Привод наполнителя

Содержание

Введение                                                                                                          3

1 Кинематическая схема  привода                                                                         5

2 Расчетная часть                                                                                                    6

    2.1 Кинематический расчет привода                                                         6

    2.2 Выбор редуктора и муфты                                                                          11

    2.3 Расчет клиноременной передачи                                                               14

   2.5 Расчет шпоночного соединения                                                             19                                                                

3 Рекомендации по выбору  масла и смазки узлов привода                             20

4 Краткое описание порядка  сборки и обслуживания узлов  привода            21

5 Требования техники безопасности к проектируемому приводу                    22                          

Заключение                                                                                                           24

Список использованных источников                                                                 25

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

В консервной промышленности фасовка консервов осуществляется вручную или с помощью машин. Для фасования зеленого горошка и заливки в стеклянные и металлические консервные банки применяется автомат дозировочно-наполнительный Б4-КДН-16.

Автомат Б4-КДН-16 (рисунок 1) является вертикально-ротационной машиной  непрерывного действия и состоит  из следующих основных узлов:

карусели 1, питающего устройства 2, дозаторов, станины 4, четырех опор 5, бака 6, бункера для горошка 3, бункера  для заливки 8, блокировочного устройства и электрооборудования.

          Горошек к дозатору подается  из бункера 3. В нижней части  бункера находится роликодержатель с роликом. Последний, посредством пружины прижимается к кулаку вытряхивания питающего устройства.

          Бак для заливки оснащен поплавком,  перемещающимся по трубе. Планка  в нижней части поплавка с  резиновым кольцом служит для  запирания трубы в верхнем  положении поплавка. Для автоматического  включения и выключения подачи  заливки в банку служит клапан, закрепленный на баке. Клапан  включает систему рычагов, обеспечивающих  с помощью пружины запирание  резиновым кольцом отверстия  в корпусе бака для подачи  продукта в бункер для заливки,  и электромагнит. Запирание отверстия  подачи продукта в бункер для  заливки осуществляется при отсутствии подпора банок на входе в машину и заданного уровня заливки в  баке.

          Порожние банки по транспортеру  поступают к шнеку механизма  приема. Шнек делит поток их  по шагу и выдает на приемную  звезду, которая устанавливает их  в гнезде центральной звезды  карусели, перемещающей банки по  столу-копиру. Горошек попадает в  бункер 3 и заполняет проходящие  под ним дозирующие стаканы.  Выход из дозирующих стаканов  во время их заполнения закрыт  заслонками. Для лучшего заполнения  дозирующих стаканов бункер время  от времени встряхивается. При дальнейшем движении по столу-копиру банки поднимаются к заслонкам, которые рычагом блокировки отводятся, открывая дозаторы, и продукт из дозаторов высыпается в банки. Далее банки попадают в зону заполнения их заливкой. Количество поступающей в банку заливку регулируется вентилем в зависимости от производительности машины и величины дозы. Из бака заливка через клапан поступает в бункер, а из бункера – через открытые дозаторы в банку. При дальнейшем движении банки выдающей звездой перемещаются на выдающийся транспортер и далее на закаточную машину. После этого ролик поворачивает заслонку и закрывает ею дозатор  [4].

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1 – Автомат дозировочно-наполнительный Б4-КДН-16

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Кинематическая  схема привода

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

I – вал электродвигателя; II – быстроходный вал редуктора; III – тихоходный вал редуктора; IV – приводной вал.

 

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

 

Исходные данные:

w = 120 рад/мин;

N = 5,5 кВт.

 

Таблица 1 – Параметры  на валах

 

	1	2	3	4
n, об/мин	1450	345	19,2	19,2
w, рад/c	151,8	36,1	2,01	2,01
T, кН∙м	0,046	0,18	2,78	2,7
N, кВт	7,0	6,58	5,59	5,47

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Расчетная часть

2.1 Кинематический  расчет привода

Определяем коэффициент  полезного действия привода η:

                            η_м∙ η_цр∙ η_рп∙ η_пк,                                                  (1)

где η_м– КПД муфты, η_м = 0,98 – 0,99;

       η_цр– КПД двухступенчатого цилиндрического редуктора;

       η_рп– КПД ременной передачи, η_рп = 0,93 – 0,95;

       η_пк– КПД одной пары подшипников качения, η_пк= 0,99 – 0,995;

        [таблица Б1, 1].

Определяем КПД двухступенчатого цилиндрического редуктора η_цр:

                                      η_цр = η²_зп ∙ η_пк ³ .                                                                 (2)

Подставляя исходные значения, получим:

                                       η_цр = 0,93² ∙ 0,993² = 0,849;

                                       η = 0,985 ∙ 0,94 ∙ 0,9849 ∙ 0,993 = 0,780.

Определяем требуемую  мощность двигателя N_тр, кВт, по формуле:    

                                      N_тр= .                                                                             (3)

Подставляя исходные данные, получим:    

                                      N_тр= = 7,0 кВт.                                                          

Определяем частоту вращения приводного вала n, об/мин:

                                      .                                                                        (4)                                                   

Подставляя исходные значения, получим:

                                       = 19,1 рад/с,

                                      

Определяем общее оценочное  передаточное отношение привода 

                                      = ,                                                 (5)

где – диапазон передаточных отношений двухступенчатого      

        цилиндрического редуктора, = (8 40);

        – диапазон передаточных отношений ременной передачи,    

        = ()  [таблица Б2, 1].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Подставляя исходные значения, получим:

  = (8 40) ∙ () = (16.

          Определяем приемлемую частоту вращения электродвигателя об/мин:

                       = n ∙ .                                                              (6)

Подставляя имеющиеся  данные, получим:

                                       19,1 ∙ (16 = (305,6 3820).

Выбираем стандартный  электродвигатель.

По расчетным данным N_тр= 7,0 кВт и (305,6 3820), исходя из условия N_тр ≤ N_дви n_дв є, выбираем электродвигатель 4А132SУЗ ГОСТ 12139–84.  Для него N_дв= 7,5 кВт и n_дв= 1450 об/мин [таблица Б3, 1].

Таблица 2 - Параметры асинхронных  электродвигателей 

[таблица 16.7.1., 3].

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2 – Размеры асинхронных  электродвигателей

Таблица 3 – Габаритные и  установочные размеры асинхронных  электродвигателей [таблица 16.7.2., 3]

 

 

 

Уточняем общее передаточное отношение привода и разбиваем  его между отдельными узлами и  типами передач согласно схеме:

                                  U= .                                                                              (7)

Подставляя имеющиеся  данные, получим:

                                      U = = 75,9.

 

Принимаем = 18 [таблица Б2, 1].

Тогда:

                                      U_рп= ,                                                                        (8)

                                      U_цп= = 4,2.

Определяем кинематические и энергетические характеристики на всех валах привода:

I вал – вал электродвигателя:

                                    N_I = N_тр= 7,0 кВт.

                                   n_I= n_дв= 1450 об/мин.

,                                                                        (9)

= 151,8 рад/с.

                                      T_I=                                                                               (10)

Нм.

II вал – быстроходный вал редуктора:

                                      N_II= N_I∙ η_рп ,                                                                    (11)

                                       N_II = 7,0 ∙ 0,94 = 6,58 кВт.

 ,                                                                        (12) 
об/мин.

,                                                                                  (13)                                                               = 36,1 рад/с.

,                                                                        (14)

= 0,18 кН∙м.

III вал – тихоходный вал редуктора:

                                       N_III= N_II∙ η_цр,                                                                  (15)

 

                                       N_III = 6,58 ∙ 0,849 = 5,59 кВт.

,                                                                      (16)

                                      = = 19,2 об/мин.

                                                                    (17)

= 2,01 рад/с. 

                                           (18)

Нм.

IV вал – приводной вал:

hh                                               (19)

 кВт.

.                                                                 

= ,                                                                    (20)

рад/с.

                                       T_IV= ,                                                                         (21)

                                       T_IV= = 2,7 кН·м.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.2 Выбор редуктора  и муфты

Редуктор выбираем по двум параметрам: передаточное отношение (должно быть стандартным) и крутящий момент на тихоходном валу. U_цр= 18 и Т_III= 2780 Н∙м. При выборе редуктора табличные данные должны превышать расчетные. Этим условиям удовлетворяет цилиндрический редуктор Ц2У – 160 – 18 – 12КУ2 ГОСТ 21426 – 75. Для него U_цр = 2 и Т = 245,5 Н∙м,

[2].

Муфту выбираем по следующим  параметрам: Т = 2700 Н∙м и d_ред = 55 мм, d_прив = 98 мм. Выбираем упругую втулочно – пальцевую муфту, состоящую из двух полумуфт. Этим условиям удовлетворяет муфта 8000 – 55 –3 –98 – 2 ГОСТ 21424 – 93.

[3].

 

Таблица 4 – Габаритные и  присоединительные размеры цилиндрических двухступенчатых горизонтальных редукторов типа Ц2У,мм

[таблица 24., 2].

 

Рисунок 3 – Конструкции основных типов редукторов.

 

                        Рисунок 4 – Муфта упругая втулочно – пальцевая.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 4 – Параметры  и размеры упругих втулочно –  пальцевых муфт, мм

 

T, кН∙м	d	D	L				l
			Исполнения				Исполнения
			1	2	3	4	1	2	3	4
0,063 0,125   0,25   0,5 0,71 1,0   2,0   4,0 8,0 16,0	20…24 25,28,30   32…38 40…45 40…45 45…56 50…56 60…70 63…75 80…90 80…95 100…125 120,125 130…150 160	100 120   140   170 190 220   250   320 400 500	104 125 165 165 225 225 226 226 286 288 348 350 432 435 515 615	76 89 121 121 169 169 170 170 216 218 268 270 342 345 415 495	104 125 165 165 225 225 226 226 286 283 348 350 432 435 515 615	76 89 121 121 160 160 170 170 216 218 268 270 342 345 415 495	50 60 80 80 110 110 110 110 140 140 170 170 210 210 250 300	36 42 58 58 82 82  82 82 105 105 130 130 165 165 200 240	38 44 60 60 85 85 85 85 107 107 135 135 170 170 205 245	24 26 38 38 56 56 56 56 72 72 95 95 125 125 155 185

 

 

Таблица 5 – Параметры  и размеры упругих втулочно –  пальцевых муфт, мм

 

Т, кН∙м	Несоосность валов не более		l1	l2	l3	d1	d2	D1	Тормозной шкив
	радиальная	угловая							Dт	В	l4
0,063 0,125 0,25 0,5 0,71 1,0 2,0 4,0 8,0 16,0	0,2 0,3 0,3 0,3 0,4 0,4 0,4 0,5 0,5 0,6	1°30´ 1°00´ 1°00´ 1°00´ 1°00´ 1°00´ 1°00´ 0°30´ 0°30´ 0°30´	28 32 40 50 55 60 70 80 110 140	16 18 20 24 24 30 34 40 57 72	16 18 20 26 26 32 42 50 72 86	40 55 75 80 100 120 150 160 200 240	14 14 16 18 20 25 28 35 45 55	63 86 100 120 135 160 180 230 280 360	120 120 160 200 250 250 320 400 500 630	50 50 60 80 100 100 120 150 180 235	33 33 37 43 53 53 58 58 61 61

[3].

 

 

 

 

2.3 Расчет ременной передачи

          Исходными данными для расчета клиноременной передачи являются передаточное отношение, мощность, крутящий момент и частота вращения ведущего шкива.

Схема передачи:

Рисунок 5 – Ременная передача

Исходные данные:

Т_I = Т₁ = 46 Н∙м;

U_рп= 4,2;

==  1450 об/мин;

N_I = N = 7,0 кВт.

 

          Определяем расчетный передаваемый крутящий момент T_1р, Н м,

по формуле:

                                       _{T1р = T1·Cр. (22)}

где C_p- коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и

        режим ее работы. Для двухсменной работы при среднем режиме1,2

       [табл. Б4,5]

Подставляя значения, получим:

                                    _{T1р = 46 · 1,2 = 55,2 Н·м.}

                                   

           Исходя из полученного значения T_1р принимаем к установке клиновые ремни сечений А и Б. Дальнейшие расчеты будем проводить для этих двух сечений, обозначая расчетные параметры соответствующими индексами. Для сечения А Т_1рА от 15 до 60 Н·м, для сечения Б Т_1рБ от 50 до 150 Н ·м. Для этих сечений минимальный диаметр ведущего шкива d_1minA = 90 мм и  d_1min =125. Рабочие высоты ремней H_рА = 8 мм и H_рБ = 11 мм. ГОСТ 1284.1-89 [табл. 2.2.1., 1].

Действительный диаметр  ведущего шкива выбирают исходя из условия:

, 

для сечения А: 

для сечения Б: [табл.2.2.4., 1].

 

 

 

          Определяем расчетный диаметр ведомого шкива , мм, по формуле:

                                                                                                        (23)

где - действительный диаметр ведущего шкива, мм;

      - передаточное отношение ременной передачи.

 

 

Подставляя значения, получим:

для сечения А:

 

для сечения Б:

.

Действительный диаметр  ведомого шкива выбираем исходя из условия:

,

для сечения А:

для сечения Б: [табл.2.2.4., 1].

 

          Определяем действительное передаточное отношение по формуле:

                                     ,                                                               (24)

где - коэффициент упругого скольжения, ;

        - действительный диаметр ведомого шкива, мм;

- действительный диаметр ведущего шкива, мм.

Подставляя данные, получим:

для сечения A:

 

для сечения Б:

 

          Определяем минимальное межосевое расстояние , мм,

 по формуле:

,                                        (25)  

где- действительный диаметр ведомого шкива, мм;

- действительный диаметр ведущего шкива, мм.

Подставляя исходные данные, получим:

для сечения А:

 мм,

для сечения Б:

             мм.

         Определяем расчетную длину ремня , мм, по формуле:

,              (26)

где - минимальное межосевое расстояние, мм;

     - действительный диаметр ведомого шкива, мм;

- действительный диаметр ведущего шкива, мм.

Подставляя данные получим:

для сечения А:

 

для сечения Б:

 

          Действительную длину ремня выбираем исходя из условия:

,

для сечения А: =1600 мм,

для сечения Б:=2240 мм.

ГОСТ 1284.3-96[табл.2.2.6., 1].

          В зависимости от принятых значений длин ремня, выбираем значение коэффициента С_L, учитывающего длину ремня, для сечения А С_L=0,98, для сечения Б С_L=1 [табл.2.2.6., 1].

         Определяем действительное межосевое расстояние , мм, по формуле

                                      ,                                           (27)

где  - действительная длина ремня, мм;

       - расчетная длина ремня, мм;

       - минимальное межосевое расстояние.

Подставляя  исходные данные, получим:

для сечения А:

 

для сечения Б:

 

         Определяем угол обхвата ремнем меньшего шкива , по формуле:               ,                                                 (28)

где   - действительный диаметр ведомого шкива, мм;

- действительный диаметр ведущего шкива, мм;

      - межосевое расстояние, мм.

 

Подставляя исходные данные, получим:

для сечения А:

 

для сечения Б:

 

          В зависимости от полученной величины принимаем значение коэффициента С_α, учитывающего угол обхвата, для обоих сечений С_α=0,89

[табл.2.1.3., 1].

 

          Определяем скорость ремня , м/с, по формуле:

                                                                                                           (29)

где - действительный диаметр ведущего шкива, мм;

        n₁ -  частота вращения ведущего шкива, об/мин.

Подставляя данные, получим:

для сечения А:

 

для сечения Б:

 

 

          Определяем число ремней Z, по формуле:

                                       ,                                                (30)

где N₀- мощность, передаваемая одним ремнем. Выбирается в зависимости

       от сечения ремня, его скорости и диаметра ведущего шкива.

        Для сечения А при и d₁=100 мм, N₀=1,29 кВт.

        Для  сечения Б при и d₁=140 мм, N₀=2,79 кВт [табл. 2.2.8.,2];

        С_к -коэффициент учитывающий число ремней передачи. Предварительно

       принимаем С_к=1;

       С_L - коэффициент, учитывающий длину ремня;

       С_α - коэффициент, учитывающий угол обхвата;

       - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и

        режим ее работы. Для двухсменной работы при среднем режиме1,2

       [табл. Б4,5];

- мощность ведущего  шкива, Н.

 

Подставляя исходные данные, получим:

для сечения А:

 

 

для сечения Б:

 

 

 

Принимаем для сечения А число ремней 8, для сечения Б 4 ремня.

           Определяем силу, нагружающую валы  передачи F, Н, по формуле:

                                       ,                                                    (31)

где  - предварительное натяжение ремня, которое вычисляется

       по формуле:

,                                                                    (32)

где  - коэффициент тяги, ;

        F_T- окружное усилие, вычисляемое по формуле:

                                                                 (33)

Подставляя данные, получим:

для сечения А:         

 

для сечения Б:

 

 

для сечения А:

 

для сечения Б:

для сечения А:

 

 

 

для сечения Б:

 

          Исходя из значений числа ремней и силы нагружающей валы передачи, окончательно принимаем к установке 4 ремня сечения Б.

 

2.4 Расчет шпоночного соединения

Определяем диаметр приводного вала d, мм:

,                                                                   (34)

где =10 – 20 МПа – пониженные допускаемые напряжения.

Подставляя имеющиеся  данные, получим:

                                       d= 98мм.

Определяем рабочую длину  шпонки l_р, мм  исходя из условий прочности на смятие:

,                                                  (35)

где   z – число шпонок в сечении, z = 1;

        h – высота шпонки при d = 98 мм, h = 16 мм,

        b – ширина шпонки, b = 28 мм;

        t – глубина паза, t = 10 мм [таблица Б21, 1];

        [σ_см] = допускаемое напряжение на смятие, [σ_см] = 60÷100 МПа.

Приравнивая расчетные напряжения к допускаемым, и, выражая рабочую  длину шпонки l_p, мм, имеем:

                                       l_p ,                                                              (36)

Подставляя имеющиеся  значения, имеем:

                                      l_p = 57 мм.

Проверяем условие прочности  на срез [τ_cp]:

,                                                    (37)

где [τ_cp] – допускаемое напряжение среза, [τ_cp] = 100 МПа.

Подставляя имеющиеся  данные, получим:

= = 17

Определяем полную длину  шпонки l, мм:

                                 ,                                                                  (38)

Подставляя имеющиеся  данные, получим:

                                          l = 57 + 28 = 85 мм.

Окончательно принимаем  к установке шпонку 28×16×90 ГОСТ 23360 – 78,

[таблица Б21,1].

3 Рекомендации  по выбору масла и смазки  узлов привода

Смазку машин применяют  в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей. Выбор смазочных  материалов и условий смазки основывается на расчетах или на экспериментальных  данных и опыте эксплуатации.

В проектируемой конструкции  привода смазке подвергают цилиндрический редуктор и подшипники качения.

Для редукторов общего назначения обычно применяет непрерывную смазку жидким маслом. Способ смазки – картерный  непроточный (окунанием), струйный (поливанием), комбинированный – выбирают с учетом величины окружной скорости и условий теплоотдачи. Наиболее простой способ – картерный непроточный (окунанием зубьев зубчатых колес в масло, залитое в корпус) – применяется при окружных скоростях до 12 – 15 м/с. При картерной смазке достаточно, чтобы в смазку погружалось большее из двух зубчатых колес пары. Глубину погружения для цилиндрических зубчатых колес рекомендуется выбирать в пределах от 0,75 до 2 высот зубьев. Но не менее 10 мм. Объем масляной ванны принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющегося тепла к стенкам корпуса, а толщину масляного слоя между зубчатыми колесами и днищем рекомендуется назначать достаточно большой, чтобы продукты износа могли оседать на дне и не попадали на рабочие детали. Рабочую температуру масла в цилиндрических редукторах рекомендуется ограничивать ≤ 50 ° С.

Для смазки подшипников качения  применяют жидкие масла, пластичные смазки и в особых случаях твердые  смазочные материалы. Наиболее благоприятные  условия для работы подшипников  обеспечивают жидкие масла. Преимущества их заключаются в высокой стабильности, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить тепло и  очищать подшипник от продуктов  износа. Жидкую смазку легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких смазок связан с потребностью в сложных конструкциях уплотнений.