Привод агрегата тестоприготовительного марки И8-ХТА-12

 
 

 

Введение 
 

     

Тестоприготовительный агрегат – это комплекс машин  и аппаратов, предназначенных для  дозирования компонентов, замеса и  брожения тестовых полуфабрикатов. Состав оборудования, входящего в этот комплекс, и его компановка определяются выбранной схемой тестоприготовления.

     

По способу  приготовления теста агрегаты делятся  на периодические (порционного брожения), непрерывные (поточного брожения) и комбинированные. Агрегаты непрерывного действия по сравнению с агрегатами порционного брожения отличаются низкой энерго- и металлоемкостью, компактностью и простотой конструкции. Тестоприготовительные агрегаты поточного брожения являются специализированными, т.е. предназначены для выработки одного сорта продукции.

     

В этих агрегатах  замес опары и теста, брожение осуществляется в стационарных емкостях с одновременным перемещением опары  или теста непрерывным потоком  относительно емкости.

     

Агрегат тестоприготовительный  И8-ХТА-12 предназначен для механизированного  приготовления теста на больших  густых опарах непрерывным способом с сокращенной длительностью брожения теста.

     

Техническая характеристика:

     

-производительность, кг/ч………………….1380

     

-вместимость  бункера,м³……………………12

     

-число секций  в бункере для опары………..6

     

-установленная  мощность, кВт……………  14,04

     

-масса, кг………………………………………6675

     

-габаритные  размеры……..в зависимости от компоновки.

     

 

      

1. Кинематическая схема. 

 
 
 
 
 

 
 
 
 
 
 
 

      

Рисунок 1 -Кинематическая схема привода. 

      

Электродвигатель:

       

– мощность - 1,5 кВт

       

– синхронная частота  вращения – 55об/мин

      

Редуктор:

       

– передаточное отношение – =8

      

Ременная передача:

       

-

 передаточное  отношение 

-

=2 
 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

       

       

                                2 Расчетная часть.

       

2.1 Кинематический расчетпривода. 

       

Требуемая мощность электродвигателя для привода, кВт:

      

      

            

 ₍₁₎ 

      

      

де  - общий к.п.д. привода от двигателя до рабочего органа (барабана, тяговых звездочек и т.д), равный произведению частных к.п.д. отдельных элементов, составляющих привод: 

      

               (2) 

      

где: к.п.дременной передачи;

      

к.п.д червячного редуктора;

      

к.п.дцепной передачи;

      

к.п.д. подшипников качения;

      

N_p- мощность на рабочем органе привода, кВт. 

      

 

Определение общего оценочного передаточного отношения привода: 

      

                           (3)

 

_где = 2

5 – диапазон  приемлемых передаточных отношений 

ременнойпередачи;

= 8

80

- диапазон приемлемых  передаточных отношений червячного редуктора.

= 2

5- диапазон приемлемых  передаточных отношений цепной  передачи 
 
 
 
 
 

Определение диапазона приемлемых частот вращения вала электродвигателяn^max_min, об/мин: 

                                             (4) 
 

      

Рекомендуемые значения передаточных отношений отдельных  передач приведены в таблице 2.2 с.6  /1/ 

      

      

       

Выбор электродвигателя.

      

Электродвигатель  выбирается по мощности и диапазону  приемлемых частот вращения исходя из условий: N_тр≤ N_дв иn_дв€ n^max_min 

      

N_тр=2,2 кВт

      

n^max_min=1760 – 110000об/мин 

      

Принимаем двигатель: 4А80В2У3. 

      

      

Действительное  передаточное отношение привода: 

            

;      (5)

      

      

Принимаем: U_рп=2

      

U_чр=8

      

Передаточное  отношение цепной передачи: 

      

                                ₍₆₎ 

      

 
 
 

Определим кинематические и  энергетические характеристики на всех валах привода

     

I –

вал электродвигателя

     

                             (7)

     

= =                           (8)

                                                 (9)

=                            (10)

 

II –

быстроходный  вал редуктора. Вращение на этот вал передается при помощи ременной передачи:

               

                                       (11)

       

= =                           (12)

     

                                (13)

     

=                                  (14)

 

III –

тихоходный вал  червячного редуктора. Вращение на этот вал передается при помощи самого редуктора:

                                    (15)

     

= =                               (16)       

     

                                   (17)

     

                                    (18)

 

IV –

приводной вал. Вращение на этот вал передается при помощи цепной передачи, кроме того, вал опирается на пару подшипников качения:

     

                                       (19)

= =                                     (20)

     

                   (21)

                

                                           (22) 
 

      

      

 

2.2 Выбор редуктора

   

Червячный редуктор выбирается по четырем параметрам:

   

*передаточное отношение (должно быть стандартным);

   

*частота вращения вала;

   

*мощность на быстроходном валу;

   

*крутящий момент на тихоходном валу. 

      

n_дв=2865об/мин

      

N_Б=2,16кВт

      

n_Т=179,06об/мин 

      

Выбираем редуктор РЧУ-63-1500

      

Для него:N=2,1кВт

      

Т=98Нм

      

N=1500об/мин 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      

      

 

      

2.3Расчет ременной передачи. 

     

 Исходными  данными для расчета клиноременной  передачи являются передаточное  отношение, мощность, крутящий момент  и частота вращения ведущего  вала. С учетом этого исходные данные имеют значения:

U =2

     

кВт

Н м

     

     

Определяем расчетный  передаваемый крутящий момент ^_, :

           

 ₍₂₃₎

     

где С_р – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим её работы. Для двухсменной работы передачи в сменном режиме с приводом от электродвигателя переменного тока общепромышленного назначения, С_р=1,2 (Приложение Б,[ табл. Б4/2, c.37/]).

     

  В зависимости  от величины Т_1р выбираем два ближайших сечения ремня: Z(О) и А.

Для сечения  Z: Т_1р< 30

Для сечения А: Т_1р=15-60

     

   Минимальный  диаметр ведущего шкива:

d_1minZ=63 мм

d_{1min A}=90 мм

     

Рабочие высоты ремней:

Н_pZ=6 мм                  

Н_{р А} =8 мм

             Все данные приведены в Приложении Б [табл. Б5/2,c. 38/].

     

Действительный  диаметр ведущего шкива выбираемпо Приложению Б (табл. Б6[2]), исходя из условия d₁ d_{1 min}.

     

d_1Z=63 мм                  

     

d_1A=90 мм

      Расчётный диаметр ведомого шкиваd_2р,мм:

      

d_2рZ= d₁* U_рп (24)

d_2рZ= 63 * 2 = 126

     

d_2рA= d_{1 *} U_рп (25)

d_2рA= 90 * 2 = 180

     

Действительный  диаметр ведомого шкива выбираемпо Приложению Б [табл. Б6/2,c. 38/]ГОСТ 20889 1988г, исходя из условия d₂ d_2р.                   

     

d_2Z= 125 мм                    

     

d_2A= 180 мм

     

 Действительное  передаточное отношение передачиU_д:

           

U_д= , (26)

где = 0,01-0,02 – коэффициент упругого скольжения.

     

  Для выбранных  сечений получим:

     

U_{д Z}=

     

U_{д А}=

     

  Минимальное межосевое расстояниеа_min,мм:

           

а_min= 0,55(d₁ + d₂) + H_р. (27)

     

а_minZ= 0,55(63 + 125) + 6 = 109,4 мм

     

а_minA= 0,55(90 + 180) + 8 = 156,5 мм

     

Расчётная длина  ремняL_р,мм:

           

L_р= 2а_min + 0,5 (d₁ +d₂) + 0,25  ₍₂₈₎

   _{Подставляя значения, получим:}

     

L_{р Z}= 2 * 109,4 + 0,5 * 3,14(63 + 125) + 0,25 = 522,74 мм

     

L_{р А}=2 * 156,5 + 0,5 * 3,14(90 + 180) + 0,25 = 749,84 мм 

Действительная  длина ремня определяетсяпо Приложению Б [табл. Б7/2,c. 38/]ГОСТ 1284.1 1989г, исходя из условия L L_р.

     

L_Z= 560 мм                  

     

L_A = 800 мм                             

     

 В зависимости  от принятой длины ремня выбираем  значение коэффициента С_L, учитывающего длину ремня ГОСТ 1284.3 1996г

     

 С_LZ= 0,63                    

     

 С_LA= 0,8

     

Межцентровое  расстояниеа,мм:

           

а = а_min + 0,5(L – L_р) (29)

     

а_Z = 109,4+ 0,5(560 – 522,74) = 128,03 мм

     

а_A= 156,5 + 0,5(800 – 749,84) = 181,58 мм

     

   Угол  обхвата ремнём меньшего шкива _:

           

= 180 - 57  ₍₃₀₎

     

   Подставляя  значения, получим:

     

_Z= 180⁰ - 57^{0 =}152,4

     

= 180⁰- 57⁰ =151,74

     

   По приложению Б [табл. Б8/2,c. 39/] в зависимости от полученных углов обхвата методом интерполяции определяем значение коэффициента  С , учитывающего влияние угла обхвата.

     

   С = 0,926             

     

С = 0,923

     

   Скорость  ремняv,м/с:

     

=                                                ₍₃₁₎

     

     

     

     

 Число ремней  передачиZ:

           

Z= , (32)

где N₀ – мощность, передаваемая одним ремнём;

С_k – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

     

 Мощность  N₀ определяем методом интерполяциипо Приложению Б [табл. Б9/2,c. 39/]  в зависимости от диаметра ведущего шкива и скорости ремня. Для выбранных сечений N_0Z= 0,78, N_0A=1,642, C_р=1,2, С_к=1.

     

 Подставляя  значения, имеем:

     

Z_Z= = 6,07

     

Z_А= = 2,28

     

 Число ремней  должно быть целым и не превышать  числа, приведенного в Приложении Б [табл. Б5/2,c. 38/]. Поэтому выбираем ремни сечения А.     

     

 Окружное  усилиеF_t,Н:

           

F_t=  ₍₃₃₎

     

F_t= 

Предварительное натяжение ремняF₀,Н:

           

F₀=                                              ₍₃₄₎

     

F₀=

где = 0,45 – 0,55 – коэффициент тяги. 
 
 
 

     

Сила, нагружающая  валы передачи F,Н:

     

F = 2F₀sin  (35)

     

F=  2*243,5*sin = 472,2 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

2.3Расчёт цепной передачи

     

Исходными данными  для расчета цепной передачи являются передаточное отношение, мощность и  частота вращения ведущего вала передачи. Для рассматриваемой схемы ведущим  валом цепной передачи является вал  III. Тогда исходные данные примут вид: u_цп= 3,3; n₁ =179,06об/мин;  N₁= 1,62 кВт.

        Число зубьев ведущей звездочки  z₁:

      

. (36)

         Число зубьев ведомой звездочки  z₂: 

      

. (37)

         Действительное передаточное отношение  передачи u_д:

      

. (38)

          Коэффициент эксплуатации К_э:

      

,   (39)

где   К_д – коэффициент, учитывающий динамичность передаваемой нагрузки

    

При ударной  нагрузке К_д=1,2 (Приложение Б, табл. Б10 [3]);

К_а – коэффициент, учитывающий межосевое расстояние. При межосевом расстоянии а = (30-50) t (t–шаг цепи) К_а = 1 (Приложение Б, табл.Б11 [3]);

К_р – коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи. При регулировки нажимными роликами  К_р = 1 (Приложение Б, табл. Б12 [3]);

К_с – коэффициент, учитывающий качество смазки передачи и режим ее работы. Для помещения без пыли при хорошем качестве работы  К_с = 0,8                 (Приложение Б, табл.Б14 , Б15 [3]);

К_н – коэффициент, учитывающий угол наклона передачи к горизонту. При угле наклона до 60⁰ (вертикальное расположение) К_н=1(Приложение Б, табл. Б13 [2]);

К_реж – коэффициент, учитывающий режим работы передачи. При двухсменной работе К_реж = 1,25 (Приложение Б, табл. Б16 [3]). 

       

Подставляя численное  значение, имеем:

.

    

    Расчетная  мощность передаваемая цепью N_p,кВт:

      

  (40)   

 

где К_z – коэффициент числа зубьев;

                                    (41)

z₀₁ – число зубьев типовой передачи. Принимаем z₀₁ = 25.

       К_n – коэффициент частоты вращения; 

                                               ₍₄₂₎ 

n₀₁ – частота вращения типовой передачи об/мин. Принимаем n₀₁ = 200 об/мин.;

К_ряд – коэффициент, учитывающий число рядов цепи. Для однорядных   цепей   К_ряд = 1 (Приложение Б, табл. Б17 [3] ).

           По приложению Б (табл. Б18 [3]) исходя из условия N_р ≤ [N] выбираем два смежных типа цепи. Для рассматриваемого случая подходят цепи:

ПР-19,05-3180; ПР-25,4-6000 ГОСТ 13568-75.Дальнейший расчет для этих двух типов цепей, используя индексы А (для цепи ПР-19,05-3180) и Б (для цепи       ПР-25,4-6000). Для этих цепей: допускаемая передаваемая мощность при                  n₀₁ = 200 об/мин составляет [N]_A= 4,8 кВт и [N]_Б = 11 кВт, шаг цепи t_ц(А) = 19,05 мм и t_ц(Б) = 25,4 мм, диаметр валика d(А) = 5,94 мм и d(Б) = 7,92 мм, длина втулки b(А) = 12,7 мм и b(Б)= 15,88мм, разрушающая сила F(А)= 31,8 кН и F(Б) =60 кН, масса одного погонного метра цепи m(А) = 1,9 кг и m(Б)= 2,6 кг.