщо робочий тиск середовища Рр=0,7 МПа, то фланець слід приймати з умовним тиском Ру=1,0 МПа.

Частіше використовують площинні приварні фланці ГОСТ 12820-80, фланці з конічною шийкою, приварні до труби впритул ГОСТ 12821-80, вільні фланці на приварному кільці і на відбортованій трубі ГОСТ 12822-80, а також фланці відлиті або ковані разом з трубою.

Фланці литі використовують для литої сталевої або чавунної арматури; плоскі приварні – для зварної арматури; фланці з шийкою рекомендовано використовувати для штуцерів відповідальних апаратів із вуглецевої та легованої сталей, оскільки шийка підвищує міцність фланця і забезпечує якісне зварювання його з трубою. Сталеві вільні фланці на відбортованій трубі (ГОСТ 12822-80) слід використовувати для вхідних штуцерів в апаратах і машинах з алюмінію, міді та інших кольорових металів або кераміки, ферросиліду та інших неметалевих та крихких матеріалів. Крім того, вони рекомендуються до використання з метою економії дефіцитних і дорогих конструкційних матеріалів.

2. Порядок виконання вибору та розрахунків фланцевих з’єднань

У зв‘язку з тим, що всі фланці стандартизовано, при виконанні проектних робіт, пов‘язаних з використанням будь-яких (круглих) фланців, їх не розраховують, а обирають за відповідними стандартами.

У цьому проекті студенту потрібно, з огляду на конструкцію апарата (роз‘ємний, нероз‘ємний), вирішити питання: треба встановлювати люк-лаз на кришці апарата (нероз‘ємний), чи не треба, зважаючи на те, що апарат роз‘ємний, встановлювати додатково люк-лаз не потрібно.

Якщо виникла потреба встановлювати люк-лаз, необхідний для обслуговування апарата, то його треба обрати з урахуванням робочого тиску в апараті, користуючись Ру ≥ Ра (якщо Ра<Ру, слід прийняти Ру найближче більше від Ра), та Dy люк-лаза, який обирають у залежності від того, де має бути встановлено апарат: у приміщенні чи надворі? Для апаратів, встановлених у приміщенні, діаметри люк-лазів мають бути меншими (400-450 мм), надворі, зважаючи на низькі температури взимку, більші (450-500 мм).

Вибір конструкції люк-лаза виконують згідно з рис.8.4; 8.5 і таблиці 8.2 [1].

Після вибору необхідно зробити ескіз люк-лаза з постановкою всіх розмірів, вказаних у табл. 8.2.

Розміри діаметра болтового кола D_б, діаметра отворів d_o, кількість отворів Z, розміри ущільнюючих поверхонь фланців обрати за таблицями 13.7, 13.8.

Зробити ескіз фланця з нанесенням на ньому всіх необхідних розмірів. Розрахунки виконати для фланцевого з‘єднання люк-лаза за методикою вказаною нижче.

Якщо апарат роз‘ємний, то до нього не потрібен люк-лаз, тому розрахунку підлягає фланцеве з‘єднання корпусу апарата з його кришкою.

Відповідно до ОСТ 26-373-78 загальний порядок розрахунку та конструювання фланцевого з‘єднання такий:

1. За діаметром апарата Da=Dy і умовним тиском Ру≥Ра або за діаметром люк-лаза (для нероз‘ємних апаратів) та Ру≥Ра вибирають конструкцію (плоский приварний або приварний в притул) фланця і, в залежності від Ру, призначають форму ущільнюючої поверхні фланців (з’єднуючий гладкий виступ, виступ-западина або шип-паз). Далі за ОСТ 26-426-79 для площинних приварних або за ОСТ 26-428-79 для приварних впритул, виписують конкретні розміри фланців (Dф, Dб, D1 ……. do, Z).

2. За тиском Ру, температурою середовища t°С, а також враховуючи агресивність середовища обирають конструкцію, матеріал прокладки (табл. 13.24) і її ширину bп (табл. 13.25) [1].

3. Викреслюють ескіз фланцевого з‘єднання, з урахуванням необхідних розмірів елементів з‘єднання.

У зв’язку з тим, що фланці для апаратів стандартизовані та їх геометричні розміри наведені в таблицях стандартів, розрахунки підлягають тільки болтові з‘єднання. Тому метою розрахункує визначення, з якого матеріалу повинні бути виготовлені болти цього з‘єднання, за умови що напруження, які виникають у болтах під дією внутрішнього надлишкового тиску, мають бути меншими за припустимі напруження вибраного матеріалу в межах наявних температур. Основним критерієм працездатності болтів є.

Для визначення напружень σ, які виникають у болтах фланцевого з‘єднання, необхідно визначити навантаження на болти Рб1 при затяжці з‘єднання (ta=20˚с) за формулою

, (5.17)

і при робочих умовах (ta>20˚C):

, (5.18)

де – навантаження, яке діє на фланцеве з‘єднання від внутрішнього тиску, МН;

– сила осьового стискання прокладки, необхідна для забезпечення герметичності з‘єднання, МН;

α – константа жорсткості фланцевого з‘єднання, обирається за таблицею.

Тип фланця	Ру, МПа	Dy, мм	α
Площинні	≤ 0,6 ≤ 0,6 ≤ 1,0 ≤ 1,0 1,0<Py<1,6 1,0<Py<1,6	≤ 1000 > 1000 ≤ 1000 > 1000 ≤ 1000 > 1000	1,3 1,1 1,1 1,25 1,5 1,35
Приварні впритул	1-1,6 1-1,6	< 1500 > 1500	1,1 1,1

Для фланців з гумовими прокладками α =1,0.

Dп.ср. = Dп.–bп – середній діаметр прокладки, м;

Dп. – зовнішній діаметр прокладки, м; визначається за табл.13.14 [1];

be – ефективна ширина прокладки, м;

якщо bп≤0,015 м, то ;

якщо м, то,

b_п– визначають за табл.13.25.

У випадках, коли прокладка встановлюється у з‘єднання типу шип-паз:

,

m – розрахунковий параметр, який залежить від матеріалу і конструкції прокладки (табл.13.28) [1].

Для визначення напруження у тілі болтів під час монтажу, отримане значення Рб1 ділять на підсумкову площу болтів:

, (5.19)

а напруження, які виникають у болтах під час експлуатації при підвищеній температурі t˚:

, (5.20)

де f_б– площа найменшого поперечного перетину одного болта (табл.13.27 [1]), діаметр якого визначається у залежності від діаметра отвору, передбаченому у стандартному фланці (див. ескіз);

z – кількість болтів у фланцевому з‘єднанні (дивись там же).

Після визначення напружень, які виникають у перетинах болтів на стадії монтажу при температурі t=20˚c - σ²⁰, та на стадії експлуатації при заданій температурі – σ^tз таблиці 13.22 [1] обирають матеріал, з якого будуть виготовлені болти, припустимі напруження в якому (при відповідній температурі) будуть більшими або рівними за розраховані σ²⁰та σ^t.

Висновок: Для забезпечення надійної експлуатації апарата болти необхідно виготовити із сталі (вказати марку сталі), яка має

[σ ]²⁰=…….МПа., що більше за розраховане,а [σ]^t=………..МПа, що більше за розраховане σ^t,= МПа.

3. Вибір приводу

   1. Вибір приводу до вертикального перемішуючого пристрою.

Для надання механічним перемішуючим пристроям обертального руху, в хімічних апаратах використовують спеціальні приводи. Вітчизняна промисловість виготовляє стандартизовані приводи до вертикальних апаратів місткістю від 1 до 50 м³, виготовлених з вуглецевої, легованої та двошарової сталі. Ці приводи поділені на дев‘ять типів (I – IX). Характеристика цих приводів наведена в табл.32.1 – 32.16 [2]. Вибір приводу здійснюють за наведеними таблицями з урахуванням потужності, витраченої на перемішування середовища і частоти обертання мішалки.

З огляду на задані параметри: потужності електродвигуна (Р, кВт) і частоти обертання мішалки (n, об./хв) з табл.32.11 обирають тип приводу (I – VII), потім, використовуючи табл.32.2 – 32.4 [2], визначають позначення приводу і типорозмір мотор-редуктора і далі за таблицями 32.7 – 32.13, у відповідності з позначенням приводу і типорозміром мотор-редуктора, виписують основні параметри приводу (d, H, H1, H2 і m – масу приводу).

2. Розрахунок вертикальних валів перемішуючих пристроїв на вібростійкість.

5.3.2.1. Загальні відомості.

Вали перемішуючих пристроїв повинні бути міцними, жорсткими і вібростійкими. За умови, яка визначає працездатність вала на практиці, приймають вібростійкість. При виконанні цієї умови міцність і жорсткість вала, як правило, бувають забезпечені.

В апаратах з перемішуючими пристроями, як правило, використовують жорсткі вали, які повинні мати кутову швидкість обертання вала ω і задовольняти умові:

(5.21)

для середовищ з динамічним коефіцієнтом в‘язкості μ≤0,3, кг/м²с, та густиною ρ≤1500 кг/м³.

Першу критичну швидкість вала ωкр1 (рад/с) визначають за формулою

, (5.22)

де L – розрахункова довжина вала, м;

Е – модуль подовжньої пружності матеріалу вала, Н/м²;

– момент інерції поперечного перетину вала, м⁴; ( 5.23)

– маса одиниці довжини вала, кг/м; (5.24)

де =7850– густина матеріалу сталевого вала;

α – корінь частотного рівняння.

Величину α визначають за графіками (рис.5.2) в залежності від розрахункової схеми вала.

Рис. 5.2. Значення кореня частотного рівняння 

Розрахункову схему вала обирають у залежності від типу приводу і конструкції опор (табл.32.29 [2]).

Для виконання цих розрахунків відсутні відомості про реальний апарат, його геометричні та інші параметри (L, I, m, d, α), тому спочатку треба визначити наведені вище параметри, а потім повернутися до розгляду умов працездатності.

5.3.2.2. Розрахунки лінійних розмірів та інших параметрів вала

Попередньо визначають мінімальний діаметр вала мішалки, з огляду тільки на обертальний момент Т:

, (5.25)

де Р – потужність електродвигуна приводу, кВт;

– кутова швидкість обертання вала, рад/c;

n – частота обертання вала, згідно з завданням, об./хв.

Тоді:

, мм, (5.26)

де [τ] – припустиме напруження на скручування для матеріалу вала, МПа.

З урахуванням умов роботи валів, виготовлених із сталей, рекомендовано приймати [τ] дещо заниженими в межах [τ]=20-МПа.

Після визначення d, слід прийняти найближчий, більший стандартний діаметр (40, 50, 65, 80, 95, 110, 130) та всі подальші розрахунки вести відносно цього діаметра (див. 5.23;5.24).

Довжину вала L визначають у залежності від типу, розмірів і форми апарата та схеми закріплення вала (рис.4.1):

,(5.27)

де Н₁– геометричний розмір стояка приводу (відстань від кришки апарата до нижнього підшипника мотор-редуктора) див. пункт 5.31, м;

Hд=Нкр=0,25∙D – висота еліпсоїдної кришки, (днища); м;

Н_ц=l – висота циліндричної частини апарата (визначено з таблиці при виборі D), м;

– висота конічного днища апарата, м;

h_м– відстань від нижньої точки мішалки до дна апарата, м.

В залежності від типу перемішуючого пристрою, типу і розмірів мішалки, форми днища h_мможе бути визначено за формулами, наведеними в таблиці 31.1 та примітки 2 до неї (для конічних днищ).

Для визначення кореня частотного рівняння , який є функцією від величин К і а₁за рис. 5.2 належить визначити:

, (5.28)

де – маса мішалки, яку знаходять з таблиць 31.6 – 31.12 у залежності від типу мішалки та її розмірів () і (d);

m – маса одного погонного метра вала, розрахованого і прийнятого діаметра.

Коефіцієнт а₁, який вказує на положення проміжного підшипника, відносно місця зосередженого навантаження на вал збоку мішалки.

, (5.29)

де l₁– довжина вала, від місця навантаження збоку мішалки до проміжного підшипника (в приводах II, IV, V, VI, VII типів);

l₁=L-l₂, де l₂=Н₂– стояка приводу.

В приводах типу I і III – l₁– відстань від центру прикладення сили збоку мішалки до верхньої опори вала, тут теж l₁=L-l₂але l₂– відстань від центра підшипника нижньої опори до центру прикладання сили збоку мішалки.

Після визначення всіх необхідних даних, повертаються до розрахунку ωкр1 та перевірки умов працездатності за формулами (5.21) і (5.22). Доцільно розрахунки виконати тут, не переписуючи формули (5.21) і (5.22) зразу підставляти замість символів їх значення, розраховані у відповідних формулах (5.23), (5.24), (5.27) та α, визначену за графіками. Якщо умови працездатності виконуються, приймають діаметр вала найближчий більший стандартний, а якщо, прийнятий до розрахунку вал мав діаметр менший за найближчий більший стандартний і не витримав умов працездатності згідно з рівнянням (5.21), слід прийняти найближчий більший стандартний діаметр вала і для нього провести повторну перевірку за рівняннями (5.22) і (5.21), враховуючи зміну величин І, m та α.

Після виконання рівняння (5.21) зробити висновок щодо прийняття остаточного діаметра вала.

З метою перевірки міцності вала використовують рівняння

, (5.30)

де σ_е– еквівалентне напруження в тілі вала від дії обертальногоτ та згинаючого σ_змоментів;

,(5.31)

де σ_з– напруження від згинаючого моменту;

, 5.32)

де Мз – розрахунковий згинаючий момент від дії наведеної відцентрової сили Рц;

Мз=Рц∙l₁– для консольно закріпленого вала або за іншими формулами, в залежності від розрахункової схеми вала, табл.32.28 [2];

Рц – відцентрова сила, яка діє на вал, розраховується за формулою:

, (5.33)

де Мпр – наведена зосереджена маса, при одній мішалці;

, (5.34)

де m_м– маса мішалки, кг; вибрана при підрахунках формули 5.28

q – коефіцієнт наведення розподіленої маси вала до зосередженої маси мішалки. Розраховується за формулами табл. 32.29 [2].

Радіус r, м визначається за формулою

, (5.35)

де – ексцентриситет центру маси мішалки відносно осі з урахуванням биття вала в м. Величинарозраховується за формулою

, (5.36)

де е – ексцентриситет центру маси мішалки, м, визначають за формулою

, (5.37)

 – припустиме биття вала (приймається в межах до 1 мм), м.

Напруження від обертового (крутячого) моменту визначають за формулою

, (5.38)

де

К – коефіцієнт динамічного навантаження:

для листових, якірних та рамних К=2;

для турбінних та пропелерних К=1,5.

Розраховане за формулою (5.28) еквівалентне напруження порівнюють з припустимим напруженням на згинання , яке для валів виготовлених із вуглецевих сталей дорівнює

МПа.

Міцність забезпечена, якщо

.

4. Вибір ущільнення вала

З метою ущільнення валів перемішуючих пристроїв на практиці використовують сальникові, манжетні, торцеві і безконтактні конструкції ущільнень. Вибір конструкції ущільнюючого пристрою здійснюють у залежності від тиску та температури в апараті, з урахуванням характеристики ущільнюваного середовища (корозійної здатності, вибухо-вогненебезпечності, токсичності та ін.) і діаметра вала.