Допускаемое контактное напряжение

Марка стали	, МПа	Марка стали (чугуна)	, МПа
Ст 3		Ст 6
Ст 5		СЧ 18-36

 

Наружный диаметр бандажа принимаем для расчета:

(76)

Ширина бандажа составит:

м.

Сравниваем (75) с формулой теории Герца

, (77)

где q – равномерно распределенная нагрузка на площадке контакта бандажа и ролика; R ₁ = .

R ₁ = .

Высота сечения бандажа

, (78)

где – максимальный изгибающий момент, зависящий от схемы крепления бандажа, – допускаемое напряжение на изгиб, .

По эпюре изгибающих моментов выбираем опасное сечение при , отсюда максимальный изгибающий момент, действующий на бандаж кН м.

=1,3 м.

Наружный диаметр бандажа

м. (79)

Уточняем внутренний диаметр бандажа:

м. (80)

Диаметр внешней опорной поверхности башмаков

, (81)

где коэффициент линейного расширения материала барабана, ; Δ t – разность между температурами барабана при монтаже и в рабочем состоянии; м – максимальный монтажный зазор между внутренним диаметром бандажа и наружным диаметром башмака;

Разность между температурами барабана:

; (82)

где – температура сушильного агента на входе в сушилку; – температура воздуха при монтаже.

.

м.

Ширина опорного ролика

, (83)

где u_р – конструктивная добавка, компенсирующая отклонения, возникающие при монтаже (u_р = 30…40 мм) u _р = 35 мм = 0,035 м; – расстояние между бандажами.

.

Контактные напряжения, возникающие в материале бандажа и ролика

, (84)

где q_к – усилие, приходящееся на единицу длины контакта, .

МПа.

Условие выполняется: 115 МПа < 500 МПа.

Ширина упорного ролика

, (85)

где – угол наклона барабана ( = 1…5°), ; – угол конусности упорного ролика ( = 17°); масса бандажа ; Е ₁, Е ₃ – модули упругости материала бандажа и упорного ролика, Е ₃=1,24 10⁵Мпа;

В численном значении получаем:

Округляем полученную величину до: .

Диаметр упорного ролика

. (86)

Напряжение в бандаже от температурных воздействий на наружной поверхности

; (87)

на внутренней поверхности

, (88)

где μ – коэффициент Пуассона, μ = 0,3[8, стр. 251]; – перепад температур в сечении бандажа, (здесь – температура внутренней и наружной поверхности бандажа).

(89)

; (90)

, (91)

где Ф _экв – эквивалентное термическое сопротивление подкладок, воздушных просветов между ними и радиального зазора между бандажом и подкладок; h _П – высота подкладок, h _П = 0,09 м, мм – радиальный зазор между бандажом и подкладками при установившемся режиме работы; – коэффициент теплопроводности материала бандажа; – коэффициент теплопроводности материала подкладок; – коэффициент теплопроводности воздуха; – коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности бандажа в окружающую среду при работе аппарата на открытом воздухе; – температура корпуса барабана; – гиперболические функции; w – симплекс.

Определяем симплекс

; (92)

Находим значение формулы:

Тогда .

Гиперболические функции:

Температура внутренней поверхности бандажа:

Температура наружной поверхности барабана:

.

Перепад температур в бандаже:

.

Напряжение в бандаже от температурных воздействий:

на наружной поверхности:

на внутренней поверхности:

 

Расчет фланцевого соединения

 

Фланцевые соединения – наиболее широко применяемый вид разъемных соединений в пищевом машиностроении, обеспечивающий герметичность конструкций, а также простоту изготовления, разборки и сборки.

Рассчитаем фланец, расположенный на трубопроводе подачи воздуха в сушилку.

Диаметр трубы фланца составляет 220 мм, толщина стенки 5 мм (рис. 6).

Толщина втулки фланца S ₀ = S = 5 мм.

Определим высоту втулки фланца h _в, мм, по формуле:

, (93)

где D – диаметр патрубка фланца, мм, D = 120 мм, S ₀ – толщина втулки, мм, S ₀ = 5 мм.

Выбираем стандартное значение из ряда: h _в = 13 мм.

Рассчитываем эквивалентную толщину втулки фланца S _эк, мм, по формуле:

, (94)

где b ₁ – расчетный коэффициент, b ₁ = 1,6

Определяем диаметр болтовой окружности фланца D _б, мм, по формуле:

, (95)

где d _б – наружный диаметр болта, мм, d _б = 10 мм; u – нормативный зазор между гайкой и обечайкой, мм, u = 8 мм.

Определяем наружный диаметр фланца, D _н, мм, по формуле:

, (96)

где а – конструктивная добавка для размещения гаек по диаметру фланца, мм, а = 120 мм.

Определяем наружный диаметр D _нп, мм, прокладки по формуле:

, (97)

где е – нормативный параметр прокладки, мм, е = 15 мм.

Средний диаметр прокладки D _сп, мм, находим по формуле:

, (98)

где в – ширина прокладки (плоская неметаллическая), мм, в = 10 мм

Количество болтов, необходимое для обеспечения герметичности соединения определим по формуле:

, (99)

где t _ш – шаг расположения болтов, мм, t _ш = 50 мм.

Принимаем стандартное значение n _б = 12 мм.

Определяем высоту фланца h _ф, мм, по формуле:

, (100)

где l _ф – расчетный коэффициент, l _ф = 0,4.

.

Принимаем стандартное значение h _ф =11 мм.

Расстояние между опорными поверхностями болта и гайки l _бо, мм, определяем по формуле:

, (101)

где h_n – толщина стандартной прокладки, мм.

Определяем расчетную длину болтов l _б, мм, по формуле:

, (102)

Принимаем стандартное значение длины болтов l _б = 30 мм:

Болт М10-6g ´30 ГОСТ 7798-88.

 

Расчет подшипника качения

 

Рассчитаем подшипник качения 0000210, установленный в опорах опорного ролика. Подшипник серии 210 – однорядный радиальный шариковый с защитными шайбами.

Допустимую величину вращения оценивают величиной условной окружной скорости V _окр, по центровой линии тел качения или по среднему диаметру подшипника.

Средний диаметр d _ср, мм, определяем по формуле:

, (103)

где D – наружный диаметр подшипника, мм, D = 90 мм; d – внутренний диаметр, мм, d = 50 мм.

Окружную скорость V _окр, м/с, определяем по формуле:

, (104)

где n – частота вращения, мин^-1.

Среднее значение V _окр и nd _ср подшипников

nd _ср = 0,4×10^-6, V _окр = 10 м/с.

Подшипник качения нормальной точности рассчитывается на долговечность и несущую способность по эмпирической формуле:

, (105)

где h – долговечность, ч; n – частота вращения, мин^-1; Q – приведенная нагрузка на подшипник, Н; с – коэффициент работоспособности подшипника.

Приведенную нагрузку Q, Н, определяем по формуле:

, (106)

где М _кр – крутящий момент, кН/м.

, (107)

где к – расчетный коэффициент, к = 0,9; N – передаваемая мощность, кВт, N = 0,0091 кВт; w – угловая скорость, с^-1, w = 0,2 с^-1.

r – средний радиус вращения, м, r = 0,035 м.

Определим необходимый коэффициент работоспособности С, по формуле:

, (108)

где h – долговечность подшипника, ч, h = 10000 ч; n – частота вращения, мин^-1, n = 2 мин^-1.

.

При поверочном расчете зная С, Q и n определим долговечность подшипника Н, ч, по формуле:

, (109)

Долговечность подшипника должна быть согласованна с долговечностью машины, которая колеблется в очень широких пределах, в зависимости от назначения, условий работы и сроков технологического старения машины.