Проект реконструкции сеточной части БДМ 2 ООО Енисейский ЦБК с целью увеличения производительности (стр. 11 из 22)
Рисунок 3.12 – Расчётная схема цапфы сетконатяжного вала
Ввиду симметричности нагружения вала (рисунок 3.11) реакции опор равны между собой.
Определяем реакцию одной опоры вала
(3.49) 
Определяем изгибающий момент цапфы в сечении I-I от нагрузки R
(3.50) 
Определяем момент сопротивления сечения I-I цапфы
(3.51) 
Определяем номинальное напряжение изгиба цапфы в сечении I-I
(3.52) 
Допустимый коэффициент концентрации для сечения I-I цапфы без технологического упрочения определяется по выражению
(3.53)Для определения Ks найдём отношения d2/d1 и r1/d1,
где r1 – радиус галтели, принимаем равным 0,004 м.
sв = 530 мН/м2 - для цапфы сталь 35;
Ks = 1,71 – определяется по таблице 2 [13] приложения;
K = 1,07 – определяется по таблице 8 [13] приложения для вида обработки – обточка;
e0 = 0,75 – определяется по таблице 10 [13] приложения.
Определяем предел выносливости стали при изгибе с симметричным циклом
s-1 = 0,43×s, (3.54)
s-1 = 0,43×530 = 238 мН/м2
Определяем предел усталости цапфы в сечении I-I
(3.55) 
Определяем запас прочности от предела усталости
(3.56) 
[n] ³ 1,3 ¸ 1,5 (3.57)
В данном случае n > [n] следовательно, запас прочности цапфы вала в сечении I-I обеспечивается.
Расчёт сечения II-II производим аналогично приведённому выше.
Определяем изгибающий момент цапфы в сечении II-II от нагрузки R
(3.58) 
Определяем момент сопротивления сечения II-II цапфы
(3.59) 
Определяем номинальное напряжение изгиба цапфы в сечении II-II:
(3.60) 
Определяем предел усталости цапфы в сечении II-II
[Ks] = 2,46 – допустимый коэффициент концентрации напряжений для валов с посаженными деталями (таблица 7) [13].
Определяем запас прочности от предела усталости
(3.61) 
В данном случае n > [n] следовательно, запас прочности цапфы вала в сечении II-II обеспечивается.
После проведения расчетов на прочность, жесткость и критическую скорость вала производим подбор подшипников, исходя из характера нагружения с учетом долговечности по коэффициенту работоспособности.
3.2.2 Подбор подшипников
Габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипника: dП = 80 мм. Принимаем радиальные роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами [14]. Выбранные подшипники с их параметрами занесём в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 – Параметры радиальных роликоподшипников с короткими цилиндрическими роликами
| Обозначение№подшипника | dП, мм | D, мм | B, ммширина | Динамическая грузоподъёмность: С, кН | Предельная частота вращения подшипников nпред, мин-1 |
| 2316 | 80 | 170 | 39 | 79,5 | 3150 |
Проверка подшипников на долговечность
Проверим подшипник №2316
Cтр < Cтабл, (3.62)
где Cтр – динамическая грузоподъёмность, кН
Cтр = Rэ· L101/a, (3.63)
где Rэ – радиальная нагрузка на подшипник (суммарная опорная реакция), Н;
a – показатель степени, для роликовых подшипников, a = 10/3;
L10 – долговечность в млн. об.
L10 =(С/Rэ)a, (3.64)
Rэ = V · RS · Кs · Кт , (3.65)
где V – кинематический коэффициент, при вращении внутреннего кольца подшипника, V = 1.
Кs – коэффициент, учитывающий характер нагрузки, Кs = 1.8.
Кт – коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника, при t < 100°C, Кт = 1.
Определим долговечность подшипника в часах
(3.66)где L10h – долговечность подшипника в часах;
n – частота вращения подшипника, мин-1.
36 · 103³L10h³ 10 · 103 часов. (3.67)
Rэ = 1 · RS · 1,8 · 1 = 4300 · 1,8 = 7740 Н
L10 =(79500/7740)10/3 = 2337 млн. об.
Cтр = 7740· 23370,3 = 79315 Н
79315 < 79500
Условие (3.67) выполняется, следовательно, подшипники на вал можно установить.
3.2.3 Расчёт рычагов сетконатяжного вала
Сетка во время работы буммашины постепенно удлиняется, поэтому необходимо поддерживать её постоянное натяжение. Для этого устанавливают механизмы прижима сетконатяжного вала к сетке.
Конструктивно механизмы прижима объединяют с механизмами подъёма сетконатяжного вала, необходимых для подъёма валов при смене сетке и остановке машин. Наибольше распространение получила конструкция пневматического подъёма-прижима сетконатяжного вала.
Плечи рычага: а = 1,2 м, с = 0,95 м (рисунок 3.13).
1 – сетковедущий вал; 2 – рычаг; 3 – винт
Рисунок 3.13 – Механизм прижима, подъёма сетконатяжного вала
Определяем усилие прижима вала к сетке, необходимое для поддержания сетки в постоянном натяжении в соответствии с рисунком 3.13.
(3.68)где q = 5 кН/м [4] – линейное давление между валом и сеткой.
Определяем усилие на штоке механизма прижима
(3.69)где h - коэффициент полезного действия, учитывающий потери на трение в шарнирах и уплотнениях механизмов, изменяется от 0,7 до 0,9, принимаем h = 0,85.
Определяем усилие на штоке, необходимое для подъёма сетконатяжного вала
(3.70) 
По усилию прижима Pпр на штоке механизма прижима производим расчёт рычага сетконатяжного вала.
Определяем максимальный изгибающий момент, действующий на рычаг в сечении I-I, согласно рисунку 3.13
(3.71) 
Рисунок 3.14 – Поперечное сечение рычага
Определяем момент инерции рычага в опасном сечении
(3.72) 
Определяем момент сопротивления сечения
(3.73) 
Определяем напряжение изгиба
(3.74) 
Материал рычага – чугун марки СЧ 18-36 с пределом прочности на изгиб sви = 360 МПа.
Определяем коэффициент запаса прочности по пределу прочности на изгиб
(3.75)где K – коэффициент понижения напряжений, принимаем K = 1.
[n] ³ 1,5 (3.76)
В данном случае n > [n] следовательно, запас прочности рычага в сечении I-I обеспечивается.