Отчет по практике на предприятии ООО «Счастливые времена»

( модуль определен в п 3.2)

  d₀  = 8 *3 =24 мм

 

 Принимаем  d₀  = 24 мм

Толщина диска 

С = 0,3b₂    ,где    b₂ по п3.6.5.                    

С = 0,3*56,8 = 17 мм

Принимаем  С = 17 мм

 
4.6. Конструктивные размеры  корпуса  редуктора.

  Корпус редуктора принимаем   литой, чугунный. Его основные  размеры определяем по рекомендациям табл.10.2 [5]

. Толщина стенки корпуса   d = 0, 04  a_w +2 , но не менее 8мм.

(межосевое расстояние определено  в п.3.2)            

  d = (0,04*160) + 2 = 8,4 мм

 Принимаем  d = 9 мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса   h = 1,5d

 h = 1,5*9 = 13,5 мм

 Принимаем    h = 14 мм

Толщина стенки крышки   d₁ = 0, 032 a_w +2 , но не менее 8мм.

 d₁ = 0,032*160 +2 = 7,12 мм

 Принимаем   d₁ = 8 мм

. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса   h₁ = 1,5d

 h₁ =1,5 *8 = 12 мм

Принимаем  h₁ = 12мм

Толщина нижнего пояса  корпуса   p =  2,35d

 p =  2,35*9 = 21,15 мм

 Принимаем  p =  22 мм

Диаметр фундаментных болтов  d_Ф = (0,03—0,036) a_w +12

d_Ф = 0,03*160+12 = 16,8 мм

Принимаем  фундаментные болты  с резьбой  М16

 

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой  d_кор =  (0,5—0,6) d_Ф

  d_кор = 0,5*16 =8 мм

Принимаем  болты , соединяющие корпус редуктора с крышкой с резьбой  М 8

 

4.7. Компоновка редуктора.

Предварительно принимаем конические роликовые подшипники по рассчитанным  в пп5.5 и 5.6

диаметрам  dп₁=35 мм;dп₂= 50 мм.                                                                                                                                По таблице П3 [5]  принимаем подшипники: 

для  ведущего вала 7307 средняя серия

для ведомого  вала 7210 легкая серия

Глубина гнезда подшипника для подшипника,  ведущего вала            

L_П1 = 1,5В₁   [5]

L_П1 = 1,5 *21 = 31,5 мм

Глубина гнезда подшипника для подшипника,    ведомого вала                     

L_П2 = 1,5В₂   [5]

L_П2 = 1,5 *21 = 31,5 мм

Крышки  подшипников принимаем стандартные по ГОСТ 18511—73 глухие и по ГОСТ 18512—73  с отверстием для вала и манжетным уплотнением.

Для ведущего вала применяем по выбранным  подшипникам крышку 21 – 80 

Для ведомого вала применяем  по выбранным  подшипникам  специальные крышки

 

4.8 Расчетная  схема валов  редуктора и проверочный расчет  подшипников.

Из предыдущих расчетов имеем:

Окружная сила давления на вал цепной  передачи по п.4.18.[8]

F_t = 3900 Н

Окружная сила на червячном колесе по п.3.7.4. [8]

    F_t2 =  2851,56 Н

 

Окружная сила на червяке 

F_t1 =2Т₁*1000/d₁

 F_t1 = 2*30*1000/64 = 937,5 Н

Радиальная сила

F_r1 = F_r2 = F_t2 tg a=2851,56*0,364 = 1038 Н

Осевая сила на червяке

F_a1 = F_t2= 2851,56    Н

Осевая сила на червячном колесе

F_a2 = F_t1 = 937,5    Н

Ведущий вал.

В вертикальной плоскости 

Определяем опорные реакции

S  M_вА = 0

S  M_вА = -F_a1d₁/2 +R_Ву  ( L₁ + L₂ ) -F_r1L₁

R_Ву = (F_a1d₁/2 + F_r1L₁) / ( L₁ + L₂)

R_Ву = (2851,6*64/2+1038*115)/(115+115) = 915,74 Н

S M_вВ = 0

S M_вВ =  -F_a1d₁/2 –R_Ау  ( L₁ + L₂ ) +F_r1L₂

R_Ау =  (-F_a1d₁/2 + F_r1L₂) / ( L₁ + L₂)

R_Ау = (-2851,6*64/2+1038*115)/(115+115) = 122,26 Н

Проверка : -122,26+1038-915,74 = 0,0

Строим эпюру изгибающих моментов  в характерных сечениях  А, В, С.

M_вА = 0

M_вВ = 0

слева

M_вС = R_АуL₁

M_вС= -122,26*115/1000 = -14,06 Н/м

справа 

M_вС = -R_ВуL₂

 

 

M_вС = -915,74*115/1000 = -105,31 Н/м

проверка : скачок момента должен быть 2851,56*64/2000 = 91,25 Н/м или

105,31-14,06 = 91,25 H/м

В горизонтальной плоскости :

Определяем опорные реакции

S  M_гА = 0

S  M_гА =  F_{t 1}L₁- R_Вх  ( L₁ + L₂ )

R_Вх = F_{t 1}L₁/( L₁ + L₂ )

R_Вх = 937,5 *115/(115+115) = 468,75 Н

S  M_гВ = 0

S  M_гВ = -F_{t 1}L₁+ R_Ах  ( L₁ + L₂ )

R_Ах = F_{t 1}L₁/( L₁ + L₂ )

R_Ах = 937,5 *115/(115+115) = 468,75 Н

Проверка: 468,75-937,5+468,75  = 0,0

Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях А, В, С .

M_гА = 0

M_гВ = 0

M_гС = R_АхL₁

M_гС = 468,75*115/1000 = 53,91 Н/м

Суммарный изгибающий момент в характерных  сечениях  А, В, С.

M_А = 0

M_В = 0

слева

M_С = Ö M_гС ² + M_вС²

M_С = (53,91^2+14,06^2)^0,5 = 55,713 Н/м

справа

M_С = Ö M_гС ² + M_вС²

M_С = (53,91^2+105,31^2)^0,5 = 118,307 Н/м

Cтроим эпюру крутящих моментов по п.1.6.

 

Т₁= 30 Н/м        

Суммарные радиальные реакции

R_А = Ö R_Аx ²+ R_Аy² = (468,75^2+122,26^2)^0,5 = 484,432 H

R_В = Ö R_Вx² + R_Вy² = (468,75^2+915,74^2)^0,5 = 1028,74  H

Опоры  дополнительно нагружены осевой силой F_a1 = 2851,56  Н

суммарная реакция направлена в  сторону опоры В.

Осевые составляющие радиальных реакций  конических подшипников определяем по формуле   (9.9) [5]

S₁ = 0,83е R_А = 0,83*0,32*484,432 = 128,665  Н

S₂ = 0,83е R_В = 0,83*0,32*1028,74   = 273,23 Н

для выбранных подшипников 7307  параметр осевого нагружения е = 0,32

Осевые нагрузки подшипников (табл.9.21)п.2 [5]  S₂> S₁ , F_a1> S₂- S₁,тогда

Р_а1= S₁ = 128,665 Н

Р_а2= S₁ + F_a1 = 128,665+2851,56 = 2980,225  H

Рассмотрим подшипник  В, как наиболее нагруженный .

Отношение Р_а2/ R_В = 2980,225/1028,74   = 2,89697 > е , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы  учитывают .

Эквивалентная нагрузка 

Р_э = (X R_ВV+YР_a2) K_б Kт

V= K_б= Kт = 1

Р_э = 0,4*1028,74+1,88*2980,225 = 6014,319 Н

Расчетная долговечность   [5]

L= (1000000/(573*150))*(48,1/6,014319)^3,33 = 11820 часов.

 Найденная долговечность приемлема,  так как  требуется не менее  5000 часов [5]

Ведомый вал.

В вертикальной плоскости 

Определяем опорные реакции

S  M_вW = 0

S  M_вW = F_a2d₂/2 +R_Uу ( L₃+ L₄) -F_r2L₄-+F_tL₅

 

R_Uу = (-F_a2d₂/2 +F_r2L₄+ F_tL₅) / ( L₃ + L₄ )

R_Uу = (-937,5*256/2+1038*57-3900*72)/(57+57) = -2996,79 H

 Будет направлена вниз

S M_вU = 0

S M_вU =  F_a2d₂/2 +F_r2L₃-R_Wу  ( L₃ + L₄ ) + Ft(L₅+ L₃ + L₄ )

R_Wу=  (F_a2d₂/2 +F_r2L₃+ FtL₅/ ( L₃ + L₄)

R_Wу= (937,5*256/2+1038*57+3900*(57+57+72))/(57+57) = 7934,79H

Проверка : -2996,79-1038+7934,79-3900 = 0,0

Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях  N , W , V , U

M_вN = 0

M_гU =  0

M_вW = - FtL₅

M_вW = -3900*72/1000 = -280,8 Н/м

справа

M_вV = R_WуL₄- Ft(L5 +L₄)

M_вV = 7934,76*57/1000-3900*(57+72)/1000 = -50,82 Н/м

слева

M_вV = R_UуL₃

M_вV = -2996,79*57/1000 = -170,82 Н/м

проверка : скачок момента должен быть  937,5*256/2000 = 120  Н/м      или

 170,82-50,82 = 120 Н/м

В горизонтальной плоскости :

Определяем опорные реакции

S  M_гW= 0

S  M_гW=  F_t2L₄+R_Uх  ( L₃ + L₄ )

R_Uх = - F_t2L₄ / ( L₃+ L₄ )

R_Uх = -2851,56*57/(57+57) = -1425,78 H

Будет направлена вниз

S  M_гU = 0

 

S M_гU = -F_t2L₃- R_Wх  ( L₃ + L₄)

R_Wх = -F_t2L₇/(L₃+ L₄ )

R_Wх = -2851,56*57/(57+57) = -1425,78 H

Будет направлена вниз

Проверка: -1425,78+2851,56 -1425,78 = 0,0

Строим эпюру изгибающих моментов  в характерных сечениях  N , W , V , U

M_N = 0

M_гW = 0

M_гV = R_WхL₄

M_гV = -1425,78*57/1000 = -81,27  Н/м

M_гU=  0

Суммарный изгибающий момент в характерных сечениях  N , W , V , U

M_N = 0

M_W = Ö M_гW² + M_вW²

M_W = (280,8^2 +0) ^0,5 = 280,8 Н/м

M_V = Ö M_гV² + M_вV²

слева

M_V = (81,27^2+50,82^2)^0,5 = 95,85 Н/м

справа

M_V = (81,27^2+170,82^2)^0,5 = 189,17  Н/м

M_U =  0

Cтроим эпюру крутящих моментов  по п.1.7

М_К = 365 Н/м

    Суммарные радиальные реакции

R_W = Ö R_Wx ²+ R_Wy² = (1425,78^2+7934,79^2)^0,5 = 8061,87 H

R_U= Ö R_Ux² + R_Uy² = (1425,78^2+2996,79^2)^0,5 = 3318,674  H

Опора  W дополнительно нагружена осевой силой F _a2 = 937,5 Н

Осевые составляющие радиальных реакций  конических подшипников определяем  по формуле  (9.9) [5]

 

S₄ = 0,83е R_W = 0,83*0,37*8061,87  = 2475,8  Н

S₃= 0,83е R_U = 0,83*0,37*3318,674 = 1019,16 Н

для выбранных подшипников 7210 параметр осевого нагружения е = 0,37

Осевые нагрузки подшипников (табл.9.21) [5]  S₄> S₃ , S₄ –S₃ > F_a2 , т.к.

2475,8-1019,16 = 1456,64 Н > 937,5 Н

Р_а4= S₄ -F_a2 = 2475,8-937,5 = 1538,3 Н

Р_а3= S₄ = 2475,8 H

Рассмотрим подшипник  наиболее нагруженный .

Отношение Р_а3/ R_U = 2475,8/3318,674  = 0,746 > е , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы  учитывают .

Эквивалентная нагрузка 

Р_э = (X R_UV+YР_a3) K_б Kт

V= K_б= Kт = 1

Р_э = 0,4*3318,674+1,6*2475,8  = 5288,75 Н

Расчетная долговечность  [5]  

L= (1000000/(573*9,38))*(52,9 /5,28875)^3,33 = 398093  часов.

 Найденная долговечность приемлема,  так как  требуется не менее  5000 часов [5]

 

  4.9. Проверочный расчет валов.

    В связи с тем, что  при проектном расчете и последующем  конструировании валов

диаметры участков валов были явно завышены, то при проверочном расчете можно ожидать большое значение коэффициента запаса. Поэтому воспользуемся упрощенной методикой проверочного расчета валов [4]. Для расчета эквивалентного момента в опасных сечениях воспользуемся гипотезой наибольших касательных  напряжений (третья теория), которая дает несколько большее значение эквивалентного момента по сравнению с пятой теорией ( при расчете по пятой теории от крутящего момента берется только 75 %).

                                           М _экв = Ö М² + М_к²

   

   При выборе допускаемых  напряжений воспользуемся тоже  упрощенной методикой, используя эмпирические соотношения. При этом грубом расчетом рекомендуется принимать коэффициент запаса прочности не ниже 2,5 [8]. При наличии галтелей, выточек, шпоночных канавок рекомендуется снижать допускаемое напряжение на 20-30%.

Принимаем максимальное значение 30%.

              [ σ ] = 0,7* (0,43s _в) /2,5

s _в = 600 МПа доля стали 45 [4]

              [ σ ] = 0,7*(0,43*600)/2,5 = 72 МПа 

Ведущий вал.

           Из построенных эпюр видно, что наиболее опасное сечение в плоскости С .

На основании третьей теории прочности  имеем:

1/W Ö М² + М_к² ≤  [ σ ]        

1/(0,1*44,8^3)*((118,307*1000)^2+(30*1000)^2)^0,5 =  13,574 МПа  < [ σ ]

Ведомый вал.

Из построенных эпюр видно, что наиболее опасное сечение в плоскости  W

1/(0,1*50^3)*((280,8 *1000)^2+(365*1000)^2)^0,5 = 36,84  МПа  < [ σ ]

 
4.10. Смазка редуктора.

    Для проектируемого редуктора  применяем картерное смазывание  зубчатого колеса (окунанием в  масло) , а для подшипников – смазывание разбрызгиванием  
от зубчатого колеса (так как скорость превышает 3м/с). При контактных напряжениях   до 200 МПа, что имеет место в нашем случае (по пункту 3.7.3   [ s ] _H = 155 МПа )  , при скоростях скольжения свыше 5 м/с (по пункту 3.7.1 V_S= 7,26 м/с )  рекомендуется  применять масло с кинематической вязкостью 61-75*10^-6 м²/с. Этим требованиям удовлетворяет масло индустриальное И-Т-Д-68 по ГОСТ17479.4-87. Окунание червячного колеса допускается, так как скорость скольжения не превышает 10 м/с [4].   Глубина погружения колеса должна быть   

 

 

[4]  не менее m, что составляет  8мм, и не более ¼ радиуса колеса, что составляет примерно 40 мм. Червяк смазывается от колеса.

    Для контроля уровня  масла в редукторе применяем  жезловый маслоуказатель. Контроль уровня масла должен производиться при остановленном редукторе. Для заливки масла в редуктор и регулировки положения шестерен в верхней части крышки редуктора  предусматриваем смотровой люк с отдушиной в виде маслоулавливающей сетки.

В нижней части редуктора предусмотрена  сливная пробка.

 

4.11. Проверочный расчет шпонок.

  Призматические шпонки , применяемые  в редукторе , проверяем на  смятие.

  Условие прочности  [4] :

 s _см = F /A_см  ≤  [ s ] _см  , где

F – Окружная сила.

F= 2T/d

A_см – площадь смятия 

А_см = (0,94h-t₁)l_р , где l_р—рабочая длина шпонки со скругленными концами 

l_р = (l – b)

[ s ] _см - допускаемое напряжение на смятие

[ s ] _см  = 90 МПа [ 2 с.252 ]

 l , b ,h , t₁ – размеры шпонки.

 Ведомый вал   под колесом                                                

Размеры шпонки определенные конструктивно  l х b х h х t₁ = 60х18х11х7

s _см = (2*365*1000)/( 60*(0,94*11-7)*(60-18)) =  87  МПа ≤  [ s ] _см  = 90 МПа

Выходной  вал 

Размеры шпонки определенные конструктивно l х b х h х t₁ = 80 х 14 х 9 х 5.5

s _см = (2*365*1000)/( 45*(0,94*9-5,5)*(80-14)) =  83,04 МПа ≤  [ s ] _см  = 90 МПа

 

 

 

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

Аннотация

Введение

1. ПАТЕНТНЫЙ ОБЗОР

2. ТРЕБОВАНИЯ К СЫРЬЮ

3. ОПИСАНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО  ПРОЦЕССА

3.1. Подготовка сырья

3.2. Приготовление теста

3.3. Приготовление фарша

3.4. Формовка пельменей

3.5. Замораживание пельменей

3.6. Упаковка и хранение пельменей

3.7. Рецептуры пельменей

4. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

  4.1. Расчет ковшового элеватора

  4.2. Расчет червячного редуктора

5. БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИ

6. ТЕХНИКО – ЭКОНОМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ