66670 (Модернизация технологической линии производства вареных колбас на ОАО "Борисоглебский мясокомбинат"), страница 7

- по частоте вращения: для цепи с шагом t = 25,4 мм допускаемая частота вращения [n₁] = 800 мин^-1. Условие n₁ [n₁] выполнено;

- по давлению в шарнирах.

Для данной цепи при n = 56 мин^-1 значение [Р]=36[1+0,01(25-17)]=38,88 МПа.

Расчетное давление

, (4.37)

гдеF_t – окружная сила, Н;

А_оп – проекция опарной поверхности шарнира, мм²;

, (4.38)

гдеV – средняя скорость цепи, м/с.

, (4.39)

.

.

.

Условие Р [Р] выполнено.

Определение числа звеньев цепи

, (4.40)

гдеа_t – межосевое расстояние при данном шаге цепи

, (4.41)

где а – межосевое расстояние, мм;

t – шаг цепи, мм;

z - суммарное число зубьев

z = z₁ + z₂, (4.42)

- поправка, = z₂ – z₁/2.

Выбираем а = 488 мм.

.

z = 25 + 30 = 55.

.

L_t = 219,2 + 0,555 + (0,796²/19,2) = 38,4 + 27,5 + 0,033 = 65,933.

Округляем до четного числа L_t = 66.

Уточняем межосевое расстояние

Определение диаметров делительных окружностей звездочек

- ведущий:

;

- ведомой:

.

Определение диаметров наружных окружностей звездочек:

- ведущей:

, (4.43)

гдеd₁ – диаметр ролика цепи, принемаем d₁ = 15,88.

.

- ведомой:

.

Определение сил, действующих на цепь.

Окружная сила: F_t = 5067 Н.

Центробежная сила:

, (4.44)

гдеg = 2.6 – масса 1 м цепи, кг/м;

V = 0,592 – средняя скорость цепи, м/с.

F_v = 2,60,592 = 0,91 Н.

Сила от провисания цепи

F_f = 9.81K_fga, (4.45)

гдеК_f – коэффициент, учитывающий расположение цепи;

а – межосевое расстояние, м.

При наклонном расположении цепи K_f = 1,5.

F_f = 9,811,52,60,488 = 18,67 Н.

Расчетная нагрузка на валы

F_b = F_t + 2F_f, (4.46)

F_b = 5067 + 218,67 = 5104,34 Н.

Проверка коэффициента запаса прочности цепи

, (4.47)

где Q = 60 кН – табличная величина, определяемая согласно рекомендациям, нагрузка на цепь, кН.

.

Нормативный коэффициент запаса прочности [S] = 7,3.

Условие S [S] выполнено.

4.2.2 Расчет зубчатого зацепления [15]

Исходные данные:

- ведущая шестерня: число зубьев z₁ = 85, модуль 4, диаметр делительной окружности d₁ = 340 мм, ширина зубчатого венца В = 20 мм, частота вращения n₁ = 48 мин^-1, угловая скорость = n/30 = 5,02 рад/с;

- ведомая шестерня: число зубьев z₂ = 53; модуль 4, диаметр делительной окружности d₂ = 212 мм, ширина зубчатого венца В = 25 мм, частота вращения n₁ = 77 мин^-1, угловая скорость = 8,06 рад/с.

материал шестерни – сталь 40Х улучшенная ГОСТ 4543-71, твердость НВ = 245.

Передаточное отношение

u = z₂/z₁, (4.48)

u = 53/85 = 0,623.

Расчет зубчатого зацепления ведется на выносливость по контактным напряжениям на изгиб.

Напряжение контакта для прямозубых передач

, (4.49)

где a_w = 276 – межосевое расстояние, мм;

Т₂ – передаваемый крутящий момент на валу ведущей шестерни (ведомой звездочки), Нмм;

Т₂ = Т₁u, (4.50)

Т₂ = 51010³1,167 = 59510³ Нмм;

К_н – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца;

К_н = К_нК_нК_н, (4.51)

гдеК_н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес К_н = 1;

К_н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, при консольном расположении зубчатых колес, для

НВ 350 К_н = 1,2-1,35. Выбираем К_н = 1,3;

К_н - коэффициент, зависящий от окружной скорости колес и степени точности их изготовления. Для прямозубых колес при = 5 м/с и девятой степени точности К_н = 1,05-1,10. Выбираем К_н = 1,05.

К_н = 11,31,05 = 1,365.

.

Допускаемое контактное напряжение

, (4.52)

где_Нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; для стали 40 Х нормализованной при НВ < 350 _Нlimb = 2НВ + 70 = 2245 + 70 = 560 МПа;

К_НL – коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, принимают К_HL = 1;

[S_H] – коэффициент безопасности

Для нормализованной и улучшенной стали [S_H] = 1,1-1,2.

.

4.3 Расчёт шнекового питателя волчка

Определяем шаг шнека

H = 0,7D, (4.53)

где D = 0,156 диаметр шнека, м

H = 0,70,156 = 0,1 м.

Предельный диаметр шнека

D_пр = (Н/)f , (4.54)

где f = 0,9 – коэффициент трения

D_пр = ( )0,9 = 0,28 м.

Принимаем диаметр вала шнека d = 0,08 м

Угол подъёма винтовой линии на внешней стороне шнека

_D= arctg (4.55)

_D= arctg = 56,9 град.

Угол подъёма винтовой линии на внутренней стороне шнека

_d= arctg (4.56)

_d= arctg =38,1 град.

Среднее значение угла подъёма винтовой линии витка шнека

_ср= 0,5( _D+ _d). (4.57)

_ср= 0,5(56,9 + 38,1) = 47,5 град.

Снижение перемещения частиц продукта в осевом направлении можно учесть коэффициентом отставания, который определяется по формуле

К₀ = 1 - (cos² _ср - 0,5fsin2_ср). (4.58)

К₀ = 1 - (cos² 47,5 - 0,50,9sin247,5) = 0,992.

Изгибающий момент в витке шнека по внутреннему контуру определим по выражению

, (4.59)

где Р_max = 80010³ - максимальное давление, развиваемое шнековым нагнетателем, Па;

D = 0,156 – внешний диаметр шнека, м;

а = 2 - отношение шнека и вала

Нм.

Толщина витка шнека

, (4.60)

где = 12510⁶ - допускаемое напряжение при изгибе, Па

м.

Площадь внутренней поверхности корпуса устройства на длине одного шага

F_b = D(H - ). (4.61)

F_b = 3,140,156(0,1 - 0,0054) = 0,0465 м².

Площадь одной стороны поверхности витка шнека на длине одного шага

(4.62)

где L - развертка винтовой линии, соответствующая диаметру шнека, м;

, (4.63)

м,

l - развертка винтовой линии , соответствующая диаметру вала, м

, (4.64)

м.

.

Условие F_m < F_b выполняется.

Крутящий момент при двух рабочих витка шнека определим по формуле

М_кр= 0,131nP_max(D³-d³) tg_op , (4.65)

где n = 2 - число рабочих витков шнека

М_кр= 0,131280010³(0,156³ - 0,08³) tg47,5 = 5499 Нм.

Осевое усилие

S = 0,392n(D² - d²)P_max. (4.66)

S = 0,3922(0,156² – 0,08²)80010 ³ = 11038,72 H.

Нормальное напряжение вала шнека определяется по формуле

_сm = S/F, (4.67)

где F- площадь поперечного сечения вала шнека, м²

, (4.68)

м²;

_сm = 11038,72/510^-3= 2,210⁶ Па.

Касательное напряжение вала определим по формуле

= М_кр/W_p, (4.69)

где W_p- полярный момент сопротивления поперечного сечения вала шнека, м³

W_p 0,1d³. (4.70)

W_p 0,10,08³ = 510^-5 м³.

= 5499/(510^-5 ) = 110⁸ Па.

Эквивалентное напряжение определим по формуле

. (4.71)

Па.

Примем, что вал шнека изготовлен из стали 12Х18Н10Т, для которой допускаемое напряжение при изгибе = 18010⁶ Па.

Условие _экв выполняется.

Рисунок 4.2 – Шнек

Мощность, затрачиваемая на привод шнекового нагнетателя

( 4.72)

где = 15,7 – угловая частота вращения шнека, рад/с;

= 0,65 - механический КПД привода

= 7 кВт.

Производительность нагнетателя

П = 0,125(D² - d²)(H - )(1 - K₀), (4.73)

где = 1100 - плотность мяса, кг/м³[6];

= 1,0 - коэффициент подачи;

П = 0,125(0,156² - 0,08²)(0,1 - 0,005)(1 - 0,992)11001,015,7 = 0,347 кг/с.

Ширина винтовой поверхности

b = 0,5(D - d) (4.74)

b = 0,5(0,156 – 0,08) = 0,03 м.

Угол выреза

L₀ = 2 - (L - l)/b; (4.75)

L₀ = 23,14 - (0,49 - 0,27)/0,038 = 6,1 рад

Диаметр наружного кольца

D₀ = 2L/(2 - L₀), (4.76)

D₀ = 20,49/(23,14 – 6,1) = 5,4 м.

Диаметр внутреннего кольца

L₀ = 2l/(2 - L₀) (4.77)

L₀ = 20,27/23,14 – 6,1 = 3 м.

4.4 Расчеты, подтверждающие работоспособность

4.4.1 Расчет вала шнека на прочность

Произведем расчет вала шнека волчка на прочность и плотность.

Передаваемый момент

M_z = N/, (4.78)

где N = 710³ - передаваемая мощность, Вт;

= 15,7 - угловая скорость вала, рад/с

M_z = 710³/15,7 = 44510³ Нмм.

Окружное усилие в зацеплении

(4.79)

где d₂ = 284 - диаметр делительной окружности зубчатого колеса, мм;

= 3133,8 Н.

Осевое усилие в зацеплении

Q₁₂ = P₁₂tg, (4.80)

где = 10 - угол наклона зубьев, град

Q₁₂ = 3133,8tg10 = 3133,80,176 = 551 Н.

Радиальное усилие в зацеплении

, (4.81)

где = 20 - угол зацепления в нормальном сечении, град,

Определим реакции в вертикальной плоскости.

Сумма моментов относительно опоры В

, (4.82)

Из формулы (4.82) выразим реакцию А_х

(4.83)

Н.

Сумма моментов относительно опоры А

, (4.84)

Из формулы (4.84) выразим опорную реакцию В_х

, (4.85)

Н.

Определим изгибающие моменты в горизонтальной плоскости М_уа = 0,

М_у1 = B_x , (4.86)

М_у1=1566,9 = 109,610³ Нмм.

Определим суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении В

, (4.87)

Нмм.

Эквивалентный момент по III гипотезе прочности

М_экв = , (4.88)

М_экв = Нмм.