Модернизация ленточного дозатора муки установленнного в тестоприготовительном отделении тестоприготовительного агрегата (стр. 4 из 9)

Q_в.ср = Q_в - Q_ср (5.4.4)

Q_в.ср = 33.44 – 11.7 = 22.74 л.

Суммарный вес компонентов для замеса:

∑Q = Q_м + Q_др + Q_c + Q_в (5.4.5)

∑Q = 100+1+1,3+35=137,3 кг.

Средняя влажность компонентов идущих на замес:

W_ср =

= 36,6 (5.4.6)

Определение выхода теста:

В_т = ∑Q

(5.4.7)

В_т =137,3

=150 кг.

Определение выхода хлеба:

В_х = ∑Q

(1 - )*(1- )*(1 - ) (5.4.8)

ΔG_бр - потери при брожении 2,5%;

ΔG_уп - потери при выпечке 6%;

ΔG_ус - потери при хранении 3%;

В_х = 150*(0,975)*(0,94)*(0,97) = 133%;

4.2.2 Недельный расчет расхода муки

Суточная потребность в муке:

М_с =

(5.4.9)

где П_а – производительность тестоприготовительного агрегата, т.;

М_с =

= 15038 кг/сутки.

На предприятии должен быть 5 – 7 суточный запас муки. Тогда объем муки составит:

М_с *7= 15038*7=105266 кг. (5.4.10)

5. Расчет на прочность с применением ЭВМ

5.1 Расчет открытой прямозубой передачи (из привода делительной головки)

Исходные данные:

U_зуб = 12;

Т₂ = 445,6667 Нм;

Т₃ = 530,5556 Нм;

n₂ = 60 об/мин.;

n₃ = 50 об/мин.;

N₂ = 2,8 кВт;

N₃ = 2,605 кВт;

Режим работы привода средний;

t∑ = 2*10⁴ час – ресурс передачи;

K_HE= 0,25;

K_FE = 0,14;

Материал шестерни: сталь 45, улучшение HB₁ = 269÷302, G_t1 = 750 МПа;

Материал колеса: сталь 45, улучшение HB₂ = 255, G_t2 = 640 МПа;

Решение:

1. Общее число циклов нагружения зубьев колес:

NΣ₂ = 60* n₃ * t∑*η_зац (6.1.1)

NΣ₂ = 60*50*2*10⁴ *1= 60*10⁶

NΣ₁ = NΣ₂ * U_зуб (6.1.2)

NΣ₁ = 60*10⁶ * 1,2 = 72*10⁶

где η_зац = 1 – число зацеплений за один оборот.

2. Эквивалентное число нагружения:

NHE₁ = kHE*NΣ₁ (6.1.3)

NHE₁ = 0.25*72*10⁶ = 18*10⁶

NHE₂ = kHE*NΣ₂ (6.1.4)

NHE₂ = 0,25* 60*10⁶ = 15*10⁶

3. Расчетные значения твердости колес HB₁ и HB₂

шестерни: HB₁ = (269+302)/2 = 285 (6.1.5)

колеса:

HB₂ = (258+262)/2 = 258,5 (6.1.6)

4. Длительные пределы выносливости δ_он:

δ_он = 2*HB + 70 (6.1.7)

δ_он1 = 2*HB₁ + 70

δ_он1 = 2*285+70= 640 МПа;

δ_он2 = 2*HB₂ + 70

δ_он2 = 2*258,5+70= 587 МПа;

5. Допускается напряжение при неограниченном ресурсе работы:

[δ_он ] = δ_он / S_h(6.1.8)

S_h= 1,1 – коэффициент безопасности по контактным напряжениям;

[δ_он1 ] = δ_{он 1}/ S_h

[δ_он1 ] = 640 / 1,1 = 582 МПа;

[δ_он2 ] = δ_он2 / S_h

[δ_он2 ] = 587 / 1,1 = 524 МПа;

6. Базовое число циклов нагружения N_oh:

N_oh = 30* HB ^2.4 (6.1.9)

N_oh1 = 30* HB₁^2.4

N_oh1 = 30* 285 ^2.4 = 23*10⁶ ;

N_oh2 = 30* HB₂^2.4

N_oh1 = 30* 258.5 ^2.4 = 18,5*10⁶ ;

7. Допускаемые напряжения на контактную выносливость:

[δ_н ] = 0,5*([ δ_н1 ]+[δ_н2]) (6.1.10)

[δ_н ] = 0,5 *(645+620) = 632.5 МПа;

[δ_н1 ] = [δ_он1 ] *

(6.1.11)

[δ_н1 ] = 582*

= 632,5 МПа;

[δ_н2 ] = [δ_он2 ] *

[δ_н2 ] = 534*

=620 МПа;

8. Межосевое расстояние:

Q_w = (U_зуб + 1) *

(6.1.12)

Q_w = (1,2+1)*

= 207 мм.

где: U_зуб – передаточное отношение передачи;

Т₃ – вращающийся момент на колесе, Нм;

Ψ_а – коэффициент, учитывающий относительную ширину зубчатых колес;

С – радиус кривизны зубьев для прямозубого зацепления;

[δ_н ] – допустимое напряжение на контактную выносливость, МПа;

K_H = K_β*K_v(6.1.13)

K_H = 0,9*1,1 = 1,05$

K_H – коэффициент нагрузки;

х – коэффициент приработки для среднего режима;

K_β = K_β⁰* (1-х)+х (6.1.14)

K_β = 0,8*(1-0,5)+0,5=0,9

K_β – коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба;

K_β⁰ – коэффициент концентрации нагрузки до приработки колес;

b₁/d₁ = 0.5(U_зуб+1)*ψ_a(6.1.15)

b₁/d₁ = 0,5(1,2+1)*0,3=0,42

это значение подходит и K_β⁰=0,8 для прямозубых (симметричных) колес;

V =

(6.1.16)

V =

= 0.3475 м/с;

где V – скорость колеса косозубой передачи соответствует восьмой степени точности, значит K_v = 1.1 коэффициент динамической нагрузки.

Найденное расчетное значение Q_w = 207 мм. округляется до стандартного значения Q_w = 200 мм. по ГОСТ 2186-76.

9. Находим ширину:

b₂ = ψ_a* Q_w(6.1.17)

b₂ = 0,3*200=60 мм.;

где b₂ – ширина колеса;

b₁ = b₂ +5 (6.1.18)

b₁ = 60+5=65 мм.

где b₁ – ширина шестерни.

10. Находим модуль передачи:

m_n = (0.01÷0.02) Q_w(6.1.19)

m_n = (0.01÷0.02)*200=2÷4

принимаем m_n =3,0 мм. по ГОСТ 9563-80

11. Находим суммарное число зубьев:

∑_Z =

(6.1.20)

∑_Z =

=133.3 134;

12. Находим число зубьев:

Z₃ =

(6.1.21)

Z₃ =

=62,9 63 – шестерни;

Z₄ = Z₃ *U_зуб (6.1.22)

Z₄ = 63*1,4=75,4

75 – колеса;

13. Находим диаметр делительных окружностей:

d₁ = m_n *Z₃ (6.1.23)

d₁ = 3*63=186 мм.;

d₂ = m_n *Z₄

d₂ = 3*75=225 мм.;

14. Диаметры окружностей впадины и вершин зубьев колес:

d_а1 = d₁ +2* m_n(6.1.24)

d_а1 = 89+2*3=267 мм.

d_а2 = d₂ +2* m_n

d_а2 = 225+2*3=675 мм.;

df₁ = d₁ -2.5* m_n(6.1.25)

df₁ =89-2.5*3=81.5 мм.;

df₂ = d₂ -2.5* m_n

df₂ = 225-2,5*3=217,5 мм.

15. Находим силы зацепления:

F_t =

(6.1.26)

F_t =

= 4716,05Н.;

где F_t – окружная сила

F_r = F_t *tgα (6.1.27)

F_r = 4417*tg20⁰ = 1716.642H;

F_r – радиальная сила;

F_а – осевая сила;

Учебная программа кафедры пищевых машин

Расчет открытой прямозубой цилиндрической передачи

Фамилия И.О. – Иващенко М.А.

Шифр – 1817

Исходные данные

Таблица №5

Передаваемая мощность – N = 2800	Вт
Частота вращения шестерни – n1 = 60	Об/мин
Число зубьев шестерни – Z1 = 63
Ориентировочное передаточное отношение – U0 = 1,2
Твердость материалов – сталь 45 (нормализованная или улучшенная) – НВ = 350
Коэффициент ширины винца – К3 = 0,16
Коэффициент неравномерности нагрузки – К4 = 1,2
Коэффициент концентрации нагрузки – К6 = 1,2
Коэффициент динамичности – К7 = 1,1
Коэффициент формы зуба – К8 = 4

Результаты расчета

Таблица №6

Число зубьев колеса - Z2= 75
Передаточное число - U = 1,190476
Частота вращения колеса – n2 = 50,4	Об/мин
Крутящий момент на валах: M1 = 445,667; M2 = 530,556	Н.м
Модуль зацепления - m =3	мм.
Начальные окружности колес: - D1=189; D2= 225;	мм.
Наружные диаметры колес: - DH1=195; DH2= 231	мм.
Диаметры ступицы шестерни - Ds= 74,53263	мм.
Диаметры вала шестерни – Db3= 56,23759	мм.
Диаметр вала колеса - Db4 = 56,42005	мм.
Диаметры ступицы колеса – Ds1= 73,98807	мм.
Ширина колес - B= 60	мм.
Межосевое расстояние – А= 207	мм.
Допускаемое контактное напряжение – S1= 909,9999	МПа
Рабочее контактное напряжение – S=607,7327	МПа
Допускаемое напряжение изгиба – S2= 606,6666	МПа
Рабочее напряжение изгиба – S3=138,3374	МПа
Окружная сила – Ft= 4,71605	кН
Радиальная сила – Fr= 1,716642	кН
Нормальная сила – F0= 5,018729	кН

5.2 Расчет открытой конической передачи

U_кон = 1,0;

n₄ = 43 об/мин;