Отчет по практике на предприятии ООО «Счастливые времена»

С учётом воды, добавленной в тесто  и фарш, контрольный выход продукции  к массе исходного сырья составит, %:  
для кубанских - 118,0  
для всех остальных - 120,0

 

4.РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

4.1.РАСЧЕТ КОВШЕВОГО  ЭЛЕВАТОРА

Ковшевой элеватор предназначен для до подъема муки на высоту 2,2 м , плотность = 1,5 т/м3. Принимаем с расставленными глубокими ковшами скорость движения конвейера 0,6 м/с.

Основные параметры норийных ковшей принимаем

Ширина ленты В=150 мм

Ширина  ковша b= 125мм

Объем ковша j=1 л

Вылет ковша l=125 мм

Размеры ковша :

Высота  ковша 175 мм

Высота  передней кромки 50мм

Радиус  скругления 53 мм

Толщина стенки 1 мм

Определение распределенных нагрузок. Масса груза  на 1м тягового органа,

Удельная распределенная масса  ходовой части элеватора 

Тяговый расчет элеватора.

Расчет  проводим методом обхода по контуру, начиная с точки наименьшего  натяжения. Для нории при числе прокладок сила натяжения

Принимаем наименьшее рекомендуемое предварительное  натяжение ленты 

Тогда по

При коэффициенте сопротивления при  зачерпывании, принимаемой для муки принимаем

 

1.Выбор электродвигателя  и кинематический расчет.

1.1.Определение общего КПД:  h=h_1* h₂²_* h_3* h₄          где по табл.2.2 {4}

КПД червячной пары                                        h₁=0,8

КПД  пары подшипников качения                   h₂=0,99

КПД  муфты [ 4с.355 ]                                       h₃=0,97

h=0,8* 0,99*0,99*0,97*0,9 =0,68

1.2. Требуемая мощность электродвигателя:

              Р_тр=Р₃/h                   

              Р_тр= 3200/0,68 = 4705 Вт

1.3.Определение передаточного числа   и выбор марки электродвигателя:                                              [4]            

  выбираем электродвигатель  4АМ112M4У3 с синхронной частотой вращения 1500 об/мин

     Р_ном= 5,5кВт             n_ном= 1440 об/мин

     u=  n_ном / n₃  

     u= 1440/25 =  57,2    

(1 ряд) по ГОСТ2185-66   принимаем  для редуктора             u₁=16

1.4.Уточнение частоты вращения на выходном валу привода:

n₃*=n_ном/(u₁)

 n₃*=1440/(16) = 25,18 об/мин

1.5. Отклонение от заданного:

 D n=|n₃-n₃*| _* 100%/ n₃              

 D n = (25-25,18)*100/25 = 0,72 %          < 3 %      

Что удовлетворяет требованиям  п.1.3.[4] 

Так как по условию заданна мощность на выходном валу, то дальнейший расчет

 

 

будем производить исходя из требуемой  мощности   [4]

1.6 Угловая скорость и момент  на ведущем  валу

w₁=pn_ном/30

w₁=3,14*1440/30 =150,0 с^-1

Т ₁= Р_тр h₃ h₂   / w₁;         

 Т₁=  (4705*0,97*0,99)/150 = 30 Н/м   [4 ]

1.7. Угловая скорость и момент  на  ведомом валу

Т₂= Т₁ h₁  h₂  u₁  

Т₂= 30*0,97 *0,99*0,8*0,99*16 = 365 Н/м [4]                     

w₂ =w₁ / u ₁                              

w₂ =150/16= 9,38 с^-1

1.8. Угловая скорость и момент на выходном валу  привода

 Т₃= Т₂  h_4*  u₂ 

Т₃= 365*0,9* 3,55= 1166 Н/м [4]                       

w₃ =w₂ / u ₂                               

w₃ = 9,38/3,55 = 2,64 с^-1

                                            

4.2. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

4.2.Выбор материалов для червяка  и колеса.

4.2.1.  Принимаем для  червяка сталь 45 с закалкой  до твердости не менее HRC45 и последующим шлифованием, т.к. мощность составляет более 1 кВт. [5]

4.2.2.   Определяем  предварительно ожидаемую скорость скольжения по формуле 15.20               

 V_S = 4,3 w₂ u ³Ö Т₂/1000   [ 3.с218]

 V_S = 4,3*9,38*16*(365^0,3333)/1000  = 6,61 м/с

4.2.3.  При такой скорости  скольжения выбираем  материал  колеса бронзу  БрО10Ф1 с литьем  в землю при этом  точность 8 изготовления передачи по [5] так как скорость скольжения не превышает 8 м/с. Расположение червяка верхнее, по условию.

 

4.2.4.  Допускаемые контактные  напряжения.

 Для оловянистых   бронз  его определяют  из  условия сопротивления усталостному выкрашиванию рабочих  поверхностей зубьев        [5]

                         [ s ] _H = К_HL C_V 0,9  s  _B              где

C_V— коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания зуба колеса в зависимости от скорости скольжения. При скорости скольжения     6,61  м/с       принимаем  [8]          

C_V =0,83

К_HL—коэффициент долговечности

 К_HL= 1

s  _В—предел прочности при растяжении определяем по табл.3.5 {8}                          В=230 МПа  

 [ s ] _H =1*0,83*0,9*230 = 172 МПа

т.к червяк находится  вне масляннной ванны значение уменьшаем на 15 %

[ s ] _H =172*0,85 = 146 МПа

4.2.5.  Допускаемые напряжения  изгиба 

              [ s ]_F = (0,08 s _В+0,25 s _Т) К_FL       [8]  где

s _Т- предел текучести определяем по табл.3.5 [8]

s _Т =140 МПа                          

К_FL—коэффициент  долговечности при расчете на изгиб. К_FL= 1

 [ s ]_F = 0,08 *146+0,25*140 = 47 МПа  

4.3. Расчет червячной передачи.

4.3.1.Определение межосевого  расстояния проводим по  [5]

  a_w = 61 ³Ö Т₂1000/ [ s ]_Н²               где

Т₂ – момент на валу колеса (определен в п.1.10.2)

 [ s ]_Н—допускаемое контактное напряжение (определено в п.2.4)

 a_w = 61*(365*1000/(146^2))^0,3333 = 157,211544 мм

Принимаем стандартное  значение по ГОСТ2144-76

 

a_w =  160 мм    (1 ряд)

4.3.2. Модуль зацепления        

m = (1,5…1,7) a_w /z₂   [5]  ;где

z₂—число зубьев колеса определяется умножением передаточного числа на число заходов червяка. Для данного передаточного числа рекомендуется применять двухзаходный червяк.

z₂=16*2 = 32

 m = 1,5*160/32 = 7,5

Принимаем стандартное  значение

m = 8 

4.3.3.  Из условия  жесткости червяка определяем  коэффициент диаметра червяка

q = (0,212…0,25) z₂

q = 0,212*32 = 6,8

 Принимаем стандартное значение q = 8

4.3.4 Определяем коэффициент  смещения инструмента  x

x = (a_w/m)-0,5(q+z₂)

x = 160/8-0,5*(8+32) = 0,0

Выполняется без смещения

4.3.5Основные геометрические  размеры  червяка: 

.Делительный диаметр      d₁= q m

d₁ = 8*8 =64 мм

Диаметр вершин витков                                      

 d_a1=d₁+2m

 d_a1= 64+2*8 = 80 мм

Диаметр впадин витков                                       

 d_f1=d₁-2,4m

d_f1= 64-2,4*8 = 44,8 мм

Длина нарезаемой части червяка                        

 

 

 b₁= (10+5,5|x|+z₁)m+C                при х=0; С=0

 b₁= (10+2)*8 = 96 мм

Делительный угол подъема  линии витков          

g = arctg(z₁/q)

g = arctg(2/8) = 14 º

Основные размеры венца  червячного колеса:            

Делительный диаметр                                           

d₂=d_w2=mz₂

d₂=d_w2= 8*32 = 256 мм

Диаметр вершин зубьев                                        

 d_a2=d₂+2m(1+x)

 d_a2= 256+2*8 =272 мм

Наибольший диаметр  колеса                                

d_am £  d_a2+6m/(z₁+2)

d_am £  272+6*8/(2+2) = 284 мм

Диаметр впадин зубьев                                        

d_f2=d₂-2m(1,2-x)

d_f2= 272-2*8*1,2 = 252,8 мм

Ширина венца                                                   

 b₂=0,355 a_w

 b₂= 0,355*160 = 56,8 мм

Радиусы закруглений  зубьев                           

 R_a=0,5d₁-m

 R_a= 0,5*64-8 = 24 мм 

R_f=0,5d₁+1,2m                                                                  

R_f= 0,5*64+1,2*8 = 41,6 мм

Условный угол обхвата  червяка венцом колеса 2δ

sin δ = b₂/(d_a1-0,5m) 

sin δ = 56,8/(80-0,5*8) = 0,75                  

 

2δ = 97º

Проверочный расчет червячной  передачи.

Фактическая скорость скольжения [7]

 V_S=u w₂d₁/(2 cos g * 1000); где

 u – фактическое передаточное число 

 w₂– угловая скорость ведомого вала

d₁—делительный диаметр

  g--делительный угол линии подъема витков

 V_S= 16*9,38*64/(2*cos 14º 1000)= 7,26 м/с

Фактический коэффициент  полезного действия червячной передачи    [5]                  h =0,96 tg g  /tg(g +j ); где

 j -- угол  трения определяется по табл.4.9 [5] для фактической скорости скольжения

 h =0,96 tg 14/tg(14+1,5) = 0,86

Фактическое допускаемое  контактное напряжение

[ s ] _H = 300-20V_S                                                                                                                                      [ s ] _H = 300-20*7,26 = 155 МПа

Окружная сила на колесе

F_t2 = 2Т₂ 1000 / d₂    

  F_t2 = 2*365*1000/256 = 2851,56 Н

Проверка контактных напряжений    [5]

s = 340 Ö ( F_t2/  d₁ d₂)К    £ [ s ] _H; где

К—коэффициент нагрузки, который принимается в зависимости  от окружной скорости колеса [5]

 v₂=  w₂d₂/2000

 v₂= 9,38*256/2000 = 1,2 м/с

при такой скорости   К= 1

s = 340*(2851,56 /(64*256))^0,5 = 142 МПа < [ s ] _H = 155 МПа

 

 

Проверка напряжения изгиба колеса  [5]

s_F = 0,7Y_F2F_t2/b₂mK  £  [s]_F

  Y_F2—коэффициент формы зуба определяется по табл.4.10 [5]  в зависимости от эквивалентного числа зубьев

 z_v2 = z₂/cos³ g

z_v2 = 32/cos³ 14 º = 32/0,97^3 = 35,06

Y_F2 = 1,64

[ s ]_F = 47 МПа     по п.2.5

 s_F =  0,7*1,64*2851,56 /(56,8*8) = 7,2 МПа < [ s ]_F = 47 МПа  

 

4.4.Предварительный расчет валов  редуктора и выбор муфты.

Проектирование валов  начинаем  с определения диаметров  выходных концов из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния  изгиба по формуле8.16 [5]  .

Материал  для  валов принимаем  такой же, как и для  зубчатых колес – сталь 45.

                                               d  ³  ³Ö 16 Т / p  [t _К]

 [t _К] -допускаемое напряжение на кручение.

[t _К] = от 10 до 20 МПа для стали 45   

Для ведущего вала            d₁ ³  ³Ö 16 Т₁ / p  [t _К]

        d₁= (16*30*1000/(3,14*10))^0,333333 = 24,81 мм.

    Для соединения выходного  конца электродвигателя и быстроходного  вала редуктора

применяем муфту  упругую с торообразной оболочкой  ГОСТ 20884-82 [7] .  При этом необходимо согласовать  присоединительные  размеры.                                                                                                                                                                                                                                  Выбираем муфту с расточками под вал электродвигателя

d_дв= 28 мм  (для выбранного двигателя по п.1.3) и под вал редуктора

d₁= 28 мм   в пределах одного значения момента Т= 80, который больше расчетного

 

 

Т_р= К Т₁ ; где

К=1,5—коэффициент нагрузки [5]

Т₁— момент по п.1.6

Т_р= 1,5*30 = 45 Н/м муфта выбрана ближайшего типоразмера

Принимаем окончательно  d₁= 28  

Для ведомого вала              d₂³  ³Ö 16 Т₂ / p  [t _К]

        d₂=  (16*365*1000/(3,14*20))^0,3333333 =  44,3 мм                         

     Принимаем стандартное  значение по ГОСТ12080-66   [7]          

d₂=45 мм

 Диаметр ведущего  вала под   резиновую манжету  d_М1= d₁ + 2t ; где t – высота буртика  

       d_М1=28+2,2*2 = 32,4 мм

      Принимаем по стандартному  ряду ГОСТ 8752-79 (1 ряд)

       d_М1= 32 мм

Диаметр ведомого  вала под  резиновую  манжету  d_М2= d₂ + 2t ; где t – высота буртика 

        d_М2= 45+2,8*2 = 50,6 мм

 Принимаем по стандартному  ряду ГОСТ 8752-79 (1 ряд)

       d_М2=50 мм

Диаметр под подшипники ведущего вала     d_П1= d_М1             

Принимаем стандартное значение  d_П1=35 мм

Диаметр под подшипники ведомого вала     d_П2= d_М2            

    Принимаем стандартное значение d_П2= 50 мм

 Диаметр ведомого вала  под  червячным колесом d_К2= d_П2 +3,2r; где r – размер  фаски подшипника 

      d_К2= 50+3,2*3 = 59,6 мм

Принимаем стандартное значение d_К2= 60 мм

Длину выходного конца ведущего вала  L₁ принимаем из расчета

L₁ = 1,5 d₁

 

L₁ = 1,5*28 = 42 мм

 принимаем стандартное значение  по ГОСТ12080-66 на цилиндрические концы валов

 для выбранной муфты по  ГОСТ 20884-82

      L₁= 44 мм

Длина выходного конца ведомого вала   принимаем из расчета

L₂ = 1,5 d₂

L₂ = 1,5*45 = 67,5 мм

 принимаем стандартное значение  по ГОСТ12080-66 на цилиндрические  концы валов

      L₁= 65 мм

Расстояние  между червяком и  боковой стенкой редуктора 

у=10 

Расстояние от зубчатого колеса до дна корпуса Х ³ 4у

  Принимаем  Х=40 мм

 

          4.5.Конструктивные размеры червяка и колеса.

    Червяк выполняем за  одно целое с валом. Конструктивные размеры определены выше.

Червячное колесо выполняется способом ковки, венец из борнзы. Основные его  размеры определяются по рекомендациям     табл.10.1 [8]

Диаметр ступицы dс₂  = 1,6 dк₂; где dк₂  по п.5.7

dс₂  = 60*1,6 = 96 мм

Длина ступицы  L_СТ = (1.2—1.5) 1,6 dк₂, но не более d_a1= 80 мм

L_СТ = 1,2*60 = 72 мм

 Принимаем L_СТ = 72 мм

Толщина обода   d₀  =  (2,5—4,0)m, но не менее 8мм