68792

Проект модернізації роторної тістоподільної машини

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Вирішальне значення для підвищення ефективності суспільного виробництва і для підвищення продуктивності праці в хлібопекарному виробництві має впровадження нової техніки, яка сприяє інтенсифікації технологічних процесів, скорочення тривалості виробничих циклів, і зниження технологічних втрат сировини.

Русский

2014-09-25

2.52 MB

5 чел.

Міністерство освіти і науки України

Національний Університет Харчових Технологій

Кафедра: машини і апарати

харчових виробництв

Пояснювальна записка до курсового проекту

на тему: “Проект модернізації роторної

тістоподільної машини”

    Розробив: ст.гр. М-5-6 Ярошик А.Г.

             

    Керівник: Вересоцький Ю. І.

Київ-2009

                                  

Вступ.

  Вирішальне значення для підвищення ефективності суспільного виробництва і для підвищення продуктивності праці в хлібопекарному виробництві має впровадження нової техніки, яка сприяє інтенсифікації технологічних процесів, скорочення тривалості виробничих циклів, і зниження технологічних втрат сировини.

     Вдале рішення поставлених завдань по вдосконаленню техніки неможливе без знань існуючих конструкцій, специфіки експлуатацій і розрахунків сучасного вітчизняного і зарубіжного технологічного обладнання хлібозаводів. Ці свідчення необхідні і при утворенні нових машин.

     Основними направленнями технічного прогресу в хлібопекарній промисловості є впровадження механізованих і автоматизованих поточних ліній і високопродуктивних автоматів, що підвищує продуктивність праці на хлібозаводах, ліквідує трудоємкісні ручні операції, дозволить скоротити виробничі площі, покращити санітарно – технічні умови і підвищить загальну культуру виробництва.

     Одним із основних процесів хлібопекарства є тісто поділення.

     Існуючі подільні машини ділять тісто по об`єму, в зв”язку з чим воно повинно поступати в подільну машину з постійною рівномірно розподіленою густиною. Головні вимоги, які забезпечують точну роботу таких тісто подільників, є постійний об”єм шматка і ступінь його ущільнення.

     Конструкції сучасних тістоподільників повинні забезпечувати:

  1.  Можливість регулювання маси відмірюваного шматка тіста в заданих границях в залежності від сорту, складу і консистенції тіста;
  2.  Повне заповнення тістом заданого об”єма мірного кармана чи постійну швидкість випресовування жгута;
  3.  Постійну густину тіста вимірювальних шматків для забезпечення точності маси шматків;
  4.  Можливість т очного регулювання продуктивності машини.

    Вказані вимоги повинні виконуватися при конструюванні машини з мінімальною матеріалоємністю, складністю. Подільні машини повинні бути простими в обслуговуванні, в налагоджуванні. Деталі машини повинні бути швидкоз”ємними, взаємозмінними, легкодоступними. Робоча камера повинна бути легко очисною.

     Для поточних ліній краще приміняти тістоподільні машини з фіксуючим режимом роботи, коли період їх цикла постійний.

     На хлібопекарних підприємствах країни звеном, визначаючим продуктивність тої чи іншої лінії, є як відомо хлібопекарна піч, а звеном, визначаючим надійність цієї лінії – тісто подільна машина. Але на превеликий жаль на сьогоднішній день тісто подільна машина є самою вибагливою машиною.

     Основною характеристикою тістоподільника є точність поділу. Старі машини типу СД, ХТД, ХДР та інші, хоч і мали електропривід невеликої потужності мали невисоку точність ділення.

     Одна з останніх вітчизняних машин, випущена великою серією, А2-ХТН, мала підвищену в порівнянні з перекисленими машинами, точністю ділення і велику потужність електроприводу.

     Машина А2-ХТН має недоліки, серед яких:

а) порушення структури пшеничного тіста високих сортів борошна в результаті нічим не виправданого перероблення тістової маси робочими органами машини;

б) незадовільна робота на ржаному і змішаному ржано-пшеничному тісті;

в) використана в машині система ущільнення елементів, що обертаються в тістовій камері не усуває протікання тіста і попадання його в механізми машини;

г) привід машини громісткий;

д) не докінця продуманий захист машини від аварійних ситуацій.

     В даній роботі пропонується конструкція тісто подільника, який відрізняється від усіх його попередників саме тим, що вдалося по новому організувати процес нагнітання тіста.

 
Огляд і аналіз роботи механізмів нагнітання тіста ділильних машин.

  1.  Аналіз роботи тісто подільних машин з шнековим нагнітачем тіста.

В цих машинах рух тіста проходить слідуючим чином

     Частинки шару тістової маси, розташовані між витками шнека і поверхнею шнекової камери, беруть участь одночасно в двох рухах: під дією повздовжньої складової зусилля шнека і внаслідок гальмуючої дії граничного шару, прилиплого до поверхні шнекової камери вони рухаються поступально вздовж осі шнека, під дією сил внутрішнього тертя вони, крім того, здійснюють обертальний рух разом з пограничним шаром, розташованим на гвинтовій поверхні шнека.

    Це викликає часткове обертання тіла, яке знаходиться між витками шнека і тому зменшує фактичну подачу тіста.

     До тісто подільних зі шнековим нагнітачем відносяться: ХДН, ХДР, ХДФ-Р, ХДФ-М, ХДФ-2М, “Кузбас”.

     Ці машини призначенні для поділу ржаного, ржано пшеничного і пшеничного тіста з борошна ІІ- го сорту.

     Нагнітання тіста здійснюється за допомогою одного чи двох шнеків, стабілізатори тиску відсутні, ділильні головки – поворотні, барабанного типу зі спареними плаваючими поршнями, переміщення яких здійснюється під тиском тіста.

 

  1.  
    Аналіз роботи тісто подільних машин з валковим нагнітачем тіста.

В цих машинах захват тіста із завантажувальної воронки і проштовхування його в нагнітальну камеру здійснюється валками, що обертаються на зустріч один одному з однаковою швидкістю. При проходженні через зазор між валками тісто відчуває протитиск з боку тіста, яке знаходиться в нагнітальній камері.

Переміщення тіста валками супроводжується складними явищами течії і деформації пружно – пластичної маси тіста. Під дією сил щеплення між тістом і поверхнею валків, пограничні шари тіста захоплюються валками що обертаються в зазор. Завдяки силам внутрішнього тертя, граничні шари тіста захоплюють слідуючи прилипаючи до них шари, але по мірі видалення від поверхні валків ці сили зменшуються.

Захоплене валками тісто, рухаючись у все більше звужую чому зазорі, ущільнюється і по мірі збільшення об”ємної маси тиску його на валки збільшується.

Під дією опору проходу тіста в робочому зазорі, окружного зусилля валків і пружних властивостей тіста здійснюється зсув слоїв: одна частина тіста вижимається назад у воронку, інша – проходить через зазор між валками .

До тісто подільних машин з валковим нагнітачем тіста і подільною головкою відносять: ХДВ, РТ-2, РМК, система Целика, ХЛС – 9 та інші. Валкові нагнітачі використовують для пшеничного тіста, так як вони відрізняються порівняно м”якою дією на тісто.

Тиск, який утворюється нагнітачем в робочій камері, залежить від діаметру валків і зазору між ними. Машини працюють звичайно без стабілізатору тиску.

До цієї групи відносять машини з валковим нагнітачем і прокатуючим валковим пристроєм без подільної головки: ФАТВ (ГДР),  “Гефра” (Голландія). Вони призначені для виробітку дрібно штучних виробів з пшеничного сортового борошна. В цих машинах тісто формується методом прокатки, яка за інтенсивністю проробки аналогічна обжиму тіста під тиском в закритій камері.

Відділення шматків від прокатної стрічки здійснюється обертаючим ся ножем. Тісто подільник компонується багатокрутовим округлювачем, після якого заготовки виходять рядами по 4 – 6 штук.

  1.  
    Аналіз роботи машин з поршневим нагнітачем тіста

Тістоподібні машини з поршневим нагнітачем тіста працюють по об”ємному принципу, тобто дають шматки однакового об”єму. Щоб шматки тіста мали однакову масу, тісто в мірних карманах повинно мати рівномірну густину. Для виконання цієї умови густина тіста, яке надходить в робочу камеру, повинна бути постійною.

Але на практиці цю умову практично неможливо виконати, тому тісто подільники пристосовані для нормальної роботи при коливанні густини тіста, яке надходить в машину, в даних обмеженнях.

Щоб зменшити вплив коливання густини поступаю чого тіста на точність тісто подільника, об”єм робочої камери машини повинен бути в декілька раз більше об”єму мірних карманів ділильної головки і при цьому в робочій камері залишається відносно велика кількість тіста, попередньо обтиснутого. Поступаючи нове тісто складає невелику частину об”єму робочої камери, і тоді воно не може значно впливати на зміну густини в ній, особливо в процесі безперервної роботи машини.

Крім того більш рівномірному розподілу густини маси тіла сприяє зворотнє виштовхування тіста з робочої камери в приймальну воронку. Це досягається тим, що нагнітаючий поршень частину свого шляху проходить при відкритій заслонці. До тісто подільників з поршневим нагнітачем тіста і ділильною головкою відносять: СД, ХТД, РМК, “Кооператор”, “Мультимат”, “Парта”, “Універса”(ФРГ), “Дей”, “Ідеал”(США). Нагнітання в цих машинах здійснюється за допомогою прямокутного поршня. Стабілізація тиску досягається застосуванням пружного чи гідравлічного демпфера. Ділильні головки зазвичай багатокамерні з плаваючими поршнями і механічним виштовхувачем. Буферні ємності мають великий об’єм.

  1.  
    Аналіз роботи тісто подільних машин з лопатевим нагнітачем

тіста.

В цих машинах тісто надходить з бункера в тістову камеру, де воно захоплюється обертаючимися разом з валом лопотями і проштовхується до вхідного отвора  ділильної головки чи до відсікаю чого ножа.

Існує декілька конструкцій тісто подільників з лопатевим нагнітачем тіста.

Тісто подільники з лопатевим нагнітачем, зробленим у вигляді поворотної лопоті, жорстко закріпленої на валу, і поворотною ділильною головкою. До них відносимо порівняно нові машини А2-ХТН, А2-ХТН1, розроблені УкрНИНпродмашем. Ці тісто подільники відкривають нове направлення в конструкції. Стабілізація тиску в робочій камеру здійснюється за допомогою пружинного демпфера, який встановлюють на ричагу відсікаючої заслонки. Подільна головка двохкамерна зі спареними плаваючими поршнями, які переміщуються за рахунок тиску тіста.

Тісто подільні машини з лопатевим нагнітачем у вигляді коливаючої лопоті і додатковою валкою живильника без ділильної головки. Відділення заготовки здійснюється шляхом відсікання ножом тістової заготовки, випресовуваної через мундштук. До цих машин відносять нові тісто подільники, які випускаються в багатьох закордонних країнах: “Дива”, Ультима”(ФРГ), “Сога”(Югославія), S-70 (Венгрія) та ін.

Для машин цієї групи характерні порівняно м”яка дія на тісто, низький тиск в робочій камері, велика точність ділення і мале використання енергії. Але їх конструкція складна, має велику кількість передач і ричажних швидкозношувальних механізмів.

Також розробляються тісто подільники з лопатевим нагнітачем, зробленим у вигляді обертального барабана з лопостю яка прибирається і ділильною головкою з механічним приводом мірних поршнем.


Опис приладу і принцип дії розроблючого механізму нагнітання тіста.

 Тісто подільні машини з роторним нагнітачем і додатковим валковим живильником (рис.1) відрізняються тим, що нагнітач виконаний у вигляді ротора із вирізом певної конфігурації, який використовується для подачі та нагнітання тіста.

Ця група машин також належить до нових розробок, захищених авторськими свідоцтвами та патентами. У них поєднується простота конструкції та управління, раціональна побудова робочого процесу, висока продуктивність.

Рис.1 Функціональна схема тісто подільної

машини з роторним нагнітачем без подільної головки

1 – приймальна лійка;

2 – обмежувач ходу заслінки;

3 – підпряжена відсічна заслінка;

4 – роторний нагнітач;

5 – буферна камера;

6 – живильний валик;

7 – відсічний ніж.

Vo – об”єм робочої камери;

V1 об”єм камери стискання;

V2об”єм стабілізації тиску;

V3буферний об”єм;

V4сумарний об”єм мірних камер.

Для подальших розрахунків приймаємо слідуючи початкові дані:

Робочий тиск в камері  Р1, Па            10-5

Початковий тиск  Р0, Па       0,05*10-5

Радіус робочої камери R, м      0,23

Радіус барабана r, м        0,19

Ширина лопоті  b, м        0,12

Об”єм робочої камери V0, м      4,0

Тісто з пшеничного борошна ІІ-го сорту g0, кг   1,0

Напруження зсуву тіста G, Па      2500

Задана продуктивність П, кг/год     1200

Продуктивність тістоподільника при заданій масі заготовок g =1кг за умов повного завантаження печі:

   П=    N*m*g  *KD

        τb

Де N – кількість заготовок, розташованих по ширині печі;

     m – кількість рядів заготовок, розташованих по довжині печі;

     τb – тривалість випікання, хв; τb – 46 хв.

 KD – коефіцієнт, що враховує необхідність періодичних зупинок подільника для наладки, регулювання і синхронізації його роботи з укладальником і вистійною шафою, звичайно KD=1,15 – 1,20

       П=    25*30*1  *1,2*3600 = 1200 кг/год.

    46*60

     Розрахункову частоту циклів подільної головки визначаємо з рівняння:

  nД = П / m * g = 1200 / 60 / 26 * 1 = 30 циклів / хв.


Розрахунок робочого процесу і визначення

потужності електродвигуна

Коефіцієнт стиснення:   k1 = V1 / V0 = 0,85 / 0,88 = 0,066

де V1 = 0,85  дм3/кг - питомий робочий обєм

    V0 = 0,88  дм3/кг – питомий початковий об”єм.

Питома робота стиснення:

А1y = (P0 + P1) V0 (1 – k1) / 2 * g0 = 105 * 4 * 10-3 (1 – 0,66)/2*0,942 =

        7,36Дж/кг

P0 = 105 Па – Робочий тиск в камері;

P1 = 0 – початковий тиск в камері;

V0 = 4 * 10-3 м3 – робочий об”єм камери.

(тут його можна не враховувати із-за його малої величини )

Об”єм камери стискання:

 V1 = k1 * V0 = 0,966 * 4,0 * 10-3 = 3,864 * м3

де     k1 = 0,966 – коефіцієнт стискання;

 V0 = 4 * 10-3робочий об”єм;

Об”єм мірної камери при g0 = 1,000 кг

V4 = υ1*g0 = 0,85 *1*10-3 = 0,85 * 10-4 м3

Де υ1 = 0,85 дм3/кг – питомий робочий об”єм;

     g0 = 1 кг – маса тістової заготовки

Коефіцієнт обжаття тіста:

  k41000 = V4/V0=(8,5 * 10-4) / (4*10-3) = 0,212;

де V4 = 8,5 * 10-4 – об”єм мірної мкамери;

    V0 = 4*10-3 – об”єм робочої камери.

 Кратність обжимання:

 К = V0/ V4 =(4*10-3)/(8,5*10-4) = 4,7

Де V0 = 4*10-3 – об”єм робочої камери;

      V4 – 8,5*10-4 – об»єм мірної камери;

Значить максимальна кратність обмеження (4,7) буде відповідати нормі при заданій масі тістових заготовок.

Мінімальна величина стабілізації тиску відповідає К2 = 0,1, тоді при максимальному об”ємі заготовок:

 V2 = К2 V4;  V2 = 0,850 * 10 –4 м3 

Коефіцієнт стабілізації:

 k2 = (0,85 * 10-4) / (4,0 * 10-3) = 0,02125

Буферний об”єм:

 V3 = V1V2V4 = 3,864*10-3 – 0,85*10-4 – 8,5*10-4 = 2,929*10-3 м3

 Коефіцієнт буферного об”єма:

 k3 = V3 / V0 = (2,929*10-3)/(4,0*10-3) = 0,732

 Вірність розрахунків перевіряємо по рівнянню:

 k1 = k2+k3+k4 = 0,02125+0,732+0,212=0,965

Порівнявши із раніше отриманими значеннями робимо висновок, що розрахунки проведено вірно.

Розрахунок затрат енергії на виконання робочого процесу

Робота, яка йде на стиснення тіста:

А1=A1y*g0=7,36*1,0=7,36 Дж

Робота на подолання сил опору при переміщенні тіста в робочій камері:

 A2=(φ22G/2)*(R+r)*(R-r+b)=(2,262*2,5*0,382*0,24)/2=221,3 Дж

Де φ2=2,26 рад – кут нагнітання;

 R = 0,23 м – радіус робочої камери;

 r = 0,19 м – радіус барабана; 

b = 0,12 м – ширина лопоті;

G = 2500 – напруження зсуву тіста.

Робота, яка витрачається на стабілізацію тиску:

A3 = P1*Fn* φ3*(R+r)/2=105*9,6*10-3*0,087*(0,23+0,15)/2=15,87 Дж

Де Р1=10-5 Па – робочий тиск в камері;

 Fn = 9,6*10-3 м3 – площа лопоті;

 φ3 = 0,087 рад – кут стабілізації;

 R = 0,23 м – радіус робочої камери;

 r = 0,15 м – радіус барабана;

 

Робота, яка витрачається на привід ділильної головки:

A4 = (ωr2 *Ir +Mc)* φ4 = (1,152*0,151+17,67)*3,15 = 45,22 Дж

Де ωr – кутова швидкість головки;

 ωr = (π * n)/30 = (3,14 * 11) / 30 = 1,15 рад/с

 Ir – момент інерції головки;

 Ir  = m * r2 / 2 = 25 * 0,112 / 2 = 0,151 кг * м2;

 Мс момент від подолання опору тіста при повороті головки

Мс = b*r2 * φ4 * G = 0,12 * 0,1252 ) * 3000 * π = 17,67 Н*м

 φ4 – кут поворота головки.

Робота, витрачена на повернення тіста з робочої камери в приймальну воронку, дорівнює 0, оскільки тісто назад не повертається.

Робота, витрачена на переміщення нагнітача:

А6 = (ωб2 * Іб + Мб) * φб = 1,152 * 0,15 + 51) * (6,28/2)=162,5 Дж

Де    ωб = 1,15 рад/с – кутова швидкість нагнітача.

Іб – момент маси нагнітаючого барабана відносно осі обертання;

Іб = m*d2 / 6 = 10 * 0,32 / 6 = 0,15кг*м2;

Мб – момент барабана;

Мб = 0,12 * 0,152 * 3000 * 6,28 = 51 Н*м

 φб – кут переміщення нагнітача.

Робота, яка витрачається на привід транспортера визначаємо:

 Nz = 150 кВт; τy = 60/22 = 2,73с; А7 = 409,5 Дж

Потужність на здійснення кожної операції, визначаємо шляхом відношення відповідного значення роботи до часу її виконання. Приймемо ККД редуктора = 1.

N1 = (A1 * 360) / (τц * φ1 * η1) = (6,15*3600)/(2,73*8*0,9) = 112,6 Вт

N2 = (A2 * 360) / (τц * φ2 * η2) = (221,3*360)/(2,73*138*0,9) = 249,4 Вт;

N3 = (A3 * 360) / (τц * φ23* η3) = (15,87*360)/(2,73*5*0,9) = 465,1 Вт;

N4 = (A4 * 360) / (τц * φ4 * η4) = (45,22*360)/(180*0,9) = 36,8 Вт;

N5 = 0

N6 = (A6 * 360) / (τц * φ6  * η6) = (325*360)/(2,73*120*0,9) = 397 Вт;

N7 = 150 Вт

По цим даним розраховуємо сумарну потужність на окремих ділянкам і малюємо циклову діаграму потужності.

Сумарна потужність ділянок:

Nc1= N1+N2+N4+N7 = 113+249+37+150 = 549 Вт; φ1 = 12%

Nc2= N2+N4+N7 = 249+37+150 = 436 Вт; φ2 = 70%

Nc3= N2+N3+N4+N7 = 249+465+37+150 = 901 Вт; φ3 = 10%

Nc4= N4+N6+N7 = 37+397+150 = 584 Вт; φ4 = 268%.


Середньоквадратична потужність цикла:

 

З урахуванням ККД редуктора η = 0,82; Np = 551/0,82 = 672 Вт;

Враховуючи специфіку роботи, задамося запасом потужності:

К3 = 1,3 – 1,5;

 N = Np * K3 = 672 * 1,5 = 1008 Вт.

Вибраний двигун і редуктор відповідають розрахунковим даним.

Максимальний момент сил, приведених до валу двигуна:

М = 30 * N / π * n  = 30*1008 / 3,14*1415 = 6,81 Н*м

Де N = 1008 Вт – потужність з урахуванням ККД;

 n = 1415 об/хв. – частота обертання валу двигуна

Максимальне розрахункове навантаження елементів:

Мmахg = [2(Mmax – Mc)I1] / (I1+I2) + Mc = [2(20,2 – 6,81)0,048] /

  (0,048+0,056) + 6,81 = 19,2 Н*м

де Мmах = 20,2 Н*м – Максимальний приведений пусковий момент двигуна.

Мс = 6,81 Н*м – приведений момент статичного навантаження.

І1 = 0,048 кг*м2 ; І2 = 0,056 кг*м2 – приведений момент ведучого і веденого звєньєв двох масової системи.

Мmахg / Мн = 19,2 / 10,1 = 1,9 < 2

Кінематичний розрахунок

Виходячи з продуктивності 1200 кг на годину для різних видів виробів приймаємо:

Для

  •  400 гр. – 46 шматків/хв.;
  •  500 гр. – 36 шматків/хв.;
  •  1000 гр. – 18 шматків/хв.;
  •  840 гр. – 22 шматка/хв.

Розрахунок проводимо для пшеничного хліба з борошна ІІ – го сорту масою 1000 гр. Для даного асортименту приймаємо продуктивність 18 шматків/хв.; при цьому ділильна головка повинна обертатись з швидкістю 11 об/хв. Відповідно передаточне співвідношення між валами дорівнює 2.

Частота обертання вихідного вала вибраного двигуна редуктора марки МRC042 з частотою обертання вхідного валу 1500 об/хв.,

Передаточним співвідношенням u = 25, номінальна потужність 1,5 кВт.

Передаточне співвідношення між валами І і ІІІ дорівнює:

 ІІ-ІІІ = 60/11 = 5,5

Для приводу всіх валів приймаємо відкриті циліндричні зубчасті передачі.

Враховуючи конструктивні розміри ділильного барабану, камери нагнітання та інших елементів машини, а також відносне розташування валів і можливість уніфікації зубчатих передач, приймаємо кінематичну схему, Рис.3.

Для модернізації роторної тісто подільної машини замість електродвигуна і редуктора ставимо мотор редуктор марки MRC042 з потужністю 1,5 кВт.

Крутний момент пускового до номінального Тпуск / Тном = 2,0;

відношення крутного моменту максимального до номінального Тmax/Tном =2,2 обертальний момент передається мотор-редуктором.

Вали І,ІІ,V зв”язані між собою ланцюговою передачею. Дана передача повинна забезпечити частоту обертання на валу ІІ , що = 35,2об,хв.  Для забезпечення даної частоти обертання приймаємо передаточне співвідношення між І і ІІ валами іІ-ІІ = 1,72

Обертання з ІІ вала, на якому закріплений живильний валик, передається на ІІІ вал за допомогою циліндричної прямозубої передачі, передаточне співвідношення іІІ-ІІІ = 1,6.

На третьому валу знаходяться основні робочі органи машини: нагнітаючий барабан. Обертальний рух до транспортера передається за допомогою ланцюгової передачі, захоплюючої вали І,ІІ,V. Передаточне співвідношення між вихідним валом мотор-редуктора і валом транспортера приймаємо іІ-V =1, при цьому частота обертання приводного валу транспортера буде дорівнювати

    n5 = 60 об/хв.

Звідси швидкість руху стрічкового транспортера дорівнює

υ = π * Dб * nбр = 3,14*0.1*60 = 0,314 м/с

де  Dб = 0,1 м – діаметр привідного барабана,

 n = 60 об/хв. – частота обертання барабана.

При продуктивності 22 шматка за хвилину відстань між сусідніми шматками на стрічці буде дорівнювати:

 T = П / V = 22 / 18,85 = 1,16 м.


Розрахунок відкритої циліндричної зубчатої передачі.

Оскільки найбільш навантаженою зубчатої передачі є пара 2 –3, проводимо її розрахунок.

Дані для розрахунку:

  •  відкрита прямозуба циліндрична передача;
  •  номінальна потужність передаючої шестерні: N1 = 1,0 кВт;
  •  частота обертання шестерні: n1 = 11 об/хв.;
  •  передаточне число шестерні: u = 1,6;
  •  строк служби передачі: 40000 год;

Навантаження пульсуюче, в два рази більше номінального при

запусканні.

Вибір матеріалу і допустимих напружень для шестирні і колоса.

Приймаємо матеріал для шестирні і колеса – Ст.5 (паковка); термообробка – нормалізація.

Для шестирні: Gв = 570 МПа, Gт = 270 МПа, НВ1 170

Для колеса: Gв = 570 МПа, Gт = 260 МПа, НВ2 170

Допустиме напруження згину для шестирні:

  Gf = (GF lim1) / Sf * YS*YR

Границя витривалості при згинанні відповідає еквівалентному числу циклів зміни напруження.

 GF lim1 = GF limb1 * KFC*KFL1 = 360 МПа

Границя витривалості при згинанні відповідає базовому числу циклів зміни напруження

 GF limb1 = 1,8 НВ1 = 1,8*170=306 МПа

Коефіцієнт, що враховує вплив двохстороннього прикладення навантаження KFC = 0,65

 Коефіцієнт довговічності:

   

 Базове число циклів зміни напруження NF0 = 4*106 

 Еквівалентне число циклів зміни напруження

NFE1 = 60* n1*ty = 60*17,6*40000 = 12,2*106

Приймаємо KFL1 = 1

Визначаємо коефіцієнти:

SF = SF`* SP``; SF``=1,5; SF = 2,625; YS = 1,0; YR = 1,0

Допустиме напруження згину для зуба шестерні

 [GF1] = 306/2,625*1,0*1,0 =116 МПа

Допустиме напруження згину для колеса

 [GF2] = (GF lim2 / Sf) * YS* YR

GF lim2 = GF limb2 * KFC* KFL2 = 306 МПа

Коефіцієнт, що враховує вплив двохстороннього прикладення навантаження KFC = 1,0

 Коефіцієнт довговічності:

  

Базове число циклів зміни напруження NF0 = 4*106

Еквівалентне число циклів зміни напруження

 NFE2 = 60 * n * t = 60*11*40000 = 16,5*106 

 Приймаємо KFL2 = 1

Визначаємо коефіцієнти: SF = 2,625; YS = 1,0; YR = 1,0

Допустиме напруження згину для зуба колеса:

[GF2] = 306/2,625*1*1=116 МПа

Допустиме напруження згину при розрахунку на дію максимального навантаження для зуба шестерні:

 [GFМ1] = (GF limМ1) / (SFM) * YS

Граничне напруження, що не викликає кінцевих деформацій при зломі.

 GF limМ1 = 4,8 НВ1 = 4,8*170 = 816 МПа

Коефіцієнт безпеки:

 SFM = 2,625

 [GFМ1] = 816 / 2,625*1 = 311 МПа

Допустиме контактне напруження для зуба шестерні

[GНМ1] = 2,8 GT = 2,8*270 = 756 МПа

для зуба колеса:

[GНМ2] = 2,8 GT = 2,8*260 = 728 МПа

Розрахунок зубів на пружність при згині.

Номінальний крутний момент на шестерні

TF1 = 9550*103 *(N1/n1) = 9550*103 * (1/17,6) = 543*103 Н*м

Коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження між зубами K =1

Коефіцієнт ширини зубчатого вінця Ψd = 0,5

Коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження по ширині зубчатого вінця KF β = 1,35

Окружна швидкість коліс:

Точність передачі – 9.

Коефіцієнт динамічного навантаження KFU = 1,013

Число зубів шестерні – Z1 = 55

Число зубів колеса – Z2 = 88

Коефіцієнт форми зуба для шестерні YF1 = 3,65

Коефіцієнт форми зуба для колеса     YF2 = 3,6

Для зуба шестерні:

   YF1 / [GF1] = 3,65/116 = 0,0315

Для зуба колеса:  

   YF2 / [GF2] = 3,6/116 = 0,031

Модуль зачеплення:

Діаметр шестерні: d w1 = m * Z1 = 4*55 = 220 мм.

Швидкість коліс: V = π d w1 n1 / 60000 = 3,14*220*17,6 / 60000 = 0,15

Розрахунок  зубів  на  витривалість  при  згині максимального  навантаження .

Напруження згину:

GFM = GF = TM/T1  < = [GFM]

Напруження згину в зубах шестерні

GF1=YF1*Yβ* WFt/m = 3,65*1*(96/4) = 88 КПа < [GF1] = 116 МПа

WFt = 2TF1/d w1bw = (*543*103) / (20*70) *1*1,35*1,013 = 96 МПа

Ширина зубчатого вінця tw= Ψd dw1 = 110 мм.

Приймаємо - 70 мм

Напруження згину в зубцях колеса

GF2 = GF1* (YF2/YF1) = 88 *(3,6/3,65) = 86,8 МПа < [GF2] = 127 МПа

Напруження згину в зубцях шестерні

GFM1= 88*2 = 176 МПа < [GFM1] = 311 МПа

в зубах колеса

GFM2 = 87,2*2 = 174 МПа < [GFm2] = 311 МПа

Перевірочний розрахунок зубів на контактну міцність при дії навантаження.

Розрахункове навантаження:

Контактне напруження від номінального навантаження:

Крутний момент Тн1 = 543*103    Н*мм

Коефіцієнт, що враховує форму поверхонь ZH = 1,76

Коефіцієнт, що враховує механічну дію матеріала зубчатих коліс

  ZM = 275 МПа1/2

Коефіцієнт торцьового перекриття

εα = [1,88 – 3,2 (1/Z1+1/Z2)] cosβ = 1,79

Коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній

        

Коефіцієнт розподілення навантаження між зубами

КНα = 1,0

Коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця

КНβ = 1,17

Коефіцієнт динамічного навантаження КНV = 1,01

Контактне навантаження

Напруження від максимального навантаження

Кінцеві параметри:

- модуль зачеплення   m = 44мм;

- кількість зубів шестерні  Z1= 55;

- кількість зубів колеса  Z2=88;

- діаметр шестерні    dw1= 220 мм;

- діаметр колеса    dw2 = 352 мм.


Розрахунок на витривалість вала барабана нагнітача.

Для розрахунку вибираємо найбільш навантажений вал нагнітача барабана.

Дані для розрахунку:

  •  номінальний крутний момент на валу барабана М=900 Н*м;
  •  діаметр ділильної окружності зубчатої шестерні D = 352 мм;
  •  всі інші дані, необхідні для розрахунку проставлені на ескізі.

Розглянемо більш детально всі сили, діючі на вал:

- Ft1 тангенціальна сила в зачепленні першого і другого зубчатих

   коліс.

Ft1 = 2 Т / D = 2*900 / 0,352 = 5144 Н,

де Т = 9550 N/n = 9550*1/11 = 900 Н*м – крутний момент на валу (N- потужність на валу 1 кВт, n – частота обертання вала 11 об/хв.).

 D = 0,352 мм – ділильний діаметр зубчатого колеса;

- Ft2 = α T / D = 2*90/0,352 = 511,4 H

- Fr1радіальна сила в зачепленні І і ІІ зубчатих коліс.

 Fr1 = Ft1* tgα = 5114* tg(20) = 1856 H,

де Ft1= 5114 Н – тангенціальна сила, α = 20˚ - кут зачеплення;

  •  Fr2радіальна сила  в зачепленні ІІ і ІІІ зубчатих коліс.
    Fr2 = Ft2*tgα = 511,4 * tg(20˚)=185,6 H

де Ft2 = 511,4 Н – тангенціальна сила.

 α = 20˚ кут зачеплення.

  •  Р = 840 Н – сила опору нагнітання.
  •  F = 1200 Н – сила тиску тіста на барабан.

Проектуємо дані сили на вертикальну і горизонтальну вісі. Приймаємо, що сили в зачепленні знаходяться в одній площині.

Сили, які діють в зачепленні на горизонтальній вісі:

 Fr1x=Fr1*cosα = 1861 * cos(20) = 1749 H

Ft1x=Ft1*sinα = 5114 sin(20) =  1749 H

Fr2x=Fr1*cosβ = 186,1*cos(33) = 156 H

Ft2x=Ft2*sinβ = 511,4*sin(33) = 279 H

Px=P*siny = 840*cos(30) = 727 H

Сили, які передаються в зачепленні в вертикальній осі.

 Fr1y= Fr1*cosα = 1861 * cos(20) = 1749 H

Ft1y= Ft1*sinα = 5114 sin(20) =  1749 H

Fr2y= Fr1*cosβ = 186,1*cos(33) = 156 H

Ft2y=Ft2*sinβ = 511,4*sin(33) = 279 H

Py=P*siny = 840*cos(30) = 727 H

Fy = F = 1200 H

Так, як сили в зачепленні знаходяться в одній площині, зведемо її в одну складову:

 X1= Fr1x * Fr2x * Ft1x * Ft2x  = 1749–156+1749+279=3621 H

Y1= Frτ - Ft1y - Fr2y - Ft2x  = 636 – 4806 – 101 – 429 = -4700 H

X2=Px=727  H;    Y2=Py+Fy=420+1200=1620 H

Вираховуємо реакції опор вала барабана на горизонтальній осі:

Rax + Rcx + Rex =X1 + X2

Rex * AE – X2 * AD + Rcx * AC – X1 * AB = 0

Rex * CE – X2 * CD - Rax  * AC + X1 * BC = 0

Rax * AE – X1 * EB + Rcx * EC – X2 *  ED = 0

Звідси

223*Rex+87*Rcx=256099;

136*Rex-87*Rax= -122177;

223*Rax+136 *Rcx=713505;

З системи знаходимо реакції опор барабана в горизонтальній площині:

Rax = 100 H;   Rcx = 5082  H;   Rex = -834 H

Визначаємо реакції опор барабана по вертикальній осі:

Ray + Rcy –Rey =Y1 –Y2;

Rey * AE – Y2 * AD – Rcy  * AC + Y1 * AB = 0

Rey * CE – Y2 * CD – Y1  * BC + Ray * AC = 0

Ray * AE – Y1 * BE – Rcy  * CE + Y2 * DE = 0

Звідки

Ray = 100 H;  Rcy = 5515 H;  Rey = 2535 H;

Знаходимо значення згинальних моментів у точках А, В, C, D, E.

В горизонтальній площині:

Mx (B) = Rax * AB = 3800 H*м 

Mx (C) = Rax * AC – X1 * (AC – AB) = 168729 H*м

Mx (D) = Rax  * AD – X1 * (AD – AB) + Rcx * (AD – AC) = - 50093 H*м

У вертикальній площині:

My (B) = Ray * AB = 100 * 38 = 3800 H*м

My (C) = Ray * AC – Y1 * (AC – AB) = -221600 H*м

My (D) = Ray  * AD – Y1 * (AD – AB) + Rcy * (AD – AC) = - 152060 H*м

Сумарний момент знаходимо по формулі :

 

 

Знаходимо еквівалентний момент за формулою:

Мe(B) = 5374 H*м;

Me(B) = 569235 H*м;

Me(C) = 633700 H*м;

Me(D) = 591296 H*м;

Me(D) = 160098 H*м;

Найбільш небезпечні перерізи є в точках С, D.

Матеріал вала Сталь 45  ГОСТ 1050 – 60 з характеристиками:

  •  твердість 210 НВ;
  •  границя в”язкості  Gв =610 МПа;
  •  границя текучості Gτ = 360 МПа;
  •  допустиме напруження [G-1] = 55 МПа;
  •  допустиме пульсуюче напруження [G0] = 95 МПа.

Перевірочний розрахунок вала на витривалість

G = Me / (0,1 * d3) <= [G],

Де Ме – еквівалентний момент;

 d – перевірочний діаметр вала.

Для перерізу в т. L:

 G = 633700 / (0,1 * 653) = 23,08 МПа < [G] = 55 МПа

Для перерізу в т. D:

G = 591296 / (0,1*603) = 27,37 МПа < [G]

Вибрана конструкція вала задовольняє умову витривалості вала.


Література:

  1.  Лісовенко А.Т. Технологическое оборудование хлебозаводов и пути его совершенствования. – М: Лёгкая промышленность. 1982 – 208с.
  2.  Технологічне обладнання хлібопекарських і макаронних виробництв. Під редакцією О.Т. Лісовенка. Київ, 2000 – 283с.
  3.  Михелев А.А. Справочник по хлебопекарному производству, т1. – М: Пищевая промышленность, 1977 – 366 с.
  4.  Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчёт и проектирование деталей машин. – Х.: Вища школа, 1988. – 142с.
  5.  Дунаев. П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Вища школа, 1978. – 352с.


Зміст

  •  Вступ
  •  Огляд і аналіз роботи механізмів нагнітання тіста
  •  Опис пристрою і принцип дії розроблюваного механізму нагнітання тіста
  •  Розрахунок робочого процесу і визначення потужності  мотор – редуктора
  •  Кінематичний розрахунок
  •  Розрахунок відкритої циліндричної зубчатої передачі
  •  Розрахунок на витривалість вала нагнітаючого барабана
  •  Література
  •  Специфікація


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

19632. Товарная политика. Задачи товарной политики и пути их решения. Полезность товара. Цикл жизни товара 64 KB
  Занятие 3. Товарная политика. Задачи товарной политики и пути их решения. Полезность товара. Цикл жизни товара. Качество и ассортимент продукции. Торговая марка и брэнд товара.. Позиционирование товара на рынке. Задачи товарной политики и пути их решения. Маркет...
19633. Ценовая политика. Задачи ценовой политики и пути их решения. Типовые подходы к определению цены товара 48 KB
  Занятие 4. Ценовая политика. Задачи ценовой политики и пути их решения. Типовые подходы к определению цены товара. Система скидок и надбавок как инструмент согласования интересов предприятия и потребителя. Задачи ценовой политики и пути их решения. Цена – денежно
19634. Коммуникационная политика. Задачи коммуникационной политики и пути их решения. Реклама и рекламная деятельность 83.5 KB
  Занятие 5. Коммуникационная политика. Задачи коммуникационной политики и пути их решения. Реклама и рекламная деятельность. Работа с общественностью по формированию положительного имиджа. Персональные продажи как эффективный метод продвижения товара. Задачи ко...
19635. Сбытовая политика. Задачи сбытовой политики и пути их решения. Продвижение и распространение продукции 95.5 KB
  Занятие 6. Сбытовая политика. Задачи сбытовой политики и пути их решения. Продвижение и распространение продукции. Основные функции решаемые системой сбыта. Задачи сбытовой политики и пути их решения. Главной задачей сбытовой политики предприятия является продви...
19636. Организация службы маркетинга на предприятии. Информационные технологии в маркетинге 58.5 KB
  Занятие 7. Организация службы маркетинга на предприятии. Информационные технологии в маркетинге. 1. Организация службы маркетинга на предприятии. Задача управления маркетингом заключается в воздействии на уровень время и характер спроса таким образом чтобы про...
19637. Маркетинговый план. Составление плана и бюджета маркетинговой деятельности предприятия 80.5 KB
  Занятие 8. Маркетинговый план. Составление плана и бюджета маркетинговой деятельности предприятия. Работа № 4. Маркетинговый план. Планирование деятельности является одной из основных функций управления поэтому такой вид деятельности как маркетинговая также п...
19638. Информационное обеспечение маркетинговых исследований. Организация маркетинговых исследований 43.5 KB
  Занятие 10. Информационное обеспечение маркетинговых исследований. Организация маркетинговых исследований. Первичные и вторичные исследования. Информационные системы маркетинговых исследований являются частью общей системы маркетинга на предприятии. Принято с...
19639. Качественные методы исследований. Фокус – группы. Метод Дельфи. Модерация 53.5 KB
  Занятие 11. Качественные методы исследований. Фокус – группы. Метод Дельфи. Модерация. Практическое занятие. Особенностью Качественных исследований необходимы для выяснения реакции потребителей и связаны с получением ответа на вопрос: почему. Они применяются...
19640. Количественные методы ситуационного анализа: опрос, панель, эксперимент. Общая характеристика методов опроса 60.5 KB
  Занятие 12. Количественные методы ситуационного анализа: опрос панель эксперимент. Общая характеристика методов опроса. Разработка форм сбора данных. Типы вопросов и шкал. Составление анкет. Главная задача применения количественных методов состоит в определении чи