Анти коррозийная защита линии производства подового хлеба

 

2.4.Тістомісильна машина SP 240 E.

У цій машині все автоматизовано: починаючи від внутрішнього завантаження, процесу інтенсивного перемішування і закінчуючи розвантаженням тіста. Це означає, що дана тістомісильна система надає оптимальне рішення на мінімальних просторах.

Тісто після спорожнення діжі автоматично доставляється на етапи подальшої обробки транспортером з медичної сталі. Використання декількох транспортерів дозволяють варіювати час відліжування тіста.

У той час як транспортер розвантажується, міксер починає новий цикл замісу.

Тістомісильна машина складається з наступних частин:

- Корпус;

- Конусний привід тесту;

- Діжа (нержавіюча сталь, шліфована матово, прикріплена на машині);

- Спірале-подібний місильний орган (нержавіюча сталь, шліфована - Скребок для очищення дна діжі з датчиком температури;

- Дах діжі.

Електрична установка з:

- Електродвигун з моторним захистом;

- Електричної одиниці розподілу і управління.

 

Тестомесильная машина пересувна. Вона апретіруется болтами.

харчовій промисловості.

На рис.2.2.4.1 представлена Спіральна тістомісильна машина фірми DIOSNA SP 240 E.

 

Рис. 2.2.4.1 Спіральна тістомісильна машина фірми DIOSNA SP 240 E

 

 

Місильний орган (1), дежа (3), транспортний шнек (4) і підйом шнека (5) приводяться в рух електродвигунами, що знаходяться в корпусі (2). При розвантаженні тіста відкривається днище діжі. Відповідними рухами місильного органу, діжі і транспортного шнека і за допомогою скребка для очищення дна (6) тісто через нижній отвір вивантажується на транспортер, який його автоматично відправляє. У корпусі (2) знаходяться елементи обслуговування.

Характеристики спіральної тістомісильної машини:

• автоматичний процес замісу тіста;

• програмований робочий процес;

• універсально застосовується для будь-якого тіста;

• ефективний заміс будь-яких порцій;

• автоматизоване вивантаження тіста;

• індивідуальне розподіл тіста;

• застосування опарного і безопарного способу;

• мала площа;

• перевірена надійність.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                       3. Механічні розрахунки

 

Дані: 
1) Режим - постійний 
2) Т2=165 Нм 
3) n2=200 об/хв 
4) z3=20 
5) Lh=14000 годин

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Розрахунок силових і кінематичних параметрів приводу.

    1.1  Визначення необхідної потужності двигуна.

 де  ηприв = ηотк ∙ ηзакр ∙ ηподш2 ∙ ηмуф,

       ηотк = 0,93

       ηзакр = 0,97

           ηподш = 0,99

           ηмуф  = 0,98

  ηприв = 0,93∙ 0,97∙ 0,992∙ 0,98 = 0,866

 

Необхідна потужність

 

Рвих ==4,788 кВт.

 

 

1.2 Визначення  частоти обертання валу електродвигуна 
Таблиця

 

	Тип  електродвигуна
Рном=5,5 кВт	4А1002У3/2850   2850 об/хв	4А112М4У3/1432   1432 об/хв	4А132S6У3/965   965 об/хв		4АМ132М8У3/720   720 об/хв
	Передаточное число редуктора  U=nном / n2
	U1= = 14.3	U2 = = 7		U3 = = 5		U4= = 3.6

 

 

Вибираємо електродвигун 4А132S6У3 
U = 5; пдв= 965 об/хв

 

2. Розрахунок зубчастих передач.

 

       2.1   Вибір матеріалів зубчастих передач та виду термообробки 
В якості матеріалу зубчастих передач приймемо СТАЛЬ 45. Вид термообробки : нормалізація, поліпшення.

 

Твердість        НВ1=269-302                            НВ1=285 
                          НВ2= 235-262                           НВ2=248

 

2.2 Розрахунок  що допускаються напруг 
Допустиме контактне напруження :

= ,

де - визначають емпіричним залежностям[3;21]

    = 2НВ1+70

    = 2НВ1+70=2 ∙ 285+70=640 мПа

    = 2НВ2+70=2 ∙ 248+70=566 мПа

  - коефіцієнт безпеки. При нормалізації , поліпшення:

    =1.1 ;

   = 2.6

     При постійному режимі навантаження розрахункове число циклів напруг:

 

     = 60cn1.2t ,

 

де  с – число зачеплень зуба за один оборот, для проектованого редуктора                  с=1;

n - частота обертання того зубчастого колеса , матеріалом якого визначаються допустимі напруги , об/хв ;

t - час роботи передачі (ресурс) в годинах, t = .

n =n2 = 200 об/мин

t = = 14000 ч.

  = 60120014000=16,80

 

 

Базове число циклів

= 30

= 30 = 30=23.37∙

= 30∙= 30∙= 16.78∙

 

= = 581,8 МПа

= =514,5 МПа

 

З двох значень контактних напруг для прямозубих передач за розрахункове приймаємо менше з них:

 

= min = = 514,5 МПа

 

Допускаемое напруга вигину:

= ∙ ∙ ,

приведений в табл.

=1.8 HB1.2 ;

— коефіцієнт безпеки, 1,5- 1,75 ,

Приймемо    = =1.65 ;

— коефіцієнт довговічності, при Н350 НВ

= = ,

де  = 4∙

=10.8 ∙

— коефіцієнт , враховує вплив двостороннього докладання навантаження .

 

При однобічній YA=1.

=1.8HB1 = 1.8∙285=513 Мпа

= 1.8HB2 = 1.8 ∙248 =446.4 Мпа

= = 310.9 Мпа

= = 270.3 Мпа

 

 

2.3.  Проектний розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі 
При проектном розрахунку передусім визначають міжосьова відстань в

 

Для прямозубой передачі:

= 0,85∙(u+1) ,

де  - номінальний момент на колесі: = = = 166,7∙ Нм ;

     - відносна ширина коліс;при Н1 и Н2 350 НВ і при симетричній схемі розташування коліс щодо опор(0,3-0,5) [3;28] ,приймемо = 0.3 .

 

 

Відносна ширина коліс:

 

= = = 0.9

 

- граничний модуль пружності, Епр = 2∙ МПа.

 

Для наближеної оцінки КНβ рекомендують графіки складені на основі розрахунків та практики експлуатації [2;136]

КНβ =1,05.

аω=0,85∙(5+1) = 132,7 мм.

По ряду Ra 20 aω=140 мм.

 

 

2.4 . Геометричний  розрахунок закритої циліндричної  передачі 
Модуль зачеплення:M=0.015∙140=2.1 мм ,  Приймаємо 2,0 мм (по першому ряду модулів)

Сумарне число зубів шестерні і колеса : 
Для прямозубих коліс :

Z∑=Z1+Z2 =

Число зубів шестерні:  Z1=

Z1 = =23,3 , приймаемо 24

 
Число зубів колеса передачі:

Z2 = Z∑ - Z1

Z2= 140-24=116. Приймаемо 120.

 
Фактичне значення передаточного числа передачі:

Uф = = = 5,0

 

Фактична міжосьова відстань:

= = = 144.0 мм

 

Робоча ширина зубчастого вінця колеса:

= ∙ = 0,3 ∙ 144,0 = 43,2 мм

По ряду лінійних розмірів ;

= 40 мм ; .

Тоді по ширині зуба шестерні b1 = b2+(2...5) = 40+4 = 44 мм, 
Ділильні діаметри:

*12= m+Z1

d1 =2,0 ∙ 24 = 48 мм

 

Початковий діаметр шестерні:

 

 

 

 

Початковий діаметр колеса передачі:

= = = 240 мм

Діаметри вершин зубів коліс:

+2m

=48+2∙2 = 52 мм

= 240+2∙2 =244 мм

 

Діаметр западин зубів коліс:

-2,5m

= 48-2,5 ∙ 2= 43 мм

= 240-2,5 ∙ 2 = 235 мм

2.5. Перевірочний  розрахунок закритої циліндричної  передачі 
Перевірка контактної витривалості робочих поверхонь зубів коліс:

=1,18

Товщина обертового моменту Т1 на шестірні перевіряється передачі:

T1  = = = 34∙ Нмм

 Окружна швидкість в зачепленні:

V = = , м/с

  = 965 об/хв

= u = 20

V = 3.14 ∙ 48 ∙ = 2.4 м/с

Із табл. знаходимо значення и

=1.11

=1.32

= 1.18 = 472.8 МПа = 514,5 МПа

 

Тому недовантаження не суттєва, коригування робочої ширини зубчастого вінця не виробляємо.

 
Перевірка міцності вигину:

=

Окружне зусилля в зачепленні коліс:

= = = 6.88  H

- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження, = 1.05

- коефіцієнт форми зуба назначають по табл.

=3,92 ;          

  = 3,6

= = 267.2 МПа =310,9 МПа

 

= = 229.1 МПа = 270,3 МПа.

2.6. Проектний  розрахунок відкритої конічної  прямозубой передачі. 
Модуль зачеплення в середньому перерізі зуба конічного колеса:

 

 

 

 
Призначаємо:  

  = = 8,0

  =1,05

    = 4,07

    = 1.65

= = 270.3 МПа

  =3.86 мм. Приймаемо m = 4,0 мм

Ширина зубчастого вінця:

= = 8 ∙ 4,0=32 мм, примем 32 мм.

Ділильний діаметр в середньому перерізі зуба шестерні:

= =4,0 ∙ 20 = 80,0 мм.

 Кут при  вершині делительного конуса:

= arctg3.15 =72.4

 

Середня конусне відстань:

= = = 41.97 мм.  
Зовнішнє конусне відстань:

= + 0.5b =41.97 + 0.5 ∙ 32 =57.97 мм.

 Модуль зачеплення на зовнішньому торці:

= 4.0 ∙  = 5.52

Зовнішній ділильний діаметр шестерні:

= = 80.0 ∙ = 110.50 .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                      3.Проектный розрахунок валів і опорних конструкцій. 
3.1 У проектованому редукторі в якості матеріалів вала вибираємо СТАЛЬ 45 
3.2. Вибір допустимих напружень на кручення.

=10…15 Н/мм2. Менше значення дляшвидкохідних валів,більше значення-для тихохідних.

= 11 Н/мм2

= 14 Н/мм2

3.3 Визначення  геометричних параметрів. 
У проектованому одноступінчастому редукторі використовуються тихохідний і швидкохідний вали. Проектний розрахунок ставить за мету визначити орієнтовну довжину l кожної щаблі валу редуктора і її діаметр.

Таблица 2

Ступень вала и її параметри		Вал- шестерня циліндрична	Вал колеса
Під елемент відкритої передачі або під напівмуфту	d1	d1= , где  Т′ = = = =34,4 Нм d1 = = 23,07 мм Приймемо: 25 мм	d1= , где Т′′= = =168,4 Нм d1 = = 42,46 мм   Приймемо: 42 мм
	l1	l1 = 1.25 d1 = 31.25 мм   Приймаємо: 32 мм	l1 = 1.25 d1= 52,5 мм   Приймаємо: 54

Під ущільнення кришки з отвором і підшипник	d2	d2=d1+2t,де t=2,2 d2=25+2∙2,2=29,4 мм Примем:30 мм	d2 = d1+2t,де t = 2,8 d2 = 42+2∙2,8 47,6 мм Примем: 50 мм
	ᶩ2	ᶩ2 = 1,5 d2=45,0 мм Примем: 40 мм	ᶩ2 = 1,5 d2 =75 мм Примем: 70 мм
Під шестерню, колесо	*3	d3 = d3+3,2r,де r = 1,6 d3 = 35,12 мм Примем: 36 мм	d3 = d2 + 3,2 r, де r = 2,d3= 56,4 мм Примем: 60 мм
	ᶩ3	ᶩ3 – графічно на ескізному компонуванні
Під подшипник	*4	d4 = d2 ,  d2 = 30 мм	d4 = d2, d2 = 50 мм
	ᶩ4	ᶩ4 =В = 19 мм	ᶩ3 =В = 31 мм
Наполеглива або під різьблення	*5	Не конструюють	*5 = *3+3f, де f=1.6*5= 64.8 мм замінюємо розпірною втулкою 66 мм
	ᶩ5		ᶩ5 = графічно

3.4 Попередній вибір підшипників кочення 
Підшипники кулькові (з ГОСТ 8338-75)

	Середня серия
	Позначення	Розміри, мм			Грузоподьем, кН
		d	D	B	C	C0
Швид.	306	30	72	19	28,1	14,6
Тих	410	50	130	31	87,1	52,0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 3.5. Ескізна компоновка редуктора 
1. Намічаємо розташування проекцій компоновки відповідно до кінематичної схеми привода і найбільшими розмірами коліс. 
2. Проводимо осі проекцій і осьові лінії. 
3. Вичерчуемо зубчасту передачу у відповідності з геометричними параметрами шестерні і колеса , отриманими в результаті проектного розрахунку. 
4. Для запобігання зачіпання поверхонь обертових коліс за внутрішні стінки редуктора контур стінок проводимо з зазором ∆=10 мм. Відстань між дном корпуси та поверхнею виступів зубів коліс для всіх типів редукторів приймаємо hм >4 ∙ ∆ (з метою забезпечення зони відстою масла). Приймаємо hм=45 мм. 
5. Вичерчуемо ступені валів на відповідних осях згідно з геометричними розмірами d і Ɩ , отриманими при розрахунку валів(див. табл.2) 
6. На другій і четвертій щаблях вичерчуемо контури підшипників за розмірами d,D,B відповідно до схеми їх установки (см.табл.3). 
7. Відстань між реакціями опор вала Ɩ1=L1-B = 127 - 31 = 96 мм 
8. На вихідному валу консольні сили вважаємо доданими до середини вихідного кінця вала на відстані Ɩоп від точки докладання реакції суміжного підшипника [3;56;57] , Ɩоп=54.0 мм 
3.6 Перевірочний розрахунок валів на витривалість

Сили в зачепленні: 
Fl - окружна сила 
Fr - радіальна сила

Fa - осева сила

 

FƖ3 = = = 4125 Н

Fr3 = 4125 ∙ tg20 ∙ cos 17.6 = 1430.9 H

 

Fa3 = FƖ3 ∙ tg20 sin17.6 = 453.5 H

 

= Fᶩ2 ∙ tg = 1375 ∙ tg20 = 500.5 H