Проектирование аппарата с рубашкой

Титул.doc

Федеральное агентство по образованию РФ
ГОУ ВПО "Сибирский Государственный Технологический Университет
Факультет: механический
Кафедра: Машины и аппараты промышленных технологий
«Проектирование аппарата с рубашкой»
Пояснительная записка
(МАПТ 00.00.00 327.ПЗ)

Спецификация.spw

Пояснительная записка
Болт М 20-8q x 100.35.029 ОСТ 26-2037- 96
Болт М 20-8q x 80.35.029 ОСТ 26-2037- 96
Гайка М20.7H.25.019 ОСТ 26-2041- 96
Опорная лапа 2-25000 ГОСТ 26296-84
Шайба 20.20.029 ОСТ 26-2042- 96

Cаманта.cdw

Kfkf.frw

РиК.doc

Технология химических и пищевых продуктов характеризуется широкой номенклатурой процессов свойств сырья и продуктов режимов и параметров работы машин и аппаратов.
По характеру воздействия на обрабатываемый продукт химическое и пищевое оборудование принято разделять на машины и аппараты.
В аппаратах происходят физико-механические тепловые диффузионные химические биохимические электрические и другие процессы.
В машинах технологические процессы происходят вследствие механического воздействия на обрабатываемый объект. Эти процессы называют механическими.
Деление технологического оборудования на машины и аппараты является условным. Имеются машины в которых механическая обработка сочетается с нагревом охлаждением массообменном химическими реакциями и этому термину «технологическая машина» придают расширенное значение понимая под этим любое техническое устройство предназначенное для осуществления технологического процесса.
Машины и аппараты пищевых производств во многом сходны с оборудованием химических и смежных отраслей промышленности.
Значительную долю всего оборудования химических и пищевых производств составляют емкостная аппаратура работающая под вакуумом или при избыточном давлении среды. Эти аппараты сложны и потенциально опасны поэтому им уделяется особое внимание.
Назначение и область применения аппарата
В современной химической технологии применяются самые разнообразные машины и аппараты как по назначению рабочим характеристикам так и по принципу действия и конструкции основных узлов и деталей.
Для физико-химической обработки различных материалов и их перемещения а также для интенсификации технологических процессов к обрабатываемым средам часто необходимо подводить тем или иным способом механическую энергию. Особенно широкое распространение в химической промышленности получили машины и аппараты с вращающимися деталями образующими различной формы роторы.
К числу типовых элементов роторов относятся валы оболочки диски лопасти различной формы. Главными нагрузками для элементов быстроходных роторов являются центробежные силы вращающихся масс вызывающие значительные напряжения.
Работоспособность многих конструкций машин и аппаратов зависят от правильности учета динамических нагрузок возникающих при колебаниях тех или иных элементов. Так надежная эксплуатация центрифуги центробежного насоса определяется виброустойчивостью роторов этих агрегатов.
К числу наиболее распространенных типовых элементов химического и пищевого оборудования следует отнести в первую очередь такие которые можно сгруппировать или по принципу общности расчетной схемы (стенки пластинки и оболочки массивные трехмерные тела) или по конструктивному признаку (элементы роторов вращающихся аппаратов и т.д.).
Выбор материалов для изготовления узлов аппарата
Оборудование предприятий пищевой химической фармацевтической промышленности разнообразно и отличается широким диапазоном давлений и температур усилий на рабочих органах машин и аппаратов мощности приводных устройств. Одним из важнейших требований к материалу конструкции является высокая механическая прочность в заданных температурных интервалах при этом выбор критериев оценки механических характеристик материала зависит от условий работы детали узла машины.
Выбор конструкционного материала определяемый условиями эксплуатации проектируемого элемента (температура величина нагрузки и ее цикличность характер агрессивного воздействия среды и др.) следует выполнять так что при низкой стоимости и недефицитности материала.
Сталь низколегированная конструкционная (ГОСТ 19281 – 89 и ГОСТ 19282 – 89) содержит менее 02% углерода и до 25% легирующих элементов. Такое легирование незначительно удорожает сталь существенно повышает ее прочность хладо- коррозионно- и износостойкость по сравнению с углеродистыми сталями сохраняя пластичные свойства и свариваемость. В химическом машиностроении в основном применяют стали марганцовистые 09Г2 14Г2 кремнемарганцовые 12ГС 16ГС 17ГС 09Г2С10Г2С1 марганцо-ванадиевые (например 15ГФ) для изготовления обечаек днищ фланцев и других деталей машин и аппаратов работающих под давлением до 10МПа в интервале температур от -700С до +4750С с неагрессивными средами.
Выбираем сталь 16ГС.
а) внутри аппарата (для днища обечайки корпуса и крышки) РР =Р =02 МПа так как максимальное значение гидростатического давления рабочей среды где
б) в рубашке PP=Pруб=045МПа так как максимальное значение гидростатического давления в рубашке при наличии конденсата водяного пара Pг.р=g·ρв·(Н+l2+L)=981·1000·(035+01+12)=161865Па0016МПа где Н=025D=025·14=035м ρв=1000кгм3 – плотность воды
Допускаемое напряжение
[]=·*=1·1625=1625МПа где *=1625МПа – для стали 16ГС при t=800С =1 – для листового проката.
[]=·*=1·1528=1528МПа где *=1528МПа – для стали 16ГС при t=1600С =1 – для листового проката.
Модудь продольной упругости
Е=193·105МПа – для обечайки корпуса при t=800С;
Ер=185·105МПа – для рубашки при t=1600С.
Прибавки к расчетным толщинам примем: С=2мм – обечайки и днища корпуса; Скр=2мм – крышки; Ср=02 – рубашки.
Расчетная длина цилиндрической обечайки корпуса
Расчетная толщина цилиндрической обечайки корпуса:
а) при действии внутреннего давления
б) при действии наружного давления
К3=lPD=13214=094 откуда по номограмме (рисунок 1.14[3]) К2=062.
Исполнительная толщина стенки цилиндрической обечайки корпуса в первом приближении
S>ma Sр.н.)+С=ma 87)+2=107мм.
Принимаем большее стандартное значение S=12мм. Так как обечайка корпуса при наличии давления в рубашке и внутри аппарата работает под совместным действием наружного давления Рн.р и осевого сжимающего усилия F то должно выполняться условие устойчивости
Осевое сжимающее усилие – это усилие прижатия днища к обечайке давлением в рубашке которое может быть рассчитано (пренебрегая силой тяжести днища и его связью с рубашкой) следующим образом:
Допускаемое наружное давление:
из условия прочности
Из условия устойчивости в пределах упругости при
с учетом обоих условий
Допускаемое осевое сжимающее усилие:
Из условия прочности в пределах упругости при lPD=13214=09410
Условие устойчивости обечайки корпуса выполняется:
Допускаемое внутренне давление на обечайку корпуса:
Условие РР[Р] выполняется (02218).
Исполнительную толщину Sэ эллиптического днища корпуса аппарата примем из условия равной толщины свариваемых друг с другом оболочек: Sэ=S=12мм. При этом должно выполняться условие Рр.р≤[Рн]э и Рр≤[Р]э.
Допускаемое наружное давление для днища:
из условия устойчивости в пределах упругости
Условие устойчивости днища выполняется:
Допускаемое внутреннее давление для эллиптического днища:
Условие Рр[Р]э выполняется (022175).
Исполнительная толщина эллиптической крышки:
Допускаемое внутреннее давление для крышки:
Условие РР[Р]кр выполняется (020232).
Исполнительная толщина:
цилиндрической обечайки рубашки
эллиптического днища рубашки
Принимаем толщину стенки рубашки SP=3мм.
Допускаемое внутреннее давление:
на обечайку рубашки
на эллиптическое днище рубашки
Допускаемое давление внутри аппарата в рабочих условиях:
[P]а=m [P]э; [P]кр=m 2175; 0232=0218 МПа
Допускаемое давление в рубашке при работе аппарата:
[P]р=m [Pн]э; [P]р.ц;[Р]р.э=m 1024; 057; 057=045 МПа где [Pн]F=Рр.р=045 МПа.
Укрепление отверстия
Расчетный диаметр укрепляемого элемента DP=2D=2·14=28м так как Х=0.
Расчетный диаметр отверстий в стенке обечайки dP=d+2C1=600+2·2=604мм=0604м.
Так как dp>d0 то необходимо провести укрепление.
Ширина зоны укрепления для отверстия
Толщина стенки щтуцера:
Расчетные длины щтуцера
Необходимая площадь укрепления кольца
Площадь поперечного сечения укрепляемого кольца примем А2=00005м2.
Толщина накладного кольца
Окончательно примем S2=5мм.
Фланцевое соединение корпуса с крышкой
Конструкцию соединения крышки и корпуса аппарата при D=1400мм и Рр=02 МПа выбираем согласно таблице 1.36[3] с плоскими приварными фланцами и уплотнительной поверхностью «шип-паз».
Конструктивные размеры фланца. Толщину втулки фланца принимаем S0=S=12мм.
Высота втулки фланца
Диаметр болтовой окружности
где dб=20мм – наружный диаметр болта при D=14м и Рр=02 МПа (таблица 1.40[3]); u – нормативный зазор (u=4мм).
Наружный диаметр фланца
где а=40мм – для шестигранных гаек при dб=20мм (таблица 1.41[3]).
Наружный диаметр прокладки
где е=30мм – для плоских прокладок (таблица 1.41[3]).
Средний диаметр прокладки
где b=15мм – ширина прокладки (таблица 1.42[3]).
Количество болтов необходимых для герметичности соединения
где tш=45·dб=45·20=90мм – шаг размещения болтов М20 на болтовой окружности при Рр=02 МПа (таблица 1.43[3]).
Принимаем nб=56 кратное четырем.
Высота (толщина) фланца
где λф=03 – для плоских фланцев при Рр=02МПа (рисунок 1.40[3]);
Sэк=S0=12мм так как для плоских фланцев 1=S1S0=1.Принимаем hф=40мм.
Расчетная длина болта
где lб.о=2·(hф+hп)=2·(40+2)=84мм – расстояние между опорными поверхностями головки болта и гайки при толщине прокладки hп=2мм.
Нагрузки действующие на фланец
Равнодействующая внутреннего давления
где Кпр=1 – для резины с плотностью свыше 12 МПа (таблица 1.44[3]); b0=b=15мм=0015м так как b≤15мм.
Коэффициент жесткости фланцевого соединения
где yб yп yф – податливость соответственно болтов прокладки фланцев.
где Еб=19·105 МПа – для материала болтов из стали 35; fб=235·10-4м2 – для болтов диаметром dб=20мм.
Податливость прокладки
где Еп=4[1+b(2hп)]=4·[1+0015(2·0002)]=19МПа – для прокладки из резины с твердостью свыше 12МПа (таблица 1.44[3]); Кп=009.
где Е=2·105МПа – для стали 16ГС;
Болтовая нагрузка в условиях монтажа
где Рпр=4МПа – для резиновой прокладки с твердостью свыше 12МПа (таблица 1.44[3]).
Болтовая нагрузка в рабочих условиях
Приведенный изгибающий момент
где []20=170МПа и []=1625МПа
Проверка прочности и герметичности соединения. Условие прочности болтов при монтаже фланцевого соединения и в его рабочем состоянии выполняется:
( для болтов из стали 35 при t=200С);
(для болтов из стали 35 при t=800С).
Условие прочности прокладок выполняется:
где Рпр=20МПа – для резиновой прокладки с твердостью свыше 12МПа; Fб.ma Fб2=ma 035=039MH.
Максимальное напряжение в сечении ограниченном размером S0:
где D*=D=14м так как D>20·S0 (14>20·0012=024м);
Напряжение во втулке от внутреннего давления:
Условие прочности для сечения ограниченном размером S0=12мм выполняется:
где []0=0003·Е=0003·193·105=579МПа – для фланца из стали 16ГС в сечении S0 при Рр=02МПа.
Окружное напряжение в кольце фланца
Условие герметичности фланцевого соединения выполняется:
Теплообменная рубашка
Для соединения сосуда с рубашкой используем коническое без отбортовки сопряжение. При сопряжении при помощи конуса угол α примем равным 300. Увеличим толщину стенки рубашки до Sн.руб=5мм так как при Sн.руб=3мм допускаемое избыточное давление меньше расчетного.
Коэффициент осевого усилия
где d1≤04D2=04·15=06м – диаметр окружности сопряжения рубашки с днищем сосуда.
Коэффициент учитывающий расстояние между корпусом сосуда и рубашкой
где - расстояние от середины стенки до наружной стороны стенки сосуда.
Коэффициент длины сопряжения
при α=300 ; ρ=0 – для конического соединения без отбортовки.
Коэффициент отношения прочности корпуса сосуда и рубашки
где []1=1625МПа и []2=1528МПа – допускаемые напряжения для стенки сосуда и рубашки при температуре 800С и 1600С соответственно.
Радиус отбортовки определяется по уравнению
Относительная эффективная несущая длина конуса
Допускаемое избыточное давление в рубашке
где φ2 =1 – коэффициент прочности сварного продольного шва рубашки;
В – коэффициент сопряжения при помощи конуса
где f1=19 – коэффициент прочности определяется по графику (рисунок 10[4]).
где f2=32 – коэффициент прочности определяется по графику (рисунок 11[4]).
где f3=f4=1732 – коэффициент прочности определяется по графику (рисунок 12 и 13[4]).
Условие [Р]2>P2 выполняется (0597>045).
Определение размеров сопряжения
Нагрузка от собственного веса
F=G1=0027MH так как опоры на цилиндрической обечайке корпуса.
Проверка несущей способности от совместного действия осевого усилия и избыточного давления в рубашке
Условие выполняется.
Определение оптимальных размеров корпуса аппарата
Масса аппарата снабженного теплообменной рубашкой
Масса корпуса аппарата
Масса U-образной теплообменной цилиндрической рубашки
Массу жидкости в рубашке примем mж=0 так как среда пар.
Сила тяжести аппарата
Опоры ставим на цилиндрическую обечайку корпуса.
По Q выбираем по таблице 1[2] опоры типа 1 с допускаемой нагрузкой Q=25кН:
Опора 1 – 2500 ОСТ 26 – 665 – 79
а=125мм; а1=155мм; в=155мм; с=45мм; с1=90мм; h=230мм; h1=16мм; S1=8мм; к=25мм; к1=40мм; d=24мм; dб=М20; fmax=40мм.
Усилие действующее на одну опорную лапу
где G – вес аппарата в условиях эксплуатации или испытанииН;
М – изгибающий момент: М=001МНм;
S0=(S-C) – толщина стенки аппарата в конце срока службы м: S0=0012-0002=001м;
SH – толщина подкладного листа: при отсутствии подкладного листа SH=0;
e – расстояние между точкой приложения усилия и обечайкой
b – длина опорной лапы м.
Несущую способность обечайки в месте приварки опорной лапы без подкладного листа проверяем по формуле
где допустимое усилие на опорный элемент в условиях эксплуатации или испытания [F1] определяем по формуле
Коэффициент К7 определяем в соответствии с графиком (рисунок 5[2]): К=087.
[i] – предельное напряжение изгиба
где [] – допускаемое напряжение для материала обечайки МПа;
nT – запас прочности по пределу текучести;
К2 – коэффициент принимаемый равным К2=12 для рабочих условий;
К1 – коэффициент который определяем по рисунку 8[2] в зависимости от 1 и 2;
– коэффициент представляющий отношение местных мембранных напряжений к местным напряжениям изгиба. Для опорных лап без подкладного листа принимают 1=03;
– коэффициент учитывающий степень нагрузки общими мембранными напряжениями определяют по формуле
Где - общее мембранное напряжение в цилиндрической обечайке
DR=D=14м – расчетный диаметр для цилиндрической обечайки.
т.е. 0019МПа0049МПа – условие выполняется.
В ходе проектирования была разработан аппарат с требуемыми техническим заданием характеристиками.
В пояснительной записке приведены механические расчёты подтверждающие работоспособность проектируемого сосуда.
В графической части курсового проекта изображены: сборочный чертеж корпуса аппарата с выносками узлов фланцевого соединения опорного узла и соединения рубашки с корпусом.
Список использованной литературы
Конструирование и расчет элементов оборудования: Методические указания к выполнению курсовой работы для студентов специальностей 170500 170600 030500 всех форм обучения. – Красноярск: СибГТУ 2002. -32с.
Конструирование и расчет элементов оборудования. Опоры аппаратов: Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов специальностей 170501 170601 030528 всех форм обучения. – Красноярск: СибГТУ 2002. -36с.
Михалев М.Ф. Расчет и конструирование машин и аппаратов химических производств: Примеры и задачи: Учебное пособие для студентов втузовМ.Ф. Михалев Н.П. Третьяков А.И. Мильченко В.В. Зобнин. Л.:Машиностроение Ленингр. отд-ние 1984. – 301 с. ил.
Сосуды с рубашками: Методические указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов. – Красноярск: КГТА 1997. – 40 с.

Содержание.doc

Назначение и область применения аппарата 6
Выбор материалов для изготовления узлов аппарата . . 7
Расчетные параметры . .8
Толщина стенок . . .9
Укрепление отверстия ..13
Фланцевое соединение корпуса с крышкой . .14
Теплообменная рубашка . ..18
Определение оптимальных размеров корпуса аппарата ..20
Список использованной литературы .24