Материал: Тестомесильная машина И8-ХТА-12/1

5.3 Величина удельной работы

Величину удельной работы при непрерывном замесе определяют по формуле

А = Рдв / ( η Пн )

где А - удельная работа замеса, Дж/г; для обычного замеса ;

а = (2 … 4 )Дж/г;

Рдв - мощность двигателя тестомесильной машины , кВт;

η - кпд привода, 0,8.

Из этого выражения при известной производительности машины найдём мощность двигателя [4]

Рдв = А × Пн × η

Рдв = 4×0,8×21,6×1000/60 =3,264 кВт

.4 Выбор моторредуктора

Выбираем моторредуктор большей ближайшей мощности для исключения перегрева при непрерывной работе со следующими характеристиками:

мощность Рдв = 4.0 кВт

частота вращения выходного вала nмр = 150 об/мин

кратность пускового момента равна 1,4.

Выбор производится по таблице мощности с учётом режима работы

Рр = Рдв Кр,

где Кр - коэффициент режима работы. При спокойной нагрузке с продолжительностью работы 20ч в сутки Кр= 1

Рр = 4.0 ×1 = 4.0 кВт

ήр = 0,95;

передаточное число uр = 5

.5 Кинематический расчет привода

Передаточное число привода

о = nмр / nпро = 120 / 60 = 2о = u1-2* u2-3=d2/d1*d2/d3о =1,4*1,43 =2,01

где d1, d2, d3 - делительные диаметры шестерен (на валу моторредуктора, на промежуточном валу, на приводном валу)

Определим крутящие моменты на валах привода:

а) на валу двигателя (моторредуктора)

Тдв = 9550 Рдв / nдв

Тдв = 9550×4 / 150 =255 Н м

б) на промежуточном валу

Т1-2 = Тдв u1-2 η = 255 × 1,4 × 0,95 =338,5 Н м

Т2-3 = Тдв u1-2 u2-3 η η3пп / 2 = 255 ×2×0,96× 0,993 / 2 =489,6 Н м

Определим частоты вращения валов привода:

Вал моторредуктора

вх =nдв = 150 об/ мин

Вал промежуточный

пром = nвх / u1-2 = 150 /1,4 = 107 об/ мин

Вал приводной тестомесильной машины

пр = n / uо = 150 / 2 = 60 об/ мин

.6 Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Исходные данные для расчёта зубчатой цилиндрической прямозубой передачи

Крутящий момент на валу шестерни

Т1 = 489,6 Н м

Передаточное число= 1,4

Частота вращения вала шестерни

= nвх = 60 об/ мин

Для шестерни выбираем сталь 40Х, термообработка - улучшение, назначаем твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни. [4]

так как передача работает продолжительное время, то коэффициент долговечности для шестерни

= KHL2 = 1

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни

где базовый предел выносливости рабочих поверхностей зубьев;

коэффициент безопасности;

Допускаемые контактные напряжения для расчета прямозубой ступени

Расчет допускаемых контактных напряжений для проверки передачи при перегрузках

где

Расчет допускаемых напряжений изгиба для прямозубой передачи

где коэффициент безопасности ;

коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (-односторонняя нагрузка),

- коэффициент долговечности, =1

 предел выносливости зубьев при изгибе

 табл. 8.9 Иванов М.Н. - Детали машин [4]

Допускаемые напряжения при перегрузке

Определим допускаемые напряжения изгиба для прямозубой выходной ступени

Межосевое расстояние a=180 мм

Модуль зацепления m=(0.01…0.02)·a=0.015·180=2.7

Принимаем равной m=3

Число зубьев шестерни

 приводной вал

 промежуточный вал

Делительные диаметры шестерни

Диаметр вершины зубьев

=d1+2m=150+2*3=156мм=d2+2m=210+2*3=216мм

Диаметр впадин

=d1 -2.5m=150-2.5*3=142.5мм=d2 -2.5m=210-2.5*3=202.5мм

.7 Проектирование приводного вала

а) Диаметр вала под подшипником

[τкр] = 25МПа

dп = п = 46мм

Принимаем диаметр вала под подшипник равным dп = 45мм

б) Определяем диаметр вала под зубчатое колесо из уравнения

п = dк + 2h,

где h - высота буртика.

Принимаем по рекомендациям h = 2 мм, тогда:

= dк + 2·2

Откуда dк= 42 мм.

в) Диаметр вала под уплотнение:

у1 = dп = 45мм.у2 = dп =45+2h=45+2·3=50мм

г) Диаметр вала под крепление лопатки

вл = dп +2×h= 45+2×3=50 мм.

Вал устанавливаем на радиальных сферических двухрядных шарикоподшипниках средней серии №1309 (С = 58,6 кН; С0 = 35,9 кН).

5.8 Расчетная схема приводного вала

Нагрузки на вал: а) радиальная FR и окружная Ft силы от цилиндрического прямозубого колеса; б) окружная сила от лопатки тестомесильной машины Ftl (их 11)

;

л = 315 Н, Ft = 6480 Н, Ftl = 2105 Н;= Ft ·d1/2 - крутящий момент с шестерни.

а) Построим расчетную схему приводного вала

Определим реакции в опорах вала в вертикальной плоскости:

;= 113 H;

=1943Н;

Тл=Fл*140=315*0,140=44 Нм.

Проверка:

.

б) Построим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Изгибающий момент на опоре А:

МAB =- FR 0,11 = -2105·0,11=231 Н мм.

Определим реакции в опорах вала в горизонтальной плоскости:

;

ВГ = 792Н;Г = 6960Н.

Проверка:

.

в) Построим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент на опоре А

Г = -Ft 0,11-Т = -6480 ·0,11-486=1198 Н мм.

Определим суммарный изгибающий момент в опасном сечении на опоре А

Суммарные радиальные реакции в опорах А и В вала

.9 Проверка приводного вала на усталостную прочность

Исходные данные: М = 1220 Нм, Т = 489,6 Нм, d =45 мм

Коэффициент запаса усталостной прочности:

где  и  - коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям

; ,

где  и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений

; ;

 и - постоянные составляющие циклов напряжений;

, .

 и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянных составляющих циклов напряжений на сопротивление усталости

, .

 и - пределы выносливости.

Для стали 45 при в = 600 МПа пределы выносливости по нормальным и касательным напряжениям соответственно равны:

, ;

где  и - масштабный фактор, и фактор шероховатости,

для приводного вала  ;

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении и .

Тогда

 ; ;

;

.

Фактический запас вала сопротивлению усталости

.10 Расчет подшипников на срок службы по динамической грузоподъемности

В опорах вала установлены подшипники качения № 1309 шариковые радиальные двухрядные сферические самоустанавливающиеся с целью устранения влияния несоосности опор вала, разнесённых на значительное расстояние друг от друга, и при изготовлении обрабатываемых раздельно.

Исходные данные для расчёта

а) внутренний диаметр d = 45 мм

б) наружный диаметр D = 100 мм

в) ширина B = 25 мм

г) динамическая грузоподъёмность C = 38 кН

д) статическая грузоподъёмность Cо = 17 кН

Радиальная нагрузка в наиболее нагруженной опоре:= 7,2 кН

Срок службы подшипника (ресурс) в млн. оборотов определяют по формуле

где L - ресурс, млн. оборотов;- эквивалентная динамическая нагрузка, кН.

Эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается по формуле:

P = (X ·V· Fr + Y· Fa) Kб ∙Kт,

Так как осевая нагрузка на подшипник отсутствует, то X = 1, Y = 0.

Выбираем по рекомендациям V = 1, Kб = 1.5, KТ = 1.

Тогда= 1· 7,2 ·1,5 1 = 10,8 кН.

Ресурс подшипника в млн. оборотов

 млн.об.

Срок службы подшипника в часах

 ч.

Т.к. ресурс подшипника больше эквивалентной долговечности= 25000ч, устанавливаемой для машин такого класса= 25698 ч. > LhE = 25000 ч.,

Т.е подобранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

Проверка подшипников по статической грузоподъёмности.

Условие проверки

≤Co,

где Po - эквивалентная статическая нагрузка.

Эквивалентная статическая нагрузка рассчитывается по формуле

= Xо· Fr + Yо· Fa,

где Xо, Yо - коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок.

По рекомендациям [4] для шарикоподшипника №1309.

о = 1, Yо = 2,93

Тогда= 1· 7,2 + 2,93· 0 = 7,2≤ Cо = 17 кН

Проверка по статической грузоподъёмности выполняется.

5.11 Подбор шпонок для приводного вала

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 10748-68.

Рис. 8. Шпонка

Исходные данные:

Диаметр вала d =41 мм, крутящий момент Т=486,6 Н·мм,

высота шпонки h=8 мм, ширина шпонки b=12 мм.

Выбираем материал шпонки - сталь 45 нормализованная

Определение допускаемых напряжений по смятию [σсм]

Рекомендуется [σсм]= 80…150 МПа

Принимаем [σсм]=150 МПа

Определение рабочей длины шпонки lр

где lр - рабочая длина шпонки, мм.

принимаем lp =38 мм

Определение длины шпонки l

=lp + b,

где l - длина шпонки, мм.= 38 +12 = 50 мм

Выбираем стандартную длину шпонки из ряда l = 50мм

.12 Подбор и проверка муфт

На выходном валу моторредуктора устанавливаем муфту компенсирующую упругую втулочно-пальцевую типа МУВП.

Определяем величину расчётного момента Тр.

Тр=kp·Твх £ [Т],

где Тр - величина расчётного момента передаваемого муфтой, Нм;- коэффициент режима работы, учитывающий характер нагрузки и режим работы, kp =1,3 табл. 11.3 [4];

[Т] - допускаемый крутящий момент, на передачу которого рассчитана муфта, Нм. табл. 11.5. [10];

Тр=1,3·255=331 Нм.

Тр = 331< [Т] = 500 - условие выполняется

Коэффициент применяемости

пр=[(zст+zун+zн)/( zст+zун+zн+zор)]100%пр=172/201·100%=85,5 %

ст - сумма стандартных деталей; zун - сумма унифицированных деталей; zн - сумма нормализованных деталей.

Коэффициент повторяемости

п=(zст+zун+zн)/Pст

Кп=172/120=1,43

Заключение

В данной работе дана классификация тестомесильных машин, используемых на современных пищевых предприятиях, обеспечивающих высокий уровень производства и увеличивающих его производительность. Приведен анализ тестомесильных машин периодического и непрерывного действия, который показывает основную зависимость типа машины от вида используемого сырья; рассмотрено устройство и конструктивные особенности, приведены технические характеристики отечественных и импортных тестомесильных машин.