1   2
Ім'я файлу: Аппараты с перемешивающими устройствами.doc
Розширення: doc
Розмір: 240кб.
Дата: 26.10.2022
скачати

Содержание.

с.

Техническое задание 4

1. Введение 5

2. Выбор материалов 6

3. Расчётная часть 7

3.1 Расчет геометрических размеров аппарата 7

3.1.1 Оболочки, нагруженные внутренним давлением 10

3.1.2 Оболочки, нагруженные наружным давлением 16

3.2 Подбор привода 17

3.3 Выбор уплотнения 20

3.4 Расчет элементов механического перемешивающего устройства 20

3.4.1 Расчет вала мешалки 33

3.4.2 Подбор подшипников качения 40

3.4.3 Расчёт мешалки 45

3.5 Выбор и проверочный расчет опор аппарата 52

3.6 Подбор муфты 54

3.7 Расчет фланцевого соединения 55

4. Подбор штуцеров и люков 58

5. Заключение 59

6. Список использованных источников 60

Задание:

Вариант № 16

Номинальный объем V=1,6 м3

Внутренний диаметр D=1200 мм

Исполнение корпуса 01

Параметры мешалки:

Шифр 27

Диаметр dм=630 мм

Частота вращения n=63 мин-1

Потребляемая мощность N=2,4 кВт

Давление в корпусе:

Избыточное Ри=0,25 МПа

Остаточное Ро=0,01 МПа

В рубашке Рруб=0,5 МПа

Уровень жидкости Нж/D=1,0 м

Параметры среды:

Наименование нефть

Температура t= 200 0С

Плотность 840 кг/м3

1. Введение

Аппараты с перемешивающими устройствами широко используются при проведении основных технологических процессов в химической и биологической промышленности. На практике наибольшее распространение получил механический метод перемешивания жидких сред в аппарате, состоящем из корпуса и перемешивающего устройства.

В данной работе тип аппарата 0 – с эллептическим днищем и элептической съёмной крышкой с теплообменным устройством.

Привод выбирается по ОСТ 26-01-1205-75 в соответствии с частотой вращения мешалки, номинальным давлением в корпусе аппарата. Привод служит для приведения во вращения механических перемешивающих устройств в химических аппаратах, где в качестве движущей силы используется электроэнергия. Также устанавливается уплотнение вала, которое осуществляется с помощью торцевых или сальниковых уплотнении.

Муфта – устройство, служащее для соединения валов между собой или с деталями, свободно насаженными на валу, с целью передачи вращающего момента.

В аппарате применяется лопастная мешалка. Основная задача перемешивания – равномерное распределение вещества или температуры в перемешивающем объёме. Устанавливаются вертикальные ёмкостные аппараты в зависимости от монтажной компоновки на нижние и боковые лапы. На крышке корпуса расположены люк, штуцера для обслуживания и ряд вспомогательных устройств – труба передавливания, гильза для термометра.

2. Выбор материалов.

Материалы, выбранные для деталей и сборочных единиц, должны обеспечить надежность аппарата с мешалкой в работе и экономичность в изготовлении. При выборе материала необходимо учитывать рабочую (расчетную) температуру в аппарате, давление и коррозионную активность рабочей среды. Стали со скоростью коррозии более 0,1…0,5 мм/год применять не рекомендуется.

Среда в аппарате нефть, tср=2000С.

Для корпуса аппарата, вала и мешалки выбираем углеродистую сталь 3.

3. Расчетная часть.

3.1. Расчет геометрических размеров аппарата.

Расчет обечаек, днищ, крышек корпуса аппарата на прочность и устойчивость под действием внутреннего и наружного давления с учетом термостойкости и коррозионной стойкости материалов должен выполняться в соответствии с ГОСТ 14249–80.

Для выполнения расчета предварительно необходимо определить ряд параметров:

Расчетное давление для элементов аппарат принимается, как правило, равным рабочему или выше его. Под рабочим давлением понимается максимальное внутреннее избыточное или наружное давление, возникающее при нормальном протекании рабочего процесса, без учета гидростатического давления среды.

Если на элемент аппарата действует гидростатическое давление, составляющее 5% и более от рабочего, то расчетное давление должно быть повышено на эту же величину:

,

где Pгидр– гидростатическое давление столба жидкости, МПа;

 – плотность жидкости, кг/м3;

g = 9,8 – ускорение свободного падения, м/с;

Hж – высота столба жидкости, м.

Высота столба жидкости находят перемножением внутреннего диаметра корпуса на отношение Hж/D: Hж=D∙Hж/D=1200∙1,0=1200 мм. Таким образом, гидростатическое давление равно:
Ргидр =1,2∙9,8∙840∙10-6=0,010 МПа

5%Ри =0,05∙0,25=0,0125МПа

Влияние гидростатического давления можно не учитывать, т.к. оно составляет менее 5% от избыточного.

Расчетное наружное давление при проверке стенок корпуса на устойчивость:

Рр.н.=Ра–Ро+Рруб,

где Рр.н. – расчетное наружное давление, МПа;

Ра – атмосферное давление, МПа;

Ро – остаточное давление в корпусе, МПа;

Рруб – давление в рубашке, МПа.
Рр.н. = 0,1–0,01+0,5=0,59 МПа.

Расчетная температура. За расчетную температуру принимается температура среды в аппарате.

Допускаемое напряжение для выбранного материала:

 =  ∙  ,

где  – допускаемые напряжения, МПа

– нормативные допускаемые напряжения, МПа

 – коэффициент пожаровзрывоопасности

* = 126 МПа

Т.к. нефть пожаро- и взрывоопасная среда, то коэффициент пожароопасности =0,9.

 = 126∙0,9 = 113,4 МПа.

Прибавка на коррозию рассчитывается:

Ck = П ∙ Lh ,

где Ск – прибавка на коррозию, м;

П – скорость коррозии, м/год;

Lh=20 – заданная долговечность, лет.

Ск =20∙0,1=2мм

Модуль упругости углеродистых сталей при 200 0С равен:

Е = 1,81∙1011 Па.

3.1.1 Оболочки, нагруженные внутренним давлением.

1) расчет толщины стенки цилиндрической обечайки:

Толщину стенки цилиндрической обечайки, находящуюся под внутренним давлением рассчитывают:

,

где S – толщина цилиндрической обечайки, мм;

Рр – расчетное внутреннее давление, МПа;

D – внутренний диаметр, мм;

 – допускаемые напряжения, МПа;

 – коэффициент сварного шва;

Ск – прибавка на коррозию, мм;

Со – прибавка на округление до стандартного размера, мм.

Т.к. корпус аппарата сварной, то необходимо учитывать влияние сварного шва. Примем  =0,9 как для аппарата, сваренного ручной односторонней сваркой.



По сортаменту листовой стали выбираем толщину S=4 мм с учетом допускаемых отклонений от стандартной толщины.
2) расчет эллиптической крышки:

Для стандартных крышек исполнительная толщина стенки:



где Sэ- толщина стенки эллиптической крышки, мм



По сортаменту листовой стали выбираем толщину S=4 мм с учетом допускаемых отклонений от стандартной толщины и Со=0,53 мм.
3.1.2 Оболочки, нагруженные наружным давлением.

1) Толщину стенки цилиндрической обечайки предварительно определяют по формуле:



где S – толщина стенки аппарата, мм;

K2 – коэффициент устойчивости;

D – внутренний диаметр обечайки, мм;

Pр.н. – расчетное наружное давление, МПа;

 – допускаемое напряжение, МПа,

Ск – прибавка на коррозию, мм;

Со – прибавка на округление до стандартного размера, мм.

Коэффициент К2 находят по номограмме по вспомогательным коэффициентам К1 и К3. Коэффициент К1 находят:



где nу =2,4 - коэффициент запаса устойчивости в рабочем состоянии;

Pр.н. – расчетное наружное давление, МПа;

Е – модуль упругости, МПа.



Коэффициент К3:



где L – длина цилиндрической части оболочки, мм;

D – внутренний диаметр, мм.

Длина цилиндрической части корпуса находят:



где Н=1650 мм;

Н6=350 мм.





По номограмме находим К2=0,82.



По сортаменту листовой стали, выбираем сталь толщиной 14мм с учетом всех отклонений.
После предварительного определения толщины стенки обечайки проверяют допускаемое наружное давление:



где давление из условия прочности:

,

а допускаемое давление из условия устойчивости:



Вспомогательный коэффициент B1 рассчитывают из соотношения:









Допускаемое давление равно:



Допускаемое давление больше расчетного наружного давления, 1,17≥0,59 МПа.
2) толщина стенки стандартного днища, работающего под наружным давлением, определяется:





По сортаменту листовой стали, выбираем сталь толщиной 10 мм с учетом всех отклонений.

С учетом наружного и внутреннего давления выбираем толщину стенки для цилиндрической части, днища и крышки равной 14мм.
3.2 Подбор привода.

Для вращения мешалки подбирают стандартный привод в зависимости от частоты вращения мешалки и потребляемой ею мощности, внутреннему давлению и способу установки привода на аппарате.

Мощность привода рассчитывают:



где Nэл.дв. – мощность привода, кВт;

Nвых – мощность, потребляемая мешалкой, кВт;

η1 =0,97 – КПД механической части привода;

η2 =0,99– КПД подшипников;

η3 =0,98 – потери в уплотнении;

η4 =0,99 – потери в муфте.



Подбираем тип привода 2, исполнение 1 для установки на крышке аппарата, мощностью 3,0 кВт. Найдём диаметр необходимого вала.

Минимальное значение диаметра находят:



где d – диаметр вала, м;

Т‛ – крутящий момент на валу, Н∙м;

[τ] – допускаемые напряжения кручения, Па.

Крутящий момент рассчитывают:



где Т‛ – крутящий момент на валу, Н∙м;

Кσ =2,0 – коэффициент динамической нагрузки;

Nэл.дв. – мощность привода, Вт;

n – частота вращения, об/мин.





Следовательно, подбираем габарит 1 с диаметром вала 65 мм.

Стандартный привод по условиям работы подшипников и наиболее слабых элементов конструкции рассчитан на определенное допустимое осевое усилие [F], которое для привода типа 2, исполнения 1, габарита 1 равно 20400Н

Действующее осевое усилие на вал привода аппарата определяется по формулам:

,



где Fa – осевая сила, по направлению вверх и вниз от мешалки, Н;

Ризб – избыточное давление в корпусе, МПа;

Рр.н. – расчетное наружное давление, МПа;

d – диаметр вала, мм;

Аупл – дополнительная площадь уплотнения, мм2;

G – вес вращающихся частей, Н;

Fм – осевая гидродинамическая сила мешалки, Н.
Вес вращающихся частей находят:

G = (mмеш + mмуф + mвала)∙g,

где G – вес вращающихся частей, Н;

mмеш – масса мешалки, кг;

mмуф – масса муфты, кг;

mвала – масса вала, кг;

g = 9,8 – ускорение свободного падения.

Для dм=630мм масса лопастной мешалки mмеш=4кг
Для d=65мм масса фланцевой муфты mмуф = 26,4кг



ρ = 7,85∙103 – плотность материала вала, кг/м3.

Длина вала равна:

Lв=Нкор-hм+l2+h1+30, мм

где Нкор – длина корпуса, мм

hм – расстояние от мешалки до днища корпуса, мм

l2 – расстояние между подшипниками, мм

hм=0,3∙dм=189мм

Lв=1650-189+400+645+30=2536мм



G = (4+26,4+66,03)∙9,8 = 964,26 Н

Осевая гидродинамическая сила мешалки:



где Т’ – расчётный крутящий момент, Н∙мм;

dмеш – диаметр мешалки, мм.



Аупл = 3250мм2

Осевая сила при избыточном давлении в корпусе равна:



Осевая сила при наружном давлении равна:



F =20400 Н – предельная осевая нагрузка на привод, условие выполняется.
3.3 Выбор уплотнения.

Сальниковые уплотнения широко применяют в аппаратах, работающих под давлением Ри ≤ 0,6 МПа и при температуре в аппарате до 2000С. Если хотя бы одно из условий не выполняется, применяется торцевое уплотнение.

В данном аппарате t =200C0, следовательно уплотнение торцевое.
3.4. Расчёт элементов механического перемешивающего устройства.
3.4.1 Расчет вала мешалки.

1) расчет вала на виброустойчивость

Виброустойчивость вала мешалки проверяется по условию:

ω ≤ 0,7∙ω1

где ω1 – первая критическая угловая скорость вала, рад/с.

Первая критическая скорость определяется:

,

где ω1 – первая критическая скорость, рад/с,

α – корень частотного уравнения;

L – расчетная длина вала, м;

Е – модуль упругости, Па;

I – момент инерции поперечного сечения вала, м4;

mв – масса единицы длины вала, кг/м.

Момент инерции поперечного сечения вала находят:



где I – момент инерции поперечного сечения вала, м4;

d – диаметр вала, м.



Масса единицы длины вала рассчитывают:

,

где mв – масса единицы вала, кг/м;

d – диаметр вала, м;

ρ = 7,85∙103 – плотность материала вала, кг/м3.



Для определения корня частотного уравнения предварительно вычисляют:

1. Относительная координата центра тяжести мешалки:


где a1 – относительная координата центра тяжести мешалки, мм;

L1 – длина консольной части вала, мм;

Lв – длина вала, мм.

L1= Lв- l2=2536-400=2136мм



2. относительная масса мешалки:



где – приведенная масса вала;

m – масса мешалки, кг;

mв – масса единицы вала, кг/м;

L – длина вала, м.



По графику α = 2,0





Таким образом, 6,59 ≤ 33,97, условие виброустойчивости выполняется.
2) Проверка на прочность производится из расчета на кручение и изгиб.

Напряжения от крутящего момента определяется:



где τ – напряжения кручения, МПа;

T’ – расчетный крутящий момент, Н∙мм2;

d – диаметр вала, мм.

Напряжения от изгибающего момента:

,

где σ – напряжения изгиба, МПа;

М – изгибающий момент, Н∙мм;

d – диаметр вала, мм.

Расчетный изгибающий момент М от действия приведённой центробежной силы Fц определяется из эпюры:

400

2136

приведённая центробежная сила определяется:

Fц = mпр∙ω2∙r,

где Fц – центробежная сила, Н;

mпр – приведенная сосредоточенная масса вала и перемешивающего устройства, кг;

ω – круговая частота вращения вала, рад/с;

r – радиус вращения центра тяжести приведённой массы вала и перемешивающего устройства, м.

Приведенную сосредоточенную массу вала и перемешивающего устройства находят:

mпр = m + q∙mв∙Lв,

где mпр – приведенная масса вала и перемешивающего устройства, кг;

m – масса перемешивающего устройства, кг;

q – коэффициент приведения распределённой массы к сосредоточенной массе перемешивающего устройства,

mв – масса единицы длины вала, кг/м;

Lв – длина вала, м.

Коэффициент q рассчитывают в зависимости от расчетной схемы:

,

где q – коэффициент приведения;

a1 – относительная координата центра тяжести мешалки.

Радиус r определяется:



где r – радиус вращения центра тяжести приведенной массы вала и перемешивающего устройства, м;

e’ – эксцентриситет массы перемешивающего устройства с учетом биения вала, м.

ω – циклическая частота вращения вала, рад/с;

ω1­ – резонансная частота, рад/с.

Эксцентриситет находят:

e’ = e + 0,5∙δ,

где e’ – эксцентриситет массы перемешивающего устройства с учетом биения вала, м.

e = 0,14…0,2 – эксцентриситет центра массы перемешивающего устройства, м;

δ =10-3 – допускаемое биение вала, м.


mпр = 4 + 0,24∙26,04∙2,536 = 19,73 кг

e’ = (0,15 + 0,5∙1,0)∙10-3 = 6,5∙10-4 м



Fц = 19,73∙6,592∙6,62∙10-4 = 0,57 Н

Находим реакции в опорах:

Σ МB =0

Fц∙L1–RА∙l2=0

RА=0,57∙2,136/0,40=3,03H

Σ MА =0

Fц∙LВ–RB∙l2=0

RB = 0,57∙2,536/0,40=3,60H

Проверка: ΣY=0

RА– RB+ Fц=0

3,03-3,60+0,57=0

МА=0

МВ= –RА∙ l2= –3,03∙400=1213,75 Н∙мм

МС= –RА∙Lв+ RB∙L1= –3,03∙2536+3,60∙2136=0

Напряжения от крутящего момента равны:



τ ≤ [τ] ; 16,56≤20 МПа, условие прочности кручению выполняется.

Напряжения от изгибающего момента равны:



σ ≤ [σ]; 0,04≤121,5 МПа, условие прочности изгибу выполняется.

Эквивалентные напряжения находят:



где σэкв – эквивалентные напряжения, МПа;

σ – напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения кручения, МПа.



Условия прочности для вала выполняются.
3) Проверка вала на жесткость.

Прогибы вала в паре трения уплотнения, а также углы поворота сечений вала в опорах рассчитывают:







где y – прогиб консольной балки, м;

θ – угол поворота сечения вала в опорах, рад;

F – центробежная сила, Н;

E – модуль упругости, Па;

I – момент инерции поперечного сечения, м4;

l1 – длина консольной части вала, м;

l2 – расстояние между опорами вала, м;

x – текущая координата, м.



что меньше допускаемого, 0,0012мм ≤ 0,05 мм;



что меньше допускаемого, 7,66∙10-6 рад ≤0,05 рад. Условия жесткости выполняются.
  1   2

скачати

© Усі права захищені
написати до нас