реферат, рефераты скачать
 

Модернизация технологической линии производства вареных колбас на ОАО "Борисоглебский мясокомбинат"


L = 0,6 – длина шнека, м.

=

= 4,2×10-3 м3/с.

Мощность электродвигателя вытеснителя


N = , (4.29)


где М = 4,2×10-3 –объемная производительность за секунду, м3/с;

Р = 300×103 – давление напора, создаваемое вытеснителем, Н/ м2;

ha = 1,2 - коэффициент запаса мощности;

h = 0,21 - механический КПД вытеснителя.

N =  кВт.

Производительность вакуум-насоса


Мв = b0×M, (4.30)


где b0 = 4 - коэффициент, учитывающий соотношение производительности вакуум- насоса и производительности вытеснителя

Мв = 4×4,2×10-3 = 16,8×10-3 м3/с.

Мощность электродвигателя к вакуум- насосу


N =  (4.31)


где А = 30000 - расход энергии на сжатие, 1 м3 воздуха, откачиваемого вакуум-насосом, Дж/м3;

h = 0,8 - механический КПД вакуум-насоса

N =  = 5 кВт.


4.2 Кинематический расчет привода мешалки []


Привод фаршемешалки состоит из:

- мотор-редуктора серии МЦ2С-100-56КУЗ ГОСТ 20721-75 с частотой вращения выходного вала 56 мин-1 и мощностью N = 3 кВт.

- цепной передачи;

- зубчатой передачи от ведущего вала фаршемешалки к ведомому.

;

;

;

;

;

;

;

.

Поворот дежи

.

Время одного полного оборота емкости

.

Поворот емкости на 900

.


4.2.1 Расчет параметров цепной передачи [15]

Исходные данные: цепная передача расположена меду мотор-редуктором и ведущим шнековым валом фаршемешалки. Передаваемая мощность 3 кВт. Частоты вращения: ведущей звездочки n1 = 56 мин-1, ведомой – n2 = 48 мин-1. Угол между линией, проходящей через центры и горизонталью 550, смазывание периодическое, работа в две смены.

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ГОСТ 13568-75 и определяем ее шаг


, (4.32)


где Т1 – вращающий момент на валу ведущей звездочки, Н×мм;

z1 – число зубьев ведущей звездочки;

[р] – допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира, Н/мм2;

m – число рядов цепи;

Кэ – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.


Кэ = Кд + Ка + Кн + Кр + Ксм + Кп, (4.33)


где Кд – динамический коэффициент, при спокойной нагрузке Кд = 1;

Ка – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при а = (30-50)t принимаем Ка = 1;

Кн – коэффициент, учитывающий наклон цепи, при наклоне до 600 Кн = 1;

Кр – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при автоматическим регулировании Кр = 1;

Ксм – коэффициент, учитывающий способ смазки; для периодического способа смазывания Ксм = 1,3-1,5. Выбираем Ксм = 1,3.

Кп – коэффицент, учитывающий сменность работы оборудования, при работе в две смены Кп = 1.

Кэ = 1×1×1×1×1,3×1 = 1,3.

Число зубьев ведущей звездочки z1 = 25, ведомой:


z2 = z1×u, (4.34)


где u – передаточное отношение передачи (u = 1,167)

z2 = 25×1,167 = 29,175.

Принимаем z2 = 30.

Вращающий момент на валу ведущей звездочки


. (4.35)


гдеР = 3 – мощность мотор-редуктора, кВт;

n1 = 56 – частота вращения звездочки, мин-1.

Допускаемое давление в шарнирах цепи [Р], МПа, определяется в зависимости от шага цепи и числа оборотов ведущей звездочки.

Согласно рекомендациям [16] для шага t = 19,05 мм, n1 = 56 мин-1 и с учетом примечания


[P] = [Ртабл]×[1 + 0,01(z1 - 17)], (4.36)


[Р] = 39×[1 + 0,01 (25 - 17)] = 42,12 МПа.

Находим шаг цепи

.

Принимаем ближайшее большее значение t = 25,4 мм.

Проекция опорной поверхности шарнира Аоп = 179,7 мм2, разрушающая нагрузка Q = 60 кН, масс 1 м цепи g = 2,6 кг/м.

Проверка цепи по двум показателям

- 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)


гдеFt – окружная сила, Н;

Аоп – 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)


гдеаt – межосевое расстояние при данном шаге цепи


, (4.41)


где а – межосевое расстояние, мм;

t – шаг цепи, мм;

zS - суммарное число зубьев

zS = z1 + z2, (4.42)


D - поправка, D = z2 – z1/2p.

Выбираем а = 488 мм.

.

zS = 25 + 30 = 55.

.

Lt = 2×19,2 + 0,5×55 + (0,7962/19,2) = 38,4 + 27,5 + 0,033 = 65,933.

Округляем до четного числа Lt = 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: Ft = 5067 Н.

Центробежная сила:


, (4.44)


гдеg = 2.6 – масса 1 м цепи, кг/м;

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

Fv = 2,6×0,592 = 0,91 Н.

Сила от провисания цепи


Ff = 9.81Kf×g×a, (4.45)


гдеКf – коэффициент, учитывающий расположение цепи;

а – межосевое расстояние, м.

При наклонном расположении цепи Kf = 1,5.

Ff = 9,81×1,5×2,6×0,488 = 18,67 Н.

Расчетная нагрузка на валы


Fb = Ft + 2Ff, (4.46)


Fb = 5067 + 2×18,67 = 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 ³ [S] выполнено.


4.2.2 Расчет зубчатого зацепления [15]

Исходные данные:

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

- ведомая шестерня: число зубьев z2 = 53; модуль 4, диаметр делительной окружности d¶2 = 212 мм, ширина зубчатого венца В = 25 мм, частота вращения n1 = 77 мин-1, угловая скорость w = 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 aw = 276 – межосевое расстояние, мм;

Т2 – передаваемый крутящий момент на валу ведущей шестерни (ведомой звездочки), Н×мм;


Т2 = Т1×u, (4.50)


Т2 = 510×103×1,167 = 595×103 Н×мм;

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


Кн = Кнa×Кнb×КнJ, (4.51)


гдеКнa - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес Кнa = 1;

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

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

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

Кн = 1×1,3×1,05 = 1,365.

.

Допускаемое контактное напряжение


, (4.52)


гдеsНlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; для стали 40 Х нормализованной при НВ < 350 sНlimb = 2НВ + 70 = 2×245 + 70 = 560 МПа;

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

[SH] – коэффициент безопасности

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

.


4.3 Расчёт шнекового питателя волчка


Определяем шаг шнека


H = 0,7×D, (4.53)


где D = 0,156 диаметр шнека, м

H = 0,7×0,156 = 0,1 м.

Предельный диаметр шнека


Dпр = (Н/p)f , (4.54)


где f = 0,9 – коэффициент трения

Dпр = ()×0,9 = 0,28 м.

Принимаем диаметр вала шнека d = 0,08 м

Угол подъёма винтовой линии на внешней стороне шнека


a D= arctg  (4.55)


a D= arctg  = 56,9 град.

Угол подъёма винтовой линии на внутренней стороне шнека


a d= arctg  (4.56)


a d= arctg =38,1 град.

Среднее значение угла подъёма винтовой линии витка шнека


a ср= 0,5(a D+ a d). (4.57)


a 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 - (cos2a ср - 0,5×f×sin2aср). (4.58)


К0 = 1 - (cos2 47,5 - 0,5×0,9×sin2×47,5) = 0,992.

Изгибающий момент в витке шнека по внутреннему контуру определим по выражению


, (4.59)


где Рmax = 800×103 - максимальное давление, развиваемое шнековым нагнетателем, Па;

D = 0,156 – внешний диаметр шнека, м;

а = 2 - отношение шнека и вала

Н×м.

Толщина витка шнека


, (4.60)


где [d] = 125×106 - допускаемое напряжение при изгибе, Па

 м.

Площадь внутренней поверхности корпуса устройства на длине одного шага


Fb = pD(H - d). (4.61)


Fb = 3,14×0,156(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 Fm < Fb выполняется.

Крутящий момент при двух рабочих витка шнека определим по формуле


Мкр= 0,131nPmax(D3-d3) tgaop , (4.65)


где n = 2 - число рабочих витков шнека

Мкр= 0,131×2×800×103(0,1563 - 0,083) tg47,5 = 5499 Н×м.

Осевое усилие


S = 0,392×n×(D2 - d2)Pmax. (4.66)


S = 0,392×2(0,1562 – 0,082)×800×10 3 = 11038,72 H.

Нормальное напряжение вала шнека определяется по формуле


dсm = S/F, (4.67)


где F- площадь поперечного сечения вала шнека, м2


 , (4.68)


м2;

dсm = 11038,72/5×10-3= 2,2×106 Па.

Касательное напряжение вала определим по формуле


t = Мкр/Wp, (4.69)


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


Wp » 0,1×d3. (4.70)


Wp» 0,1×0,083 = 5×10-5 м3.

t = 5499/(5×10-5 ) = 1×108 Па.

Эквивалентное напряжение определим по формуле


 . (4.71)

 Па.

Примем, что вал шнека изготовлен из стали 12Х18Н10Т, для которой допускаемое напряжение при изгибе [d] = 180×106 Па.

Условие dэкв £ [ d ] выполняется.

Рисунок 4.2 – Шнек


Мощность, затрачиваемая на привод шнекового нагнетателя


 ( 4.72)


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

h = 0,65 - механический КПД привода

 = 7 кВт.

Производительность нагнетателя


П = 0,125(D2 - d2)×(H - d)×(1 - K0)×r×j×w, (4.73)


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

j = 1,0 - коэффициент подачи;

П = 0,125(0,1562 - 0,082)(0,1 - 0,005)(1 - 0,992)×1100×1,0×15,7 = 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 = 2p - (L - l)/b; (4.75)


L0 = 2×3,14 - (0,49 - 0,27)/0,038 = 6,1 рад

Диаметр наружного кольца


D0 = 2×L/(2p - L0), (4.76)


D0 = 2×0,49/(2×3,14 – 6,1) = 5,4 м.


Диаметр внутреннего кольца


L0 = 2×l/(2p - L0) (4.77)


L0 = 2×0,27/2×3,14 – 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


Mz = N/w, (4.78)


где N = 7×103 - передаваемая мощность, Вт;

w = 15,7 - угловая скорость вала, рад/с

Mz = 7×103/15,7 = 445×103 Н×мм.

Окружное усилие в зацеплении


 (4.79)


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

 = 3133,8 Н.

Осевое усилие в зацеплении


Q12 = P12×tgb, (4.80)


где b = 10 - угол наклона зубьев, град

Q12 = 3133,8×tg10 = 3133,8×0,176 = 551 Н.

Радиальное усилие в зацеплении


 , (4.81)


где a = 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 Ах

 

 

 (4.83)


 Н.

Сумма моментов относительно опоры А


 , (4.84)


Из формулы (4.84) выразим опорную реакцию Вх


 , (4.85)


 Н.

Определим изгибающие моменты в горизонтальной плоскости Муа = 0,


Му1 = Bx , (4.86)


Му1=1566,9× = 109,6×103 Н×мм.

Определим суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении В


 , (4.87)



 Н×мм.

Эквивалентный момент по III гипотезе прочности


Мэкв =  , (4.88)


Мэкв =  Н×мм.

Определим диаметр вала под подшипником


Dn =  , (4.89)


где [d -1] 4 = 50 – допускаемое напряжение изгиба, МПа

Dn =  = 61 мм.

Диаметр под подшипник принимаем из стандартного ряда Dn = 65 мм.

Определяем диаметр вала на выходном конце.


Dn =  , (4.90)


где [d] = 20 - допускаемое напряжение на чистое кручение, МПа;

Dn =  = 32 мм.

Принимаем диаметр выходного конца вала равным 35 мм

Выполним уточнённый расчёт вала, который заключается в определении коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях. Материал вала круг, 100-е дм, Т 2590-88/30 дм, Т 1050-88 предел прочности для этого материала sB = 780 МПа, предел текучести sт = 440 МПа.

Рисунок 4.3 - Расчетная схема вала шнека.


Определяем предел выносливости при изгибе


s-1 = 0,43sВ , (4.91)


s-1 = 0,43×780 = 335 МПа.

Определяем предел выносливости при кручении


t-1 = 0,58s-1, (4.92)


t-1 = 0,58×335 = 193 МПа.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Определяем амплитуду нормальных напряжений


sv= smax= , (4.93)


где W – осевой момент сопротивления, мм3;


W =  (4.94)


W =  мм3;

 МПа.

Определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений


 (4.95)


где Wр- полярный момент сопротивления, мм3;


Wр= 2×W, (4.96)


Wр= 2×26961,2 = 53922,4 мм3.

 МПа.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям


, (4.97)


где Кd = 3,6 – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

ed= 2,5 – масштабный фактор для вала диаметром 65 мм;

jd = 0,15 – коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла для сталей

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям


, (4.98)


где Кt = 2,5– эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

et = 0,68 – масштабный фактор для вала диаметром 65 мм;

jt = 0,1– коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла для сталей.

.

Определяем общий коэффициент запаса прочности



, (4.99)


.

Условие прочности выполняется, если S ³ [ S ]. А так как

[ S ] = 2,5 - 4, то прочность и жесткость обеспечены.

Выполним проверку вала на сопротивление пластическим деформацием. Условие прочности


, (4.100)


где Sт - коэффициент запаса по текучести,

 - наибольшие нормальные и касательные напряжение при передаче валом пикового момента, МПа;

- требуемый коэффициент запаса прочности по текучести;

= 2×dv= 2×4 = 8 МПа.

= 2×4,1 = 8,2 МПа.

.

Этот коэффициент запаса достаточен.


5.Организация монтажа, эксплуатации и ремонта оборудования

5.1 Проведение монтажных работ


Монтаж линии осуществляется в соответствии с установочными чертежами, силами ремонтных и слесарных бригад под руководством главного инженера. Предварительно приготавливают подъемно транспортные механизмы и необходимые механизмы, с помощью которых будет осуществляться подъем и перемещение машин и аппаратов. А также подготавливаются установочные площадки.

Поступившее новое оборудование извлекают из транспортирующей тары, удаляют поверхностную смазку и осуществляют сборку отдельных агрегатов и механизмов, которые монтируется на основное оборудование после его установки. Необходимость этого заключается в том, что эти агрегаты и механизмы являются ответственными сборочными единицами и поэтому должны транспортироваться отдельно от основного оборудования, во избежание их поломки и повреждения.

После установки и компоновки всех машин и аппаратов в линии осуществляют подвод и присоединение трубопроводов и электрокоммуникаций. Особенно тщательно выполняют соединения, обеспечивающие герметичность (фланцевые соединения, сварные и т.д.). При монтаже трубопроводов крепление производится к строительным конструкциям, причем при выборе способа крепления учитывают необходимость разборки и сборки и степень подвижности трубопровода. Перед монтажом проверяют наличие и правильность оставленных отверстий для прохода отверстий в стенках, перегородках, перекрытиях. Осуществляется заземление каждого аппарата и машины.

При определении качества монтажа проверяют качество заливки фундаментных болтов и надежность крепления машины, правильность ее установки и выверки на горизонтальность, вертикальность, соосность валов, соответствие проекту и технической документации материалов трубопроводов, их диаметров и уклонов, правильность установки и соединения с трубопроводами запорной и регулирующей арматуры (кранов, вентилей, задвижек). Затем проверяют соосность деталей и механизмов привода, комплектность и правильность сборки внутренних сборочных единиц и механизмов, соблюдение зазоров и допусков, для данного класса механизмов, производят подтяжку болтовых и других разъемных соединений.

Проверяют наличие контрольно-измерительных приборов, предохранительных устройств, ограждений, а также смазка во всех точках. В заключение работ по подготовке к пуску оборудование чистят, моют, протирают и убеждаются в отсутствии посторонних предметов (ключей, тряпок и т.д.) на движущихся частях машин. Перед пуском машина должна быть обеспечена электроэнергией, паром, холодом, водой, сжатым воздухом и стоком отработанных вод.

Дальнейшие этапы пуско-наладочных работ производят как после монтажа, так и после капитального ремонта или модернизации машины или аппарата. Испытания могут быть механические, для машин и технологические для машин и аппаратов. Кроме того, при необходимости для определения прочности и плотности соединений сосудов, трубопроводов и аппаратов производят пневматические (при помощи сжатого воздуха) и гидравлические (на воде) испытания.

Механические испытания машин начинают с пробного пуска, к которому приступают после тщательного изучения заводской инструкции по эксплуатации. Вначале машину по возможности проворачивают вручную (за штурвал, рукоятку, шкив привода), отключив при этом электродвигатель от сети и сняв приводные ремни и цепи.

Затем, пробным пуском (толкачом) проверяют правильность направления вращения электродвигателя, что особенно важно при наладке автоматов, во избежание аварии. После этого электродвигатель присоединяют к передаче и производят пробный пуск машины кратковременным включением привода. При нормальной работе в период пробного пуска не должно быть заеданий, рывков, толчков, повышенной вибрации и постороннего шума. Мелкие дефекты, выявленные в процессе пробного пуска, устраняют.

Затем производят обкатку машины вхолостую, т.е. без нагрузки. Продолжительность обкатки указывается в инструктаже по эксплуатации, или в справочной литературе. В процессе обкатки проверяют взаимное расположение деталей в сборочных единицах, надежность крепления болтов, гаек, заклепок и так далее.

По возможности обкатку ведут на скорости, меньше рабочей. Все замеченные неисправности немедленно устраняются. Испытания под нагрузкой производят с целью достижения машиной механических параметров (производительности, рабочей нагрузки, скорости движения) в соответствии с паспортными данными. Продолжительность испытания указываются в инструкции завода изготовителя. Нагрузка на машину должна возрастать постепенно по величине и по времени.


5.2 Испытания трубопроводов


После монтажа или ремонта трубопроводы промывают водой, затем производят гидравлические испытания на прочность и плотность, при пробном давлении. Величина пробного давления обычно равна 1,25 от рабочего давления, но не менее 0,2 МПа; для арматуры 1,5 от рабочего давления.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6


ИНТЕРЕСНОЕ



© 2009 Все права защищены.