Условие обеспечения работоспособности аппарата

Аппараты химического производства работают в сложных условиях, подвергаются действию высоких температур, что в присутствии кислорода приводит к коррозии, содержат ядовитые горючие и взрывоопасные вещества, поэтому при расчете аппаратов химического производства применяют запасы прочности более высокие, чем обычно принято в машиностроении, а также эти аппараты должны соответствовать следующим требованиям:

1. должны соответствовать прочностным требованиям при нагружении корпуса аппарата внутренним давлением газообразной или жидкой среды — должны выдерживать высокие давления;

2. соответствовать условиям герметичности, что реализуется геометрической формой оболочек корпуса аппарата при нагружении внешним давлением;

3. соответствовать требованиям коррозионной стойкости материалов деталей корпуса, находящихся в контакте с агрессивными средами;

4. материалы корпуса должны соответствовать теплостойкости при наличии повышенной температуры в аппарате;

5. должны соответствовать требованиям герметичности разъемных и неразъемных соединений деталей корпуса (фланцевых и сварных), что достигается благодаря высокому качеству сварных швов, уменьшению числа разъемных соединений и увеличению плотности подвижных соединений.

Расчетный срок службы аппаратов — 10-12 лет. Долговечность и надежность аппаратов возрастает за счет использования материалов, устойчивых к коррозии, действию высоких температур и за счет контроля за состоянием стенок аппарата, сварных швов и антикоррозийных покрытий.

Требования к химическому оборудованию (конструированию, изготовлению аппаратов, конструкционным материалам) регламентируется нормативными документами, основные из которых следующие:

• Правила Гостехнадзора по устройству и безопасности эксплуатации сосудов, работающих под давлением

• ГОСТ 26-291-71

• Правила техники безопасности для проектирования и эксплуатации взрыво- и пожароопасных производств в химической и нефтехимической промышленности.

Кинематический расчет привода

Исходные данные:

Рабочая мощность P_p = 1,45 кВт

Рабочая частота вращения вала мешалки n_p­ = 130 об/мин

_­­2.1. Определение общего КПД привода.

КПД зубчатой передачи (коническими колесами) в закрытом корпусе ­_кон­­ = 0,96

(источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

КПД клиноременной передачи ­_{кл/р­­­} = 0,95

(источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

КПД подшипников _{подш­­­} = 0,99

(источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

Общий КПД привода:

_общ = ­_кон­­·­_кл/р­·_­­_подш² = 0,96·0,95·0,99 ² = 0,894

2.2. Определение требуемой мощности электродвигателя.

Расчет требуемой мощности проведем по формуле

P_треб­ = Р­_р,/_общ­ = 1,45/0,894 = 1,62 кВт

2.3. Выбор типа электродвигателя.

Для данной установки, используя рассчитанное выше значение требуемой мощности, выберем электродвигатель 4А90L4 (источник №1, стр. 390, табл. П1)

Рабочая мощность P_эд = 2,2 кВт

(источник №1, стр. 390, табл. П1)

Синхронная частота n_эд^с = 1500 об/мин

(источник №1, стр. 390, табл. П1)

Коэффициент скольжения s = 5,1%

(источник №1, стр. 390, табл. П1)

_­2.4. Определение номинальной частоты вращения электродвигателя.

n_эд = n_эд ^с·(1-s) = 1500·(1-0,051) = 1424 об/мин

2.5. Определение передаточного отношения привода и его ступеней

2.5.1. Определение общего передаточного отношения привода.

i_общ = n_эд./ n_p = 1424/130=10,95

2.5.2. Разбивка общего передаточного отношения по ступеням.

i_кон = 3,15 - выбрано в соответствии со стандартным рядом (источник №1, стр. 49)

i­_кл/р = i_общ/ i_кон= 10,95/3,15=3,48 < 4

2.6. Определение силовых и кинематических параметров привода

2.6.1. Определение параметров вала электродвигателя.

n_эд = 1424 об/мин

P_треб­ = 1,62 кВт

Рассчитаем вращающий момент на валу электродвигателя:

М_эд = 9550·P_треб/n_эд = 9550·1,62/1424 = 10,86 Н·м

2.6.2. Определение параметров ведущего вала редуктора

P₁ = P_треб∙_кл/р∙­_подш=1,62·0,95·0,99=1,52 кВт

n₁ = n_эд /i_кл/р = 1424/3,48=409 об/мин

M₁ = 9550·P₁/n₁ = 9550·1,52/409 = 35,5 Н·м

2.6.2. Определение параметров ведомого вала редуктора..

P₂ = P₁·­_кон·_подш=1,52·0,96·0,99=1,45кВт

n₂ = n_1/ i_кон=409/3,15=130 об/мин

M₂ = 9550·P₂/n₂ = 9550·1,45/130= 106,52 Н·м

Расчет клиноременной передачи

Исходные данные.

Передаточное отношение для клиноременной передачи i­_кл/р = 3,48

Требуемая мощность электродвигателя, P_треб = 1,62кВт

Номинальная частота вращения электродвигателя, n_эд = 1424 об/мин

3.1. Подбор типа ремня.

Выполним подбор требуемого ремня по номограмме (источник №1, стр.134). Видно, что при таких технических запросах следует выбирать ремень из зоны А.

3.2. Определение диаметра шкивов.

d₁ =3 - 4 ³√М_эд = 98,6 - 131,5 мм

Уточнив диаметр по ГОСТ 17383-73 (источник№1, стр. 120), получаем: d₁ = 100 мм

Относительное скольжение ремня берем  = 0,01 как для передачи с регулируемым натяжением ремня (источник№1, стр. 120)

d₂ = d₁·i_кл/р(1-) = 100·3,48(1-0,01) = 344,5 мм

Уточнив диаметр по ГОСТ 17383-73 (источник№1, стр. 120), получаем: d₂ = 355 мм

3.3. Уточнение передаточного отношения для клиноременной передачи.

i_кл/р = d_2ГОСТ/(d_1ГОСТ (1-)) = 355/(100(1-0,01)) = 3,58

∆ = (3,58-3,48)/3,58·100% = 2,8%<3% - разница передаточных отношений в установленных пределах

3.5. Определение межосевого расстояния.

T₀=8 мм для типа ремня А.

Тогда минимальное межосевое расстояние определим по формуле:

a_min= 0,55(d₁+d₂)+T₀ = 0,55·(100+355)+8 = 256,3 мм

Максимальное межосевое расстояние:

a_max= d₁+ d₂ = 100+355 =455 мм

Принимаем предварительно близкое значение а = 500 мм.

3.6. Определение длины ремня.

Определение длины ремня проведем по формуле (7.7), источник №1, стр.120

L_р = 2a + 0,5(d₁+d₂) + = 2·500 + 0,5(100+355) +(355-100) ²/(4*356) = 1746 мм

Согласно ГОСТ 1284.1-80, длину ремня можно принять равной L_p = 1700 мм.

3.7. Уточнение межосевого расстояния.

Теперь уточним межосевое расстояние для выбранной выше длины ремня по формуле (7.27) источник №1, стр. 130.

3.8. Определение угла обхвата.

Определим угол обхвата по формуле (7.28) источник №1, стр. 130

180–57(355-100)/475 = 149,4 ⁰

3.9. Определение числа ремней.

Число ремней определим по формуле (7.29) источник №1, стр.135.

z = (P_треб C_P)/(P₀C_LC_C_z) = (1,62·1,4)/(1,50·0,96·0,92·0,95) = 1,8

Число ремней следует округлять в большую сторону, так как это требуется для запаса прочности. Требуется 2 ремня.

Ср = 1,4 (источник №1, стр. 136, табл. 7.10) - коэффициент режима работы, учитывая условия эксплуатации.

С_L = 0,96 по ГОСТу 12843-80 (источник №1, стр. 135, табл. 7.9) - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня.

С_α = 0,92 (источник №1, стр. 135) - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата.

С_ż = 0,95 (источник №1, стр. 135) - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

Ро = 1,50 кВт (источник №1, стр. 132, табл. 7.8) - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем.

3.10. Определение окружной скорости вращения ремня.

d₁ =100 мм = 0,1 м

v = (·d₁·n_эд)/60 = 7,45 м/c

3.11. Определение силы натяжения ветви ремня.

Рассчитаем силу натяжения ветви ремня по формуле (7.30), источник №1, стр. 136.

Коэффициент  = 0,1 (для ремня типа А) берем из стандартного ряда (источник №1, стр. 136).

3.12. Определение силы, действующей на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи.

Данная сила рассчитывается по формуле (7.31), источник №1, стр. 136.

F_B = 2F₀ zsin(₁/2) = 2·140·2·0,965 =540 H

3.13 Определение ширины обода шкива

Ширина обода шкива рассчитывается по формуле, источник №1, стр. 138.

В_ш= (z-1) ·e +2·f, где по ГОСТ 20889-80: е=15,0 f=10,0

В_ш= (2-1) ·15,0 +10,0·2 = 35 мм

Клиноременная передача по ГОСТ 17383-73

100

Расчет закрытой конической зубчатой передачи

Проектный расчет закрытой конической передачи выполняется на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба, чтобы установить не появляется ли усталостное разрушение зубьев.

Исходные данные:

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 35,5 Н·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 106,52 Н·м

Передаточное отношение для зубчатой передачи коническими колесами, i_кон = 3,15

4.1. Выбор материала для передачи.

Примем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=270, для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=260

4.2. Проектировочный расчет выносливость передачи по контактным напряжениям.

4.2.1. Определение допускаемого контактного напряжения для колеса.

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение

Примем (по условиям проекта),; [S_H] = 1,15.

[_H] = 513 МПа, где _{Hlim b} = 2HВ +70 = 590 МПа

К_HL=1,0 - коэффициент долговечности, [S_H]=1,15 - коэффициент безопасности

4.2.2. Определение внешнего делительного диаметра колеса.

Коэффициент ширины зубчатого венца по ГОСТ 12289-76 примем

По условию проекта у нас прямозубое колесо, тогда K_d = 99

Коэффициент K_H (из таблицы 3.1, источник №1, стр. 32) примем равным 1,25

Далее определим внешний делительный диаметр колеса.

194,7 мм

По ГОСТ 12289-76 d_e2 округлим до 200 мм

4.3. Расчет геометрических параметров передачи.

4.3.1. Определение числа зубьев шестерни и колеса.

Выберем число зубьев шестерни равным 21.

z_{1 шест.} = 21

Тогда число зубьев колеса будет равно z_{2 кол.} = i_кон.· z_{1 шест.} = 3,15∙21 = 66

4.3.2. Определение внешнего окружного модуля.

Внешний окружной модуль определим по формуле

m_e = d_e2 /z₂ = 200/66= 3 мм

4.3.3. Определение углов делительных конусов.

Определим углы делительных конусов ₁ и ₂ .

Для колеса: ₂ = arctg i_кон.=72,33^O

Для шестерни: ₁ = 90^O - ₂ = 90^O – 72,23^O = 17,67^O

4.3.4. Определение внешнего конусного расстояния и ширины зуба.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

R_e = 0,5m_e√z₁²+z₂²= 0,5·3√(21²+66²)=104 мм

Ширина зуба рассчитывается по источнику №1, стр. 342.

b =ψ_bRe· R_e= 0,285·104=29,64мм, принимаем длину зуба равной 30 мм

4.3.5. Определение внешнего делительного диаметра шестерни.

d_е1 = m_е·z₁ = 3 · 21 = 63 мм

4.3.6. Определение среднего конусного расстояния.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

R = R_e-0,5b = 104 – 0,5·30 = 89 мм

4.3.7. Определение среднего окружного модуля.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

Средний окружной модуль: m = m_e·R/R_e = 3·88/104 = 2,57 мм

4.3.8. Определение среднего делительного диаметра.

- шестерни: d₁ = m·z₁ = 2,57·21 = 53,97 мм

- колеса: d₂=m ·z₂= 2,57·66=169,62 мм

4.3.9. Определение параметров зубьев.

- внешняя высота головки зуба: h_ae = m_e = 3 мм

- внешняя высота ножки зуба h_fe = 1,2m_e = 3,6 мм

- угол ножки зуба _f = arctg h_fe/R_e = arctg 3,6/104 = 1,98⁰

4.3.10. Определение внешнего диаметра вершин зубьев.

- шестерни: d_ae1 = d_e1+ 2h_aecos₁ =63 +2·3·cos17,67⁰= 68,72 мм

- колеса: d_ae2 = d_e2+ 2h_aecos₂ = 200 +2·3· cos 72,35⁰= 199,82 мм

4.3.11. Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

ψ_bd = b/d₁ = 30/53,97 = 0,56

4.4. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям.

Выполним проверочный расчет по формуле (3.27.), источник №1, стр. 47. При этом возьмем коэффициент нагрузки K_H = K_Hα·K_Hβ·K_Hν = 1,23·1,0·1,05 = 1,2915 (источник №1, стр. 48)

= 513 МПа (см. 4.2.1.)

> - условие прочности по контактным напряжениям выполняется

∆=(513-486,17)/513·100%=5,2%<10% - недогрузка в установленных пределах

4.5. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

4.5.1. Определение коэффициента нагрузки K_F

Т.к. в редукторе будет использоваться коническая передача, то степень точности возьмем равной 7. Расчет проведем по формуле 3.22. (источник №1, стр. 41). Значение = 1,56 (таблица 3.7, источник №1, стр. 43). Значение K_Fv = 1,35 (таблица 3.8, источник №1, стр. 43).

Итак, K_F = K_Fβ·K_Fv = 1,56·1,35=2,11

4.5.2. Определение окружной силы в зубчатом зацеплении.

Определим окружную силу по формуле

F_t = 2M₂/d₂ = 2·106,52·1000/169,62 = 1256 H

4.5.3. Определение коэффициента формы зуба.

Значение Y_F1 = 3,99,т.к. z_ν1 = z₁/cosδ₁ = 22

Значение Y_F2 = 3,60, т.к. . z_ν2 = z₂/cosδ₂ = 218

(Источник №1, стр. 42).

4.5.4. Определение допускаемых напряжений при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

Примем по источнику №1 (табл. 3.9, стр. 44) [S_F1] ’ = 1,75; [S_F1] ’’ = 1,0

По формуле (3.24), источник №1, стр. 43, получаем:

[σF1]/YF1 = 69,6 МПа

[σF2]/YF2 = 74,3 МПа

[σF1]/YF1 < [σF2]/YF2 , следовательно расчет ведем для зубьев шестерни

4.5.5. Определение напряжения изгиба.

σ_F1 = (F_t∙K_f∙Y_f)/(_f∙b∙m) = (1256∙2,11∙3,99)/(0,85∙30∙2,57) = 161,05 МПа

> _{- следовательно условие прочности по напряжениям изгиба выполняется}

Проектировочный расчет ведомого вала редуктора

Исходные данные.

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 106,52 ·10³ Н·м

5.1. Определение диаметра концевой части ведомого вала редуктора.

Расчет произведем по формуле (8.16.), источник №1, стр. 161; .

[τ] для ведомого вала редуктора равно 20 МПа

Для ведомого вала: =29,86 мм

Округлим диаметр по стандартному ряду (стр. 161, источник №1): d_K2 = 30 мм;

5.2. Определение диаметра между концевой частью вала и подшипником.

d₂^К-П = d₂+10 = 40 мм

5.3. Определение диаметра вала под подшипником.

d_П2 = d₂^К-П+ 5 = 45 мм

5.4. Определение диаметра буртика.

d_Б2 = d_П2+5 = 50 мм

5.5. Определение диаметра вала под колесом.

Выбираем конструктивно из условия, что d_В d_К

Примем d_в = 35 мм

Расчет конструктивных размеров колеса.

Расчет произведем по источнику №1 (табл. 10.1, стр. 233).

6.1. Определение длины ступицы.

L_СТ =( 1,2-1,5)d_в= 42-52,5 мм. Примем L_ст = 44 мм

6.2. Определение диаметра ступицы.

d_СТ = 1,6d_в = 56 мм

6.3. Определение толщины обода.

Для конического колеса: ₀ = (3-4)m = 10 мм

6.4. Определение толщины диска.

с = (0,1-0,17)Re=11 мм

6.5. Определение диаметров отверстий.

D_отв. = 99 мм (выбран конструктивно)

Тогда d_отв = 22 мм (диаметры отверстий)

Там же: z = 4 (число отверстий).

Расчет элементов корпуса редуктора.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

7.1. Определение толщины стенок корпуса и крышки.

Исходные данные: Re = 165,24 мм

Первоначально определим толщину стенок корпуса по следующей формуле:

мм.

Далее рассчитаем толщину стенок крышки согласно соотношению:

мм

Для надежности примем толщины стенок равными 10 мм.

7.2. Определение толщины поясов корпуса и крышки.

Толщину верхнего пояса корпуса рассчитаем согласно формуле: .

мм.

Толщину нижнего пояса корпуса, на основании соотношения: .

мм.

Толщина пояса крышки может быть определена по формуле:

мм.

7.3. Определение толщины ребер жесткости корпуса и крышки.

Расчет произведем по формулам:

m = (0.85-1)δ=8,5-10 мм

m₁ =(0.85-1)δ₁ =8,5-10 мм

7.4. Определение диаметра крепежных болтов.

7.4.1. Фундаментные болты.

d₁ = (0,05 ÷ 0,055)R_e +9 =16 мм

7.4.2. Болты у подшипников.

d₂ = (0,7 ÷ 0,75)d₁ = 12 мм

7.4.3. Болты, соединяющие пояса корпуса и крышки.

d₃ = (0,5 ÷ 0,6)d₁ = 8 мм

7.6. Выбор условий смазки редуктора.

Смазывание зубчатых и червячных зацепление уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали коррозии.

Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса имеется окно, закрываемое крышкой.

Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической или конической резьбой. Маслоиспускательное отверстие выполняют на уровне днища или несколько ниже него.

Так как окружная скорость в зацеплении весьма мала, используется картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых и червячных колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.