Курсовая Проектирование аппарата с мешалкой

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-25

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 26.12.2024

Содержание

Введение. 3

1.     Цель и задачи проекта. 5

2.     Эскизный проект. 6

2.1.      Выбор конструкционных материалов. 6

2.2.      Определение расчётной температуры.. 6

2.3.      Выбор допускаемых напряжений конструкционного материала. 7

2.4.      Определение рабочего, расчётного, пробного и условного давлений. 8

2.5.      Выбор и определение параметров комплектующих элементов. 11

2.6.      Эскиз компоновки аппарата. 22

2.7.      Оценка надежности выбранного варианта компоновки. 22

3.     Технический проект. 24

3.1.      Расчёт элементов корпуса аппарата. 24

3.1.1.       Определение коэффициентов сварных швов и прибавки для компенсации коррозии 24

3.1.2.       Предварительный расчёт толщины стенок оболочек из условия прочности. 24

3.1.3.       Предварительный расчёт толщины стенок оболочек из условия устойчивости. 25

3.1.4.       Определение исполнительной толщины стенок оболочек. 28

3.1.5.       Определение допускаемых давлений. 30

3.1.6.       Укрепление отверстий. 33

3.1.7.       Расчет фланцевого соединения. 36

3.1.8.       Расчет опор и монтажных цапф аппарата. 40

3.2.      Расчёт элементов механического перемешивающего устройства. 42

3.2.1.       Расчет вала перемешивающего устройства. 43

3.2.2.       Расчет мешалки. 51

3.2.3.       Шпоночное соединение ступицы мешалки с валом.. 53

3.2.4.       Расчет муфты.. 54

Заключение. 55

Список использованных источников. 58
Введение
            Аппараты с мешалками широко используются в химической и многих других отраслях промышленности. В аппаратах этого типа проводятся многие гидромеханические и массообменные процессы в одно – и многофазных средах (растворах, эмульсиях, суспензиях). В качестве рабочей среды используются вещества с различными свойствами, в том числе агрессивные, взрывопожароопасные и токсичные. Процессы обычно проводятся при повышенных температурах, при избыточном давлении или вакууме. Перемешивание обеспечивает интенсификацию процессов тепло – и массообмена и часто является необходимым условием эффективного течения химических реакций. Конструкция аппарата должна обеспечивать его надёжную работу в заданном технологическом режиме в течение заданного срока службы. Химически аппараты подлежат периодическим проверкам и планово – предупредительным ремонтам.

            Аппараты могут быть вертикальными и горизонтальными. Основными элементами аппарата является корпус и механическое перемешивающее устройство. Корпуса аппаратов стандартизованы (ГОСТ 9931-85). Типы и основные параметры вертикальных аппаратов с мешалками объёмом от 0,01 до 100 м3 регламентируются ГОСТ 20680-86. Установлен ряд номинальных объёмов и соответствующие значения высоты корпуса Н и его внутреннего диаметра D.

            Под корпусом аппарата понимают герметически закрытый сосуд, находящийся под давлением, в котором осуществляется перемешивание. Корпусы вертикальных аппаратов выполняются по ГОСТ 9931-85 и могут быть двух типов: ВЭЭ (вертикальный, эллиптическое днище, эллиптическая крышка). ВКЭ (вертикальный, коническое днище, эллиптическая крышка). Цилиндрическая оболочка корпуса называется обечайкой. Корпусы изготавливают двух исполнений: цельносварные или с отъёмной крышкой. В последнем случае для крепления крышки используется фланцевое соединение, которое обеспечивает герметичность разъёмного соединения крышки с корпусом. Отъёмная крышка позволяет проводить монтажные и ремонтные работы внутри корпуса. В приводимых примерах днища корпусов приварные. Переход от цилиндрической части к коническому или эллиптическому днищу должен быть плавным, что обеспечивается при помощи специального элемента (участка оболочки) – отбортовки.

            Отбортовка уменьшает дополнительные напряжения, возникающие в зоне сопряжения оболочек с различными радиусами кривизны, и позволяет вынести сварной шов из этой зоны.

            Для подачи или отвода тепла, а, следовательно, и для поддержания заданной температуры рабочей среды корпус аппарата оснащается теплообменными устройствами – наружными в виде теплообменной рубашки или внутренними в виде змеевика. Для загрузки исходных компонентов, отвода готовых продуктов, подвода теплоносителя, ввода датчиков контрольно – измерительных приборов используется штуцеры, расположенные на крышке, на обечайке и на днище. Люк используется для осмотра и проникновения человека внутрь корпуса с целью проведения ремонтных работ. В аппаратах с приварной крышкой люк - лаз диаметром не менее 400 мм предназначен для монтажа мешалки и ремонтных работ. В корпусе аппарата, могут устанавливаться различные внутренние устройства, например, четыре отражательных перегородки, которые предотвращают образование центральной воронки в перемешиваемой среде и интенсифицируют процесс перемешивания; труба передавливания используется для вывода продуктов через крышку аппарата за счет избыточного давления в корпусе. Аппараты устанавливаются на фундамент при помощи опор - лап или при помощи опор стоек. Применение того или иного вида опор диктуется высотой цеха (стандартная высота помещения 6 м), или же особенностями размещения технологической аппаратуры на нескольких уровнях цеха.

Механические перемешивающие устройства (МПУ) всех аппаратов представляют собой конструкции, состоящие из привода, вала и мешалки. Привод перемешивающего устройства аппаратов состоит из электродвигателя, механической передачи в виде редуктора (зубчатой передачи) или ременной передачи и стойки привода. Электродвигатель преобразует электрическую энергию в механическую. Редуктор или ременная передача передают вращательное движение от вала электродвигателя с понижением скорости вращения и увеличением крутящего момента на выходном валу привода. Стопка привода, объединяя их в единый агрегат, служит для крепления элементов МПУ. Выходной вал редуктора или мотор редуктора при помощи муфты продольно - разъемной или фланцевой соединяется с валом. На конце вала установлена мешалка: трехлопастная, лопастная, рамная, турбинная открытая. Мешалка при вращении передает механическую энергию в перемешиваемую среду. Валы мешалок устанавливаются в стойках привода при помощи подшипников качения. В некоторых случаях для повышения виброустойчивости вала применяется концевой подшипник, на который опирается нижний конец вала. Герметичность вращающегося вала обеспечивается уплотнением (сальниковым или торцовым), которое крепится к крышке аппарата. Тип уплотнения зависит от величины давления в аппарате и от свойств рабочей среды.

1. Цель и задачи проекта

Цель курсового проекта – развитие навыков практического применения знаний, полученных студентами в ходе изучения цикла общеинженерных дисциплин.

С учётом характера будущей инженерной деятельности, тема курсового проекта “Проектирование аппарата с мешалкой”. Аппарат с мешалкой – один из наиболее распространённых видов химико–технологического оборудования. Он состоит из типовых элементов, встречающихся во многих аппаратах различного назначения: корпус, привод, теплообменные устройства, фланцевые соединения, уплотнения валов и д.р. Методики расчётов, использующихся при проектировании аппарата с мешалкой, типичны для многих других видов оборудования.

При выполнении курсового проекта студенты решают следующие основные задачи:

-         освоение основ методики проектирования;

-         выбор материалов и конструирование оформление аппарата в соответствии с заданными технологическими параметрами процесса;

-         грамотное использование общероссийских и отраслевых нормативных материалов (ГОСТы, ОСТы, правила Госгортехнадзора и т.п.), касающихся устройства, выбора рабочих параметров и правил эксплуатации оборудования предприятий химической промышленности;

-         выполнение проектных и проверочных расчётов, позволяющих выявить соответствие аппарата требованиям эксплуатации (при этом особое внимание следует обращать на вскрытие резервов повышения несущей способности стандартизованных элементов и производительности оборудования);

-         грамотные доклад и защиту принятых технических решений на заседании комиссии по приёму курсовых проектов.

Курсовой проект является самостоятельной работой студента, который несёт полную ответственность за её качество (правильность расчётов, оформление чертежей, чёткий доклад при защите проекта) и своевременность выполнения всех этапов работ. Преподаватель – руководитель проекта направляет работу студента, консультирует по неясным вопросам, определяет степень завершенности отдельных этапов проектирования. Этапы проектирования устанавливаются преподавателем в соответствии с календарным планом учебной дисциплины прикладная механика. При систематическом несоблюдении установленного кафедрой графика работ студент самостоятельно выполняет этапы курсового проекта. В этом случае преподаватель лишь оценивает готовность проекта к защите.

2. Эскизный проект

2.1. Выбор конструкционных материалов

Экономичность изготовления и надёжность в работе аппарата с мешалкой в значительной мере зависят от правильного выбора материалов. В проекте материалы подбираются для тех элементов, которые рассчитываются по главным критериям работоспособности. Первоначально подбирается основной конструкционный материал для корпуса, змеевика, опор, вала и т.д. Материалы для изготовления уплотнительных прокладок, болтов, шпилек можно выбирать при выполнении соответствующего раздела.

При выборе марки стали, прежде всего, учитывается ее коррозионная стойкость в рабочей среде. Рекомендуется применять углеродистые или легированные стали со скоростью коррозии не более 0,1 мм/год, т.е. вполне стойкие.

В соответствии с техническим заданием, используя при этом справочные таблицы [1, таблицы Б.1, Б.1а, Б.5, Б.6, с.106-114], подбираем конструкционные материалы для соответствующих элементов аппарата с мешалкой.

Среда в аппарате – глицерин.

Марки материалов выбранных для изготовления аппарата приведены в таблице 1.

2.2. Определение расчётной температуры

Механические характеристики материалов существенно изменяются в зависимости от температуры.

Расчётная температура стенки – температура, при которой определяются физико-механические характеристики, допускаемые напряжения и проводится расчёт на прочность элементов сосуда.

При положительных температурах за расчётную температуру стенки элемента аппарата следует принимать наибольшее значение температуры. Таким образом,

t_P = t_C = 20 ⁰С,                                                                      (1)

где       t_P – расчётная температура стенок корпуса аппарата, ⁰С;

            t_C – температура среды, соприкасающейся со стенкой аппарата, ⁰С.

Для элементов аппарата не имеющих контакта с рабочей средой t_P = 20 ⁰С.

2.3. Выбор допускаемых напряжений конструкционного материала

Допускаемые напряжения для рабочих условий определяются по формуле:

[σ] = η₁· η₂· σ*, (2)

где σ* - нормативное допускаемое напряжение при расчётной температуре для выбранного материала;

η₁ – поправочный коэффициент, учитывающий вид заготовки рассчитываемого элемента;

η₂– поправочный коэффициент, учитывающий взрыво- и пожароопасность среды.

Для изготовления корпуса аппарата, опор, вала, мешалки и других элементов используются заготовки из проката, для которых η₁ =1 [1, c. 21].

Среда в аппарате – глицерин – пожаробезопасная, поэтому принимаем η₂ =1.

В соответствии со справочными таблицами определим для выбранных материалов нормативные допускаемые напряжения при расчетной температуре и при температуре 20°С [1, таблица Б.2, с.110-111], затем по формуле (2) определим допускаемые напряжения. Результаты вычислений приведены в таблице 1.
Таблица 1. Материалы и допускаемые напряжения элементов аппарата

Элементы аппарата	Марка материала	Допускаемые напряжения, МПа
Элементы аппарата	Марка материала	σ^*	[σ]	σ₂₀^*	[σ]₂₀
Есть контакт с рабочей средой
1. Корпус: а) обечайка, днище, крышка; б) люк, штуцеры	15Х5М ГОСТ 20072-74	146	146	146	146
2. Внутренние устройства: а) отражательные перегородки; б) змеевик	15Х5М ГОСТ 20072-74	146	146	146	146
3. Мешалка	15Х5М ГОСТ 20072-74	146	146	146	146
4. Вал
5. Крепежные изделия мешалки: болты, гайки, шайбы, шпонки
Нет контакта с рабочей средой
6. Опоры аппарата, цапфы	Ст3сп ГОСТ 380-94	154	154	154	154
7. Крепежные изделия: а) люка, штуцеров; б) для стойки привода, уплотнения, муфты	37Х12Н8Г8МФБ ГОСТ5632-72	230	207	230	207

2.4. Определение рабочего, расчётного, пробного и условного давлений

Рабочее давление – максимальное внутреннее избыточное p_И давление, возникающее при нормальном протекании рабочего процесса без учёта гидростатического давления среды и без учёта допустимого кратковременного повышения давления во время срабатывания предохранительного клапана или других предохранительных устройств.

p_И = 0.8 МПа

Расчётное внутреннее давление p_РВ – давление на которое производится расчёт на прочность. Расчётное давление принимают, как правило, равным рабочему или выше него.

p_РВ = p_И + p_Г                                                             (3)

p_Г = ρ_С· g · H_C                                                           (4)

где       p_И, p_Г – соответственно рабочее и гидростатическое давление, Па;

ρ_С – плотность рабочей среды, кг/м³;

g = 9.81 – ускорение свободного падения, м/с²;

H_C – уровень жидкости в аппарате, м.

p_Г = ρ_С· g · H_C = 1200· 9,81 · 2.6 = 0.03 МПа,

Гидростатическое давление составляет менее 5% от рабочего

                                               p_Г / р_И = 0.1,

поэтому при дальнейшем расчете учитывается [1, с.22]

p_РВ = p_И= 0,8 МПа;

Наружное давление – основная нагрузка для тех элементов аппаратов, которые находятся под рубашкой или работают при остаточном давлении, т.е. под вакуумом.

Расчётное наружное давление – p_РН определяется по формуле:

p_РН = p_a – p₀                                                              (5)

где       p_a = 10⁵ – атмосферное давление, Па;

            p₀ – остаточное давление в корпусе, Па;

p_РН = 0.1·10⁶ – 0,05 · 10⁶ = 0,05 · 10⁶ Па.
Пробное давление p_ПР – максимальное избыточное давление, создаваемое при гидравлических (пневматических) испытаниях сосудов и аппаратов с целью проверки их на прочность и герметичность. Проверку проводят в соответствии с требованиями Госгортехнадзора на заводе изготовителе и на предприятии при периодическом освидетельствовании.

Пробное давление определяется по формуле

                                                           p_ПР = 1,25 · р_РВ · [σ]₂₀ / [σ],                                       (6)

Отношение [σ]₂₀ / [σ] принимается по тому из использованных материалов элементов (корпуса, фланцев, крепежа, штуцеров) сосуда, для которого оно является наименьшим.

p_ПР = 1,25 · 0.8 · 146 / 146 = 1 МПа

Условное давление p_У – расчётное давление при температуре 20 ⁰С, используемое при выборе и расчёте на прочность стандартных элементов аппарата (узлов, деталей, арматуры). Условное давление рассчитывается по формуле:

                                                           p_У ≥ р_РВ · [σ]₂₀ / [σ]                                                   (7)

                                               p_У ≥ 0.8 · 146 / 146 = 0,8 МПа

Выбираем из стандартного ряда ближайшее большее значение p_У = 1,0 МПа [1, с.24].

Для удобства использования определенных величин при дальнейшем расчете все рассчитанные значения давлений сведем в таблицу 2.

Таблица 2. Расчетное, пробное, условное давление в аппарате

Элементы аппарата		Расчетное внутреннее давление р_РВ, МПа	Расчетное наружное давление р_РН, МПа	Пробное давление р_ПР, МПа	Условное давление р_ПР, МПа
Корпус	Крышка	0,8	0,05	1,0	1,0
	Обечайка	0,8	0,05	1,0	1,0
	Днище	0,8	0,05	1,0	1,0
	Фланцы	0,8	0,05	1,0	1,0
	Люк	0,8	0,05	1,0	1,0
	Штуцеры	0,8	0,05	1,0	1,0

2.5. Выбор и определение параметров комплектующих элементов

Для уменьшения трудоемкости работы и исключения последующих ошибок выбирая типовые элементы аппарата, используется алгоритм, приведенный в [1, с.25]. Основные характеристики выбранных элементов приведены в таблицах 3 - 14.

Корпус аппарата – корпус ВКЭ-1-6,3-1800 ГОСТ 9931-85 по ГОСТ 9931-85 [1, таблица В.7, с.128].

Эскиз корпуса аппарата приведен на рис.1, основные размеры в таблице 3

Рисунок 1. Корпус аппарата

Таблица 3. Размеры корпуса аппарата

V, м³	D, мм	D₁, мм	D₂, мм	Н, мм	Н₁, мм	Н₂, мм	Н₃, мм	L, мм	L₁, мм	L₂, мм
6,3	1800	1260	2960	3222	1700	1785	630	520	790	133

Таблица 3. Продолжение

a, мм	h, мм	h₁, мм	h₂, мм	h₃, мм	dхs, мм	t, мм	n, мм	s₁, мм	s₂, мм
35	450	40	160	50	76х4	115	7	12	8

Крышка – днище эллиптическое отбортованное ГОСТ 6533-78

Внутренний диаметр D =1800мм, высота отбортовки h₁ = 40мм. [1, таблица В.9, с.132].

h = 0.25D = 450 мм.

Рисунок 2. Крышка корпуса

3. Днище корпуса – днище коническое отбортованное ГОСТ 12619-78

Внутренний диаметр D =1800 мм, высота отбортовки h₃ = 50мм. [1, таблица В.10, с.132].

r = 200 мм; h2 = 982 мм, s = 6мм

Рисунок 3. Днище корпуса

Размещение и размеры штуцеров [1, таблица В.11, с.134].

Таблица 4. Диаметры условного прохода штуцеров и люка на корпусе и рубашке

Размеры в мм.

D₁

Обозначение штуцера и люка

1800

1190

560

200

100

М27х2

150

100

400

Рисунок 4. Схема расположения штуцеров, опор, цапф

Рисунок 5. Штуцер

Таблица 5. Размеры штуцеров по АТК 24.218.06-90 [1, таблица В.12, с.137] Py = 1,0МПа

D_у	D₁	D₂	D₃	H_max	H_min	H_1max	H_1min	b	h	d_н	s_ш	d_o	d	n
65	180	145	122	215	155	180	120	17	3	76	4	18	М16	4
100	215	180	158	215	155	180	120	19	3	108	5	18	М16	8
150	280	240	212	245	185	200	140	21	3	159	6	22	М20	8
200	335	295	268	250	190	200	140	21	3	219	8	22	М20	8

Люк – люк 2-400-1,0 ОСТ 26-2004-83 15Х5М по ГОСТ 20072-74

Таблица 6. Размеры люка [1, таблица В.15, с.143]

D_в	D₁	D₂	D₃	D₄	D₅	D₆	H	H₁	h	h₁	а	l	s	z	L	m,кг
400	535	495	458	466	457	433	200	275	30	82	13,5	335	8	20	90	80

Рисунок 6. Люк аппарата

Устройство строповое для монтажа корпуса аппарата – цапфа 4-1-40-1000 ГОСТ 13716-73
15Х5М по ГОСТ 20072-74

Исходя из номинального объема аппарата (V=6,3м³) можно предварительно выбрать размеры цапф с последующим уточнением по расчету [1, таблица В.13, с.139].

Радиус кривизны поверхности кольца R=1000мм., т.к. внутренний диаметр корпуса D_В=1800мм
Таблица 7. Размеры цапф

V, м³	[G], кН	Размеры, мм
V, м³	[G], кН	D₁	D₂	D₃	H	s	s₁	s₂
10	40	180	200	108	81	12	10	6

Рисунок 7. Монтажная цапфа

Опоры-лапы для аппарата – лапа опорная 2 -40 ГОСТ 26296-84
Ст3сп ГОСТ380-94

Таблица 8. Размеры опоры лапы [1, таблица Д.1, с.157]

Размеры, мм														[G],кН	Масса m, кг
a, не менее	a₁	b	b₁	h	h₁	L, не менее	L₁	L₂	s	d	A	B	t	[G],кН	Масса m, кг
145	25	210	180	360	370	55	195	133,5	8	35	300	505	20	40	9

Рисунок 8. Опорная лапа

Перемешивающее устройство – мешалка 03-2-1800 АТК24.201.17-90
15Х5М по ГОСТ 20072-74 [1, таблица Е.2, с.164]

Рисунок 9. Турбинная открытая мешалка
Таблица 9. Размеры мешалки

Размеры, мм					Допуст. крутящий момент [T], кН·м	Масса m, кг
d_м	d₁ (H9)	h_c	b_Л	S_Л	Допуст. крутящий момент [T], кН·м	Масса m, кг
630	60	130	126	8	1,0	27,0

Ступица мешалки – ступица 2-60-130 АТК 24.201.17-90
15Х5М по ГОСТ 20072-74

Рисунок 10. Ступица мешалки
Таблица 10. Размеры ступицы

d₁ (H9)	h_c	d₁+t₁ (H12)	b₁ (H11)	d_c,мм	d₂	d₃	d₄	d₅
мм
60	130	66,4	18	110	80	М8	32	13

Таблица 10.Продолжение

d₆	d₇	d₈	c	c₁	c₂	h₁	h₂	l₁	l₂
мм
50	100	М12	2	80	80	25	10	25	65

10. Выбор типа привода для аппарата.

Исходя из потребляемой мощности на перемешивание N_M=9,2 кВт и частоте вращения вала мешалки n_M=160 об/мин предварительно подбираем тип привода.

Заданным параметрам соответствует привод типа 1 исполнение 4 с упругой втулочно-пальцевой муфтой с номинальной мощностью 11кВт [1, таблица Ж.6 - Ж.9, с.181-185].

Тип уплотнения выбираем Т3 – двойное торцевое.

Проведем проверку правильности выбора мощности электродвигателя N_M

где η₁ = 0.97 КПД механической передачи

η₂ = 0.99 КПД подшипников вала мешалки

η₃ = 0.98-0.99 КПД, учитывающий потери в уплотнении

Проверка показала, что предварительный выбор мощности электродвигателя сделан правильно.
Таблица 11. Основные размеры привода

d	dв	H2	H1	Н3	D1	D2	D3(H9)	D4	l0	l2	h1	h2	h3	s	d0	z	α	m, не более
65	65	720	1380	475	450	500	430	410	350	690	260	30	10	16	23	8	72	800

Рисунок 11. Привод мешалки

Муфта

Рисунок 12. Соединение валов упругой втулочно-пальцевой муфтой

Таблица 12. Размеры муфты

тип	Т, кНм	m, кг	Размеры, мм
тип	Т, кНм	m, кг	d_в, Н7 k6	d₁ Н7 m6	d_p	D	D₁	D₂	D₃	d_в	d_п	d₂	d₃	d₄
1	0,5	12	40	40	М39х1,5	170	120	85	80	35	18	62	25	25

Таблица 13. Продолжение

Размеры, мм
d₅	d	L	L₁	L₂	L₃	l	l₁	l₂	l₃	l₄	l₅	s	t	b
М12	50	226	110	82	65	25	35	22	17	36	3	6	9	4,5

12. Уплотнение торцевое - Уплотнение Т3-65-25 АТК 24.201.13-90

Рисунок 13. Уплотнение торцевое двойное тип Т3

Таблица 13. Размеры уплотнения [1, таблица Ж.15, с.198]

типоразмер

m, кг

Размеры, мм

d, F9

D₁

D₂ (e9)

D₃

H₁

d₁

Т3-65-25

270

240

165

235

260

220

M16

2.6. Эскиз компоновки аппарата

В эскизном проекте необходимо изобразить общий вид аппарата, дающий представление об его устройстве. Общий вид аппарата на эскизе компоновки включает изображение выбранного, в соответствии с его обозначением, корпуса аппарата, включающего теплообменные и внутренние устройства, а также привод аппарата, вал мешалки, мешалку, муфту и уплотнение вала.

На эскизе проставляют не все, а лишь конструктивные, габаритные, присоединительные и установочные размеры.

Рекомендуемое расстояние от лопастей мешалки до днища аппарата определяется по формуле [1, таблица 4, с.27]:

h_М =1.5· d_М, (8)

где d_М – диаметр мешалки, мм.

Расстояние от лопастей мешалки до днища аппарата составляет

h_М = 945 мм.

Эскиз компоновки представлен в приложении к проекту (см. Приложение 1)

2.7. Оценка надежности выбранного варианта компоновки

После завершения компоновки аппарата следует оценить надежность выбранного варианта с получением численных значений основных показателей надежности. Недостаточная надежность химической аппаратуры, помимо высокого уровня аварийности, чревата огромными экономическими потерями, обусловленными простоем оборудования, затратами на его ремонт, низким качеством получаемых продуктов. Поэтому уже на этапе проектирования закладывается необходимая степень надежности, которая затем на этапах изготовления и эксплуатации играет роль определяющего норматива.

Надежность химического оборудования - комплексное свойство, сочетающее безотказность, долговечность, ремонтопригодность и сохраняемость. Важнейшим среди перечисленных составляющих надежности является безотказность.

Под безотказностью понимают свойство элемента оборудования непрерывно сохранять работоспособное состояние в течение определенного периода времени. Количественно безотказность типовой химико-технологической аппаратуры в справочной литературе характеризуется величиной интенсивности отказов λ, которую можно рассматривать как среднее число отказов в единицу времени.

Интенсивность отказов для аппарата с механическим перемешивающим устройством определяется по формуле [1, с.30]:

λ = λ_К + λ_ПР +λ_УП,                                                     (9)

где       λ_К, λ_ПР, λ_УП – интенсивности отказов корпуса аппарата, привода и уплотнения, час^-1.

Для корпуса типа 30 интенсивность отказов составляет λ_К = 1.5 · 10^-5 час^-1, для привода типа 1 – λ_ПР = 9 · 10^-5 час^-1, для торцевого уплотнения – λ_УП = 3 · 10^-5 час^-1 [1, таблица 5, с.31].

По формуле (9) получим:

                                   λ = λ_К + λ_ПР +λ_УП = 1.5 · 10^-5 + 9 · 10^-5 + 3 · 10^-5 = 13.5 · 10^-5 час^-1

Вероятность безотказной работы является наиболее полной характеристикой надежности химико-технологической аппаратуры определяется по формуле [1, с.31]:

                                                           P_АП(t) = e^-λ·t                                                                (10)

где       t – время с начала эксплуатации аппарата, час^-1.

Средняя продолжительность безотказной работы аппарата Т_СР определяется по формуле [1, с.31]:

                                                           Т_СР = 1 / λ                                                                  (11)

и в нашем случае составляет

                                   Т_СР = 1 / λ = 1 / (13.5 · 10^-5 час^-1) = 7407 часов.

Продолжительность периодов эксплуатации аппарата между обслуживанием и плановыми ремонтами определяется по формуле:

                                               Т_Э = -(1 / λ) · ln (P_ПРЕД),                                            (12)

где P_ПРЕД – предельная вероятность отказов, определяется свойствами рабочей среды (токсичность, пожаро- и взрывоопасность) и рабочими параметрами процесса.

В нашем случае (рабочая среда – глицерин, t_С = 20°С, р_И = 0,8 МПа) предельная вероятность отказов составляет P_ПРЕД = 0.6 [1, с.32].

По формуле (12) получим:

                        Т_Э = - (1 / λ) · ln (P_ПРЕД) = (1 / (13,5 · 10^-5 час^-1)) · ln (0.6) = 3784 часов.

3. Технический проект

3.1. Расчёт элементов корпуса аппарата

3.1.1. Определение коэффициентов сварных швов и прибавки для компенсации коррозии

Оболочки аппаратов изготавливаются из стальных листов сваркой. Прочность материала в зоне сварного шва снижается из-за термического воздействия электрической дуги и ряда других факторов. В прочностные расчёты вводится коэффициент прочности сварного шва φ = 0.9

Элементы аппарата, находящиеся в контакте с рабочей средой, из-за коррозии с течением времени уменьшаются по толщине. Прибавка для компенсации коррозии к расчётным толщинам конструктивных элементов определяется по формуле:

                                                                       c = П · Т_а,                                                      (13)

где       с – прибавка для компенсации коррозии, м;

П – скорость коррозии, м/год;

T_a – срок службы аппарата, лет.

                                               c = П · Т_а = 0,0001 · 10 = 0,001м

3.1.2. Предварительный расчёт толщины стенок оболочек из условия прочности

Необходимые толщины стенок оболочек, нагруженных внутренним избыточным

давлением, определяются по уравнениям, полученным из условия прочности.

Расчёту подлежат элементы корпуса: цилиндрическая обечайка, эллиптическая крышка, эллиптическое днище в местах сварки.

а) Предварительный расчёт цилиндрической оболочки:

Расчётная толщина стенки цилиндрической обечайки из условия прочности

,                                              (14)

р_PB – расчётное внутреннее давление, Па;

D – внутренний диаметр обечайки, м;

[σ] – допускаемое напряжение, Па;

φ – коэффициент прочности сварного шва.

5,5·10^-3м.
б) Предварительный расчёт эллиптической крышки, для стандартных крышек

расчётная толщина стенки эллиптической крышки из условия прочности:

,                                       (15)

5,49 ·10^-3м.
в) Предварительный расчёт конической оболочки:

Расчётная толщина стенки конической обечайки из условия прочности

,                                 (16)

D_к = D – 2 · r (1-cos α)– диаметр основания конической обечайки без тороидального перехода, м;

r = 0.15D – расчетный радиус тороидального перехода, м;

α = 45° – половина угла при вершине конуса;

r = 0.27 м                   D_к = D – 2 · r (1-cos α) = 1,64 м                                                       (17)

                                                           7,09 ·10^-3м.

3.1.3. Предварительный расчёт толщины стенок оболочек из условия устойчивости

а) Расчёт толщины стенки цилиндрической обечайки из условия устойчивости:

Расчётная толщина стенки цилиндрической обечайки из условия устойчивости:

,                                     (18)

где       р_PH – расчётное наружное давление, Па;

n_y = 2.4 – коэффициент запаса устойчивости;

l_Ц – расчётная длина цилиндрической обечайки, м;

E – модуль продольной упругости материала оболочки, Па;

Расчетная длина цилиндрической оболочки определяется по формуле [1, таблица 6, с.36]:

                                                           l_Ц = Н₁ + a₁ + a₂+b₁+b₂,                                            (19)

где       H₁ – длина цилиндрической обечайки, м;

            a₁ – ориентировочная высота отбортованной части эллиптической крышки (днища), м (рис.14);

            а₂ – высота переходной части эллиптической оболочки, м (рис.14);

            b₁0.06 – ориентировочная высота отбортованной части конического днища, м

            - высота переходной части конической оболочки, м.

Рисунок 14. Схема к определению расчётной длины цилиндрической оболочки l_ц.

Ориентировочная высота отбортованной части эллиптической крышки

а₂ = Н_эл/3,                                                                  (20)

где Н_эл – высота эллиптической крышки без отбортовки.

Н_эл = 0,25·D                                                              (21)

H₁ = 1,7 м [1, таблица В.7, с.129], а₁ = 0,04 м [1, с.37], а₂ = (0,25·1,8)/3 = 0,225 м, [1, с.37], b₁=0.06 [1, с.37], м.
По формуле (19) получим

                                               l_Ц = 1,7+ 0,04 + 0,225 + 0,06+0,14 = 2,165 м

с учётом того, что Е = 2,15 · 10¹¹ Па получим:

= 4,56 · 10^-3м.

б) Расчёт толщины стенки эллиптической крышки из условия устойчивости:

Расчётная толщина эллиптической оболочки из условия устойчивости:

,                                      (22)

где       К – коэффициент приведения радиуса эллипса, K ≈ 0.9.

2,37 · 10^-3м.
в) Расчет толщины стенки конической оболочки из условия устойчивости:

                                   ,                                                        (23)
                                   D_рк = (D+D₀) / 2cosα = (1,8 + 0,108) / 2cos45° = 1,35м ,

                                   l_к = (D - D₀) / 2sinα = (1,8 – 0,108) / 2sin45° = 1,20 м ,

где S_kp₂-расчетная толщина стенки конической оболочки из условия устойчивости, м;

p_p_н- расчетное наружное давление для днища, Па ;

n_y =2.4 – коэффициент запаса устойчивости;

Е- модуль продольной упругости материала оболочки, Па;

D_pk-расчетный диаметр конической оболочки, м;

D₀-внутренний диаметр штуцера для слива, м;

l_k- расчетная длина конической обечайки, м;

=45⁰-половина угла при вершине конуса;

D- внутренний диаметр обечайки, м.



                                   = 3,03 · 10^-3м.

3.1.4. Определение исполнительной толщины стенок оболочек

Исполнительную толщину стенки определяют с учётом прибавки для компенсации

коррозии c и прибавки с₁ для округления толщины листа до стандартного значения.

Выражения для определения исполнительной толщины стенок оболочек имеют вид:

а) для цилиндрической оболочки:

s_Ц = s_ЦР + с + с₁,                                                        (24)

где       s_ЦР = max{s_ЦР1; s_ЦР2} = 5,5 ·10^-3м.

Принимаем исполнительную толщину листа 10 мм, тогда с₁= 2,5 мм, что больше минусового допуска для данной толщины листа u = 0,8 мм:

s_Ц = s_ЦР + с + с₁ = 5,5 + 2 + 2,5 = 10 мм.

б) для эллиптической оболочки (крышки):

s_Э = s_ЦР + с + с₁,                                                        (25)

где       s_ЭР = max{s_ЭР1; s_ЭР2} = 5,49 ·10^-3м.

Принимаем исполнительную толщину листа 10 мм, тогда с₁= 2,51 мм, что больше минусового допуска для данной толщины листа u = 0,8 мм:

s_Э = s_ЭР + с + с₁ = 5,49 + 2 + 2,51 = 10 мм.
б) для конической оболочки (крышки, днища):

s_К = s_КР + с + с₁,                                                        (26)

где       s_КР = max{s_КР1; s_КР2} = 7,09 ·10^-3м.

Принимаем исполнительную толщину листа 10 мм, тогда с₁= 0,91 мм, что больше минусового допуска для данной толщины листа u = 0,8 мм:

s_К = s_КР + с + с₁ = 7,09 + 2 + 0,91 = 10 мм.
Результаты вычислений толщин стенок сведем в таблицу 14.

Таблица 14. Расчётная и исполнительная толщина стенок оболочки

Оболочка аппарата	Расчётная толщина стенки, мм		Прибавка на коррозию, мм	Минусовой допуск, мм	Исполни-тельная толщина стенки, мм
	Из условия прочности	Из условия устойчивости
Корпус: Цилиндрическая оболочка Крышка Днище	5,5 5,49 7,09	4,56 2,37 3,03	2 2 2	0,8 0,8 0,8	10 10 10

3.1.5. Определение допускаемых давлений

Допускаемые внутренние давления рассчитываются для каждого элемента корпуса. Из этих значений давлений, а также условных давлений фланцев аппарата, люка, штуцеров и уплотнения выбирается наименьшее, которое и принимается в качестве допускаемого давления для всего корпуса.

Элемент с наименьшим допускаемым или условным давлением - самый слабый элемент, который определяет работоспособность всего аппарата. Для получения равнопрочного (по давлению) аппарата можно оптимизировать конструкцию, подобрав типовые элементы (фланцы, штуцеры и пр.) с условным давлением близким к минимальному допустимому для оболочек.

В качестве допускаемого наружного давления в корпусе аппарата принимается наименьшее значение допускаемого наружного давления для элементов корпуса. Результаты расчетов и выбора допускаемых давлений занесем в таблицы 5 и 6.

Принятые значения допускаемых давлений включают в техническую характеристику аппарата (чертеж общего вида).
Расчёт допускаемых (предельных) внутренних давлений

Допускаемое внутреннее давление для цилиндрической обечайки определяется по формуле:

                                                                             (27)

и составляет

                                   1,04 · 10⁶Па.

Допускаемое внутреннее давление для эллиптической крышки определяется по формуле:

                                                                              (28)

и составляет

                                   1,05 · 10⁶Па

Допускаемое внутреннее давление для конического днища определяется по формуле:
                              (28)

0,81 · 10⁶Па.
Расчёт допускаемых (предельных) наружных давлений

Допускаемое наружное давление для цилиндрической обечайки определяется по формуле:

                                                                     (29)

и составляет

0,16 · 10⁶ Па

Допускаемое наружное давление для эллиптической крышки определяется по формуле:

                                                                          (30)

и составляет

0,46 · 10⁶ Па

Допускаемое наружное давление для конической обечайки определяется по формуле:

                                                                 (31)

и составляет

0,44· 10⁶ Па

Таблица 15. Условные и допускаемые внутренние давления в аппарате

Элементы аппарата	Условное давление р_У, МПа		Допускаемое внутреннее давление р_Д.В., МПа
Элементы аппарата	Фланцы, штуцеры, люк	Уплотнение	Крышка	Обечайка	Днище	Общее для всего аппарата
Корпус	1,0	2,5	1,05	1,04	0,81	0,81

Таблица 16. Допускаемые наружные давления в аппарате

Элементы корпуса	Крышка	Обечайка	Днище	Общее для всех
Допускаемое наружное давление, МПа	0,46	0,16	0,44	0,16

3.1.6. Укрепление отверстий

Отверстия в оболочках аппарата, предназначенные для размещения штуцеров различного назначения и люка, снижают несущую способность корпуса и вызывают концентрацию напряжений вблизи края отверстия.

В нашем случае для оболочек корпуса и привариваемых к нему штуцеров используется один и тот же материал, поэтому воспользуемся следующим алгоритмом расчёта укреплений отверстий [1, с.43]:
Определение наибольшего диаметра отверстия в оболочке,

не требующего дополнительного укрепления:

Наибольший диаметр отверстия, не требующего дополнительного укрепления, определяется по формуле

,                                     (32)

где       s – исполнительная толщина стенки оболочки, мм;

s_p – расчётная (из условия прочности) толщина стенки оболочки, мм;

с – прибавка на коррозию, мм;

u – минусовой допуск на толщину s листа, мм;

l_p – расчётная ширина зоны укрепления, мм.

Расчётная ширина зоны укрепления определяется по формуле:

,                                                           (33)

где       D_Р – расчетный внутренний диаметр оболочки, мм.

            Наибольшим отверстием в оболочке корпуса является люк, расположенный на крышке аппарата - он подлежит первоочередной проверке.                                                      Расчетный внутренний диаметр эллиптической оболочки определяется по формуле:

                                                           ,                                     (34)

где       R – расстояние от оси оболочки до центра отверстия, мм;

D – внутренний диаметр корпуса, мм.

Согласно [1, таблица В.7, с.129] R = 520мм.

                                               3117 мм

                                               150 мм.

По формуле (32) получим

153 мм.
Т.к. диаметр штуцера люка d_Ш = 4000 мм > d₀=153 мм, то расчет укрепления отверстия выполняется.
Расчет укрепления отверстия люка

Проверка укрепления отверстий за счёт стенки люка и стенки оболочки производится по условию:

A ≤ A₀ + A₁ + A₃,                                                      (35)

где       A – площадь продольного сечения выреза, подлежащая компенсации, мм²;

A₀ – площадь продольного сечения оболочки, участвующая в укреплении, мм²

A₁ и А₃ – площади продольного сечения соответственно наружной и внутренней части люка, участвующий в укреплении, мм.

Площадь продольного сечения выреза определяется по формуле:

А = 0,5 · (d_Ш + 2 · c – d₀) · s_р                                    (36)

и составляет:

                                                           А = 0,5 · (400 + 2 · 1 – 153) · 5,49 = 683 мм²

Площадь продольного сечения оболочки, участвующая в укреплении определяется по формуле:

А₀ = (s – s_Р - с) · l_р                                                     (37)

и составляет:

А₀ = (10 – 5,49 - 1) · 150 = 376 мм²

Расчетные длины внешней и внутренней части штуцера определяются по формулам:                                                                   ,                           (38)

,                        (39)

где       s_Ш – исполнительная толщина стенки люка.

Принимая s_Ш = 8мм [1, таблица В.15, с.137] получим:

66.3 мм;                                       25 мм.

Расчетная толщина стенки штуцера определяется по формуле:

                                                           (40)

и составляет

1,1 мм.

Площади продольного сечения соответственно наружной и внутренней части люка, участвующий в укреплении определяются по формулам:

А₁ = (s_Ш – s_ШР - с) · l_1р                                               (41)

А₃ = (s_Ш – s_ШР – 2 · с) · l_3р                                         (42)

и составляют:

А₁ = (8 – 1,1 - 1) · 66.3 = 391 мм²

А₃ = (8 – 1,1– 2 · 1) · 25 = 147.3 мм²

Производим проверку по условию (31):

А = 683 мм², А₀ + А₁ + А₃ = 376 + 391 + 147.3 = 914.3 мм².

Условие (35) выполняется.

3.1.7. Расчет фланцевого соединения

Герметичность фланцевого соединения обеспечивается правильным подбором материала прокладки и учётом действующих усилий. Элементы фланцевого соединения (болты и прокладки) проверяются на прочность.

Расчет фланцевого соединения люка аппарата проводится на основе отраслевого нормативно-технического документа РД 26-15-88.

Податливость болтов фланцевого соединения определяется по формуле:

                                               λ_Б = l_Б / (z_Б · Е_Б20 · А_Б),                                             (43)

где       l_Б – приведённая длина для болтов, м;

E_б20 – модуль упругости материала болта при 20°С, Па;

z_б – число болтов (шпилек) в соединении;

A_б – минимальная площадь поперечного сечения болта, м².

Приведенная длина болтов определяется по формуле:

l_Б = h_Ф + 0.5d_Б                                                           (44)

где       h_Ф – общая высота дисков фланцевого соединения, м;

d_б – наружный диаметр резьбы болта, м.

Общая высота дисков фланцевого соединения определяется по формуле:

h_Ф = 2h + s_n + 1                                                         (45)

h – высота диска фланца, мм;

s_П – толщина прокладки, мм.

В качестве материала прокладки примем паронит общего назначения - ПОН ГОСТ 481-80. Толщина прокладки s_П = 3 мм [1, таблица 13, с.48].

Для фланца люка h = 30 мм, диаметр болтов d_Б = 20мм, количество – z_Б = 20 [1, таблица В15, с.143], А_Б = 225·10^-6 м²[1, таблица 14, с.49], Е_Б20 = 2,0·10¹¹ Па[1, таблица Б.3, с.112].

По формулам (43), (44), (45) получим:

h_Ф = 2 · 30 + 3 + 1 = 64 мм.

l_Б = 0,064 + 0.5 · 0,020 = 0,074 мм.

                                                           λ_Б = 0,074 / (20 · 2·10¹¹ · 225·10^-6) = 8,22 · 10^-11м / Н

Податливость прокладки определяется по формуле:

                                               (46)

где       b – ширина прокладки, м;

            К₀ – коэффициент обжатия;

D_П.СР. – средний диаметр прокладки, м;

E_П – модуль упругости материала прокладки, Па.

Средний диаметр прокладки:

D_П.СР = D_П – b,                                                          (47)

где       D_П – внешний диаметр прокладки, м.

Принимаем D_П = 457 мм, b = 12,5 мм [1, таблица В.15, с.143], модуль упругости материала прокладки Е_П = 2 · 10⁹ Па, К₀ = 0,9[1, таблица 13, с.48].

                                                           D_П.СР = 0,457– 0,0125 = 0,44 м.

                                               7,73 · 10^-11м / Н

Коэффициент внешней нагрузки

                                               χ = λ_П / (λ_П + λ_Б)                                                        (48)

                                   χ = 7,73 · 10^-11 / (7,73 · 10^-11 + 8,22 · 10^-11) = 0,485

Усилие от давления рабочей среды

                                                           F_Д = 0,25 · р_РВ · π · D_П.СР²                                         (49)

                                               F_Д = 0,25 · 0,8 · 10⁶ · π · (0,44)² = 124,1· 10³ Н.

Усилие, которое должно быть приложено к прокладке, чтобы обеспечивалась герметичность в рабочих условиях:

                                               F_П2 = K_П · р_РВ · π · D_П.СР · b₀,                                    (50)

где       K_П – коэффициент материала прокладки;

b₀ - эффективная ширина прокладки, м.

Принимаем К_П =2,5 [1, таблица 13, с.48], b₀ = b= 0,0125 м [1, с.51].

                                               F_П2 = 2,5 · 0,8 · 10⁶ · π · 0,44 · 0,0125 = 34,1 · 10³Н.

Усилие в болтах от температурной деформации:

                                                              (51)

где       t_ф, t_Б – температура болтов и фланцев соответственно, °С;

            t₀ = 20°C– начальная температура, °С;

α_ф, α_Б – коэффициенты линейного расширения материалов фланцев и болтов соответственно, 1/°С;

            Е_Б, Е_Б20 – модуль упругости материала болтов при рабочей и начальной температуре, Па.

            Температура фланцев и болтов при отсутствии теплоизоляции составляет:

                                                           t_ф = t_С                                                                         (52)

t_Б = 0,85 · t_C≥ 20° С                                                 (53)

t_ф = t_С = 20 °C;           t_Б = 20 °С.

Усилия во фланцевых соединениях

а) на стадии монтажа и герметизации; б) на стадии эксплуатации; (усилия на прокладку F_п показаны только со стороны верхнего фланца)

Рисунок 15
Коэффициенты линейного расширения и для материала фланцев (15Х5М) и для материала болтов (37Х12Н8Г8МФБ):

α_ф = 11,9 · 10^-6 1/°С              α_Б = 15,9 · 10^-6 1/°С [1, таблица Б.4, с.112]

Модуль упругости для материала болтов при рабочей и начальной температурах:

Е_Б = 2 · 10¹¹ Па                      Е_Б20 = 2 · 10¹¹Па [1, таблица Б.3, с.112]

По формуле (51) получим:

                        0Н.

Усилие затяжки F_б1, действующее как на болты, так и на прокладку при монтаже, принимается наибольшим из двух:

F_Б1’ = F_П1’ = 0,5 · π · D_П.СР · b₀ · q_min                       (54)

F_Б1’’ = F_П1’’ = F_П2 + (1 - χ) · F_Д                                (55)

F_Б1 = max { F_Б1’; F_Б1’’}                                             (56)

где       q_min - минимальная удельная нагрузка на контактной поверхности прокладки, необходимая для заполнения неровностей уплотнительных поверхностей фланцев.

q_min   = 20 МПа [1, таблица 13, с.48].

F_Б1’ = F_П1’ = 0,5 · π · 0,44 · 0,0125 · 20 ·10⁶ = 172,7 · 10³Н

F_Б1’’ = F_П1’’ = 34,1 · 10³ + (1 – 0,485) · 124,1 · 10³ = 98 · 10³Н

F_Б1 = max { F_Б1’; F_Б1’’} = 172,7 · 10³Н

При действии на рабочего давления усилие на болты определяется по формуле:

                                                           F_Б2 = F_Б1 + χ · F_Д                                                       (57)

и составляет                          F_Б2 = 172,7 · 10³+ 0,485· 124,1 · 10³ = 23,3 · 10³Н

Проверка прочности болтов в условиях монтажа осуществляется по условию:

                                                                                                        (58)

где       σ_Б1 – напряжения возникающие в болтах при монтаже, Па;

            [σ_Б]₂₀ – допускаемые напряжения для материала болтов при t = 20°C.

Напряжения возникающие в болтах при монтаже

49,9 · 10⁶ Па,

не превышают допускаемых [σ_Б]₂₀ = 230 · 10⁶Па[1, таблица Б.2, с.110-111].

Условие (58) выполняется.
Проверка прочности болтов в рабочих условиях осуществляется по условию:

                                                                                                           (59)

где       σ_Б2 – напряжения возникающие в болтах в рабочих условиях, Па;

[σ_Б] – допускаемые напряжения для материала болтов при рабочей температуре, Па.

Напряжения возникающие в болтах в рабочих условиях

51,7 · 10⁶ Па,

не превышают допускаемых [σ_Б] = 230 · 10⁶Па [1, таблица Б.2, с.110-111].

Условие (59) выполняется.

Проверка прочности материала прокладки осуществляется по условию:

,                                                           (60)

где       q, [q] – рабочая и допускаемая удельная нагрузка на прокладку соответственно, Па.

Удельная нагрузка на прокладку

10 · 10⁶Па,

не превышает допускаемого значения [q] = 130 · 10⁶Па [1, таблица 13, с.48].

Условие (60) выполняется.

3.1.8. Расчет опор и монтажных цапф аппарата

Опоры – лапы или опоры – стойки аппарата испытывают нагрузку от общего веса аппарата в рабочих условиях, а цапфы только от веса корпуса аппарата при монтаже. Максимальный вес аппарата G_max рассчитывается с учётом веса всех составных частей аппарата и максимального веса среды:

                                                           G_max = G_к + G_пр + G_c                                     (61)

где       G_к – вес корпуса вместе с теплоизоляцией, внутренними устройствами и уплотнением, Н;

G_пр – вес механического перемешивающего устройства, Н;

G_c – максимальный вес среды в аппарате, Н.
Приближенное значение веса корпуса аппарата:

                                               G_к = 1,1 · ρ_ст · g · s_max · (π · D · H + 2 · 0.25 · π · D²) (62)

где       ρ_ст – плотность стали, кг/м³;

            s_max – максимальная исполнительная толщина стенки, м;

            Н – высота корпуса аппарата, м.

Принимаем ρ_ст = 7850 кг/м³, s_max = 0,01 м , Н = 3,22 м [1, таблица В.7, с.129].

Вес корпуса составляет:

G_к = 1,1 · 7850 · 9,81 · 0,01 · (π · 1,8 · 3,22 + 2 · 0.25 · π · 1,8²) = 19,7 · 10³Н.

Вес привода определяется по формуле:

G_пр = 1,2 · М_пр · g,                                                     (63)

где М_пр – масса привода, кг.

Принимаем М_пр = 800 кг [1, таблица Ж.4, с.178].

G_пр = 1,2 · 800 · 9,81 = 9,4 · 10³ Н.

            При расчёте максимального веса рабочей среды, предполагают, что аппарат объёмом V заполнен полностью глицерином:

G_с = ρ_С · g · V,                                                           (64)

где V = 6,3 м³ – объем аппарата.

G_с = 1200· 9,81 · 6,3 = 74,1 · 10³ Н

Максимальный вес аппарата:

                        G_max = 19,72 · 10³ + 9,41 · 10³ + 74,1 · 10³   = 103,2 · 10³ Н
Проверочный расчёт опор и монтажных цапф
Выбранный типоразмер опоры и цапфы проверяется на грузоподъёмность по условию:

,                                                      (65)

где       G₁ – расчётная нагрузка на одну опору;

G_доп – допускаемая нагрузка на опору;

z_on - число опор.

Нагрузка на одну опору – лапу (z_оп = 4):

                                                           G₁ = 103,2 · 10³/ 4 = 25,8 · 10³Н.

Не превышает допускаемого значения G_доп = 40 кН [1, таблица Д.1, с.157].

Проверка цапф на грузоподъёмность:

                                                           G₂ = (G_max – G_пр – G_c ) / z_Ц                                        (66)

где       G₂ – расчётная нагрузка на одну цапфу;

G_доп.ц - допускаемая грузоподъёмность цапфы, H;

Нагрузка на одну цапфу (z_Ц = 2):

G₂ = (103,2 · 10³ – 9,4 · 10³  - 74,1 · 10³ ) / 2 = 9,8 · 10³Н.
меньше допустимой нагрузки G_доп.ц = 40 кН [1, таблица В.13, с.139].
Проверка прочности бетона на сжатие
Проверка прочности бетона на сжатие проводится по условию:

,                                          (67)

где       σ_Ф – напряжение в фундаменте под опорой, Па;

[σ]_Ф– допускаемое напряжение для бетона при сжатии, Па;

A_П = a · b – площадь основания опоры, м².

Допускаемое напряжение для бетона марки 200 ГОСТ 25192-82 при сжатии составляет [σ]_Ф = 11 МПа [1, с.55].

Проверка прочности для опоры – лапы (a = 0,145м, b = 0,21м, [1, таблица Д.1, с.157], G₁ = 25,8 · 10³Н):

Проверка прочности сварных швов ребер опор-лап

Прочность угловых сварных швов, соединяющих рёбра опор - лап с корпусом аппарата, проверяется по условию:

                                             (68)

где       τ_c – напряжение среза в швах, Па;

k – катет сварных швов, м;

l_Ш – общая длина сварных швов с учётом непровара, м

[τ]_Ш - допускаемое напряжение для материала швов, Па;

Катет сварного шва определяется соотношением:

k = 0.85s,                                                                  (69)

где       s – толщина ребра опоры, м. s = 0,008 м [1, таблица Д.1, с.157]

Общая длина сварных швов с учётом непровара:

                                                           l_ш = 2 · z_Р ·(h – 4 · k),                                                 (70)

где       z_Р = 2 – число ребер опоры;

            h – высота ребра, м. h = 0,360 м [1, таблица Д.1, с.157]

                                                           k = 0.85 · 0,008 = 0,0068м

l_ш = 2 · 2 · (0,360 – 4 · 0,0068) = 1,33 м

Допускаемое напряжение для материала швов:

                                                           [τ]_Ш = φ · [σ]_Р,                                                (71)

где       φ – коэффициент прочности сварных швов,

            [σ]_Р – допускаемое напряжение материала опор

Коэффициент прочности швов таврового сварного соединения при сварке вручную двухсторонним угловым швом φ = 0.65. Для стали марки Ст3сп допускаемое напряжение составляет [σ]_Р =154 МПа.

                                                           [τ]_Ш = 0,65 · 154 = 98,8 МПа

Напряжение среза в швах:

                                                           τ_С = 25800 / (0,7 · 0,0068 · 1,33) = 4,1· 10⁶ Па

Условие прочности (68) выполняется.

3.2. Расчёт элементов механического перемешивающего устройства

3.2.1. Расчет вала перемешивающего устройства

Расчёт на прочность

            При работе вал мешалки испытывает, главным образом, кручение. Расчётный крутящий момент с учётом пусковых нагрузок определяется по формуле:

                                             (72)

где       Kд – коэффициент динамичности нагрузки, Kд = 1,2[1, стр.56];

Nм – мощность потребляемая мешалкой на перемешивание, Вт;

ω - угловая скорость вала мешалки, рад/с.

Угловая скорость вала определяется по формуле:

,                                                      (73)

где n – частота вращения вала мешалки, об/мин.

ω = π · 160 / 30 = 16.75 рад/с.

Согласно ТЗ мощность, затрачиваемая на перемешивание составляет N_М = 9200 Вт.

Т_КР = 1,2 · 9200 / 16.75= 658.9 Н·м

Полярный момент сопротивления сечения вала в опасном сечении определяется по формуле:

                                                                       ,                                                 (74)

где d₁ – диаметр участка вала под ступицу, м.

Принимаем d₁ = 0,06 м [1, таблица Е.2, с.164] и по формуле (74) получим:

                                                                       42.4 · 10^-6 м³

Прочность вала обеспечивается при выполнении условия прочности на кручение:

,                                         (75)

где [τ]_KP – допускаемое напряжение на кручение, Па.

Допускаемое напряжение на кручение определяется по формуле:

[τ]_KP = 0.5[σ]                                                 (76)

и при [σ] = 146 МПа (см. таблицу 1) составляет [τ]_КР = 0,5 · 146 · 10⁶ = 73 · 10⁶ Па.

Напряжения сдвига возникающие в поперечном сечении вала:

                                               τ_КР = 658.9 / (42.4 · 10^-6) = 15.5 · 10⁶ Па.

не превышают допускаемого значения [τ]_КР = 73 МПа.
Расчёт вала на виброустойчивость
Под виброустойчивостью вала понимают его способность работать с динамическими прогибами, не превышающими допускаемых значений. Динамические прогибы вала появляются в результате действия на вал неуравновешенных центробежных сил, которые возникают от неизбежных при монтаже смещений центров тяжести вращающихся масс (мешалки, сечений вала) с оси вращения.

Сущность проверочного расчёта вала на виброустойчивость заключается в определении его критической угловой скорости ω_KP в воздухе, а затем в проверке условий виброустойчивости.
Схема к расчету вала на виброустойчивость

а) расположение вала с мешалкой в аппарате;

б) прогибы сечений вала под воздействием центробежных сил;

в) расчётная схема консольного вала.
Рисунок 16
Длина консоли вала, т.е. расстояние от нижнего подшипника до середины ступицы:

l₁ = H + h₀ + h₁ – h_M,                                      (77)

где       H – высота корпуса аппарата, м;

            h₀ – расстояние высота опоры (бобышки) для стойки привода, м;

h₁ – расстояние от нижнего подшипника в приводе до крышки корпуса аппарата, м;

h_М– расстояние от днища корпуса до середины ступицы, м.

Принимаем Н = 3.22 м [1, таблица B.7, с.129], h₀ = 0,050м [1, таблица B.16, с.145], h₁ =260 м [1, таблица Ж.4, с.178], h_М = 0,945 м.

Длина консоли вала:

l₁ = 3,22 + 0,050 + 0,26 – 0,945 = 2.585 м.

Полная длина вала:

l = l₁ + l₂ ,                                                       (78)

где l₂ – длина пролёта, т.е. расстояние между подшипниками, м.

Принимаем l₂ =0,69 м [1, таблица Ж4, с.178]. Полная длина вала составит:

                                                                       l = 2,585 + 0,69= 3,275 м.

Относительная длина консоли и пролёта определяются по формулам:

                                                                       (79)

                                                       (80)

и составляют

Масса вала определяется по формуле:

                                       (81)

и составляет

                                               m_В = 0,25 · π · 0.065² · 7850 · 3,275 = 85,3 кг

Коэффициент приведения массы вала вычисляется по формуле:

                    (82)

и составляет

0,197.

Осевой момент инерции поперечного сечения вала определяется по формуле:

                                                           I_Z = π · d⁴ / 64,                                                           (83)

и составляет

I_Z = π · 0,065⁴ / 64 = 0,88 ·10^-6м⁴,

Приведенная жесткость вала, Н/м:

                                                           К_ПР = 3 · Е · I_Z / (l₁² · l),                                              (84)

где Е – модуль упругости материала вала при рабочей температуре, Па

составляет

К_ПР = 3 · 2,15 · 10¹¹ · 0,88 ·10^-6 / (2,585² · 3,275) = 25,83 · 10³ Н/м.

Приведенная суммарная масса мешалки и вала:

                                                                       m_ПР = m + q · m_В,                                           (85)

где m – масса мешалки, кг.

Для выбранной мешалки масса составляет m = 27 кг [1, таблица Е.2, с.164].

                                                                       m_ПР = 27 + 0,197 · 85,3 = 43,84 кг.

Критическая угловая скорость вала в воздухе определяется по формуле:

                                                                       ,                                               (86)

и составляет                                                 24,27 рад/с.

Условие виброустойчивости вала:

- для жесткого вала                                      ω / ω_КР ≤ 0,7                                                  (87)

- для гибкого вала                                        1,3 ≤ ω / ω_КР ≤ 1,6                                        (88)

В нашем случае соотношение ω / ω_КР составляет

ω / ω_КР = 16,75/ 24,27 = 0,69

Условие виброустойчивости (87) выполняется.

Расчет вала на усталость

Цель проверочного расчета вала на усталость заключается в определении коэффициента запаса S прочности по переменным напряжениям и сравнении его с допускаемым значением [S]. Проверке подлежит одно из опасных сечений вала: участок вала под напрессованным на него нижним подшипником привода. В этом сечении вала изгибающие моменты М_Fц и М_Fм от действия центробежной силы и поперечной гидродинамической силы - максимальны.

Суммарный эксцентриситет, т.е. смещение центра масс мешалки относительно оси вращения из-за неточности изготовления и сборки вала и мешалки - это сумма собственного эксцентриситета мешалки е_м и половины биения вала δ, т.е.

е = е_м + 0,5 δ ,                                                           (89)

рекомендуется принять е_м = 4·10^-4·l ( l-длина вала, м); δ = 0,001 м.

е_м = 4·10^-4· l = 4·10^-4· 3,275 = 0,00131 м

е = е_м + 0,5 δ = 0.00131 + 0.0005 = 0.00181 м

С учетом динамического прогиба у_д и приведенной суммарной массы мешалки и вала m_пр центробежная сила равна, Н:

F_ц = m_np∙ω² (у_д + е) = m_np∙ω² ∙ e |1/(1 – (ω/ω_кр)²)|               (90)

F_ц = 43,84 ∙ 16,75² ∙ 0,00181 ∙ |1/(1 – (16,75/24,27)²)| = 38,3 Н

Приведенная к мешалке среднее значение максимальной поперечной гидродинамической силы (с учетом гидродинамического сопротивления вала), Н

                                             (91)

где       k_м - коэффициент сопротивления мешалки;

k_в = 1,1 - коэффициент, учитывающий гидродинамическое сопротивления вала;

ρ_с - плотность среды, кг/м;

ω - угловая скорость вала мешалки, рад/с;

d_м - диаметр мешалки, м;

D - внутренний диаметр корпуса, м;

Н_с - высота жидкости в аппарате, м.

Для турбинной мешалки в аппарате с перегородками: k_м = 0,025


Средние σ_m, τ_m и максимальные амплитудные σ_а, τ_а значения напряжений в опасном сечении вала, Па:

                                       (92)

                                       (93)

                                             (94)

                                                  (95)

                                                 (96)

                                                  (97)

где       W_но, W_p - соответственно, осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала, м³;

l₁ - длина консольной части вала, м;

d - диаметр вала (принятого типоразмера привода), м;

T_кр- крутящий момент, Н∙м.

26,9 · 10^-6 м³

53,9 · 10^-6 м³

= 3,7 МПа                                    17,1 МПа

12,2 МПа

МПа

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным и касательным напряжениям определяется с учетом по формулам:
;                    (98)

                       (99)

σ_-1 = σ_В ∙ (0.55 – 10^-10 ∙ σ_В)                                       (100)

τ_-1 = 0.6 ∙ σ_-1                                                              (101)

ψ_σ = (0.02 + 2∙10^-10 ∙ σ_В)                                           (102)

ψ_τ = 0.5 ∙ ψ_σ                                                               (103)
где σ_-1 - предел выносливости по нормальным напряжениям при симметричном цикле, Па;

τ_-1 - предел выносливости по касательным напряжениям при симметричном цикле, Па;

σ_в - предел прочности материала вала, Па;

k_у - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (k_у = 1);

k_σ , k_τ - эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений;

k_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

k_Fσ , k_Fτ - коэффициенты влияния шероховатости;

ψ_σ – коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла по нормальным напряжениям;

ψ_τ – коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла по касательным напряжениям.

Для материала вала привода (сталь 15Х5М) σ_в = 470 МПа

σ_-1 = 470∙ 10⁶ ∙ (0.55 – 0.047) = 236,4 МПа

τ_-1 = 0.6 ∙ 236,4 = 141,8 МПа

ψ_σ = (0.02 + 2∙10^-10 ∙ 470∙ 10⁶) = 0,114

ψ_τ = 0.5 ∙ ψ_σ = 0,057

Значения коэффициентов [1, табл.17, с.66]:

k_Fσ = 1,1;                   k_Fτ = 1,05                   k_σ / k_d = 3,06 ;                       k_τ / k_d = 1,84
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

;


Общий коэффициент запаса прочности:

,                                               (104)

где [S] = 2 – допускаемый коэффициент запаса прочности:



Условие (94) выполняется, коэффициент запаса прочности S = 4,27 > [S] = 2.

3.2.2. Расчет мешалки

Предварительно выбранная мешалка проверяется по допустимому крутящему моменту:

                                                           T_КР ≤ [T],                                                                   (105)

где       [T] – допускаемый крутящий момент.

В нашем случае при T_КР = 658,9 Н · м и [T] = 1000 Н · м [1, таблица Е.2, с.164] условие (105) выполняется.

Проверка прочности мешалки в месте среза углового таврового сварного соединения диска мешалки со ступицей:

                                                         (106)

где τ_с – касательные напряжения в материале швов, Па; Fср – сила среза сварных швов, Н; Аш – суммарная площадь биссекторного сечения угловых швов, м²; - допускаемое касательное напряжение для материалов швов, Па.

                                                              (107)

где φ=0,65 – коэффициент прочности сварного шва для таврового соединения двусторонним швом при сварке вручную.

[τ]’=0,65 · 146 = 94,9 МПа

Расчетная толщина перекладины S_ЛР и ребра жесткости S_РР:

S_ЛР = S_Л – 2с                                                                        (108)

S_ЛР = S_Л – 2с = 0,008 – 2·0,001 = 0,006 м

Рисунок 17. Схема к расчету угловых швов турбинной открытой мешалки

Сила среза сварного шва, Н:

, (109)

где Ткр – расчетный крутящий момент, Н∙м; dс – диаметр ступицы

Суммарная площадь сечения двухстороннего шва:

(110)

где k = 0,85 ∙ sд – катет сварных швов; sд= S_Л – толщина диска [1,таблица Е2, стр.164]

Аш = 2∙3,14∙0,11∙(0,7∙0,85∙0,008-0,001) = 2,6 ∙10^-3 м²

Условие (106) выполняется.

3.2.3. Шпоночное соединение ступицы мешалки с валом

Крутящий момент с вала на ступицу мешалки передаётся при помощи призматической шпонки, размещённой в шпоночных пазах вала и ступицы. Боковые грани на половине своей высоты шпонки испытывают напряжения смятия σ_см, а продольное сечение – напряжения среза τ_ср.Шпонку рекомендуется изготавливать из того же материала, что и вал. Допускаемые напряжения [σ] принимают равными нормативным допускаемым напряжениям σ*.
Схема к расчёту шпоночного соединения

Рисунок 18
Для шпоночного соединения выполняется проверочный расчёт на смятие. Шпонка испытывает смятие с двух противоположных сторон: со стороны вала и со стороны ступицы.

            Сила, вызывающая смятие:

            ,                                                          (111)

где d₁ – диаметр участка вала под ступицу мешалки.

При d₁ = 0,06 м [1, таблица Е5, с.170] получим

                                                           21963 Н

Поверхность смятия определяется по формуле:

                                                           А_СМ = (l - b)(h – t)                                                     (112)

где       l, b, h₁ – длина, ширина и высота шпонки, м;

            t – глубина шпоночного паза на валу, м.

Принимаем l = 0,11 м, b = 0,018 м, h = 0,016 м, t = 0,01 м [1, таблица 18, с.74]

                                                           А_СМ = (0,11 – 0,018)∙( 0,16– 0,01) = 552·10^-6 м²

Условие прочности шпонки на смятие:

σ_СМ = F_СМ / А_СМ ≤ [σ_СМ],                                          (113)

где       σ_СМ – напряжение смятия на боковые поверхности шпонки, Па;

[σ]_СМ = 1.5[σ] – допускаемые напряжения на смятие материала шпонки, Па.

                                                           [σ]_СМ = 1.5 · [σ] = 1,5 · 146 · 10⁶ = 219· 10⁶ Па

                                                           σ_СМ = 21963 / (552 · 10^-6) = 39,8 · 10⁶ Па

Условие прочности шпонки на смятие (113) выполняется.

3.2.4. Расчет муфты

Муфта соединяет вал привода с валом мешалки и передает крутящий момент. В нашем случае применяется фланцевая муфта.

Муфты, выбранные по диаметру вала при эскизной компоновке аппарата, проверяются на нагрузочную способность по условию:

Т_РМ = Т_КР /( η₂· η₃)≤ Т_ном                                           (114)

где Т_РМ- расчетный крутящий момент на участке вала под муфту, Н·м;

η₂ – КПД подшипников;

η₃ – КПД уплотнения;

Т_ном – номинальный крутящий момент для выбранного типоразмера муфты, Н·м.

Для выбранной муфты        Т_ном = 1000 Н·м, для торцевого уплотнения η₃ = 0.99, η₂ = 0,99 [1, таблица Ж11, с.188]

.

Т_РМ = 658.9 / 0,99 ·0,99= 672 Н·м ≤ 1000 Н·м

Условие (114) выполняется.

Заключение
1. Выполнив проверочные расчеты для исполнительных толщин стенок цилиндрической обечайки s_ц = 10 мм и эллиптической крышки s_э = 10 мм, конического днища s_к = 10 мм мы получили:

Предельные внутренние давления:

для цилиндрической обечайки:

                      P_доп.в = 1,04 МПа при рабочем давлении Р_рв = 0,8 МПа.

для эллиптической крышки:

                        P_доп.в = 0,05 МПа при рабочем давлении Р_рв = 0,8 МПа.

для конического днища:

                        P_доп.в = 0,81 МПа при рабочем давлении Р_рв = 0,8 МПа.
для штуцеров и люка P_доп.в = 1,0 МПа

Таким образом:

- условие прочности корпуса при рабочем давлении выполнено;

- предельно допустимое внутреннее давление для корпуса: P_доп.в =0,81 МПа.
Предельные наружные давления:

для цилиндрической обечайки:

            P_доп.н=0.16 МПа при рабочем давлении Р_рв = 0.05 МПа.

для эллиптической крышки:

            P_доп.н=0,46 МПа при рабочем давлении Р_рв = 0.05 МПа.

для эллиптического днища:

            P_доп.н= 0.44 МПа при рабочем давлении Р_рв =0.05 МПа.

Таким образом:

- условие устойчивости корпуса при рабочем давлении выполнено;

- предельно допустимое наружное давление для корпуса будет: P_доп.н =0.16 МПа.
2.Укрепление отверстий:

Наибольший диаметр отверстия не требующий дополнительного укрепления d₀=153 мм.

Отверстие люка диаметром 400 мм укрепляется дополнительно накладным листом в виде кольца толщиной 10 мм и шириной 150мм.
3.   Фланцевые соединения:

Проверка на прочность болтов М20 показала: напряжения возникающие в болтах при монтаже σ_Б1 = 49,9 МПа и рабочих условиях σ_Б2 = 51,7 МПа меньше предельных напряжений для данного материала [σ]_Б = 230 МПа.

Проверка на прочность прокладки из ПОН толщиной 3 мм показала: нагрузка на прокладку q = 10 МПа меньше допустимой нагрузки для данного материала [q]=130МПа.
4.   Опоры:

Проверка на грузоподъёмность

Нагрузка на одну опору – лапу G₁ =25,8 · 10³Н при грузоподъемности [G] = 40 кН

Нагрузка на одну цапфу (z_Ц = 2):

G₂ = 9,8 · 10³Н. меньше допустимой нагрузки [G] = 40 кН - можно выполнить цапфы выбранного габарита.
Проверка прочности сварных швов:

Напряжение в срезах шва τ_С = 4,1 МПа меньше допустимого напряжения для данного материала [τ]_Ш = 98,8 МПа – швы прочные.



Прочность бетона фундамента:

Допускаемое напряжение для бетона марки 200 ГОСТ 25192-82 при сжатии составляет [σ]_Ф = 11 МПа [1, с.55].

Проверка прочности для опоры – лапы
5.    Вал мешалки:

Проверка на прочность при кручении:

Напряжения сдвига возникающие в поперечном сечении вала τ_КР = 15,5 · 10⁶ Па не превышают допускаемого значения [τ]_КР = 73 МПа – прочность вала обеспечена.
Проверка на усталость:

Коэффициент запаса прочности S = 4,27 > [S] = 2.
Проверка вала на виброустойчивость:

Т. к. рабочая скорость вращения вала равна ω = 16,75 рад/с, а критическая скорость вращения - ω_КР = 24.27 рад/с, то вал жесткий.

ω / ω_КР = 0,69

6.    Мешалка:

Касательные напряжения возникающие в материале шва мешалки τ = 4,6 · 10⁶ Па

меньше допустимых напряжений [τ]’ = 94,9 · 10⁶ Па – мешалка работоспособна.
7.   Шпоночное соединение ступицы с валом:

Напряжения смятия боковой поверхности шпонки σ_СМ = 39,8 · 10⁶ Па меньше допустимых напряжений на смятие для данного материала [σ]_СМ = 219 · 10⁶ Па

– шпонка будет жесткой при данной конструкции ступицы.
8.    Муфты:

Расчетный крутящий момент на участке вала под муфту Т_РМ = 658,9 Н·м меньше номинального крутящего момента для данного типоразмера муфты Т_ном = 1 кН·м – можно выполнить муфту выбранного типоразмера.
Вывод: изготовленный по данным расчетам аппарат будет способен пройти испытания Госгортехнадзора нормально функционировать в течение 10 лет при нормальной эксплуатации.
Список использованных источников

Луцко А.Н., Телепнев М.Д., Барановский В.М., Борисов В.З., Яковенко В.А., Марцулевич Н.А. Прикладная механика: Пособие по проектированию. – Изд.3-е, перераб. и доп. – СПб.: Изд-во СПбГУЭФ, 2005. – 213с.
Иосилевич Г. Б., Строганов Г. Б., Маслов Г. С. Прикладная механика. – М.: Высш. ш., 1989. – 351 с.
Михалев М. Ф., Третьяков Н. П., Мильченко А. И., Зобнин В. В. Расчет и конструирование машин и аппаратов химических производств: Примеры и задачи. - Л.: Машиностроение, 1984. -301 с.
Лащинский А.А. Конструирование сварных химических аппаратов: Справочник. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1981. - 382.
ГОСТ 20680-2002. Аппараты с механическими перемешивающими устройствами. Общие технические условия.
Васильцов Э.А. Ушаков В.Г. Аппараты для перемешивания жидких сред: Справочное пособие. - Л.: Машиностроение. Ленингр. Отделение, 1979. -272 с.
Конструкционные материалы для оборудования химических производств. Справочные данные: Метод, указания / ЛТИ им. Ленсовета. - Л., 1991.-44 с.
Конструкционные материалы для оборудования химических производств. Методика выбора материала: Метод, указания / ЛТИ им. Ленсовета.-Л., 1991.-24 с.
Попова Г.Н., Алексеев С.Ю. Машиностроительное черчение: Справочник. - 3-е изд., перераб. и доп. - СПб.: Политехника, 1999. - 453 с.
Смирнов Г.Г., Толчинский А.Р., Кондратьева Т.Ф.Конструирование безопасных аппаратов для химических и нефтехимических производств; Под общ. ред. А.Р. Толчинского. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1988. - 303с.

Bukvasha