Проектирование и расчет химического аппарата с турбинной мешалкой

По условию задачи в аппарате должна использоваться турбиннаямешалка (рис.14). Зная диаметр мешалки dм=500мм по таблице 45 [1]определяем ее размеры.Размеры турбинных мешалок по ГОСТ 26-01-1245-83 Таблица 15dМd1d3hbSМассаmMмешалкиммммммммммммкг500601001100100613,8Рис.14. Конструкция турбинной мешалки.Последовательность проектирования и расчета перемешивающего устройства.Проектный расчёт и конструирование вала и подшипникового узлаРасчёт вала на прочность выполняется по напряжениям кручения. Целью расчёта является определение наименьшего диаметра вала. Исходными данными для расчета являются мощность на валу Р (кВт) и частота вращения мешалки и (об/мин). Произведен данный расчет.Определяем наименьший диаметр вала по формуле: (23)Согалсно расчету округляем полученноезанчение до стандартного и принимаем 40 мм.Рассмотрим порядок конструированияконсольноговертикального вала с подшипником качения (рис.15.).Рис. 15. Конструкция подшипникового узла с радиальным подшипником.1. Верхний конец вала мешалки соединяется с валом мотор-редуктора стандартной муфтой. В нашем случае это продольно-разъёмная муфта. Эта муфта соединяет валы одинакового диаметра. Диаметр d1 верхнего конца вала мешалки рекомендуют принимать равным диаметру d выходного вала мотор-редуктора. Примемd1=d=40мм.Длину этого участка вала принимаем равнойl1 (11.5)d1и уточняем по размерам муфты. Вычислим l1=1,5d1=1,5∙40=60мм. Так как у муфты H=140 мм, то примем l1=70мм.2. Диаметр d2 участка вала под уплотнение (в крышке подшипникового узла) беремравнымd2=d1+(4…8) мми округляем до ближайшего стандартного.d2=40+5=45мм.Длина l2 этого участка определяется конструктивно с учетом размеровверхней крышки подшипникового узла (рис. 16). l2=(b+S)+10мм,где b – ширина манжеты, S=5÷8 мм – толщина крышки в местеустановки манжеты. Примем S=5мм. Размеры резиновых манжет выбирают по диаметру вала d2 табл. 47 [1]. Тогда l2=(10+5)+10=25мм.Основные размеры резиновых армированных манжет для валов Табл. 16Диаметрвалаd2DУПЛbмммммм457010Рис 16. Крышка подшипникового узла и манжета.3. Диаметр d3=d2+(2…8)мм участка вала с резьбой под шлицевую гайку (рис. 17) согласовывается с размерами резьбы в гайке (таб.17[1]). Гайка берется стандартная. d3=45+3=48мм.Гайки круглые шлицевые Таблица. 17Резьба,dDD1HbhcммммммммммммМ48х1,5756012841Рис. 17. Гайка круглая шлицевая.Рис 18 Шайба стопорная многолапчатая.Размеры шайбы берут по таблице 18 [1].Шайба стопорная многолапчатаяГОСТ 11872-80 Таблица 18Резьба,dd1DD1lbhSM52х1,548,57760457,851,6Длинуданногоучасткаберутl3=(H+S)+5мм=(12+1,6)+5=19мм4. Следующий участок вала предназначен для посадки подшипника. Его диаметр 55 мм согласовывается с диаметром отверстия внутреннего кольца подшипника. Принимем шариковые радиально-упорные подшипники лёгкой серии (рис 3.13, табл. 49 прил.1), далее произведен расчет и проверим работоспособность данных подшипников.ШарикоподшипникирадиальныеоднорядныеГОСТ831-75. Таблица19.УсловноеобозначениеподшипникаdDBГрузоподъемностьДинамическаяС,кНСтатическаяС0,кНмммммм211551002150,331,5Длинаэтогоучасткавалаl4=B+5,гдеВ–ширинаподшипника(рис.19). l4=21+5=26мм.Рис.19..Подшипниккачения,шариковый радиальный. s=0,15(D-d).5. Для упора нижнего подшипника диаметр вала увеличивают: =55+3=58. Длина l5 этого участка определяется конструктивно с учетом размеров нижней крышки (рис. 3.4.2.2). Тогдаl5=(b+S)+10мм,где b – ширина манжеты, S=5÷8 мм – толщина крышки в местеустановки манжеты. Примем S=5мм. Размеры резиновых манжет выбираются по диаметру вала d5 табл. 47 [1].Основныеразмерырезиновых армированныхманжет дляваловТабл.20Диаметрвалаd5DУПЛbмммммм588212Тогдаl5=(b+S)+10мм=12+5+10=27мм.6. Диаметр d6 = 75 мм следующего участка вала согласовывается с диаметром отверстия в торцевом уплотнении (табл. 51,52 прил.1).7. Длина l6 этого участка вала определяется конструктивно с учетом расположения мешалки в аппарате и размеров аппарата и привода. Для корпусов с плоским днищем турбинная мешалка располагается на расстоянии hm=dm от днища. Тогда hm=500мм.8. Диаметр d7, участка вала для посадки ступицы мешалки, принимают равным диаметру d отверстия ступицы мешалки (табл. 45[1]). Из неёследует, что d7==60мм. Длину l7, этого участка вала, можно принять равной: l7 =b=80мм, где b–длина ступицы мешалки из табл. 45[1].Проверочный расчет вала.Основными критериями работоспособности валов перемешивающих устройств являются виброустойчивость и прочность.Прежде чем приступить к расчету вала, выбираем расчетную схему и определяем длину расчетных участков вала.Каждому конструктивному решению крепления вала соответствует своя расчетная схема.1. Жесткое соединение валов мотор-редуктора и мешалки.2. Подвижное соединение валов.В нашей задаче имеем жесткое соединение валов мотор-редуктора и мешалки продольно-разъёмной муфтой и при этом вал опирается на один радиальный подшипник качения, установленный в стойке аппарата (рис.8). Такому конструктивному решению соответствует расчетная схема 1 (рис.7, прил.2. [1]) рис. 20.Рис.20.Графикизависимостикоэффициентаαот параметраКи α1к расчетнойсхеме№1креплениявала.Расчет на виброустойчивость.Расчет осуществляют в следующей последовательности:1.Определим массу единицы длины вала: , (24)где -плотность материала вала,-диаметр вала в месте уплотнения, м.2. Вычислим момент инерции поперечного сечения вала:(25)3. Определимзначениекоэффициентов: (26)a1 = 0.75где Mm = 13.8 -масса мешалки, кг (табл.43),l, L - значения длин соответсвующих участков вала, м (по расч. схеме и компоновке).4. В соответствии с выбранной расчетной схемой определим коэффициент = 1.75 (рис.1-10)5. Определим критическую скорость вала: (27)где модуль продольной упругости вала.ПроверимвыполнениеусловияРасчет на прочностьРасчет предусматривает определение эквивалентных напряжений вала в опасных сечениях (в местах с наибольшим изгибающим моментом). Выбор таких сечений выполняют после построения эпюр изгибающих и крутящих моментов.1. Определить эксцентриситет центра массы перемешивающего устройства:, (28)где Dмеш = 0,5 -диаметр мешалки, м .2. Определить значение приведенной массы мешалки и вала (29)где q - коэффициент приведения распределенной массы вала к сосредоточенной массе мешалки.Дляпервойрасчетнойсхемы: (30)3. Определяем радиус вращения центра тяжести приведенной массы мешалки и вала. (31)4. Определяем центробежную силу (32)5. Определяем радиальные реакции в опорах:Найдемреакции в опорах:::Проверка:-RA + RB – Fц = 0-782.25+ 886.55 – 104.3 = 0MA = 0MB = l2∙RB = 0,2 ∙ 886.55 = 177.31H∙м51,82 МПа <110 МПа – условие выполняется.Проверочный расчет шпоночного соединенияПризматические шпонки проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки, в месте посадки полумуфты и одна в месте установки мешалки.где d-диаметр вала в месте установки шпонки;lp=(l-b)-рабочая длина шпонки со скругленными торцами в мм, где l-полная длина шпонки в мм;b,h,t1-стандартные размеры из таблицы 55 [1];[σсм]= 196МПа-допускаемое напряжение на смятие для стали 08Х18Н10Т.Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78) Размеры для шпонок, устанавливаемых в продольно-разъёмной муфте. Таблица 21.Диаметрвалаd,ммСечениешпонкиГлубинапазаДлинаl,ммСвышеДоb,ммh,ммt1,ммt2,мм38…4412853,328-140Диаметр вала d=38-44 мм; (33)где: T = 140,45 Нм - крутящий момент вала;d = 40мм - диаметр вала;h = 8мм - высота шпонки; l = 32мм - длинашпонки;условие выполнено.Рис.22.Соединениепризматическойшпонкой.Проверка пригодности подшипников.Пригодность подшипников качения определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Cpс базовой (табличной) С.Расчет динамической грузоподъемности производится по формуле: (34)где: - срок службы (ресурс) узла; ; - число оборотов вала в минуту; - эквивалентная динамическая нагрузка;(для шарикоподшипников).Определение сил, нагружающих подшипники. Радиальные нагрузки на подшипники равны радиальным реакциям (см. расчет вала на прочность).Осевые нагрузки. При установке вала в шариковых радиальных подшипниках осевая сила , нагружающая на подшипник, равна внешней осевой силе , действующей на вал: (35)где Р - давление в аппарате; G - вес вала и мешалки;d- расчетный диаметр вала в уплотнении, установленном на крышке аппарата 1.Для выбранного подшипника выписываем значения динамической С = 50,3кН и статической грузоподъемности С= 31,5 кН (табл. 48,49 прил.1).2. По отношению (табл.50 прил.1) выписываем значения коэффициента осевого нагружения е = 0,19 3. Определяем осевые составляющие.В точке А:В точке В4. Определяем осевую результирующую нагрузку на подшипники в соответствии с условиями нагружения:, то 5. Сравниваем отношение с коэффициентом е и принимаем значения коэффициентов х = 0,56 и у = 2,3:6. Вычисляемэквивалентнуюдинамическуюнагрузку: (36)где V- коэффициент вращения; k=1,1-1,5, значение температурного коэффициента k принимают в зависимости от рабочей температуры подшипника :7. По формуле (34) определяем грузоподъемность С и сравниваем ее с табличным значением.подшипник пригоден.