ka — коэффициент, который зависит от типа передачи (для прямозубых колес ka =49,5), kH — коэффициент нагрузки;kH=kHα· kHβ·kHνkHα - коэффициент, который учитывает неравномерность нагрузки по ширине зуба. Для прямозубых колес kHα =1kHβ - коэффициент, который учитыввает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Так как НВ<350 и размещение зубчатых колес относительно опор симметричное, то kHβ =1,15.kHν - динамический коэффициент, зависит от окружной скорости колес и степени точности их производства. Для прямозубых колес нужно назначать 8-ю степень точности по ГОСТ 1643–81, при этом kHν =1.
05.ψbd — коэффициент ширины колеса:
Принимаем ψba=0,16 по ГОСТ 2185–66,Округляем по ГОСТ 2185–66 до 120 мм — первый ряд.=120 мм.
Выбираем модуль в интервале.
Округляем до mt=1,25 по ГОСТ 9563–60.Устанавливаем суммарное число зубьев. — для прямозубых колес. Устанавливаем числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2. Для цилиндрической передачи>Zminгде Zmin = 17, 40>17.Уточнение передаточного числа., Отклонение ∆ < 2,5%, что допустимо при U≤4,5.Затемпроверяем межосевое расстояние. Межосевое расстояние совпало с рассчитанным ранее. Основные геометрические параметры колёс зубчатой передачи. Основные размеры шестерни и колеса. Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса. Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса. Проверка межосевого расстояния., Межосевое расстояние не изменилось. Ширина колеса и шестерни. Коэффициент ширины шестерни по диаметру. Таблица 2. Параметры зубчатых колёсНазвание параметра.
ОбозначениеВеличина.
Единица измерения.
Модульm1.25мм.
Межосевое расстояниеaω120мм.
Число зубьев шестерниZ157--Число зубьев колесаZ2143--Ширина венца шестерниb136,25 мм.
Ширина венца колесаb231,25 мм.
Диаметр делительной окружности шестерниd171,25 мм.
Диаметр делительной окружности колесаd2178,75 мм.
Диаметр вершин зубьев шестерниda173,75 мм.
Диаметр вершин зубьев колесаda2181,25 мм.
Зададимся степенью точности передач. Установление окружной скорости на шестерни. V<5, соответсвенно выбираем восьмую степень точности. Принимаем по стандарту ряд 8−7-7-В.Установление коэффициента нагрузки для контактных напряжений.
где kН — коэффициент нагрузки. kНα - коэффициент, который учитывает нагрузку между зубьями, kНβ - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, kНV — коэффициент, который учитывает динамическую нагрузку, которая возникает в зацеплении. Принимаем для прямозубой передачи kНα = 1 согласно, для 8-ой степени точности и скорости V=5,0 м/с;kНβ = 1,15, при ψbd=0,5;В зависимости от скорости и степени точности принимаем kНV = 1,05, для прямозубых колес при скорости V=5,0 м/с.Проверка контактных напряжений. То есть 670<758 — проверка выполнена, условие выполняется. Рассчитаем недогрузку Δ, это менее20%, соответственно допустимо. Силы, которые действуют в зацеплении. Окружная сила: Радиальная сила: Проверка зубьев на выносливость при изгибе.
где YF- коэффициент, который учитывает форму зуба, b — ширина колеса (шестерни);kFкоэффициент нагрузки по изгибу, kFβ - коэффициент, который учитывает распределение нагрузки по ширине венца, kFV — коэффициент, который учитывает динамическую нагрузку в зацеплении. Ft — окружная сила. При ψbd=0,64:kFβ=1,03 kFV=1,25kF=1,25· 1,03=1,3Принимаем для первого колеса: YF1=3,62σF1 — допускаемое напряжение;
Принимаем для второго колесаΨF1=3,6Установим допускаемое напряжение по формуле по ГОСТ 21 354–75. sF] - коэффициент безопасности;[sF]=[sF]`· [sF]``где [sF]`` - нестабильность свойств зубчатых колес;[sF]` - метод получения заготовки зубчатого колеса. Для первого колеса:[sF]`=1.75 [sF]``=1,3 (как для литых заготовок) Для второго колеса:[sF]`=1.75[sF]``=1,3Расчет производим по контактным напряжениям. В прямозубом зацеплении будут только радиальные и окружные силы.
4.3. Кинематический расчет.
Установление общего КПД передачи. где — общий КПД электродвигателя, — КПД ременной передачи, — КПД зубчатой передачи 1, — КПД зубчатой передачи 2,= = 0.96= 0.96Установлениемощности на входе.
где Р0 — мощность на входе, Рвых. — мощность привода на выходе. Выбор электродвигателя.Устанавливаем двигатель по скорости, для этого найдемUобщUобщ= nвх. / nвых.
Первый вариант: Uобщ= 3000/70 =43Второй вариант: Uобщ= 1500/ 70 =21,4Подбираем асинхронный двигатель по необходимой мощности. Проведём проверку. Перегрузка не должна превосходить 10%При мощности двигателя 0.8 кВтΔ= ((1,1−1,2)/ 1,2)*100% =9 < 10% .Выбираем двигатель с Р=1.1 кВт и n=1500.
Это будет асинхронный двигатель серии 4А 80В4 ГОСТ 19 523–81, для него S=5.
4%Установим номинальную частоту двигателяnном = nдвS*0,01*nдв=1500−5.4*15 =1430 об/мин.
Установление мощности.
где Р1, Р2, Р3- мощности на соответственных валах. Установление частоты вращения по валам.
где n1, n2,n3 — частоты вращения по соответственным валам,ω1, ω2, ω3- угловая скорость вращения на соответственных валах. Полученная скорость соответствует скорости вращения мешалки по паспортным данным. Установление крутящих моментов на валах.
где Ткр1, Ткр2, Ткр3 — крутящие моменты на соответственных валах. Полученные значения внесём в таблицу. Таблица 4№ валов Крутящий момент, Н*мЧастота вращения, (об/мин)Мощность, (кВт)Угловая скорость,(с-1)123Ткр1=26.7Ткр2=71.8Тк3=175.
7п1 = 1430п2 = 511п3 = 204Р1 = 1.1Р2 = 1.06Р3 = 1.01ω1 = 150ω2 = 53,6ω3 = 21,4Заключение.
Была разобранавзбивальная машина МВ-35 периодического действия, которая предназначена для высоковязких пищевых сред, которая является одной из самых распространенных машин на кондитерских фабриках малой и средней мощности. В курсовой работеприведено описание принципа действия машины, устройство, технические характеристики, в том числе классификация взбивальных машин. Применяя приведенные данные была рассчитана производительность этой машины, которая составляет П = 0, 1 кг/с. Сделан выбор электродвигателя и кинематические расчеты клиноременной и зубчатой передач. Мощность двигателя 1,1. кВт, частота вращения 1500 об/мин.Взбивальная машина обладает рядом плюсов и минусов. К плюсамможно отнести: практичность, простота и удобство управления, сравнительно небольшие размеры, невысокая стоимость (из-за простоты конструкции).Минусами являются: небольшой КПД машины, который связан с неэффективностью применения площади рабочего органа, который осуществляет взбивание.
Список литературы
1. Антипов
С. Т. Машины и аппараты пищевых производств. — М.: Высш. шк., 2011. — 703 с.
2. Антипов С. Т. Машины и аппараты пищевых производств. — Минск: БГАТУ, 2007. — 420 с.
3. Липатов Н. Н. Процессы и аппараты пищевых производств. — М.: Экономика, 2012. — 272 с.
4. Бутейкис Н. Г. Технология приготовления мучных кондитерских изделий. — М.: Издательский центр «Академия», 2010. — 304 с.
5. Маршалкин Г. А. Технология кондитерских изделий. — М.: Пищевая промышленность, 2014. — 450 с.
6. Еренгалиев А. Е. Проектирование процессов и аппаратов пищевых производств. — Семей: СГУ имени Шакарима, 2013. — 208 с.
7. Кавецкий Г. Д., Васиьев Б. В. Процессы и аппараты пищевой технологии. — М.: Колос, 2010. — 551 с.
8. Горбатюк В. И. Процессы и аппараты пищевых производств. -М.: Колос, 2009. — 335 с.
