Проект реконструкции сеточной части БДМ 2 ООО Енисейский ЦБК с целью увеличения производительности (стр. 10 из 22)
Для МОЯ относительный прогиб рабочей части ящика должен находиться в пределах:
Определяем изгибающий момент в середине пролёта ящика
Определяем напряжение от изгибающего момента
Определяем коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
Поперечное сечение корпуса мокрого отсасывающего ящика удовлетворяет требованиям прочности и жёсткости.
Ящик крепится к продольным балкам сеточного стола посредством кронштейнов.
Рисунок 3.10 – Схема сечения кронштейна ящика
Определяем площади соответствующих фигур сечения кронштейна согласно рисунку 3.10
F1 = 0,018×0,036 = 0,000648 м2
F2 = 0,018×0,04 = 0,00072 м2
F3 = 0,016×0,056 = 0,000896 м2
F4 = 0,005×0,016 = 0,00008 м2
F5 = 0,14×0,028 = 0,00392 м2
F6 = 0,014×0,06 = 0,00084 м2
F7 = 0,056×0,114 = 0,006384 м2
Определяем координату центра тяжести сечения кронштейна
Определяем момент инерции кронштейна
Определяем момент сопротивления сечению кронштейна
Определяем изгибающий момент, действующий на кронштейн
Определяем напряжение возникающее в сечении кронштейна
Определяем коэффициент запаса прочности:
Сечение кронштейна удовлетворяет условию прочности.
3.2 Расчет сетконатяжки
3.2.1 Расчёт сетконатяжного вала
Все валы должны обладать высокой динамической уравновешенностью и минимальным прогибом. Валы, относящиеся к группе поддерживающих или направляющих (сетковедущие и др.), кроме того, должны иметь минимальный вес, так как в большинстве своём приводятся во вращение сеткой.
Валы бумагоделательных машин рассчитывают на прочность, жёсткость и критическую скорость.
При расчёте валов на прочность учитываются следующие силовые факторы: собственный вес вала, равнодействующая сил натяжения сетки. Собственный вес вала, пренебрегая наличием патронов и цапф, можно считать нагрузкой равномерно распределённой по длине вала (ошибка при этом не превышает 2-5 %) [13].
Натяжение сетки по мере её удлинения должно поддерживаться примерно постоянным. Для этого устанавливают механизм натяжения, расположенный на нижней, нерабочей ветви. Механизм состоит из сетковедущего валика, охватываемого сеткой на 10-30°, который может перемещаться в вертикальной плоскости.
Разность натяжения обеих ветвей сетки, равная усилию, необходимому для преодоления трения в опорах вала, незначительна и ею также можно пренебречь [6].
По конструкции сетконатяжной вал представляет собой стальную трубу, по концам которой запрессованы стальные патроны, в которые запрессованы стальные цапфы.
Наружная поверхность вала облицована твёрдой резиной с целью предохранения от коррозии. Сетконатяжной вал установлен на рычагах, которые с одной стороны закреплены с помощью шарнира к продольным балкам сеточного стола, а с другой – к устройству для их перемещения.
Исходные данные для расчёта (рисунок 3.11)
Наружный диаметр вала (по резине): D = 0,38 м
Наружный диаметр трубы вала: D1 = 0,362 м
Внутренний диаметр трубы вала: d = 0,335 м
Диаметр цапфы (сечение I-I): d1 = 0,07 м
Диаметр цапфы (сечение II-II): d2 = 0,08 м
Расстояния: а1 = 0,1 м; а2 = 0,215 м
Вес вала с рычагами: P = 8,6 кН
Материал трубы и цапф вала: сталь 35
Модуль упругости стали: Е = 2×108 кН/м2.
Рисунок 3.11 – Расчётная схема сетконатяжного вала
Определение расстояния между опорами вала (рычагами)
Расстояние между опорами вала определяется в зависимости от ширины сетки
L = bс + 0,58 (3.35)
L = 4,7 + 0,58 = 5,28 м
Расчёт на прочность рубашки вала
Расчет на прочность цилиндра вала заключается в определении максимального напряжения от изгибающего момента, действующего в опасном сечении, и его сравнения с допустимым напряжением для материала, из которого изготавливается корпус вала.
Определяем максимальный изгибающий момент посередине длины вала
(3.36) 
Определяем момент сопротивления поперечного сечения вала
(3.37) 
Определяем наибольшие напряжения в этом сечении
(3.38) 
Учитывая важное значение сетконатяжного вала сеточной части и необходимость обеспечения его надёжной работы в условиях знакопеременных нагрузок, допускаемое напряжение для стальных валов принимают от 2×105 до 6×105 кН/м2, что больше расчётного.
Расчёт на жёсткость рабочей части вала
Расчет валов на жесткость заключается в определении величины абсолютного или относительного прогиба от действующих нагрузок и его сравнение с допустимым значением, пределы которого для различных валов приведены в таблице 13 [13] приложения.
Определяем момент инерции сечения трубы вала
(3.39) 
Определяем прогиб рабочей части вала в середине пролёта
(3.40) 
Определяем относительный прогиб
(3.41) 
Допускаемый относительный прогиб рабочей части вала
(3.42) 
Расчётное значение прогиба рабочей части вала удовлетворяет требованиям жёсткости.
Проверка вала на критическое число оборотов
Расчет валов на критическую скорость заключается в определении критической угловой скорости продольных колебаний и ее сравнении с рабочей угловой скоростью.
Во избежание явления резонанса рабочая угловая скорость не должна превышать (0,6 - 0,8) от величины критической угловой скорости.
Общий прогиб вала, включая и прогиб цапф, под влиянием собственного веса определяется по выражению:
(3.43)где a – коэффициент приведения жёсткости, равный отношению жесткости сечений рабочей части вала Е×I и жёсткости сечений цапф Е1×I1; в данном случае Е1 = Е.
(3.44) 
(3.45) 
Определяем критическую угловую скорость продольных колебаний
(3.46) 
1/сОпределяем рабочую угловую скорость:
(3.47) 
1/сОтношение фактической скорости к критической
(3.48) 
Рабочая угловая скорость находится в допускаемых приделах.
Расчёт цапф вала на выносливость
Расчет на прочность цапф вала заключается в расчете их на выносливость по длительно действующим нагрузкам с учетом режима нагружения. Опасные сечения в данном случае выбирают с учетом напряженности сечения цапфы и величины концентрации напряжений в этом сечении. В качестве возможных опасных сечений выбирают сечения, проходящие по галтелям, отверстиям, местам выхода шпоночных канавок и шлицев, по краю посаженной детали и т. д.