Пристрої обємного дозування та формування пакета із плівкових матеріалів ємністю до 0.5кг пакувального автомату

 
 

Для свого  автомату я вибрав цукор, щільність  якого =0.7-0.9 
 

 

2.Розрахункова частина

2.1.Розрахунок об’єму мірника

Маса  цукру :    m=500 г.

Щільність цукру:  

Діаметр мірника: d=60 мм.

З відси  визначаємо об’єм :

  

h - висота мірника: 
 

Рис. 2.1 (мірник) 
 

2.2.Вибір двигуна

Визначаємо  параметри двигуна.

     η

     Де  η- ККД зубчастих зачеплень швидкохідної та тихохідної ступеней.

Необхідна потужність двигуна

Р= 0,25 кВт. 

Частота обертання двигуна n_двг=20 об/хв.

Частота обертання мірників: 

або 

де n- продуктивність дозатора доз / хв;

а - кількість мірників. 
 
 
 
 
 
 
 

2.3.Розрахунок вала на міцність [1]

Рис 2.2.( Вал) 

Матеріалом  вала буде служити сталь 40Х з параметрами:

Розрахунок  реакцій опор:

F=200 H. 

 
 

Загальний момент в точці В 
 
 

Перевірка вала на міцність .У даній роботі тільки на кручення, тому що він на нього і працює. 

=5.007MПа 

2.4.Розрахунок підшипників [2]

Я вибрав підшипник ГОСТ 8338-75: 

Рис. 2.3. (Підшипник)

2.4.1Для типового режиму навантаження 0 коефіцієнт еквівалентності         К_Е =1.0

Визначаємо  еквівалентні навантаження: 
 
 

2.4.2.попередньо вибираємо кульові радіальні підшипники легкої серії 8338-75 кут контакту α=12^о.

2.4.3.Для прийнятих підшипників з довідника вибираємо:

С_r=10400H, C_or=5650H,d=35мм, D=55мм.D_w=9,53мм.

2.4.4.Мінімальні необхідні сили для нормальної роботи підшипників.

Для опори 1.

;

240 Н,

Для опори 2 

311 Н, 

Знаходимо осьові сили які діють на підшипник.

Приймемо  F_a1=F_a1min=240 Н,

Тоді  умова рівноваги буде така:

F_a2=F_a1+F_A=240+150=390 Н

Що більше  за F_a2min=   311 Н   тоді реакції в опорах найдені правильно.

     Далі  проводимо розрахунок для більш  навантажену опору 2.

       Для відношення  D_wcosα/D_pw= 9,53×cos12^o/46=0,2

 находимо  значення  f₀=14,

 з  цього  D_pw=0,5(d+D)=0,5(50+80)=65 . 

 Тоді із таб.64 визначаємо значення коефіцієнта е для відношення f₀iF_a2/C_or=14×1×2547/10400=3,42:   e=0,4.

     Відношення  F_a2/F_r2=390/311= 1.25

що більше е=0,49 Тоді для опори 1 (табл.64): Х=0,45;  Y=1,11.

     Єквівалентне динамічне радіальне навантаження визначаємо по формулі 

К_Б=1.3   і   К_т=1. 

  744 H. 
 

     Визначаємо  кількість годин які може відпрацювати підшипник.

a₁=1 ймовірність безпечної роботи 90% табл.68.(довідник Анур’єва том 2 ст.122) a₂=0.7 звичайні умови застосування (довідник Анур’єва том 2 ст.129). і k=3  

Даний підшипник придатний для використання.

 

2.5.Розрахунок шпонкового з’єднання.[2] 

де  – кутова швидкість на валу черв’ячного колеса;

n – кількість обертів вала, на якому закріплена конічна шестерня.

(об/хв) 

      Сталь для шпонки вибираємо 65Г [3]

Рис. 1.4.( Шпонкове з’єднання) 

      Умова міцності на зминання[2] 
 
 

умова міцності виконується.

      Розрахунок  міцності на зріз в перерізі С-С 
 
 

умова міцності виконується,

де К  – виступ шпонки із шпонкового пазу;

d – діаметр вала, мм;

l – робоча довжина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм;

 –  допустимий крутний момент на  валу,

 –  допустиме напруження зрізу, МПа;

 –  допустиме напруження зминання, МПа. 
 
 
 

2.6. Розрахунок конічної шестерні.[3] 

Вихідні дані : N = 0.25 кВт; n =20 об/ хв ; Т = 250Нм; U = 3.02

Вибір матеріалу і термічної обробки за таблицею 6.1 [2]. 

Таблиця 2.6.1

 

2.6.1 Визначаємо допустимі напруження:

  Для шестерні вибираємо НВ = 250; HRC = 25;

  Для колеса приймаємо НВ = 235; HRC = 23 тоді;

    s_H limb₁ = 20НRC + 70 = 2025 + 70 = 570 МПа;

    s_H limb₂ = 20НRC + 70 = 2023 + 70 = 530 МПа;

Тоді  допустимі контактні напруження:

         [s]_H1 = 570/1,1 = 518.18 МПа;

         [s]_H2 = 530/1,1 = 481.82 МПа;

    [s]_HР  = 0,45([s]_H1 +[s]_H2 ) = 0,45(518.18+481.82) = 450 мПа;

так як [s]_HР < [s]_H2 , то за розрахункове приймаємо [s]_HР  =481.82 мПа.

Визначення  максимально допустимих контактних напружень [s]_Hmax

         [s]_Hmax =2.8s_T:

    [s]_Hmax1 =2.8520 = 1456 МПа;

    [s]_Hmax2 =2.8450 = 1260 МПа.

Допустимі напруження згину:

         s_F limb = 18 HRC:

    s_F limb₁ = 1825 = 450 МПа;

    s_F limb₂ = 1823 = 414 МПа;

    [s]_F1  = 450/1,75 = 257.14 МПа;

    [s]_F2  = 414/1,75 = 236.57 МПа.

Визначення  максимально-допустимих напружень  згину [s]_max

         [s]_Fmax = 27.4 HRC:

    [s]_Fmax1 = 27.425 = 685 МПа;

    [s]_Fmax2 = 27.423 = 630.2 МПа;

Всі розрахунки зводимо в таблицю 2.6.2:

Таблиця 2.6.2

 

2.6.2 Проектний розрахунок косозубої циліндричної передачі

Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2):

         a_wmin  = К_а(u + 1) ³Ö(T К_нb)/Yba u [s]²_Hp:

де К_а - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа^1/3 ;

   Yba = 0.40 – коефіцієнт  ширини вінця;

   Ybd = 0.5Yba (u + 1) = 0.50.4(3.02+ 1) = 0.8;

За графіком на мал. 23.8 [2] залежно від Ybd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. К_нb = 1.08

    a_w = 430(3.02+1) ³Ö(402.7921,08)/0,43.02481,82² = 200,1 мм.

По ГОСТу 21185- 60 a_w = 200 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо b  = 15^о Число зубців шестерні z₁  = 20, z₂  = z₁ u = 203.02 = 60.4

z₂  = 61, тоді u = 61/20 = 3.05

  За  формулою (23.33; №2) визначаємо :

         Mn = 2 a_w cosb/ (z₁ + z₂) = 2200cos15/(20 + 61) = 4.77 мм.