3) Проверка вала на жесткость.

Прогибы вала в паре трения уплотнения, а также углы поворота сечений вала в опорах рассчитывают:

где y – прогиб консольной балки, м;

θ – угол поворота сечения вала в опорах, рад;

F – центробежная сила, Н;

E – модуль упругости, Па;

I – момент инерции поперечного сечения, м⁴;

l₁ – длина консольной части вала, м;

l₂ – расстояние между опорами вала, м;

x – текущая координата, м.

что меньше допускаемого, 0,03мм ≤ 0,1 мм;

что меньше допускаемого, 1,51∙10^-5 рад ≤0,05 рад. Условия жесткости выполняются.

3.4.2 Подбор подшипников качения.

При расчете подшипников качения сначала определяют эквивалентную нагрузку:

где Р – эквивалентная нагрузка, Н;

х – коэффициент радиальной нагрузки;

v – коэффициент нагрузки, учитывающий, какое из колец вращается, при вращающемся внутреннем кольце v =1,0;

F_r – реакция в опоре вала, Н;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

F_a – осевая сила, Н;

К_ – коэффициент режима работы, при работе с небольшими перегрузками, К_ = 1,0;

К_ – температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника 20 ⁰С, К_ = 1,05.

Долговечность подшипника определяется:

где L – долговечность подшипника, млн. оборотов;

а₂₃ – общий коэффициент условий работы, а₂₃=0,8;

а₁=1, при вероятности безотказной работы Р_t=90%;

С – динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

Р – эквивалентная нагрузка, Н;

P– коэффициент тел вращения, для шариковых подшипников P = 3,0; для роликовых подшипников P = 3,3.

Далее определяют заданную долговечность в часах, которая должна быть больше допускаемой (допускаемая долговечность 10000часов):

где L_h,расч – заданная долговечность, часы;

L – долговечность, млн. оборотов;

n – частота вращения, мин^-1.

Расчётная схема:

В верхнюю опору устанавливаем под d =70мм шариковый радиальный однорядный подшипник 214 и шариковый упорный 38214.

В нижнюю опору устанавливаем под d =80мм шариковый радиальный сферический двухрядный 111216.

Опора А.

Расчёт подшипника 214.

С=61800Н, F_r = 57,38 H, x=0,56; y=1,0.

, условие выполняется.

Расчёт подшипника 38214.

С=70000Н, F_a = 5011,1Н.

, условие выполняется.

Опора В.

Расчёт подшипника 111616.

С=135000Н, F_r = 82,08H, F_a = 5011,1Н

е=0,16;

Х=0,65; Y=2,61

, условие выполняется.

3.4.3 Расчёт мешалки.

Тип мешалки выбирается в зависимости от свойств рабочей среды в аппарате и заданной угловой скорости перемешивающего устройства. Для обеспечения условия прочности наибольший крутящий момент на валу не должен превышать значений допустимого крутящего момента.

Для d_м = 320мм подбираем: b = 64мм ; s = 4мм

Расчётный изгибающий момент лопатки М в сечении параллельном оси вала и находящимся от неё на расстоянии, равном половине диаметра диска D, определяется по формуле:

,

где N – расчётная мощность, Вт;

n – частота вращения мешалки, с^-1

,

где l – длина лопатки, мм

l = 0,25∙d_м=0,25∙320=80мм

D = 0,75∙d_м=0,75∙320=240мм

Расчётный момент сопротивления лопатки при изгибе в расчётном сечении определяется:

,

где W – необходимый момент сопротивления, мм³;

М – изгибающий момент у основания лопасти, Н∙мм;

 – допускаемые напряжения изгиба, МПа.

 = 146 МПа

Номинальная расчётная толщина лопатки при изгибе в расчётном сечении определяется:

,

где b – высота лопатки, мм

Конструктивная толщина лопатки:

S = S’+С_к+С_о=0,98+0,5+2,52=4мм