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; R1 = 
.
R1 = 
.
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, 
; Δt – 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 uр – конструктивная добавка, компенсирующая отклонения, возникающие при монтаже (uр = 30…40 мм) uр = 35 мм = 0,035 м; 
– расстояние между бандажами.
.
Контактные напряжения, возникающие в материале бандажа и ролика
, (84)
где qк – 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 
; Е1, Е3 – модули упругости материала бандажа и упорного ролика, Е3=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 Фэкв – эквивалентное термическое сопротивление подкладок, воздушных просветов между ними и радиального зазора между бандажом и подкладок; hП – высота подкладок, hП = 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 S0 = S = 5 мм.
Определим высоту втулки фланца hв, мм, по формуле:
, (93)
где D – диаметр патрубка фланца, мм, D = 120 мм, S0 – толщина втулки, мм, S0 = 5 мм.
Выбираем стандартное значение из ряда: hв = 13 мм.
Рассчитываем эквивалентную толщину втулки фланца Sэк, мм, по формуле:
, (94)
где b1 – расчетный коэффициент, b1 = 1,6
 |
Определяем диаметр болтовой окружности фланца Dб, мм, по формуле:
, (95)
где dб – наружный диаметр болта, мм, dб = 10 мм; u – нормативный зазор между гайкой и обечайкой, мм, u = 8 мм.
Определяем наружный диаметр фланца, Dн, мм, по формуле:
, (96)
где а – конструктивная добавка для размещения гаек по диаметру фланца, мм, а = 120 мм.
Определяем наружный диаметр Dнп, мм, прокладки по формуле:
, (97)
где е – нормативный параметр прокладки, мм, е = 15 мм.
Средний диаметр прокладки Dсп, 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 tш – шаг расположения болтов, мм, tш = 50 мм.
Принимаем стандартное значение nб = 12 мм.
Определяем высоту фланца hф, мм, по формуле:
, (100)
где lф – расчетный коэффициент, lф = 0,4.
.
Принимаем стандартное значение hф =11 мм.
Расстояние между опорными поверхностями болта и гайки lбо, мм, определяем по формуле:
, (101)
где hn – толщина стандартной прокладки, мм.
Определяем расчетную длину болтов lб, мм, по формуле: 
, (102)
Принимаем стандартное значение длины болтов lб = 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 Vокр, по центровой линии тел качения или по среднему диаметру подшипника.
Средний диаметр dср, мм, определяем по формуле:
, (103)
где D – наружный диаметр подшипника, мм, D = 90 мм; d – внутренний диаметр, мм, d = 50 мм.
Окружную скорость Vокр, м/с, определяем по формуле:
, (104)
где n – частота вращения, мин-1.
Среднее значение Vокр и ndср подшипников
ndср = 0,4×10-6, Vокр = 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 Мкр – 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.