Перемешивающий аппарат

метки: Месильный, Оборудование, Перемешивать, Аппарат, Условие, Напряжение, Эксплуатация, Соответствие

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

Механическое перемешивание производится с целью:

• а) создания однородных растворов, эмульсий и суспензий;
• б) интенсификации процессов теплообмена;
• в) интенсификации процессов массообмена (чисто физического или в сочетании с химической реакцией).

Отраслевыми стандартами Минхимнефтемаша установлены конструкции и параметры специальных составных частей аппаратов мешалки, что позволяет осуществить компоновку аппарата из типовых элементов (корпуса, мешалки, уплотнения вала, привода перемешивающего устройства по ОСТ 26-01-1205-95 в соответствии с частотой вращения мешалки, номинальным давлением в корпусе аппарата).

Одновременно устанавливается тип уплотнения для вала мешалки: сальниковое или торцевое. Необходимо учитывать, что приводы типа 1 и 3 с концевой опорой в аппарате для вала мешалки не надежны в эксплуатации при воздействии абразивной или коррозионной активной среды на вал и вкладыши подшипника. Типоразмер мотор-редуктора выбирается в соответствии с заданной частотой вращения вала мешалки и потребляемой мощности электродвигателя. В аппаратах всех типов могут применяться внутренние теплообменные устройства – змеевик, либо непосредственный обогрев рабочей среды подачей горячего пара.

Конструкция должна обладать эффективностью. Понятие эффективности конструкции включает технологическую сторону её работы, и для правильного конструктивного решения требуется изучение физико-химической сущности процесса.

Конструкция должна обеспечивать надежность и безопасность эксплуатации. При конструировании следует учитывать возможность повышенной огне- и взрывоопасности

производства, как у нас перемешивающаяся среда – нефть при 100 градусах, давление в 13,5 раз больше атмосферного – то есть жесткие условия работы.

Аппарат должен обладать способностью к длительной эксплуатации и обеспечивать длительный межремонтный период. Это требует выполнения правильного выбора конструкции, применение соответствующих стойких и прочных материалов и надлежащего качества изготовления.

Перемешивание. Виды и конструкции мешалок

... перемешивания. Интенсификация процессов перемешивания приводит к уменьшению размеров проектируемой аппаратуры и увеличение производительности действующей. 2. ВИДЫ ПЕРЕМЕШИВАЮЩИХ УСТРОЙСТВ И КОНСТРУКЦИИ МЕШАЛОК 1 ... эмульсии эффективность характеризуется равномерностью распределения дисперсной фазы, при протекании химических процессов - степенью превращения или расходом реагента, а при интенсификации ...

Конструкция аппаратов должна обеспечивать сравнительную легкость сборки и разборки, доступность при ремонте. Она должна быть достаточно простой, экономичной, отличаться небольшим удельным расходом материалов.

Из перечисленного делаем вывод: конструкция аппарата разрабатывается исходя из основных технических требований предъявляемых к аппарату, и условий, при которых аппарат будет эксплуатироваться. К числу основных требований относятся: назначение и среда, техническая характеристика (производительность, емкость, поверхность теплообмена, и т.п.), параметры технологического процесса (давление и температура), а так же надежность и безопасность.

Эскизная разработка конструкции аппарата сводится к выбору унифицированных комплектующих элементов: корпуса с внутренними устройствами, привода, мешалки, уплотнения вала мешалки.

Корпус аппарата с внутренними устройствами выбирается по ОСТ 26-01-1246-75 аппарат типа 2 — с коническим отбортованным днищем, углом при вершине конуса 90? и эллиптической отъемной крышкой, без теплообменного устройства.

Опоры аппарата – по ОСТ 26-665-72 даются по условию к аппарату типа 2 четыре опоры-лапы.

Привод выбирается по ОСТ 26-01-1225-75 в соответствии с частотой вращения мешалки и номинальным давлением в корпусе аппарата, так как частота вращения и номинальное давление достаточно большие то выбирается привод типа 4, с клиноременной передачей с частотой n=400?750 об/мин, для установки на крышке аппарата с номинальным давлением в аппарате 1,6 МПа.

Одновременно устанавливается тип уплотнения для вала мешалки – торцевое, так как номинальное давление в аппарате превышает значение 0,6 МПа, и составляет 1,35 МПа.

Мешалка выбирается по ОСТ 26-01-1245-75 в соответствии с заданным типом и диаметром – мешалка открытая турбинная Из разных типов турбинных мешалок наибольшее применение в промышленности нашли открытые мешалки с прямыми лопатками. Эти мешалки просты в конструктивном отношении и обладают высокой эффективностью. Мешалки в наиболее общем случае можно разделить на быстро-

ходные и тихоходные, турбинные мешалки относят к быстроходным. мешалки чаще всего работают в аппаратах с отражающими перегородками рис 2. Отсутствие перегородок приводит к завихрению жидкости в аппарате и образованию воронки. Открытые турбинные мешалки с прямыми лопатками создают радиальный поток жидкости рис 3. На выбор мешалки влияет вязкость жидкости. Широкую область применения имеют турбинные которые пригодны для перемешивания жидкостей с большим диапазоном вязкостей.

Выбор мешалки происходит по веществу, из активной среды .Хотя механическое проектирование валов для передачи мощности известно уже давно, в литературе имеется мало данных по вопросу проектирования валов мешалок. Применяются два типа валов — сплошные и полые. Прочность на изгиб и на кручение полого вала не намного меньше, чем сплошного, ввиду того, что напряжения воспринимают главным образом наружные «волокна» вала. Существенным элементом при выборе варианта сплошного или полого вала является материал, из которого он изготавливается. Если конструкционным материалом является обычная углеродистая сталь, чаще всего изготавливается сплошной вал; если же из-за действия коррозионной среды приходится применять кислотоупорную сталь, вал делают полым, вследствие чего достигается значительная экономия средств.

Так как у нас большие передаваемые моменты, то для передачи вращающего момента используем фланцевую муфту.

рисунок 2 рисунок 3

2.Выбор материала

Материалы, выбранные для деталей и сборочных единиц, должны обеспечить надежность аппарата и мешалки в работе и экономичность в изготовлении.

При выборе материала необходимо учитывать рабочую температуры в аппарате, давление и коррозионную активность рабочей среды, стали со скоростью коррозии более 0,1…0.5 мм/год. Учитывая эти условия, выбираем материал:

Для мешалки и вала – Сталь 35ХМ

Таблица 1

наименование среды	нефть
температура среды	100°С
срок службы аппарата	20 лет
коррозионная стойкость	0,1?10 -3
рабочее давление	1,35 МПа
плотность	840 кг/м 3

3.Расчетная часть

Расчетная часть курсового проекта включает в себя проверочные расчеты составных частей аппарата с мешалкой по главным критериям работоспособности (прочность, устойчивость, термостойкость, коррозионная стойкость и т.д.).

3.1 Расчет геометрических частей аппарата

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

Определение расчетного давления в аппарате.

Расчетное давление – давление, при котором производится расчет на прочность и устойчивость элементов корпуса аппарата. По стандарту за рабочее давление принимается внутреннее давление среды в аппарате. Расчетное давление – это рабочее давление в аппарате без учета кратковременного повышения давления при срабатывании предохранительных

где Р _изб – избыточное давление среды. Задается условиями технологического процесса.

• гидростатическое давление;

? – плотность жидкой среды,

g =9,8

• ускорение свободного падения.

Н _ж – высота столба жидкости.

Р _гидр учитывается, если оно превышает 5% от избыточного давления Р _изб .

• не учитывается.

Расчетное внутреннее давление

Расчет наружного давления, для проверки стенок корпуса на устойчивость.

Для элементов корпуса без рубашки:

где Р _а – атмосферное давление, Р _а =0,1МПа .

Р _о – остаточное давление. Р _о =0,01МПа .

Определяем допускаемое напряжение для выбранного материала

где

• допускаемое напряжение
• поправочный коэффициент, учитывающий взрывоопасность среды

;[4,стр 7]

• нормативное допускаемое напряжение

[1,стр 11].

Поправка на коррозию

где П – скорость коррозии в рабочей среде. П =0,1

;[1,стр 8-10]

• срок службы аппарата.

Расчет оболочек, нагруженных внутренним давлением

Расчет толщины стенки цилиндрической обечайки

где D – внутренний диаметр корпуса;

• расчетное давление;
• допускаемое напряжение;
• коэффициент прочности продольного сварного шва обечайки, для стыковых и тавровых швов с двусторонним проваром и выполненных автоматической сваркой:

[4,стр 9]

C – поправка на коррозию;

С ₀ – прибавка для округления до стандартного значения.

Расчет эллиптической крышки .

Расчет конического днища.

Расчет оболочек, нагруженных наружным давлением.

Определяем предварительно толщину стенки цилиндрической обечайки.

n _у = 2.4 – коэффициент запаса устойчивости в рабочем состоянии;[4,стр 11]

Е = 2?10⁵ МПа – модуль продольной расчетной упругости для материала обечайки при расчетной температуре;[1,стр 12]

L – длина гладкой обечайки;

D – внутренний диаметр аппарата;

L = H ₂ – H ₆ = 1060 – 712 = 348 мм []

K ₂ определяем по номограмме

• [4,стр 10]

K ₂ = 0.22

Проверяем допускаемое наружное давление.

Допускаемое давление из условия прочности:

Вспомогательный коэффициент:

Допускаемое давление из условия устойчивости:

Определяем допускаемое наружное давление:

Условие выполняется если

0.09 МПа < 0.8258 МПа – условие выполняется.

Расчет конического днища

[Р _Р ] – допускаемое давление из условия прочности;

[Р _Е ] – допускаемое давление из условия прочности;

Коэффициент В ₁ :

L _E – расчетная длина;

D _o – внутренний диаметр нижнего штуцера D_o =100[1,стр 38];

• Диаметр конической обечайки;

Условие выполняется если Р _р.н.

[Р];

0,09 МПа<0>

• Эскиз корпуса представлен на рисунке 4.

3.2 Подбор и расчет привода

Определение мощности потребляемой приводом

где N _{эл.дв .} – мощность, потребляемая приводом, кВт ;

• Nвых. – мощность, потребляемая на перемешивании, кВт;
• К.П.Д.

подшипников, в которых крепится вал мешалки,

[4,стр 4]

• К.П.Д., учитывающий потери в компенсирующих муфтах,

[4,стр 4]

• К.П.Д. механической части привода,

[4,стр 4]

• К.П.Д., учитывающий потери мощности в уплотнении,

[4,стр 4]

Выбираем стандартный по мощности двигатель. Для двигателя полученной мощности по таблице рекомендован привод типа 4, привод со встроенными в редуктор опорами вала мешалки. Исполнение привода – 1 (для установке на крышке).

Номинальное давление в аппарате – 1,6 МПа .

Определение расчетного крутящего момента на валу:

где k _д – коэффициент динамической нагрузки для открытых турбинных мешалок k _д =1,2[4,стр 15]

Определение диаметра вала.

Размер привода выбирается по диаметру вала

где [ ? _кр ] – допускаемое напряжение при кручении, МПа .

[ ? _кр ]=20 МПа .

d _станд. = 80 мм по ОСТ 26-01-1225-75.

Стандартный привод по условиям работы подшипников и наиболее слабых элементов конструкции рассчитан на определенное допустимое осевое усилие [ F ], которое для привода типа 4, исполнения 1, габарита 2 равно 5300 Н, так как частота вращения вала равна 400 мин^-1 и мощность электродвигателя необходимая по условиям 3,9 кВт .

Действующее осевое усилие на вал привода аппарата определяется по формуле:

где d – диаметр вала в зоне уплотнения;

А _упл – дополнительная площадь уплотнения, м ;

G – масса части привода;

G =(m _в + m _меш + m _муф )?g

где m _в – масса вала;

m _меш – масса мешалки, m _меш = 38 кг . [3,стр 12]

m _муф – масса муфты, m _муф = 50,6 кг ,[1,стр 56]

L _в – длина вала;

? – плотность стали,

• [4,стр 13]

h _м =1,5d _m = 1,5*280=420 мм.

L _в = 1200 +650 + 700 + 30 – 420 = 2160 мм . в соответствии с рисунком 2;

G = (38+50,6+85,2)?9,81 = 1705 H .

Расчетное осевое усилие:

Сравниваем полученные значения сил F _вверх и F _вниз с допустимой нагрузкой [F ]:

5138 H < 5300 H

• 2206,83 H < 5300 H .

Привод подходит.

Основные размеры привода типа 2, исполнения 1, габарита 2 определяем по таблицам в соответствии с ОСТ-26-01-1225-75.

В = 620 мм ; l ₂ = 650 мм ;

L = 1100 мм ; S = 18 мм ;

H ₁ =820 мм ; D = 560 мм ;

h = 1600 мм ; D ₁ = 650 мм ;

h ₁ = 700 мм ; l ₂ = 650 мм ;

m _прив = 700 кг .

Эскиз привода представлен на рисунке 5.

3.3 Уплотнения вращающихся валов.

Подбираем торцовое уплотнение, так как оно обеспечивает лучшее уплотнение, не требует эксплуатации во время работы и является более надежным, чем сальниковое уплотнение. Также выбор уплотнения обусловлен высоким внутренним давлением(P _и =1,35МПа).

Схема уплотнения представлен на рисунке 6.

3.4 Расчет элементов механического перемешивающего устройства

В рассматриваемых методах расчета валов принят ряд допущений.

1. Разъемный вал, соединенный жесткой муфтой, принят эквивалентным целому.

2. Силовое воздействие на вал уплотнительного устройства ( сальникового или торцевого ) и податливость опор не учитываются.

3. Участки вала, расположенный выше верхней опоры, в расчет не учитываются.

4. Соединительные муфты и изменение диаметра вала в пределах привода, предусмотренные ОСТ 26-01-1225-75, не учитываются.

5. Расчет жесткости консоли ведется по диаметру наибольшей протяженности.

Основные условия, обеспечивающие работоспособность вала, определяются расчетом его на виброустойчивость, жесткость и прочность.

Расчет вала на виброустойчивость сводится к определению условий работы, при которых угловая скорость вынужденного вращения вала ? находится в определенном соотношении с частотой его собственных крутильных колебаний ? ₁

Вал, вращающийся с частотой, меньшей, чем первая критическая скорость , называется жестким. Если же его частота вращения превышает первую критическую скорость

, то вал называется гибким – такой вал нам не подходит .

Расчет вала перемешивающего устройства на виброустойчивость

Должно выполняться условие:

где ? ₁ – первая критическая угловая скорость вала,

? – угловая скорость вала,

L=2160- расчетная длина вала, м;

Относительная масса вала:

Е = 2?10⁵ – модуль упругости для материала вала, МПа;

I – момент инерции поперечного сечения вала, м ⁴ ;

? – корень частного уравнения, определяется по графикам[4,стр 14].

Следовательно

0.7?73 > 41,87 41,87<51,12– условие выполняется.

Расчет вала на прочность – предусматривает определение эквивалентных напряжений в опасных по прочности сечениях( в местах с наибольшим крутящим и изгибающим моментом, в местах концентрации напряжений)

Проведем расчет вала на кручение и изгиб

Напряжение от крутящего и изгибающего моментов определяются соответственно по формулам:

;

;

Расчетный изгибающий момент М от действия приведенной центробежной силы F _ц определяется в зависимости от расчетной схемы вала

m _пр – приведенная сосредоточенная масса вала, кг;

r – радиус вращения центра тяжести приведённой массы вала.

q – коэффициент приведения массы к сосредоточенной массе.

где

• эксцентриситет массы перемешивающего устройства с учетом биения вала, м ;

• эксцентриситет центра массы перемешивающего устройства, м ;

• =0.14…0.2мм.

Примем

=0,14мм

? – допускаемое биение вала;

Найдем реакции в опорах:

:

:

Проверка:

• R _A + R _B – F _ц = 0

• 211,65+302,75-91,1=0 верно

M _A = 0

M _B = l ₂ ?R _B = 0,65?302,75 = 196,79 H?м

4,42 МПа < 207 МПа – условие выполняется.

Расчет вала на жесткость

Расчет вала на жесткость заключается в определении допускаемой величины прогиба( динамических смещений вала) в опасных местах( в местах установки уплотнительных устройств и тд).

Производится из следующего условия:

J _{max .} ? [J ] ,

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

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

x=h ₁ =0,7 м

I=2?10 ^-6 м ⁴

l ₂ = 0,65 м

l ₁ =1,51м

0,1097?10 ^-3 м Ј 10^-3 м — условие выполняется.

Определим угол поворота в сферическом подшипнике:

При этом необходимо, чтобы выполнялось условие q _В ? [q ], где наибольший допускаемый угол поворота для радиальных сферических шарикоподшипников [q ] = 0,05 рад .

5,59?10 ^-5 рад ?0,05рад — условие выполняется.

3.5 Расчет подшипников качения

Опора А: Выбираем радиальный шариковый легкой серии тип 210

d = 75 мм ; C _r = 19,8 кН .

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

=

Где

К _T = 1.1[8,стр 292] – температурный коэффициент,

К _? = 1.2[8,стр 293] – коэффициент безопасности

=

1,14?10 ⁷ ч>10000ч – подшипник подходит.

[8,стр 294]

33862ч>10000ч

Опора В. Выбираем подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный (ГОСТ 28428-90) средней серии, типа 1216.

d = 80 мм ; C _r = 88 кН .

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

=

Где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

• Y – коэффициент осевой нагрузки;
• V=1, так как вал вращается;

К _T = 1.1[8,стр 292] – температурный коэффициент,

К _? = 1.2[8,стр 293] – коэффициент безопасности

е=0,22

Подсчитываем долговечность подшипника по формуле:

11723 ч >10000ч – подшипник подходит.

Эскиз расположения подшипников на валу представлен на рисунке 10.

3.6. Подбор муфты

В приводе типа 4, исполнения 1 устанавливается фланцевая муфта – устройство для соединения валов между собой и с деталями, свободно насажденными на валы, с целью передачи вращающего момента.

Фланцевая муфта применяется для соединения строго соосных валов. Муфта состоит из двух полумуфт, имеющих форму фланцев. Полумуфты насаживают на концы соединяемых валов и стягивают болтами. Для центрирования фланцев один из ни имеет круговой выступ, а другой соответствующую выточку. Полумуфты соединяются с валами призматическими шпонками. Фланцевое муфты обеспечивают надежное соединение валов и могут передавать большие моменты.

Фланцевая муфта, габарит 3, исполнение 2.

d = 80 мм ; n=6

D=260 мм ; L=170мм

D ₁ =220 мм ; l=28мм

d ₀ = 160 мм ; l ₁ =38 мм ;

d ₁ = 180 мм ; m = 50,6 кг .

d ₂ = 150 мм ; b =5 мм ;

d ₃ = 135 мм ; l ₂ = 28мм ;

d _б = М16;

• Эскиз муфты представлен на рисунке 11.

3.7 Расчет мешалки

Лопасти мешалки рассчитывают на изгиб.

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

где N – расчетная мощность, Вт;

n – частота вращения мешалки, с^-1 ;

• D – диаметр диска;

;

l – длина лопатки;

;

Расчетный момент сопротивления лопатки при изгибе в расчетном сечении определяется по формуле:

допускаемое напряжение на изгиб, для стали 35ХМ

;

;

Фактический момент сопротивления поперечного сечения лопасти в месте присоединения её к ступице:

• условие выполняется.

Номинальная расчетная толщина лопатки:

Конструктивная толщина лопатки:

3.8. Расчет призматической шпонки на смятие

Выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78

l _{c т} – длина ступицы по таблице l _{c т} =70мм

Проверим на смятие

d _вала = 45мм – диаметр под ступицу.

( выбираем из

Условие прочности:

;

условие выполняется

Рис12. Шпонка

3.9 Расчет опор-лап аппарата

Размер опоры-лап выбирается в зависимости от внутреннего диаметра корпуса аппарата в соответствии с ГОСТ 26-665-72.

1. Проверочный расчет элементов опоры:

Выбираем типоразмер опоры и определяем допускаемую нагрузку на опору:

Тип 2. Исполнение 2.

a = 210 мм ; h = 470 мм ; d ₀ = 35 мм ;

a ₁ = 250 мм ; h ₁ = 24 мм ; d ₁ = M30 мм ;

a ₂ = 150 мм ; l = 120 мм ; f = 210 мм ;

b = 380 мм ; S ₁ = 12 мм ; m = 28 кг;

b ₁ = 170 мм ; k = 35 мм ; прокладной лист:

b ₂ = 160 мм ; k ₁ = 100 мм ; m = 4.5 кг;

c = 40 мм ; R = 1100 мм ;

c ₁ = 120 мм ; r = 20 мм ;

Основная величина для расчета нагрузки на одну опору:

где G _мах – максимальный вес аппарата, включающий вес аппарата, футеровки, термоизоляции, различных конструкций, опирающихся на корпус аппарата, максимальный вес продуктов, заполняющих аппарат или массу воды при испытании.

n – число опор (n=3 – расчет опоры стойки n=4 – опоры лапы );

где

;

;

;

;

G ₁ <[G]; [G]=63кН

4,91 кН<63>-условие выполняется

2. Определяем фактическую площадь подошвы прокладочного листа опор;

где a ₂ , b ₂ – размеры подкладного листа;

3. Определяем требуемую площадь подошвы подкладного листа из условия прочности бетона фундамента:

где

• допускаемое удельное давление для бетона марки 200.

условие А _треб <�А>факт выполняется.

4. Проверим вертикальные ребра опор на сжатие и устойчивость.

Напряжение сжатия в ребре продольном изгибе:

где 2.24 – поправка на действие неучтенных факторов.

k ₁ – коэффициент, определяемый по графику в зависимости от гибкости ребра ?

где

• гипотенуза ребра для опоры-лапы.
• Следовательно k ₁ = 0.375

z _p = 2 – число ребер в опоре;

S ₁ = 12 мм – толщина ребра;

b = 200 мм – вылет ребра;

• допускаемое напряжение для ребер опоры

k ₂ – коэффициент уменьшения допускаемых напряжений при продольном изгибе k ₂ =0.4;

• условие выполняется.

5. Проверим на срез прочности угловых швов, соединяющих ребра с корпусом аппарата:

• общая длина шва при сварке;
• условие выполняется.

Эскиз опор-лап представлен на рисунке 13.

3.10.Расчет фланцевого соединения

Фланцевые соединения – наиболее распространений 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 и шайб).

Для нашего аппарата используем соединение болтами, так как давление в нем ниже 1,6 МПа.

Выбираем плоский приварной фланец (рекомендуется применять при давлении от 0,3 до 1,6 МПа и температуре до 300°C).

Для нашего соединения используем фланец с выступом-впадиной, обеспечивают соосность соединения (применяются при давлениях от 0,6 до 1,6 МПа).

Прокладки обеспечивают герметичность соединения. Прокладку из паронита применяют при температурах до 450?С и давлениях до 6 МПа. Рисунок 17

Расчетная температура

C

C

Допускаемое напряжение материал для болтов Ст 3.

Толщина втулки плоского приварного фланца, Высота втулки фланца

D – диаметр корпуса, 1200мм ;

С – поправка на коррозию, 2мм ;

Диаметр болтовой окружности для плоско приварных

d _б – наружный диаметр болта, 24мм ;

U – нормативный зазор между гайкой и втулкой, 4:6;

Наружный диаметр фланцев

Наружный диаметр прокладки

е=34 мм — нормативный параметр, зависящий от типа прокладки

Средний диаметр прокладки

в — ширина прокладки

Количество болтов необходимых для обеспечения герметичности соединения:, Высота фланца ориентировочно

;

• принимаем 0,51;
• эквивалентная толщина втулки;
• принимаем 2,5;

Проверка прочности болтов фланцевого соединения:

F _зат =1,2F; F=Q/n; n — число болтов фланцевого соединения;

F _зат =1,2·9,7=11,62H

0,056<120МПа> – условие прочности болтов фланцевого соединения

Выполняется.

3.11. Подбор штуцеров и люка

Для залива масла в редуктор , контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей используют люки. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации, размеры люков должны быть пригодными для этих целей. Люки делают прямоугольной, реже круглой формы, и закрывают крышками , изготовленного из стального листа, литыми из чугуна, сплавов или прессованными из пластмассы.

Для того, чтобы внутрь корпуса извне не попадала пыль, под крышку ставят уплотняющие прокладки из прокладочного картона толщиной 1…1,5 мм или полосы из технической резины толщиной 2… 3 мм, привулканизированной к крышке.

~(12…15)d.

Выбираем люк с плоской крышкой и откидными болтами.

Диаметры штуцеров выбираются по ОСТ 26-01-1246-75 в зависимости от внутреннего диаметра корпуса.

Диаметры штуцеров:

Для загрузки А 150 мм

Резервный Б100мм

Резервный В100мм

Технологический Г 100мм

Для манометра Е50мм

Для термометра ЖМ27?2мм

Вход и выход теплоносителя М ₁ М ₂ 50мм

Для слива О 100мм

Люк П 150мм

Рисунок 15

4. Заключение

Основной целью проекта являлась разработка документации, чертежей для сооружения аппарата. При этом необходимым условием было учесть экономическую сторону проектирования, то есть экономию конструкционного материала: уменьшение массы элементов аппарата без ущерба их надежности и безопасности при эксплуатации.

После выбора конструктивного материала составляется расчетная схема аппарата с мешалкой, определили его габаритные размеры и произвели расчет по основным критериям работоспособности. Расчет производится на самые необходимые условия, возможные при эксплуатации.

Общий вид аппарата представлен на чертеже. Чертеж основных узлов выполняется на форматах меньшего размера. Спецификация составляется для чертежа общего вида и чертежа сборочных единиц.

В записке приведены основные размеры элементов химического аппарата. Конструирование химического оборудования необходимо производить с меньшим использованием стандартных узлов и деталей, простых в изготовлении и хорошо зарекомендовавших себя в процессе эксплуатации.