Общие сведения об эксплуатации
Необходимо систематически проводить профилактические осмотры исправности машины и ее электрооборудования и установленные планово-предупредительные ремонты и испытания электрооборудования согласно требованиям ПТЭ и ПТБ электроустановок. Смазку трущихся частей машины нужно производить регулярно согласно схеме смазки. Необходимо своевременно и правильно производить заточку двухсторонних крестовидных ножей и ножевых решеток. Работа на плохо заточенном режущем механизме приводит к снижению качества измельчаемого продукта преждевременному износу механизмов машины. После каждой рабочей смены производить санитарную обработку машины. Примечание: В случае длительной остановки машины (например, при ремонтах) консервацию следует произвести технической антикоррозионной смазкой ПВК ГОСТ 10586–63, а не пищевым жиром. При расконсервации следует соблюдать требования ГОСТ 13168–69.
Расчетная часть Технологический расчёт
По пропускной способности производительность определяют, применяя формулу:
[13, стр. 223] (10.1.1)
где – коэффициент подачи или использования шнека, зависящий от длины шнека, зазоров между шнеком и стенкой цилиндра и пр., практически принимают ; D – наружный диаметр шнека (по виткам), м; d – диаметр вала шнека, м; n – число оборотов шнека в минуту; t – шаг шнека, м; – плотность продукта, кг/м3 (для мяса 1100 кг/м3). Определяем потребную мощность с достаточной точностью по формуле:
[13, стр. 224] (10.1.2)
где q – удельный расход электроэнергии (при диаметре 2–3 мм q=3,5–4,5 кВт ч/т и при диаметре 16–25 мм q=1,5–2,0 кВт ч/т); Q – производительность, кг/ч; – КПД приводного механизма (0,85 – 0,9).
Кинематический расчёт Кинематический расчет (рис. 10.1) привода питающего шнека: 1. Определяем передаточное отношение каждой передачи:
, [14, стр. 6] (10.2.1)
где z1 и z2 – число зубьев ведущего и ведомого колеса или звездочки; d1 и d2 – делительные диаметры колес, шкивов, мм; ω1 и ω 2 – угловые скорости ведущего и ведомого валов, рад/с; n1 и n2 – число оборотов ведущего и ведомого валов. 2. Определяем частоту вращения каждого вала:
[14, стр. 7] (10.2.2) [14, стр. 7] (10.2.3)
3. Определяем угловую скорость на каждом валу:
[14, стр. 7] (10.2.4) 4. Определяем вращающий момент на каждом валу:
[14, стр. 8] (10.2.5) , [14, стр. 8] (10.2.6)
где Nдв – мощность электродвигателя, Вт; ω – угловая скорость вала двигателя, рад/с; U1 – передаточное отношение передачи между валами; Η – КПД передачи между валами. Кинематический расчет привода рабочего шнека: 1. Определяем передаточное отношение каждой передачи: 2. Определяем частоту вращения каждого вала: 3. Определяем угловую скорость на каждом валу: 4. Определяем вращающий момент на каждом валу: Кинематический расчет привода перемешивающих валов: 1. Определяем передаточное отношение каждой передачи: 2. Определяем частоту вращения каждого вала: 3. Определяем угловую скорость на каждом валу: 4. Определяем вращающий момент на каждом валу: Кинематический расчет привода разгрузочного шнека: 1. Определяем передаточное отношение каждой передачи: 2. Определяем частоту вращения каждого вала: 3. Определяем угловую скорость на каждом валу: 4. Определяем вращающий момент на каждом валу: Прочностной расчет Прочностной расчет зубчатой передачи: Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3): для шестерни: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200. Допускаемые контактные напряжения
[14, стр. 292] (10.3.1)
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением): σHlimb= 2НВ + 70, [14, стр. 292] (10.3.2)
где KHL – коэффициент долговечности ; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3,10) гл. III:
[σH] = 0,45([σH1] + [σH2]). [14, стр. 293] (10.3.3)
Для шестерни: . Для колеса: Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение: [σH] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [σH] < 1,23 [σH2] выполнено. Коэффициент KHβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: KHβ = 1,25. Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aω = 0,4. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора i=3. Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 aw = 125 мм. Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mn = (0.01 ÷ 0.02) аω=(0,01 ÷ 0,02) · 125=1,25÷2,5 мм. Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn = 1,25 мм. Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:
.
Тогда: . Принимаем z1 = 49; тогда Z2 = Z1 · i = 49·3= 147=147. Уточненное значение угла наклона зубьев:
;
Тогда: , β = 11°25'. Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные:
Проверка: aω = 0,5(d1 + d2) = 0,5(62,5+187,5) = 125мм. Диаметры вершин зубьев: dа1 = d1 + 2mn = 62,5 + 2 • 1,25 = 65 мм; dа2 = d2 + 2mn= 187,5 + 2 • 1,25 = 190 мм; ширина колеса: b2 = ψва · аω =0,4 · 125= 50мм; ширина шестерни: b1 = b2 + 5 мм = 55 мм. Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: Окружная скорость колес и степень точности передачи При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки:
КН = КНβ · КНα · КНυ [14, стр. 294] (10.3.4)
Значения KHβ даны в табл. 3.5; при Ψbd= 0,88, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала KHβ = 1,08. По табл. 3.4 при v = 0,26 м/с и 8-й степени точности KHa =1,06. По табл. 3.6 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0. Таким образом, КН = 1,08 · 1,06 · 1=1,145 Проверка контактных напряжений по формуле:
Таким образом: . Силы, действующие в зацеплении: окружная:
радиальная:
осевая: Fа = Ft·tgβ = 860·tg11°25'=167H Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
<[σF], [14, стр. 295] (10.3.5)
Здесь коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · КFυ [14, стр. 295] (10.3.6) По табл. 3.7 при = 0,88, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ = 1,17. По табл. 3.8, KFv = 1,1. Таким образом, коэффициент KF = 1,17 • 1,1 = 1,287; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv: у шестерни: у колеса: YFl = 3,64 и YF2 = 3,60. Определяем коэффициенты и по формулам:
,
где средние значения коэффициента торцового перекрытия ; степень точности n=8. Допускаемое напряжение:
[14, стр. 296] (10.3.7)
По табл.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB< 350 σ0Flimb = 1,8HB. Для шестерни: σ0Flimb = = 415 МПа; Для колеса: σ0Flimb = =360 МПа. [SF] = [SF]'[SF]" – коэффициент безопасности, где [SF]' = 1,75, [SF]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75. Допускаемые напряжения: для шестерни: [σF1] = = 237 МПа; для колеса: [σF1] = =206 МПа. Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения: для шестерни:
для колеса:
Проверку на изгиб проводим для колеса: Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Ведущий вал: Допускаемое напряжение на кручение примем [τк] = 25 МПа. Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от напряжения клиноременной передачи. Определим диаметр выходного конца вала мм. Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда dB1=25 мм и dП1=30 мм. Ведомый вал: Допускаемое напряжение на кручение [τк] = 20 МПа. Определяем диаметр выходного конца вала мм. Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда dB2=40 мм, dП1=45 мм и dК1=50 мм. Прочностной расчет зубчатой передачи: Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3): для шестерни: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200. Допускаемые контактные напряжения:
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):
σHlimb= 2НВ + 70;
где KHL – коэффициент долговечности ; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3,10) гл. III: [σH] = 0,45([σH1] + [σH2])
Для шестерни: Для колеса: Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение: [σH] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [σH] < 1,23 [σH2] выполнено. Коэффициент KHβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: KHβ = 1,25. Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aω = 0,4. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев: где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора i = 3,22. Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 aw = 200 мм. Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mn = (0.01 ÷ 0.02) аω=(0,01 ÷ 0,02) · 200=2÷4 мм Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn = 2,5 мм. Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса: Принимаем z1 = 37; тогда Z2 = Z1 · i = 37·3,22= 119,14=119. Уточненное значение угла наклона зубьев: ; β = 12°50'. Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные:
Проверка: aω = 0,5(d1 + d2) = 0,5(94,9+305,1) = 200мм. Диаметры вершин зубьев: dа1 = d1 + 2mn = 94,9 + 2 • 2,5 = 99,9 мм; dа2 = d2 + 2mn= 305,1 + 2 • 2,5 = 310,1 мм; ширина колеса: b2 = ψва · аω =0,4 · 200= 80мм; ширина шестерни: b1 = b2 + 5 мм = 85 мм. Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: Окружная скорость колес и степень точности передачи При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки:
КН = КНβ · КНα · КНυ
Значения KHβ даны в табл. 3.5; при Ψbd= 0,896, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала KHβ = 1,08. По табл. 3.4 при u = 3,6 м/с и 8-й степени точности KHa =1,09. По табл. 3.6 для косозубых колес при u < 5 м/с имеем KHv = 1,0. Таким образом, КН = 1,08 · 1,09 · 1=1,1772. Проверка контактных напряжений: Силы, действующие в зацеплении: окружная:
радиальная:
осевая: Fа = Ft·tgβ = 1935·tg12°50'=411H Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
<[σF]
Здесь коэффициент нагрузки
КF = КFβ · КFυ По табл. 3.7 при = 0,896, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ = 1,17. По табл. 3.8, KFv = 1,3. Таким образом, коэффициент KF = 1,17 • 1,3 = 1,521; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv: у шестерни у колеса YFl = 3,70 и YF2 = 3,60. Определяем коэффициенты и : Допускаемое напряжение:
По табл.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB< 350 σ0Flimb = 1,8HB. Для шестерни: σ0Flimb = = 415 МПа; для колеса: σ0Flimb = =360 МПа. [SF] = [SF]'[SF]" – коэффициент безопасности, где [SF]' = 1,75, [SF]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75. Допускаемые напряжения: для шестерни: [σF1] = = 237 МПа; для колеса: [σF1] = =206 МПа. Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения: Для шестерни:
Для колеса:
Проверку на изгиб проводим для колеса: Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Ведущий вал: Допускаемое напряжение на кручение примем [τк] = 25 МПа. Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от напряжения клиноременной передачи. Определим диаметр выходного конца вала мм. Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда dB1=35 мм и dП1=40 мм. Ведомый вал: Допускаемое напряжение на кручение [τк] = 20 МПа. Определяем диаметр выходного конца вала мм. Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда dB2=60 мм, dП2= 65 мм и dК2=70 мм.
Рис. 10.1 Кинематическая схема посолочного агрегата Я2-ФРЛ: 1, 7, 12, 15 – электродвигатели; 2 – шкивы; 3 – клиноременная передача; 4, 9, 10 – редукторы; 5 – рабочий шнек измельчителя; 6 – питающие шнеки измельчителя; 8, 11 – муфты; 13 – звездочки; 14 – цепные передачи; 16 – перемешивающие валы; 17 – разгрузочный шнек.
11. Составления графика планово-предупредительного ремонта
Популярное: Как построить свою речь (словесное оформление):
При подготовке публичного выступления перед оратором возникает вопрос, как лучше словесно оформить свою... Организация как механизм и форма жизни коллектива: Организация не сможет достичь поставленных целей без соответствующей внутренней... Почему двоичная система счисления так распространена?: Каждая цифра должна быть как-то представлена на физическом носителе... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (203)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |