Описание конструкции, принцип работы и техническая характеристика фаршемешалки ФМ-140

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 3

Машина состоит из двух литых чугунных стоек, соединенных поперечными связями. На стойках на двух цапфах, установлена дежа (корыто) из нержавеющей стали, которая может поворачиваться вокруг своей оси при загрузке и выгрузке при помощи рукоятки. Для облегчения поворота корыта емкостью 140 литров, который проводится в ручную, имеется противовес, закрепленный на тросе, перекинутом через ролик и соединенный с корытом.

Внутри корыта имеются две Z- образные лопасти, луженные пищевым оловом. Привод в движение лопасти получают от электродвигателя, через червячный редуктор. Другая лопасть приводится в движение через пару цилиндрических шестерен, надетых на валы лопастей.

В местах прохода валов лопастей через боковые стенки корыта устроены специальные уплотнительные сальники для того, чтобы предотвратить попадания смазки в продукт. Для подтяжки сальниковых уплотнений имеются специальные фланцы.

Все вращающиеся детали машины закрыты ограждениями. Продукцию загружают в машину при опрокинутом корыте, после чего его поворачивают, ставят в вертикальное положение и включают электродвигатель. По окончанию перемешивания наклоняют корыто и выгружают продукт, при этом электродвигатель не выключают и используют вращение лопастей для выгрузки продукта. Затем машину вновь загружают и начинают новый цикл перемешивания.

Технические характеристики: в таблицу

Емкость дежи, л 140

Количество месильных лопастей, шт 2

Мощность электродвигателя, Вт 2800

Частота вращения, об/мин

ведущей лопасти 95

ведомой лопасти 45

Габаритные размеры, мм

длина 1175

ширина 980

высота 1650

Масса, кг 440

Расчет привода

3.2.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

Требуемая мощность электродвигателя:

N= Q*h_а_{, где}

_Q_{= 1140кг/ч- производительность фаршемешалки}

_h_{а=2, 5-коэфициент запаса мощности}

N= Q*h_а =1140*2, 5= 2, 85

По табл. П1 приложение по требуемой мощности Р_тр = 2, 85 кВт выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500 об/мин. 4А132S4, с параметрами Р_дв =3, 0 кВт и скольжением 3%.

Номинальная частота вращения

n_дв = 1500- (1500*0, 046) = 1430 об/мин,

угловая скорость

ω _дв= = = 151 рад/с,

передаточное отношение привода

i_об. = = = 32.

Принимаю передаточное число червячного редуктора - 16, тогда передаточное число цилиндрической зубчатой передачи

Расчет частоты вращения и угловой скорости на валах:

; ;

Расчет крутящих моментов на валах

Вал электродвигателя: ;

Вал червячного колеса: ;

Вал тихоходного шнека: ;

3. 2.2.Расчет червячного редуктора

Число витков червяка z₁принимаем в зависимости от передаточного числа: при i_ред = 16 принимаем z₁ = 2 (см. с. 55).

Число зубьев червячного колеса

z₂= z₁i_ред = 2 ∙ 16 = 32.

Принимаем стандартное значение z₂= 32 (см. табл. 4.1)

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твёрдости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9 ЖЗЛ (отливка в песчаную формулу).

Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении υ _s = 5 м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [σ _Н] = 155 МПа(табл. 4.9).Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [σ _OF ] = K _FL [σ _OF ]΄. В этой формуле K _FL = 0, 543 при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба N_∑ > 25 ∙ 10⁷; [σ _OF ]΄ = 98 МПа – по табл. 4.8;

[σ _OF ] = 0, 543 ∙ 98 = 53, 3 МПа

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10.

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки K = 1, 2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости [формула (4.19)]:

Модуль

m = = = 6, 19 мм.

Принимаем по ГОСТ 2144 – 76 (табл.4.2) стандартные значения m =6, 30 мм. и q = 10.

Основные размеры червяка:

длительный диаметр червяка

d₁ = qm = 10 ∙ 6, 3 = 63 мм;

диаметр вершин витков червяка

d_а1 = d₁ + 2m = 63 + 2 ∙ 6, 3 = 76 мм;

диаметр впадин витков червяка

d_f₁ = d₁– 2, 4 m = 63 – 2, 4 ∙ 6, 3 = 47, 9 мм;

длина нарезанной части шлифованного червяка [см. формулу (4.7)]

b₁≥ (11 + 0, 06z₂) m + 25 = (11 + 0, 06 ∙ 32) ∙ 6, 3 +25 = 106, 7 мм;

принимаем b₁ = 110 мм;

делительный угол подъёма витка γ (по табл.4.3): при z₁ = 2 и q = 10 γ = 11˚ 19΄.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса

d₂ = z₂m = 32 ∙ 6, 3 = 201, 6 мм;

диаметр вершин зубьев червячного колеса

d_а2 = d₂ + 2m = 201, 6 + 2 ∙ 6, 3 = 214, 6 мм;

диаметр впадин зубьев червячного колеса

d_f₁ = d₂ – 2, 4 m = 201, 6 – 2, 4 ∙ 6, 3 = 186, 48 мм;

наибольший диаметр червячного колеса

мм;

ширина венца червячного колеса [см. формулу(4.12)]

мм.

Окружная скорость червяка

υ ₁ = м/с.

Скорость скольжения

υ _s = м/с;

при этой скорости [σ _Н] 149 МПа (см. табл.4.9)

при скольжении υ _s = 4, 82 м/с приведённый коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (см. табл. 4.4) f ΄ = 0, 020 ∙ 1, 5 =0, 03 и приведённый угол трения ρ ΄ = 1˚ 20΄.

КПД редуктора с учётом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла

η = (0, 95 ÷ 0, 96) 0, 85

По табл. 4.7 выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности K_υ = 1, 1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [формула (4.26)]

K_β = 1 + ,

где коэффициент деформации червяка при q = 10 и z₁ = 2 по табл. 4.6 θ = 86. Примем вспомогательный коэффициент x = 0, 6 (незначительные колебания нагрузки, с.65);

K_β = 1 +

Коэффициент нагрузки

K = K_β K_υ = 1, 21∙ 1, 1 = 1, 33.

Проверяем контактное отношение [формула (4.23)]:

σ _Н= < [σ _Н] = 149 МПа

Результат расчёта следует признать удовлетворительным, так как расчётное напряжение ниже допускаемого на 13, 4% (разрешается до 15%).

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба по табл. 4.5 Y_F = 2, 14.

Напряжение изгиба [см. формулу (4.24)]

МПа,

что значительно меньше вычисленного выше [σ _OF] = 53, 3 МПа.

3.2.3 Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Так как, в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45; термическая обработка - но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200. Допускаемые контактные напряжения

где - придел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По таблице 3, 2 глава 3. для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработки (улучшение)

где КнL- коэффициент долговечности, при числе циклов нагружении больше базового, что имеет место при длительном эксплуатации редуктора принимают КнL = 1; коэффициент безопасности для косозубых колес расчетное контактное напряжения по формуле 3, 10 (глава 3)

Для шестерни:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Требуемое условие выполнено. Коэффициент Кн не смотря на семеричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, т.к со стороны цепной передачи действуют силы вызывающие дополнительно деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по таб.3, 1 как в случае несимметричного расположения колес, значения Кн

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины винца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

a_w = К_а (u + 1) ³Ö T₃К_нβ/[σ _н]²u²ψ _ba =

=43*(2 + 1)* ³Ö 640*10³*1, 25/410²*2²*0, 4 = 187 мм,

Где для косозубых колес .

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 a_w =200мм.

Нормальный модуль

m_n = (0, 01¸ 0, 02)a_w = (0, 01¸ 0, 02)*200= 2¸ 4 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 – 60 m_n = 3 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев шестерни и колес β = 10⁰: Число зубьев шестерни

Принимаем

Уточненное значение угла наклона зубьев β = 10⁰:

Основные размеры шестерни и колеса:

- диаметры делительные:

- диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8 – ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

Значение даны в табл. 3, 5 при твердости НВ и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжении цепной передачи , по( табл. 3, 4. гл.3) при и 8-й степени точности .

По табл. 3, 6 для косозубых колес при имеем . Таким образом

Проверка контактных напряжений по формуле:

мПа

Силы действующие в зацеплении:

Окружная:

Радиальная: F_r= F_t*tga/cosb=9846*tg20⁰/cos10⁰50=3530 H;

Осевая:

Проверяем зубья на выносливость по напряжением изгиба по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки (см. стр. 42). По табл. 3, 7 при твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3, 8 . Таким образом, коэффициент ; коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев (см. гл. 3, пояснение к формуле (3, 25)):

У шестерни:

У колеса:

и (см. стр. 42)

Допускаемое напряжение.

По табл. 3, 9 для стали 45 улучшенной при твердости Для шестерни для колеса - коэффициент безопасности, где (по табл.39), (для канавок и штамповок). Следовательно, .

Допускаемые напряжение:

Для шестерни: мПа

Для колеса: мПа.

Находим отношение :

Для шестерни мПа;

Для колеса мПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты (см.гл.3, пояснения к формуле (3, 25);

Для средних значений коэффициента торцового покрытия и 8-й степени точности . Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3, 25):

Условие прочности выполнено.

3.2.4. Предварительный расчёт валов редуктора

и конструирование червяка и червячного колеса.

Крутящий момент в поперечных сечениях валов:

Витков червяка выполнены за одно целое с валом (рис. 12.22 и 4.1).

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчёту на кручении при [τ _к] = 25 МПа

16 мм.

Но для соединения его с валом электродвигателя примем d_в1 = d_дв= 32 мм; диаметры подшипников шеек d_п2= 40 мм. Параметры нарезанной части d_f₁ =47, 9 мм; d₁ = 63 мм; d_а1 = 76 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше d_f₁.

Длина нарезанной части b₁ = 110 мм.

Расстояние между опорами червяка примем l₁ d_аМ2= 224 мм;

расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f₁ = 70 мм.

В е д о м ы й в а л (см. рис 12.26).

Диаметр выходного конца

мм.

Принимаем d_в2 = 38 мм.

Диаметры подшипников шеек d_п2= 45 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса d_к2 = 50 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса

d_ст2 = (1, 6 ÷ 1, 8) d_к2 = (1, 6 ÷ 1, 8) 50 = 80 ÷ 90 мм

Принимаем d_ст2 = 80 мм.

l_ст2 = (1, 2 ÷ 1, 8) d_к2 = (1, 2 ÷ 1, 8) 50 = 60 ÷ 90мм.

Принимаем l_ст2 = 80 мм.

3.2.5. Первый этап компоновки редуктора

Компоновочный чертёж выполняем в двух проекциях – разрез по оси колеса и разрез по оси чертежа; желательный масштаб 1: 1, чертить тонкими линиями!

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельно первой, проводим на расстоянии a_w = 151, 2 мм. Затем проводим две вертикальные осевые линии, одну для главного вида, вторую для вида сбоку.

Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и червячным колесом и между стенкой и ступицей червячного колеса ~ 15 мм.

Вычерчиваем подшипники червяка на расстоянии l₁= d_аМ2 = 224 мм один от другого, располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка.

Так же симметрично располагаем подшипники вала червячного колеса. Расстояние между ними замеряем по чертежу l₂ = 70 мм.

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем радиально-упорные подшипники: шариковые средней серии для червяка и роликовые конические легкой серии для вала червячного колеса (см.

табл. П6 и П7):

Условное обозначение подшипника	d	D	B	T	C	е
мм	кН
					61, 4	0, 68 0, 41

3.2.6. Проверка долговечности подшипников.

Силы в зацеплении (рис. 12.24):

окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке,

Н;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,

Н;

радиальные силы на колесе и червяке

Н.

При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.

Направления сил представлены на рис. 12.24; опоры воспринимающие внешние осевые силы, обозначим цифрами «2» и «4».

В а л ч е р в я к а

Расстояние между опорами l₁= d_аМ2 = 411 мм. Диаметр d₁ = 63 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_а1, обозначим «2» ):

в плоскости xz

Н;

в плоскости yz

- ;

Н;

Проверка: R_y₁ + R_y₂ – F_r₁ = 196 + 692 – 888 = 0.

Суммарные реакции

Н;

Н.

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорные подшипников по формуле (9.9)

S₁= eP_r1 = 0, 68 ∙ 386 =262 Н;

S₂= eP_r2 = 0, 68 ∙ 768 =522 Н,

где для подшипников шариковых радиально-упорные с углом α = 26˚ коэффициент осевого нагружения е = 0, 68 (см. табл. 9.18).

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21). В нашем случае S₁< S₂; P_a₁ = F_a ≥ S₂ – S₁; тогда P_a₁ = S₁ = 262 Н; P_a₂ = S₁+ F_a₁ = 262 + 2442 = 2704 Н.

Рассмотрим левый («первый»)подшипник.

Отношение ; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н,

где по табл. 9.19 для приводов фаршемешалок K_б= 1, 3.

Коэффициент V = 1 и K_Т= 1.

Н;

;

Н.

Проверка: Н.

Суммарные реакции

Н;

Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников – по формуле (9.9)

S₃= 0, 83eP_r₃ = 0, 83 ∙ 0, 41 ∙ 1813 = 650 Н; Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим правый («второй») подшипник.

Отношение ,

поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой;

Н Н,

где X=0, 41 и Y = 0, 87 по табл. 9.18.

Расчётная долговечность, млн. об., по формуле (9.1)

млн. об.

Расчётная долговечность, ч

ч,

где n = 1430 об/мин – частота вращения червяка.

В е д о м ы й в а л (см. рис. 12.24)

Расстояние между опорами (точнее, между точками приложения радиальных реакций P₃и P₄ – см. рис. 12.23) l₂ = 70 мм; диаметр d₂ = 262 мм.

Реакция опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_а2, обозначим цифрой «4» и при определении осевую нагружения будем считать ее «второй»; см. табл. 9.21).

В плоскости xz

Н.

В плоскости yz

;

S₃= 0, 83eP_r₄ = 0, 83 ∙ 0, 41 ∙ 1221 = 415 Н;

S₄= 0, 83eP_r₄ = 0, 83 ∙ 0, 41 ∙ 1509 = 513 Н;

где для подшипников 7209 коэффициент влияния осевого нагружения е = 0, 41.

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21) в нашем случае S₃< S₄; P_a₃ = F_a ≥ S₄ – S₃; тогда P_a₃ = S₃= 415 Н; P_a₄ = S₃+ F_a = 415 + 666 = 1081 Н.

Для правого (с индексом «3») подшипника отношение , поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентные нагрузки

Н.

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7209. Долговечность определим для левого подшипника («четвёртого»), для которого эквивалентная нагрузка значительно больше.

Для левого (индекса «4») подшипника ; мы должны учитывать осевые силы и определять эквивалентную нагрузку по формуле(9.5); примем V = 1; К_б = 1, 3 и К_т = 1, для конических подшипников 7209 при коэффициенты Х = 0, 56 и Y = 1, 02 (см. табл. 9.18 и П7);

Расчётная долговечность по формуле (9.1), млн. об.

млн.об.,

где С = 65 (см. с. 375).

Расчётная долговечность, ч

ч,

где n = 95 об/мин – частота вращения вала червячного колеса.

3.2.7. Тепловой расчёт редуктора.

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А ≈ 0, 73 м² (здесь учитывалась также площадь днища, поэтому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

По формуле (10.1) условие работы редуктора без перегрева при продолжительности работе

где = 3 кВт = 3000 Вт – требуемая для работы мощность на червяке.

Считаем, что обеспечивает достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи k_t = 17 Dn/(м²∙ ˚ С). Тогда

Допускаем перепад температур при нижнем червяке = 60˚.

3.2.8 Проверка прочности шпоночных соединений.

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78 (см. табл. 8.9).

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности по формуле (8.22)

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице МПа при чугунной МПа.

Вал червяка: d = 32 мм; мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 50 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, см. табл. 11.5); момент на ведущем валу T₁ = 20 ∙ 10³ Н ∙ мм;

МПа<

(материал полумуфты МУВП – чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал.

Проверяем шпонку под червячным колесом: d = 60 мм; мм; t₁ = 7мм; длина шпонки l = 100 мм (при длине ступицы звёздочки 105 мм); Т₃ = 465 ∙ 10³ Н ∙ мм;

МПа<

(обычно звёздочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие выполнено.

3.2.9 Уточнённый расчёт валов.

Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его по перечных сечений, принятые при конструирование после расчёта геометрических характеристик (d₁ = 63 мм, d_a₁ = 76 мм и d_f₁ = 47, 9 мм), значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение. Напомним, что диаметр выходного конца вала получился при расчёте на кручении 15, 2 мм, а мы по соображениям конструирования приняли его d_в1 = 32 мм (мы решили этот диаметр для удобства соединения принять равным диаметру вала электродвигателя).

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жесткость).

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка