Проектирование узлов опирания привода на крышку аппарата с механическим перемешивающим устройством

Аппараты с механическими перемешивающими устройствами широко применяются в химической и смежных с ней отраслях промышленности для получения однородных растворов, эмульсий, суспензий, а также для ускорения тепловых, диффузионных и химических процессов [1–4]. Несмотря на большое разнообразие мешалок принцип работы у них одинаков: внутри емкости постоянно вращается перемешивающее устройство (лопастное, якорное, ленточное или другие), приводящееся в движение приводом (электродвигателем, редуктором) [5–7]. Во время работы аппарат с мешалкой испытывает нагрузку на корпус со стороны привода, что приводит к возникновению вибраций и снижению прочности конструкции в целом [8–10].

Цель работы – проектирование узлов опирания привода на крышку аппарата с механическим перемешивающим устройством с целью снижения вибрации на корпус.

Материалы и методы

Классическая конструкция аппарата с механическим перемешивающим устройством приведен на рисунке 1. Аппарат состоит из корпуса 1, верхней крышки 2, в которую врезан штуцер под перемешивающее устройство 3, именно к этому элементу и будет приложены нагрузки от привода. На штуцер монтируется перемешивающее устройство, состоящее из электродвигателя 4 и редуктора 5, которые монтируются на стойку 6, вала 7, на который установлена мешалка 8. Для герметизации внутренней среды аппарата предусмотрено уплотнение 9.

Для увеличения жесткости конструкции можно использовать несколько способов:

• 1.    Увеличение толщин днища ( S , см. рисунок 1).

• 2.    Увеличение толщины патрубка штуцера ( S , см. рисунок 1).

• 3.    Использование накладного кольца (рисунок 1, п. 10).

• 4.    Использование укрепляющих ребер (рисунок 1, п. 11).

Первый способ не рационален и ведет к заметному увеличению металлоемкости, так нагрузки от привода имеют местный характер, и быстро затухают по мере удаления от центра днища [11]. Второй способ полностью не решает проблему, так как при достаточной толщине штуцера деформациям подвергается место соединения днища со штуцером [11].

В статьях можно встретить различные варианты укрепления фланцевого соединения и его исследования на прочность [12–15]. Существуют так же варианты укрепления соединения только ребрами жесткости [16,17].

Наиболее предпочтительным является использование комбинации накладного кольца и укрепляющих ребер [11]. Толщина укрепляющего кольца, как правило принимается равной толщине днища. При этом предстоит выяснить как влияют наружный диаметр кольца, длина и количество укрепляющих ребер на укрепляющую способность данного узла.

Рисунок 1. Конструкция аппарата с механическим перемешивающим устройством: 1 – корпус, 2 – крышка, 3 – штуцер под перемешивающее устройство, 4 – электродвигатель, 5 – редуктор, 6 – стойка, 7 – вал, 8 – мешалка, 9 – уплотнение, 10 – кольцо укрепляющее, 11 – ребро

Figure 1. The design of the device with a mechanical mixing device: 1 – body, 2 – lid, 3 – fitting for the mixing device, 4 – electric motor, 5 – gearbox, 6 – rack, 7 – shaft, 8 – agitator, 9 – seal, 10 – reinforcing ring, 11 – rib

Исходными данными для моделирования приняты:

• 1.    Диаметр корпуса:    D_K = 1600 мм

• 2.    Толщина стенки крышки: S = 8 мм (см. рисунок 1).

• 3.    Диаметр штуцера под механическое перемешивающее устройство: D_n = 250 мм (рисунок 1).

• 4.    Толщина патрубка штуцера под механическое перемешивающее устройство: S = 8 мм (см. рисунок 1).

• 5.    Крутящий и изгибающий моменты, передаваемые от привода: M = 1100 Н • мм.

• 6.    Осевая сила, равная весу привода: M = 3000 Н.

(см. рисунок 1).

Переменными параметрами были приняты.

• 1.    Ширина кольца жесткости ( l , см. рисунок 1) изменялась в пределах от 25 до 75 мм с шагом 25 мм. Максимальную ширину кольца целесообразно ограничить зоной укрепления днища по ГОСТ 34233.3–2017. В данном случае она равна 113 мм.

• 2.    Количество ребер принято n = 2,3,4,6,9,12.

• 3.    Длина ребер ( L ) принята от 200 до 250 мм с шагом 25 мм.

Результаты

При проектировании узлов опирания опытноэкспериментальные исследования не всегда являются целесообразными в связи с увеличением времени и ресурсозатратностью. Поэтому актуальным и менее энергозатратным методом является вычислительный эксперимент и использование виртуального проектирования [18–20]. Моделирование и расчет производились с использованием метода конечных элементов в программе Autodesk Inventor Professional.

При моделировании учитываем, что максимальный угол поворота фланца, на который прикреплен привод, не должен быть больше 0,05 ° .

Условие опирания днища по наружному контуру в виде жесткой заделки, моменты и сила от привода приложены к уплотнительной поверхности фланца штуцера (рисунок 2).

Для контроля угловая деформация фланца а была пересчитана в линейную деформацию А края фланца (рисунок 2) по формуле:

А = ^Ф • tga , где D – наружный диаметр фланца.

Рисунок 2. Расчётная схема

Figure 2. Design scheme

Рисунок 3. Схема пересчета угловой в линейную деформацию

Figure 3. Scheme for converting angular to linear deformation

Для диаметра фланца 150 мм при угле 0,05 ° линейная деформация составляет 0,13 мм. Эту величину контролирум при дальнейших расчетах.

В результате расчёта методом конечных элементов в таблицу 1 внесены возможные соотношения параметров, отвечающих необходимому требованию жесткости конструкции.

Определение количества ребер

Нагрузка на фланец, является циркулирующей по окружности. Произведено исследование максимальных напряжений, возникающих в узле опирания при разном количестве ребер от угла действия нагрузки. Расчет проведен с шагом в 5 ° . Результаты представлены на рисунке 4.

Из рисунка хорошо видно, что с увеличением числа ребер амплитуда колебаний нагрузки уменьшается. Для того что бы данные колебания можно было не учитывать, как малоцикловые, в соответствии с ГОСТ 34233.6–2017, величина этих колебаний должна составлять не более 15 % от нагрузки. Данному условию удовлетворяют кривые 4,5,6. Тем самым количество ребер должно быть не менее 6 штук.

Таблица 1

Результаты расчетов

Table 1

Calculation results

Рёбра, шт. Edges, pcs	Длина ребра, мм Rib length, mm	Ширина укрепления кольца, мм Ring reinforcement width, mm
2	250	75
3	200	75
	250	50
4	200	50
	230	75
	250	25
6	200	50
	250	0
9	200	50
	250	0
12	200	0

Рисунок 4. Зависимость напряжений в штуцере от угла приложения нагрузок: 1 – с 2 рёбрами жесткости, 2 – с 3 рёбрами жесткости, 3 – с 4 рёбрами жесткости, 4 – с 6 рёбрами жесткости, 5 – с 9 рёбрами жесткости, 6 – с 12 рёбрами жесткости

Figure 4. The dependence of stresses in the fitting on the angle of application of loads: 1 – with 2 stiffeners, 2 – with 3 stiffeners, 3 – with 4 stiffeners, 4 – with 6 stiffeners, 5 – with 9 stiffeners, 6 – with 12 stiffeners

Определение ширины укрепляющего кольца

Для определения наиболее оптимальной ширины укрепляющего кольца, исследуем связь между шириной кольца и количеством ребер, при выполнении условия жесткости фланца по угловой деформации (рисунок 5). Максимальное отклонение от оси аппарата составляет не более 0,05°. Длина ребра принята постоянной. Зависимость близка к линейной. Характер кривой показывает, что при уменьшении количества ребер требуется меньшая ширина укрепляющего кольца. Так же, при n = 12 для выполнения заданных условий, оно и вовсе не нужно. При этом не отпадает необходимость расчета укрепления отверстия по ГОСТ 34233.3–2017 от внутреннего давления с учетом действия нагрузок. Если в соответствии с ГОСТ 34233.3–2017 кольцо необходимо, то оно должно быть установлено в обязательном порядке.

Таким образом, анализируя данные, приведенные на графике (рисунок 5), можно сделать вывод о целесообразности применении укрепляющего кольца шириной не менее 45 мм.

Рисунок 5. Зависимость радиуса укрепляющего кольца от количества ребер

Figure 5. The radius of the reinforcing ring depends on the number of ribs

Определение длины ребра жесткости

С целью определения длины ребра жесткости был построен график зависимости напряжения в штуцере от длины ребра (рисунок 6). Из проведенного результата видно, что наиболее сильно напряжение уменьшается при длине ребра до 275 мм, далее падение напряжений уже незначительно, а при значении L=250 мм, увеличение радиуса не является целесообразным, так как напряжение остается на том же уровне, не изменяя свою величину. При этом, увеличением длины ребер, без изменения других параметров не удалось добиться уменьшения деформации фланца до требуемых значений.

Дополнительно было проведено исследование по укреплению штуцера только укрепляющим кольцом. Результатом является вывод о том, что одним укрепляющим кольцом нельзя добиться требуемой величины деформации.

Figure 6. Graph of the dependence of the stresses in the fitting on the length of the stiffener

Заключение

Из анализа результата видно, что наиболее эффективным является использование комбинации кольца и укрепляющих ребер. Рассматривая вопрос количества ребер, можно сделать вывод: чем больше ребер, тем меньше амплитуда колебаний нагрузки, передаваемой от привода аппарата. Но с другой стороны, при этом растет масса узла. Поэтому нашей задачей было проанализировать результаты исследований и подобрать наиболее оптимальное соотношение количества ребер, их длин и ширины укрепляющего кольца, не делая узел крепления излишне массивным.

На основе полученных данных нами выбрана следующая модель: количество ребер 6, длина ребра равна 250 мм и ширина укрепляющего кольца 50 мм. По данным параметрам была построена трехмерная модель (рисунок 7).

Предложен способ укрепления штуцера под перемешивающее устройство, позволяющий увеличить его жесткость и добиться относительно небольшого угла отклонения от оси в заданном допуске. Поэтому данный способ можно рассматривать, как наиболее оптимальный с точки зрения надежности, металлоемкости и простоты изготовления.

Рисунок 7. Выбранная модель укрепления фланца

Figure 7. Selected flange reinforcement model

Применение данного способа позволит улучшить конструкцию аппаратов с перемешивающим устройством, снизив вибрации на корпус и увеличив тем самым срок эксплуатации аппаратов с механическими перемешивающими устройствами.