Тестомесильная машина непрерывного действия

 

 

 

 

 

 

 

5.1 Расход энергии на замес теста

Для расчета и анализа рабочего процесса составим баланс энергозатрат и оценим долю каждой из статей затрат в общем расходе энергии.

, (1.1)

где А1 — работа, расходуемая на перемешивание массы; А2 — работа, расходуемая на перемещение лопастей; А3 — работа, расходуемая на нагрев теста и соприкасающихся с ним металлических частей машины;   — работа, расходуемая на изменение структуры теста.

А1 = . (1.2)

где k — коэффициент подачи теста, показывающий, какая доля массы, захваченной месильной лопаткой, перемещается в осевом направлении; для такого типа машин £ = 0,1-0,5;   — высота лопатки;   — угол атаки лопатки; S — шаг образующей наклона лопатки.

Работу, расходуемую на привод месильных лопастей, определим по уравнению

, (1.3)

Работу, расходуемую на нагрев теста и соприкасающихся с ним металлических частей машины за один оборот месильной лопатки,

 (1.4)

где mТ — масса теста, находящегося в месильной емкости; mж — масса металлоконструкции машины, прогревающаяся при замесе; ст, сж— средняя теплоемкость теста и металла;   — температура массы в начале смешивания и конце замеса;   — длительность замеса, с.

А3 = 

Работу, расходуемую на изменение структуры теста, определим из уравнения

На основании полученных данных составим баланс энергозатрат

Выразим составляющие баланса в процентах:  =8,73%; А2 = 3,3 %; А3 = 87,4 %; А4=0,44 %. [5]

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2 Производительность тестомесильной  машины

Производительность тестомесильной машины непрерывного действия оценивают по формуле

ПН = z × (π ×D2 / 240) ×s × ρ × n ×K2×K3, (2.1)

где z – число валов месильных органов, z = 2;

D – диаметр окружности, описываемой крайними точками

лопатки, D= 0,38 м;

n – частота вращения вала с лопатками, n=60 об/мин;

s – площадь лопатки, S=0,0035 м2;

ρ – плотность теста, , ρ =1100 кг/м3;

K2 – коэффициент заполнения месильной камеры (K2 = 0,3…0,7 )

K3 – коэффициент подачи, K3 = 0,3 … 0,5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

          5.3 Величину удельной работы при непрерывном замесе определяют по формуле А = Рдв / ( η Пн ), (3.1)

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

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.4 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

5.5 Кинематический расчет  привода

Передаточное число привода

uо = nмр / nпр

uо = 120 / 60 = 2

Uо = u1-2* u2-3=d2/d1*d2/d3

Uо =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

в) на приводном валу тестомесильной машины

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

Nвх =nдв = 150 об/ мин

Вал промежуточный

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

Вал приводной тестомесильной машины

Nпр = n / uо = 150 / 2 = 60 об/ мин

 

 

 

 

 

 

5.6 Расчет зубчатой цилиндрической  передачи

Исходные данные для расчёта зубчатой цилиндрической прямозубой передачи

Крутящий момент на валу шестерни

Т1 = 489,6 Н м

Передаточное число

u = 1,4

Частота вращения вала шестерни

n1 = 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

KHL1 = 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

M=0.015·180=2.7

Принимаем равной m=3

Число зубьев шестерни

 приводной вал

 промежуточный вал

Делительные диаметры шестерни

Диаметр вершины зубьев

da1=d1+2m=150+2*3=156мм

da2=d2+2m=210+2*3=216мм

Диаметр впадин

df1=d1 -2.5m=150-2.5*3=142.5мм

df2=d2 -2.5m=210-2.5*3=202.5мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.7 Проектирование приводного  вала

а) Диаметр вала под подшипником

[τкр] = 25МПа

dп =   (7.1)

dп =  46мм

Принимаем диаметр вала под подшипник равным dп = 45мм

б) Определяем диаметр вала под зубчатое колесо из уравнения

dп = dк + 2h,

где h – высота буртика.

Принимаем по рекомендациям h = 2 мм, тогда:

45 = dк + 2·2

Откуда dк= 42 мм.

в) Диаметр вала под уплотнение:

dу1 = dп = 45мм.

dу2 = dп =45+2h=45+2·3=50мм

Принимаем по рекомендациям h = 4 мм

г) Диаметр вала под крепление лопатки

dвл = 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)

;

Fл = 315 Н, Ft = 6480 Н, Ftl = 2105 Н;

T= Ft ·d1/2 – крутящий момент с шестерни.

а) Построим расчетную схему приводного вала

Определим реакции в опорах вала в вертикальной плоскости:

;

RBB= 113 H;

RAB=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:

;

RВГ = 792Н;

RAГ = 6960Н.

Проверка:

.

в) Построим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент на опоре А

MAГ = -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

5.9 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

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.10 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:

Fr = 7,2 кН

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

где L – ресурс, млн. оборотов;

P – эквивалентная динамическая нагрузка, кН.

Эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается по формуле:

P = (X ·V· Fr + Y· Fa) Kб ∙Kт,

где X,Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

Fr, Fa – радиальная и осевая нагрузки;

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца

V = 1;

Kб – коэффициент безопасности;

KТ – температурный коэффициент.

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

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

Тогда

P = 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

LhE = 25000ч, устанавливаемой для машин такого класса

Lh = 25698 ч. > LhE = 25000 ч.,

Т.е подобранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

Проверка подшипников по статической грузоподъёмности.

Условие проверки

Po ≤Co,

где Po – эквивалентная статическая нагрузка.

Эквивалентная статическая нагрузка рассчитывается по формуле

Po = Xо· Fr + Yо· Fa,

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

По рекомендациям [4] для шарикоподшипника №1309.

Xо = 1, Yо = 2,93

Тогда

Po = 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. 33. 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

l=lp + b,

где l – длина шпонки, мм.

l= 38 +12 = 50 мм

Выбираем стандартную длину шпонки из ряда l = 50мм

 

 

5.12 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;

kp – 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

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП – 500–25–1.1–У3 ГОСТ 21424–74 табл. 11.5 [4]..

Коэффициент применяемости

Kпр=[(zст+zун+zн)/( zст+zун+zн+zор)]100%

zст – сумма стандартных деталей; zун – сумма унифицированных деталей; zн – сумма нормализованных деталей.

Kпр=172/201·100%=85,5 %

Коэффициент повторяемости

Kп=(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.

Дано описание тестомесильных машин конструкции И8-ХТА-12/1; указана область её применения в поточной линии; правильность монтажа и обслуживания, рассмотрены конструкции, принцип работы и технические характеристики.

Приведены расчеты расхода энергии на замес теста, производительности, приводного вала, шестерни. Был выбран привод и рассчитаны его основные параметры, подобран моторредуктор.

В результате проведенных исследований было установлено, что тестомесильная машина, используемая в пищевых производствах, является высокоэффективным технологическим оборудованием, которое значительно повышает производительность труда.

Список литературы

1. Азаров Б.М. Технологическое оборудование хлебопекарных и макаронных предприятий: Учеб. пособие /Б.М. Азаров., А.Т. Лисовенко., С.А. Мачихин– М.:Агропромиздат, 1986. – 263 с.
2. Головань Ю.П. Технологическое оборудование хлебопекарных предприятий./Ю.П. Головань - М.: Легкая и пищевая промышленность, 1983. – 432 с.: ил.