Модернизация линии производства вафель

цепная; 5- передача ременная .

 

            Рисунок 3.1 - Кинематическая схема привода глазировочной

                                  машины.

Мощность электродвигателя Р, Вт, определим  по формуле [9]

 

                                                ,                                                 (3.16)

 

где  F_y - тяговое усилие на транспортере, кН,  F_y = 4,5 кН;

        v_тр  - скорость транспортера, м/с,  v_тр = 0,053 м/с;

        η - к.п.д.  привода, рассчитываемый по формуле 

                                                                          

                                                        (3.17)

 

  где  η_м - к.п.д. муфты,  η_м = 0,98;

         η_чр - к.п.д.  червячного редуктора,  η_чр = 0,75;

         η_цп - к.п.д. цепной передачи,  η_цп = 0,94;

         η_рп – к.п.д. ременной передачи,  η_рп = 0,95;

.

 

        Далее  определим частоту вращения электродвигателя  n_ld , мин^-1,

      по формуле

 

                                                  ,                                    (3.18)

 

где   n_вых - частота вращения приводного вала транспортера, мин^-1, рассчитываемая по формуле

 

                                                 ,                                           ( 3.19)

 

где  D_з – диаметр приводной звездочки, м, определяемый по формуле

 

                                                          

,                                           (3.20)

 

где  z – число зубьев звездочки,   z = 30;

       t – шаг зубьев звездочки, мм,  t  = 15,9 мм;

 

мм.

     

мин^-1 ;

 

u_общ – общее передаточное число привода, рассчитываемое по формуле

 

                                              

,                                     (3.21)

 

где  u_чр – передаточное число червячного редуктора, u_чр = 34;

       u_цп – передаточное число цепной передачи, u_цп =1;

      u_рп – передаточное число ременной передачи, определяемое по формуле

 

                                                   ,                                              (3.22)

 

где  D₁ - диаметр ведущего шкива, мм, D₁ = 137 мм;

       D₂ - диаметр ведомого шкива, мм, D₂ = 240 мм;

;

;

 мин^-1 .

 

По результатам проведенных  расчетов выбираем электродвигатель типа АИР71В6  трехфазный, закрытый обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 мин^-1, мощностью 0,55 кВт, скольжением 8,5 %. Также принимается червячный редуктор типа РЧН-210-34-II, с передаточным числом 34, межосевым расстоянием 210 мм, исполнения II [9].

         

3.3  Энергетический расчет машины для резки вафельных пластов

3.3.1Определение суммарной мощности машины

Суммарная мощность N_общ  , кВт, потребляемая резательной машиной определяется по формуле

                                              N_общ = N₁ + N₂ + N₃  ,                                (3.23)

 

где  N₁ - мощность, потребляемая приводом механизма продольной резки

              вафельных пластов, кВт,  N₁ = 0,55 кВт;

       N₂ - мощность, потребляемая приводом механизма поперечной резки

              вафельных пластов, кВт,  N₂ = 0,55 квТ;

       N₃ - мощность, потребляемая приводом транспортера для подачи

              вафельных пластов, кВт, N₃ = 0,55 кВт; 

N_общ= 0,55 + 0,55 + 0,55 = 1,65 кВт.

 

3.3.2 Определение удельного расхода энергии

Основной характеристикой энергоемкости  процесса, реализуемого резательной  машиной, является удельный расход энергии  Э_уд , который можно рассчитать по формуле

 

                                                     ,                                         (3.24)

 

где  N_общ - суммарная мощность, потребляемая машиной, кВт,

                 N_общ  = 1,65 кВт;

       G - производительность резательной машины, кг/ч,  G = 179 кг/ч;

                                    

Вт/(кг/ч)   (33,12 кДж/кг).

 

3.4 Тепловой расчет глазировочной машины  PRMT-2

Тепловой расчет проводится с целью  определения расхода греющей  воды, подаваемой в рубашку ванны  подогрева шоколадной глазури.

Общее количество теплоты Q_общ , Дж/ч, затрачиваемой на нагрев шоколадной глазури в греющей ванне, рассчитывается по формуле [5]

                                                  Q_общ = Q_н + Q_п  ,                                  (3.25)

 

где  Q_Н - расход тепла на нагрев глазури, Дж, определяемый по формуле [5]

 

                                                     ,                                (3.26)

 

где  G_г - количество нагреваемой шоколадной глазури, кг/ч,

                G_г = 480 кг/ч;

        с – удельная  теплоемкость шоколадной глазури,  Дж/(кг К);

                 с = 2386,4 Дж/(кг К);

        t_нг - начальная температура глазури, ⁰С,  t_н = 35 ⁰С;

        t_кг - конечная температура глазури, ⁰С,   t_к = 40 ⁰С;

 

.

 

Q_п  - потеря тепла наружной поверхностью греющей ванны, Вт,  рассчитываемая по формуле [5]

                                             ,                                   (3.27)

 

где  F_Н - площадь наружной поверхности греющей ванны, м², 

       F_н = 0,25 м²;

       α_с - суммарный коэффициент теплоотдачи, Вт/(м² К), рассчитываемый по формуле

 

                                         ,                                 (3.28)

 

где  t_ст - температура наружной стенки греющей ванны, ⁰С,  t_ст = 50 ⁰С;

       t_в - температура окружающего ванну воздуха, ⁰С,  t_в = 26 ⁰С;

Вт/(м² К).

 

Далее рассчитывается величина расхода  греющей воды W, кг/ч, по формуле 

 

                                            

,                                       (3.29)

 

 где   Q_общ - общий расход теплоты, затрачиваемой на нагрев шоколадной глазури, Вт,   Q_общ  = 1658,64 Вт;

           с – удельная теплоемкость  греющей воды, Дж/(кг К),

                с = 4180 Дж/(кг К);

           t_н - начальная температура греющей воды, ⁰С, t_н = 50 ⁰С;

           t_к -  конечная температура греющей воды, ⁰С,  t_к = 45 ⁰С;

 кг/с (288 кг/ч).

                    

 

3.5    Расчет деталей на прочность и жесткость

3.5.1 Определение диаметров приводной и натяжной звездочек  механизмов               продольной и поперечной резки. Выбор тяговой цепи

Делительный диаметр приводной  звездочки  D_пр , м, механизма толкателя можно определить по следующей формуле [10]

 

                                          ,                                         (3.30)

 

где   t - шаг тяговой цепи,  м, рассчитываемый по формуле [10]

 

                                             ,                                      (3.31)

 

где  T - вращающий момент на валу мотор-редуктора, Н·м, определяемый по формуле

 

                                            ,                                         (3.32)

 

где  N - мощность мотор-редуктора, кВт,  N = 0,55 кВт;

        n - частота вращения мотор-редуктора, об/мин,  n = 63 мин^-1;

 кН·м   (83 Н·м);

К_э – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи,  рассчитываемый по формуле [10]

                                                                 (3.33)

 

где  К_д - динамический коэффициент,  К_д = 1;

       К_а - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния,

              К_а = 1;

       К_н - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи,  К_н   = 1;

       К_р - коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения

              цепи,  К_р = 1,25;

       К_см - коэффициент, зависящий от способа смазывания цепи,

              К_см  = 1,4;

       К_п - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи,

              К_п = 1;

;

z_пр - число зубьев приводной звездочки, принимаем z_пр = 12, так как скорость перемещения цепи менее 1 м/с;

[p] - допустимое давление на шарнир тяговой цепи, Н/мм²,

       [p] = 18 Н/мм²;

m - число рядов тяговой цепи,  m = 1;

 м.

 

По результатам расчетов в качестве тяговой цепи принимаем  приводную  роликовую цепь с шагом  t_пр = 25,4 мм, типа ПРА-25,4-ГОСТ-13568-78, разрушающая нагрузка цепи [p] = 60 кН, диаметр ролика цепи D_p = 15,88 мм. [9].

Исходя из полученных результатов, можно определить делительный диаметр  приводной звездочки 

 м.

 

Так как цепная передача привода  механизма толкателя имеет передаточное число  u = 1, то делительный диаметр  натяжной звездочки D_н = 98,1 мм.

В механизмы приводов толкателей принимаем  звездочки с делительным диаметром  D_пр= 98,1 мм с профилем зуба по ГОСТ 591-69.

Выбранная в результате предыдущих расчетов тяговая цепь ПРА-25,4  ГОСТ 13568-73, должна быть проверена на прочность  по условию [9]

 

                                                   ,                                        (3.34)

 

где S_пуск - усилие, Н, возникающее в цепи в период пуска, определяемое по формуле [9]

 

                                         ,                              (3.35)

 

где  N_пр - мощность привода механизма резки, кВт,  N_пр= 0,55 кВт;

        η - к.п.д. приводного вала,  η  = 0,91;

        К_п  - поправочный коэффициент, К_п = 1,3;

        v_.ц   - средняя скорость движения цепи, м/с,  v_.ц = 0,3 м/с;

        S_сб -  усилие, возникающее в сбегающей ветви цепи, Н, S_сб = 300 Н;

 H;

[S] - допустимая нагрузка на цепь, определяемая по формуле [9]

 

                                                ,                                              (3.36)

где  S_разр- разрушающая нагрузка на цепь, Н,   S_рвзр= 60000 Н;

       К –  коэффициент запаса прочности  цепи,  К = 8;

 Н.

 

На основании проведенных расчетов проверим условие прочности цепи в период пуска

Таким образом, условие прочности  выполняется  и ранее выбранную  цепь ПРА-25,4 ГОСТ 13568-75 можно применять  в механизме привода толкателей.

 

3.5.2 Расчет оси натяжной звездочки

Величину изгибающего  момента, М_в, Н·м, действующего  на ось натяжной звездочки в точке В (рис. 4.2)  можно найти по формуле [9]

 

Рисунок 4.2 - Схема закрепления  натяжной звездочки на оси.

 

                                                   ,                                            (3.37)

 

где F_ц - усилие на цепи, Н,   F_ц = 581 Н;

      l - расстояние между местом закрепления оси и звездочкой, м,

          l = 0,06 м;

 Н·м

 

Определение диаметра оси,   мм, проведем из расчета на изгиб  по

 формуле [9]

 

                                             ,                                        (3.38)

 

где  М – величина изгибающего  момента, Н м,   М = 36,84 Н м;

      [σ]_-1 - предел выносливости стали оси, МПа,  [σ]_-1 = 50 МПа;

 мм.

 

Округлим полученное значение величины диаметра оси до ближайшего большего стандартного значения и примем диаметр  оси под подшипник

d_o = 20 мм.

Уточненный проверочный  расчет оси заключается в определении  коэффициентов запаса прочности     в опасном сечении из расчета  на изгиб и проводится по формуле [10]

 

                                               ,                                         (3.39)

 

Расчетное значение   должно быть не ниже допустимого   [S] = 2,5.

Предварительно определим напряжения для наиболее нагруженного сечения  при изгибе.

Нормальное напряжение σ, Н/мм², определяется по формуле

 

                                               ,                                                   (3.40)

 

где  М_в – изгибающий момент в сечении В,  Н·м,

       М_в = 36,84 Н м;

       W - момент сопротивления при изгибе, Н/мм², определяемый по