Проект отделения производства шоколадных масс с разработкой смесителя и мельницы

Условие применимости:  ;    .     (2.11)

  Таким образом, окончательно принимаю S^ГОСТ = 4мм.

 

2.1.5.Расчет конического днища, работающего под наливом

 

Выбираем коническое неотбортованное днище с углом при вершине            α = 60º по ГОСТ 12623-80.

Найдем отношение  , где

= 140 МПа – допускаемое напряжение  на растяжение стали 12Х18Н10Т.

 →    ,

где = 60º – угол при вершине днища.

Тогда

м.

Принимаем =6 мм.

Допускаемое избыточное давление в  коническом днище:

. (2.12)

 

  МПа.

Проверочный расчет:

. (2.13)

.

 – условие выполняется.

Условие применимости:  ;    .     

Таким образом, окончательно принимаю S^ГОСТ = 6мм.

 

2.1.6.Расчет толщины стенки эллиптической крышки

с учетом ослабления отверстиями

Определяем коэффициент ослабления:

                    (2.14)

 

           

     

 

 Определим толщину стенки эллиптической крышки с учетом коэффициента ослабления отверстиями:

           

                   (2.15)

     

Н – высота крышки, Н = 175 мм,   тогда 

 

                

 

принимаю S^ГОСТ = 6 мм;

Допускаемое давление:

                

 ;                       (2.16)

     МПа       

          

Проверим условие прочности:

[Р] ≥ Р – условие прочности

[Р] = 1.11 МПа > Р = 0,2 МПа => условие  прочности выполняется

Таким образом, окончательно принимаю S^ГОСТ = 6 мм.

 

2.1.7.Расчет вала на динамическую прочность

Валы должны быть прочными, жесткими и виброустойчивыми.

В качестве определяющего условия  работоспособности вала принимается  виброустойчивость. При выполнении этого условия прочность и  устойчивость вала обычно бывают обеспечены.

Угловая скорость вращения вала должна удовлетворять условию

. (2.17)

Задаемся условием, что вал мешалки  работает в режиме жесткого вала, т.е. .                                                                                                     (2.18)

 

Расчетная схема крепления вала:

Рис.2.1

 

Приближенное значение диаметра вала:

, где (2.19)

= 45 МПа – допускаемое напряжение  на кручение для стали 12Х18Н10Т.

м.

Масса единицы длины вала:

 кг/м. (2.20)

Момент инерции поперечного  сечения вала:

. (2.21)

Определяем коэффициенты К и  :

, где  (2.22)

35 кг – масса мешалки .

. (2.23)

Тогда

 .

Первая критическая скорость:

 рад/с. (2.24)

Тогда

–  не удовлетворяет условию.

Принимаем d = 45 мм.

Тогда

 кг/м;

;

;

;

;

 рад/с.

Тогда

– удовлетворяет условию.

Принимаем диаметр вала d = 45 мм.

Расчетный крутящий момент на валу:

 н∙м. (2.25)

Касательные напряжения на валу:

 н/м². (2.26)

Общий небаланс системы вал –  перемешивающее устройство:

 мм. (2.27)

Радиус вращения центра тяжести приведенной массы вала:

 мм. (2.28)

Коэффициент приведения распределенной массы вала к сосредоточенной  массе перемешивающего устройства:

. (2.29)

Приведенная сосредоточенная масса  вала и перемешивающего устройства:

кг. (2.30)

Приведенная центробежная сила:

 Н. (2.31)

Расчетный изгибающий момент вала в  месте установки нижнего подшипника:

 н∙м. (2.32)

Изгибающие напряжения в вале:

. (2.33)

Результирующее напряжение в вале:

 н/м²,                     (2.34)

что ниже н/м².

Прогиб вала в месте установки  сальникового уплотнения:

что меньше допускаемого прогиба сальника равного 0,05 мм.

Угол поворота вала в нижнем подшипнике:

 рад, (2.35)

Что значительно меньше допускаемого угла поворота для данного подшипника, равного 0,01 рад.

Таким образом, вал диаметром 45 мм удовлетворяет требованиям прочности, жесткости и виброустойчивости.

Для соединения вала диаметром 45 мм и  рамы мешалки выбираем ступицу по МН 5874-66 диаметром  = 90 мм.

 

2.1.8.Расчёт мешалки на прочность

Расчетный крутящий момент:

, где (2.36)

 

  b, h – конструктивные размеры мешалки:

 b = 0.041 м; h = 0.588 м.

.                (2.37)

Тогда

 н∙м.

Расчетный изгибающий момент в месте  перехода прямой части лопасти в  кривую:

, где (2.38)

мм – высота прямой части лопасти  от места перехода ее в кривую.

Тогда

 н∙м.

Расчетный изгибающий момент лопасти  в месте ее присоединения к  ступице:

 н∙м. (2.39)

Расчетный момент сопротивления поперечного  сечения лопасти при изгибе:

 м³, (2.40)

где = 140 МПа – допускаемое напряжение на изгиб для стали 12Х18Н10Т.

Расчетная толщина лопасти:

 м. (2.41)

Нагрузка на один болт в соединении двух половин перемешивающего устройства:

Мн, (2.42)

Где – количество ступиц; А = 0,1 м – расстояние между болтами.

 м². (2.43)

Подбираем болты М10×1,5 ГОСТ 9150-76 ( м²).

2.1.9. Выбор стандартных опор

 

Для выбора опор необходимо определить вес аппарата.

Рассчитаем массу (вес) аппарата при монтажных условиях и при гидроиспытании.

Расчет веса смесителя при монтажных условиях:

G_монт = 1,5 ^.  ∑m ^.  g; (2.44)

g = 9,81;

Масса аппарата с рубашкой:

∑m = m_кр^an + m_дн^an + m_у.об^an + m_{привода}+mмешалки (2.45)

M_кр^an = 21 кг, масса крышки аппарата

M_дн^an =26,8, масса днища аппарата

 

Масса цилиндрической обечайки аппарата:                 

                                                                        (2.46) 

 кг.

 m_{привода} =180 кг, масса привода                     

mмешалки=35 кг, масса мешалки

∑m = 21 + 26,8 + 100 + 180 + 35 = 363 кг;

тогда G_монт = 1,5 ^. 363 ^. 9,81 = 5341,5 Н = 5,3 кН;

Определим вес смесителя при гидроиспытании (аппарат заполняется водой):

ρ_воды = 1000 кг/м^3;

G^г.u. = G^М + G_воды, Н; (2.47)

Определим вес воды:

G_воды, = ( V_дн^ап + V_кр^an + V_ц.об.^ап) ^. g ^. ρ; (2.48)

V_дн^an = 0,049 м³  объём днища аппарата

V_кр^ап = 0,0313 м³ объём крышки аппарата

 

Определяем объем цилиндрической обечайки аппарата:        

 (2.49) 

               

Таким образом,

G_воды, = (0,049+0,0313+0,14)*1000*9,81=2161 Н

G^г.u. = 2161 + 5300 = 7461 Н = 7,5 кН;

Исходя из полученных значений по расчетной нагрузки подбираем стандартные опоры  принимая:        

          Z – число стоек равное 3 шт.                                                                                                                             

  если Z = 3, тогда  нагрузка  на одну опору:                                                                       

     кН                                                                             

 

Таким образом принимаю опоры (стойки) по ОСТ  26 – 665 – 79

Q = 3 кН;   Z = 3 шт., тип 3;

Опоры  3 – 10000 ОСТ 26 – 665 – 87

Определим подходят ли выбранные опоры:

[Q] = 3 ^. Q = 3 ^. 3 кН = 9 кН > 8,5 кН – условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.2.Расчет двухвалковой мельницы

2.2.1.Конструктивный расчёт

 

Двухвалковая мельница.

Принимаем угол захвата продукта для  гладких валков

 

      

Рис.2.2

 

Из треугольника О2О1А следует, что , где (2.50)

D-диаметр валка;

d=0,02 м.-максимальный размер куска, захватываемого валками.

, откуда

D=0.38 м.

Принимаем D=0.4 м.

Частота вращения валков:

, где (2.51)

-окружная скорость валков, принимаем  =3 м/с;

 об/с.

Производительность мельницы при  частоте вращения n: 

Q=1.25 DLbn , где (2.52)

 

-коэффициент, учитывающий степень  разрыхленности материала (для влажных =0,2-0,6);

b-ширина выходной щели:

, где (2.53)

К-коэффициент захвата (для гладких  валков К=0,954)

 

 м.

L-длина валка, м;

Q=0,43 -производительность мельницы

 

 

 

0,43=1,25*3,14*L*0,0001*3*0,5, откуда

L= м.

Принимаем L=0,7 м.

Установочная мощность электродвигателя валковой дробилки:

 

, где (2.54)

dш=0,45 м.-диаметр шейки вала под подшипниками валка;

=110000 Па-предел прочности материала  сжатии;

=0.015-коэффициент трения качения, приведенный к валу;

=0,9-КПД привода;

=0,45-коэффициент трения;

-длина дуги на участке измельчения материала:

 м. (2.55)

G-нагрузки на подшипник, Н;

, где (2.56)

  =2370 Н-сила тяжести валка;

-среднее усилие дробления,  Н;

 Н (2.57)

 Н

 кВт

Принимаем двигатель 4А180М8У3, у которого N=15 кВт, n=750 об/мин,

 s=2,6%.

 

2.2.2.Расчет клиноременной передачи

 

По мощности двигателя N = 15кВт и n = 750 об/мин выбираем ремень сечения В, у которого

-ширина нейтрального слоя  bp=19 мм;

-высота h=13.5 мм;

-площадь сечения s=230 мм;

-масса 1 м длины q=0.3

Диаметр малого шкива

           (2.58)

 

принимаем по ГОСТ 17383–73 d =140 мм

 Диаметр большого шкива

D₂ = D₁u = 140××4.2= 582 мм (2.59)

примем d = 560 мм

уточняем передаточное отношение 

u = d₂/d₁ = 560/140 = 4 (2.60)

 Межосевое расстояние

a_min = 0,55(D₁+D₂)+h = 0,55(140+560)+13.5= 398.5 мм (2.61)

Примем а = 600 мм

 Длина ремня

L = 2a+0,5pp(d₁+d₂)+(d₂-d₁)²/4a (2.61)

2××600+0,5pp(140+560)+(540–160)²/4××600 = 2382 мм

примем по ГОСТ 12841–80 L=2240 мм

 Уточняем межосевое расстояние

     __________________

a = 0,25[(L-w)+ÖÖ(L-w)²–2y]  , где (2.62)

 

w = 0,5pp(D₁+D₂) = 0,5pp(560+140) =1099 (2.63)

y = (D₂-D₁)² = (560–140)² = 490000 (2.64)

                     ______________________________________

a = 0,25[(2240–1099)+ÖÖ(2240–1099)²–2××490000] = 976 мм

 Угол обхвата малого шкива

aa₁ = 180–60((D2-D1)/a) = 180–60((560–140)/976) = 154^o

 Коэффициенты 

C_p =1–при работе в три смены

C_α = 1.2–при α = 154º

Cкорость ремня:

v = 3,14 D₁ n₁/60000=3,14 · 140 · 750/60000 = 5.5 м/с             (2.65)

Допускаемая мощность при заданных условиях:

[N]=N0CaCp (2.66)

N0=1.5 кВт-значение мощности передаваемой в стандартных условиях одним ремнем

[N]=1.5 ·1 ·1.2=1.8

Требуемое количество ремней:

Z=N/[N] (2.67)

Z=15/1.8=8.3

Принимаем Z=8

 

Сила предварительного натяжения  ремня:

F=780 ·N1/(Z · V·Ca ·Cp)+q ·V ·V (2.68)