WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!


Pages:     | 1 || 3 | 4 |   ...   | 8 |

Удовлетворяющие этим условиям однослойные и многослойные сосуды и аппараты со стандартными элементами могут быть допущены к эксплуатации без проверки на прочность с числом циклов нагружения менее 1000. Имеются некоторые исключения для многослойных сосудов больших диаметров.

8.2.5. Повышение несущей способности СВД Для повышения несущей способности толстостенных цилиндров, кроме применения материалов с повышенными механическими свойствами, используют в основном два способа.

Фреттаж или скрепление цилиндров. Сосуды конструируют из двух и более слоев. Размеры двух смежных цилиндров назначают так, чтобы внутренний диаметр наружного слоя был несколько меньше наружного диаметра внутреннего слоя. Слой на слой садят путем горячей посадки. Минимальная pтемпература разогрева наружного кольца tmin =, E где – коэффициент линейного температурного расширения, 1/К.

Напряжения в стенках цилиндров только от действия натяга (р3) с их эпюрами представлены на рис. 8.13.

Растягивающие тангенциальные температурные напряжения на радиусе r1 и на радиусе r3 соответственно будут r12 + r32 2rp3 = ; p3 =.

r12 - r32 r12 - rСжимающие тангенциальные температурные напряжения на радиусе r3 и на радиусе r2 будут r32 + r22 2rp3 = ; p3 =.

r32 - r2 r32 - rПри подаче внутреннего давления возникающие рабочие напряжения алгебраически суммируются с начальными (монтажными) напряжениями. В результате суммарные напряжения уменьшаются (рис. 8.14).

Рис. 13 Рис. Автофреттаж, или автоскрепление, заключается в предварительной нагрузке цилиндра внутренним давлением, большим рабочего. Давление подается с таким расчетом, чтобы во внутренних слоях цилиндра возникали пластические деформации. После снятия давления во внешних слоях цилиндра сохраняются упругие напряжения сжатия (рис. 8.15).

В дальнейшем при нагрузке такого цилиндра давлением среды остаточные напряжения алгебраически суммируются с рабочими так, что во внутренних слоях происходит частичная разгрузка.

Рис. 8.8.3. Днища и крышки сосудов высокого давления В основном применяются плоские днища и крышки, кроме них – слабовыпуклые, выпуклые сферические и эллиптические (см. рис. 8.16).

В цилиндрической обечайке отверстия допускаются только в крайнем случае, поэтому трубопроводы и контрольно-измерительные приборы присоединяются преимущественно к отверстиям в днищах или крышках. Как правило, эти отверстия не снабжаются штуцерами и бобышками, а вокруг них обрабатывают привалочные поверхности и сверлят отверстия под шпильки.

Все разъемные соединения сосудов высокого давления устанавливают только на шпильках. Отверстия рекомендуется выполнять круглыми с диаметром d0,3D. Расчет укрепления отверстий аналогичен ранее рассмотренному для тонкостенных аппаратов.

Рис. 8.16. Плоские и слабовыпуклые днища и горловины Плоские и слабовыпуклые днища. Расчетная толщина таких отборH тованных днищ с соотношением 0,25 определяется по формуле D pR sдR = 0,4D, []где 0 – коэффициент ослабления днища отверстиями;

d i 0 =1 -, D при этом di – сумма диаметров отверстий в наиболее ослабленном диаметральном сечении. Диаметры отверстий под шпильки входят в величину di 2li умноженными на коэффициент.

sд sд 2li При li > = 1,0.

2 sд Расстояние t2 должно быть не менее диаметра меньшего отверстия. Значение t1 должно быть не менее наружного диаметра шпильки (dp).

Исполнительная толщина днища должна удовлетворять условию sд sдR + c.

Допускаемое рабочее давление для днища [][ p] = 5(sд - c)2.

DРадиусы сопряжений и высоты отдельных частей днища должны удовлетворять условиям r sR ; r1 1,8sR ; h1 1,8sR ; h2 sR, где sR = 0,5D( -1) - расчетная толщина обечайки корпуса в рабочих условиях.

Выпуклые днища, сферические и эллиптические (см. рис. 8.17).

H s1 - c Расчетная толщина таких днищ при соотношении 0,25 и 0,D D определяется по формуле pRR s1R =.

2[] - 0,5 pR Исполнительная толщина днища s1 s1R + c.

Допускаемое рабочее давление 2(s1 - c)[] [ p] =.

R + 0,5 (s1 - c) Для сферического днища D2 H R = + ;

8H для эллиптического, соответственно, DR =.

4H Толщина эллиптической части днища должна быть не менее толщины цилиндрической отбортовки. Кроме того, следует соблюдать условия:

t 0,1D; l2 0,5D( -1); t1 dp + c;

90° 75°; 35°.

Выпуклые днища для многослойных обечаек рассчитываются аналогичным образом. Однако допускаемые напряжения для сферических днищ с углом 90° 87° уменьшают на 10 %. Во всех случаях должно удовлетворяться условие s1 0,8s.

Плоские крышки. Расчетные соотношения для круглых пластин или плит не представляются достоверными из-за большого числа несимметричных отверстий. Поэтому практикуется расчет из условия прочности на изгиб диаметрального сечения крышки, наиболее ослабленного отверстиями.

Исполнительная толщина плоской крышки (см. рис. 8.18), кроме крышек с приварными патрубками, рассчитывается по формуле 3,8F(D3 - Dб ) + pR Dб H3 0,45 + c, (D4 - 2d0 - )[] d i где F – расчетное осевое усилие, действующее на крышку (определяется при расчете обтюрации).

Рис. 8.17. Выпуклое днище Рис. 8.18. Плоская крышка Наружный диаметр крышки D4 D3 + 2d.

p 3,8F(D3 - Dб ) + pR Dб(1,5 p /[]) D4 - Dб - 2dp H2 0,45 - 6H3 + c.

Dб[] Dб Выпуклые сферические крышки (см. рис. 8.19) изготавливаются с учетом следующих рекомендаций:

= 50 - 80°; t2 0,1D;

r 0,4s1 ; t 0,1D.

Расчет применим для крышек, использующих затворы с двухконусным или дельтаобразным обтюратором.

Толщина стенки сферической части крышки 1,25 pp R s1R = ;



2[] - 0,5 p p s1 s1R + c.

Фланец выпуклой крышки M[] H3 = 2k ;

([]2 k - p2 )(D4 - D - 2d0 ) DR D3 + d0 Dk = ln + ln.

D D3 - d0 D3 + dПРИМЕР 8.3. Определить толщину стенки сферической и плоской крышки, а также слабовыпуклого днища сосуда высокого давления, изготовленных из стали 12Х18Н12Т, с внутренним диаметром 1 м, работающего при давлении 20 МПа и при температуре 400 °С.

РЕШЕНИЕ. По табл. 1 Приложения 3 ГОСТ 14249-80 находим допускаемое напряжение для указанного материала, равное 121 МПа. Для сферической крышки 1,25 p R 1,25 20 0,p s1R = = = 0,55 м=55 мм.

2[] - 0,5 p 2 1211 - 0,5 p С конструктивной прибавкой (на коррозию, минусовой допуск при прокате и вытяжке) равной 5 мм, получим s=60 мм.

Для слабовыпуклого днища коэффициент ослабления днища отверстиями d i 0 =1 - -1 - =1.

D Толщина днища, не ослабленного отверстиями, pR sдR = 0,4D = 0,4 1 = 0,163 м=163 мм.

[]0 С конструктивной прибавкой (на коррозию, минусовой допуск при прокате и вытяжке), равной 7 мм, получим s=170 мм.

8.4. Фланцы аппаратов высокого давления Диаметр болтовой окружности фланца (рис. 8.20) 2,2d p D3 = minD + 2d ;, p sin( / 2z) где z – число шпилек.

Рис. 8.19. Сферическая крышка Рис. 8.20. Фланец СВД Наружный диаметр фланца D2 D3 + 2d.

p Угол не должен превышать 30. Допускается в отдельных случаях 30 < 45. При <30 h3 l + 0,25d ; h6 0,7s ;

p p при 30 < 45 h3 l + 0,75d ; hб s.

p p Порядок расчета фланца по предельному состоянию.

1. Определяется изгибающий момент относительно диаметрального сечения 1 D + DR F D3 - Fq1(D + s) - Fp DR + FqM =, в 2 где Fв – расчетная сила, действующая на шпильки от внутреннего давления;

Fp – осевая сила от действия прокладки;

Fq1 – осевая сила, действующая на поперечное сечение примыкающего к фланцу цилиндра;

Fq2 – осевая сила, действующая на участок торца фланца, заключенный между внутренней поверхностью сосуда и средней линией прокладки;

DR – диаметр средней линии прокладки.

2. Определяется расчетная высота фланца 0,25(D2 - D - 2s) h5 = h3 +.

tg 3. Определяется высота h6:

phh6 =.

D3 + d D3 + d Dp p []ln + ln D3 - d D3 - d D3 + d p p p 4. Определяется допускаемый момент 2 [M ] = 1,125[](D2 - D - 2d )(h5 - h6 ).

p 5. Проверяется условие прочности фланца на изгиб M < 2[M ].

Если это условие не выполняется, то необходимо увеличить высоту hфланца или его наружный диаметр D2 и повторить расчет.

8.5. Затворы аппаратов высокого давления Затворы аппаратов высокого давления – это узел, обеспечивающий в рабочих условиях герметичность разъемного соединения. Конструкция затвора должна обеспечить безопасность эксплуатации, простоту его изготовления, удобство разборки и сборки соединения.

Все затворы для аппаратов и трубопроводов высокого давления можно классифицировать следующим образом.

1. По источнику силы затяга:

а) принудительное уплотнение за счет усилия, развиваемого шпильками;

б) самоуплотнение за счет усилий от давления среды внутри аппарата.

2. По уплотняющему материалу:

а) мягкие металлические прокладки, работающие на смятие;

б) жесткие металлические кольца или линзы, работающие в области упругих деформаций.

3. По конструкции (рис. 8.21):

а) с плоской прокладкой;

б) конусное уплотнение;

в) двухконусное уплотнение;

г) с упругим кольцом и линзовое уплотнение;

д) с мембранными уплотнительными соединениями.

Рис. 8.21. Основные виды затворов аппаратов высокого давления:

а – двухконусное; б – конусное; в – с плоской прокладкой;

г и д – волнообразная прокладка; е – «дельта» -затвор; ж – мембранное уплотнение 8.5.1 Затворы с плоской металлической прокладкой В качестве прокладочного материала в затворах такой конструкции (см. рис. 8.22) применяются свинец, медь, алюминий и железо Армко. Усилие затяжки разъемного соединения зависит от ширины прокладки и свойств ее материала. Допускаемое контактное напряжение на уплотнительных поверхностях принимается в зависимости от наименьшего значения пределов текучести материалов крышки и корпуса (фланцев):

min если T 274,68 МПа, то min [k ] = T ;

min если T > 274,68 МПа, то min [k ] = 0,35T +180 МПа.

Расчетную ширину bp плоской металлической прокладки принимают по условию 0,25 p D1,1pиD p, bp = max ;

[k ] - см - 0,25 p p 4[k ]20 -1,1pи где см – герметизирующее напряжение смятия прокладки, зависящее от ее материала (например, для алюминия – 68,67 МПа; для меди – 98,1 МПа Рис. 8.и т.д.);

ри – давление испытания, МПа.

Исполнительная ширина прокладки b bp.

Наибольший диаметр уплотнительной поверхности D2 = D1 + 2b.

Реакция прокладки Rп = Dсрbсм (Dср = D1 + b).

Равнодействующая внутреннего давления на крышку Dср p p Fp =. 8.15) Расчетное усилие затвора F = Fp + Rп.

8.5.2. Затворы с двухконусным уплотнением Высота обтюратора (рис. 8.23) h1 + hhср =.

Средний диаметр уплотнительной поверхности Dср = D + 0,5(h1 - h2 ) tg, где D – внутренний диаметр корпуса.

Осевая составляющая равнодействующей внутреннего давления на кольцо Рис. 8.23. К расчету затворов F0 = 0,5kp Dсрhсрtg, p с двухконусным уплотнением где k – коэффициент, учитывающий влияние предварительной затяжки.

При рр<24,52 МПа 24,52 - p p k = 1+ ;

4,при рр24,52 МПа k=1.

Расчетное усилие герметизации затвора F = Fp + F0, где Fp – определяется по уравнению (8.15).





8.6. Расчет шпилек В аппаратах высокого давления применяются шпильки и гайки с резьбой от М64х6 до М190х6, при длине от 115 до 315 мм (рис.8.24).

Нижняя поверхность гайки выполняется сферической и опирается на сферическую же шайбу.

Высота гаек выполняется не менее диаметра резьбы, высота нарезанной части hг = (1,0 1,2d ), p а полная высота h=1,2hг.

Расчетный диаметр стержня шпильки 4k1k2F dR = + d0, n[] где k1 – коэффициент, учитывающий тангенциальные напряжения (k1=1 для двухконусного и «дельта»-затвора; k1=1,2 для плоской прокладки);

k2 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между шпильками (для контролируемой затяжки k2=1,3, для неконтролируемой – k2=1,5);

d0 – диаметр центрального отверстия Рис. 8.24. К расчету шпилек:

для подачи смазки.

1 – фланец; 2 – крышка; 3 – шайба;

Диаметр стержня шпильки 4 – шпилька; 5 - гайка d1 dR (d1=d-9,5 мм).

9. РАСЧЕТ НА ВИБРОСТОЙКОСТЬ ВАЛОВ МАШИН ХИМИЧЕСКОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ Оборудование химических заводов включает большое количество быстроходных машин: центрифуги, центробежные насосы и компрессоры, распылительные сушилки, молотковые дробилки и т.п.

Вследствие достаточно большой скорости вращения на валы таких машин действуют как статические, так и динамические нагрузки, возникающие за счет вибрации.

Вибрационные нагрузки опасны и нежелательны, т.к. могут привести к недопустимому возрастанию напряжений и перемещений.

Определяя величины напряжений при колебательных процессах, решают задачу о вибропрочности конструкции. При возникновении недопустимо больших перемещений рассматривают вопрос о виброустойчивости.

Оба указанных термина можно объединить одним – вибростойкость.

Вал любого роторного агрегата является его важнейшей составной частью. К валу непосредственно примыкают многие узлы и детали ротора и статора машины.

Расчету вала предшествует разработка его расчетной схемы, которая исключает все несущественные особенности и вводит определенные допущения, которые не влияют на точность расчета. Так, материал вала считается сплошной однородной изотропной средой с идеальной упругостью. Деформации вала полагают малыми по сравнению с его размерами.

В зависимости от числа установленных на валу элементов различают валы с одной или многими сосредоточенными массами. При этом сам вал считается лишенным массы. По виду поперечного сечения валы могут быть постоянного или переменного сечения.

В зависимости от места установки подшипников валы подразделяются на однопролетные и консольные (рис. 9.1). Подшипники, воспринимающие осевую и радиальную нагрузки, считаются шарнирно-неподвижными опорами вала, а воспринимающие только радиальную нагрузку – шарнирноподвижными.

Рис. 9.1. Валы:

а – однопролетный; б – консольный Колебания упругой системы, совершающиеся только под действием сил упругости, без участия внешних сил называются свободными. Свободные колебания при отсутствии их затухания называются собственными, а их частота – собственной частотой. Колебания упругой системы, совершающиеся под действием периодической внешней силы, называются вынужденными, а их частота – вынужденной.

9.1. Система с одной степенью свободы 9.1.1. Собственные колебания Рассмотрим балку АВ (рис. 9.2) и предположим, что она под действием импульсного внешнего воздействия начинает колебания без затухания.

Зависимость прогиба у от времени определяется выражением y = f (t).

Допустим, что ось у направлена вниз, тогда y = 11(P + J ), Рис. 9.где 11 – прогиб в точке 1 от действия единичной силы, приложенной статически в этой точке;

Р – вес массы, m;

J – инерционная сила, развивающаяся вследствие колебательного движения массы.

В расчетной практике часто используются табличные значения единичных прогибов при различных способах нагружения балок и валов [11].

Выразим силу инерции через массу и ускорение:

d y J = -m = -my dt(знак минус определяет то, что сила инерции и ускорение направлены друг против друга). Перемещение точки 1 определяется суммой действующих сил, т.е.

y = 11(P + J ) = 11(P - my ).

Это уравнение преобразуется к дифференциальному уравнению второго порядка:

1 P y + y =.

m11 m 1 P Обозначим = 2, тогда y + 2 y =.

m11 m Общий интеграл этого уравнения P y = Asin( t + ) +, mили y = Asin( t + л) + 11P.

Отсюда видно, что полный прогиб балки есть сумма двух слагаемых – динамического и статического прогибов:

y = yд + yст ; yд = Asin(t + ); yст = 11P, где А – амплитуда колебаний;

t – время;

– частота собственных колебаний;

– фаза;

уд – динамический прогиб;

уст – статический прогиб.

В начальный момент времени, т.е. при t=0, yд=Asin.

Частота собственных колебаний балки определяется формулой 1 g = =.

m11 P9.1.2. Вынужденные колебания В точке 1 (рис. 9.3) установлена машина, вращающиеся части которой из-за эксцентриситета е дают центробежную силу инерции Рц. Эта сила в течение одного оборота вала описывает полный круг в плоскости чертежа.

В произвольный момент времени t сила Рц наклонена под некоторым углом к вершинам и ее можно разложить на две составляющие. При постоянной скорости вращения =t, где – угловая скорость вращения.

Угловая скорость связана с числом Рис. 9.оборотов n известным соотношением 2n n = =.

60 Для динамического прогиба yд = 11(J + Pц cost) Pц или (аналогично предыдущему) yд + 2 yд = cost.

Pages:     | 1 || 3 | 4 |   ...   | 8 |










© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.