| |||||
МЕНЮ
| 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. |
ИНТЕРЕСНОЕ | |||
|