Анализ современных технологий и техники производства вареных колбас

Скачать 0.95 Mb.

Название	Анализ современных технологий и техники производства вареных колбас
страница	5/9
Тип	Анализ

rykovodstvo.ru > Руководство ремонт > Анализ

1 2 3 4 5 6 7 8 9

4.1.2 Технологический расчет фаршемешалки [11]

Фаршмешалка горизонтальная с вертикальным вращением лопастей.

Определим производительность фаршемешалки. Для мешалок периодического действия производительность определяется по следующей формуле:
, (4.15)
где  = 0,7- коэффициент заполнения или использования полезной емкости;

V = 0,15 – геометрическая емкость резервуара (дежи) мешалки, м³;

 = 1070 - плотность перемешиваемого продукта, кг/м³;

t = 16 – полная продолжительность перемешивания, включая загрузку и выгрузку, мин.

Среднее практическое значение  для перемешивания вязких продуктов в горизонтальной мешалке составляет 0,5-0,7.

.

Определим сопротивление среды, испытываемое вращающимися лопастями ведущего и ведомого валов.

Сопротивление, испытываемое одной лопастью, определяется по формуле:
, (4.16)
где  - удельное сопротивление, Н/м²;

F – площадь лобовой поверхности лопасти, м².

По данным Лапшина для фарша, имеем:
, (4.17)
где ₀ = 4000-8000 – условное начальное сопротивление, Н/м²;

а = 4000-5000 – постоянный параметр, зависящий от вида фарша;

 - скорость вращения лопастей, м/с.

Лобовая площадь поверхности лопасти:
F = (R - r)l, (4.18)
где R = 0,1375– наружный радиус, м;

r = 0,03– внутренний радиус, м;

l = 0,39– длина лопасти, м;

F = (0,1375 – 0,03)0,39 = 0,042 м².

Удельное сопротивление для лопасти:

₁ = 7000 + 5000 + 0,685 = 10420 Н/м²;

₂ = 7000 + 5000 + 1,1 = 12500 Н/м².

Сопротивление, испытываемое одной лопастью ведущего вала

Р₁ = ₁F = 104200,042 = 437,64 Н;

ведомого вала

Р₂ = ₂F = 125000,042 = 525 Н.

Мощность двигателя привода фаршемешалки определяется по формуле
(4.19)
где z₁, z₂ – соответственно число лопастей на ведущем и ведомом валах
Выбираем согласно рекомендациям [13] мотор-редуктор МЦ2С-100-56 КУЗ ГОСТ 20721-75, мощностью N = 3 кВт, n = 56 мин^-1.

Мощность, потребляемая на привод поворота дежи фаршемешалки определяется по формуле
, (4.20)
гдеМ – момент сопротивления повороту дежи, Нм;

 - угловая скорость вращения дежи, рад/c;

_а = 1,3-1,5 – коэффициент запаса мощности в момент пуска, выбираем _а = 1,5;

 = 0,8 – КПД привода поворота дежи;

₁ = 0,87 – КПД редукторной части мотор-редуктора.

Момент сопротивления определяется следующим образом
М = Рl, (4.21)
где Р – сила сопротивления повороту дежи, Н;

l – плечо силы относительно оси поворота (оси ведущего вала фаршемешалки), м;
Р = mg, (4.22)
гдеm – суммарная масса дежи фаршемешалки и находящегося в ней фарша
m = m₁m₂, (4.23)
где m₁ = 100 – масса дежи, кг;

m₂ – масса фарша, кг.
(4.24)
где = 0,7 – коэффициент заполнения дежи;

V = 0,15 – емкость дежи, м³;

 - плотность фарша, кг/м³.

m₂ = 0,70,151070 = 112,5 кг

m_сум = 100 + 112,5 = 212,5 кг

Р = 2125 Н; R = 0,15 м – определяется согласно чертежу.
М = РR, (4.25)
М = 21250,15 = 319 Нм.
, (4.26)
.

.

Согласно рекомендациям [13] выбираем мотор-редуктор 2МВЗ-80-15G310 ГОСТ 24439-80 мощностью N = 0,25 кВт; n = 15 мин^-1.
4.1.3 Технологический расчет шприца ФШ2-ЛМ [11]

Определим производительность шприца
Q = (4.27)
где = 0,6 – коэффициент подачи фарша;

 = 58 - угол подъема винтовой линии шнека, град;

D = 0,1- наружный диаметр рабочей части шприца, м;

D = 0,05 - внутренний диаметр рабочей части шприца, м;

S = 0,07 - шаг винта, м;

К = 1,075 - коэффициент увеличения ширины впадины;

 = 95,5 - число оборотов шнека, мин^-1;

 = 1100 - плотность мяса, кг/ м³

Q = кг/ч.

Объемную производительность шнекового питателя определим по методу Шенкеля
, (4.28)
где D = 0,1 - наружный диаметр шнека, м;

h = 0,004 - глубина нарезки, м;

Z = 2 - число шнеков;

₀ = 0,25 - коэффициент, учитывающий уменьшение производительности за счет контакта шнеков;

к = 0,6 - коэффициент;

к₁ = 0,7 - коэффициент;

t = 0,17 - среднее значение шага нарезки винтовой линии, м;

N₀ = 1 – число заходов винта;

l - 0,005 - средняя толщина гребня винта, м;

 = 48 - угол развертки средней линии нарезки;

к₂ = 0,7 - коэффициент, зависящий от обратного хода продукта;

 = 30010³ - давление, создаваемое винтом на выходе продукта, Н/м²;

L = 0,6 – длина шнека, м.

=

= 4,210^-3 м³/с.

Мощность электродвигателя вытеснителя
N = , (4.29)
где М = 4,210^-3 –объемная производительность за секунду, м³/с;

Р = 30010³ – давление напора, создаваемое вытеснителем, Н/ м²;

_ = 1,2 - коэффициент запаса мощности;

 = 0,21 - механический КПД вытеснителя.

N = кВт.

Производительность вакуум-насоса
М_в = ₀, (4.30)
где ₀ = 4 - коэффициент, учитывающий соотношение производительности вакуум- насоса и производительности вытеснителя

М_в = 44,210^-3 = 16,810^-3 м³/с.

Мощность электродвигателя к вакуум- насосу
N = (4.31)
где А = 30000 - расход энергии на сжатие, 1 м³ воздуха, откачиваемого вакуум-насосом, Дж/м³;

 = 0,8 - механический КПД вакуум-насоса

N = = 5 кВт.
4.2 Кинематический расчет привода мешалки []
Привод фаршемешалки состоит из:

- мотор-редуктора серии МЦ2С-100-56КУЗ ГОСТ 20721-75 с частотой вращения выходного вала 56 мин^-1 и мощностью N = 3 кВт.

- цепной передачи;

- зубчатой передачи от ведущего вала фаршемешалки к ведомому.

;

;

;

;

;

;

;

.

Поворот дежи

.

Время одного полного оборота емкости

.

Поворот емкости на 90⁰

.
4.2.1 Расчет параметров цепной передачи [15]

Исходные данные: цепная передача расположена меду мотор-редуктором и ведущим шнековым валом фаршемешалки. Передаваемая мощность 3 кВт. Частоты вращения: ведущей звездочки n₁ = 56 мин^-1, ведомой – n₂ = 48 мин^-1. Угол между линией, проходящей через центры и горизонталью 55⁰, смазывание периодическое, работа в две смены.

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ГОСТ 13568-75 и определяем ее шаг
, (4.32)
где Т₁ – вращающий момент на валу ведущей звездочки, Нмм;

z₁ – число зубьев ведущей звездочки;

[р] – допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира, Н/мм²;

m – число рядов цепи;

К_э – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.
К_э = К_д + К_а + К_н + К_р + К_см + К_п, (4.33)
где К_д – динамический коэффициент, при спокойной нагрузке К_д = 1;

К_а – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при а = (30-50)t принимаем К_а = 1;

К_н – коэффициент, учитывающий наклон цепи, при наклоне до 60⁰ К_н = 1;

К_р – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при автоматическим регулировании К_р = 1;

К_см – коэффициент, учитывающий способ смазки; для периодического способа смазывания К_см = 1,3-1,5. Выбираем К_см = 1,3.

К_п – коэффицент, учитывающий сменность работы оборудования, при работе в две смены К_п = 1.

К_э = 11111,31 = 1,3.

Число зубьев ведущей звездочки z₁ = 25, ведомой:
z₂ = z₁u, (4.34)
где u – передаточное отношение передачи (u = 1,167)

z₂ = 251,167 = 29,175.

Принимаем z₂ = 30.

Вращающий момент на валу ведущей звездочки

. (4.35)
гдеР = 3 – мощность мотор-редуктора, кВт;

n₁ = 56 – частота вращения звездочки, мин^-1.

Допускаемое давление в шарнирах цепи [Р], МПа, определяется в зависимости от шага цепи и числа оборотов ведущей звездочки.

Согласно рекомендациям [16] для шага t = 19,05 мм, n₁ = 56 мин^-1 и с учетом примечания
[P] = [Р_табл][1 + 0,01(z₁ - 17)], (4.36)
[Р] = 39[1 + 0,01 (25 - 17)] = 42,12 МПа.

Находим шаг цепи

.

Принимаем ближайшее большее значение t = 25,4 мм.

Проекция опорной поверхности шарнира А_оп = 179,7 мм², разрушающая нагрузка Q = 60 кН, масс 1 м цепи g = 2,6 кг/м.

Проверка цепи по двум показателям

- по частоте вращения: для цепи с шагом t = 25,4 мм допускаемая частота вращения [n₁] = 800 мин^-1. Условие n₁  [n₁] выполнено;

- по давлению в шарнирах.

Для данной цепи при n = 56 мин^-1 значение [Р]=36[1+0,01(25-17)]=38,88 МПа.

Расчетное давление

, (4.37)
гдеF_t – окружная сила, Н;

А_оп – проекция опарной поверхности шарнира, мм²;
, (4.38)
гдеV – средняя скорость цепи, м/с.
, (4.39)
.

.

.

Условие Р  [Р] выполнено.

Определение числа звеньев цепи
, (4.40)
гдеа_t – межосевое расстояние при данном шаге цепи
, (4.41)
где а – межосевое расстояние, мм;

t – шаг цепи, мм;

z_ - суммарное число зубьев

z_ = z₁ + z₂, (4.42)
 - поправка,  = z₂ – z₁/2.

Выбираем а = 488 мм.

.

z_ = 25 + 30 = 55.

.

L_t = 219,2 + 0,555 + (0,796²/19,2) = 38,4 + 27,5 + 0,033 = 65,933.

Округляем до четного числа L_t = 66.

Уточняем межосевое расстояние
Определение диаметров делительных окружностей звездочек

- ведущий:

;

- ведомой:

.

Определение диаметров наружных окружностей звездочек:

- ведущей:
, (4.43)
гдеd₁ – диаметр ролика цепи, принемаем d₁ = 15,88.

.

- ведомой:

.

Определение сил, действующих на цепь.

Окружная сила: F_t = 5067 Н.

Центробежная сила:
, (4.44)
гдеg = 2.6 – масса 1 м цепи, кг/м;

V = 0,592 – средняя скорость цепи, м/с.

F_v = 2,60,592 = 0,91 Н.

Сила от провисания цепи
F_f = 9.81K_fga, (4.45)
гдеК_f – коэффициент, учитывающий расположение цепи;

а – межосевое расстояние, м.

При наклонном расположении цепи K_f = 1,5.

F_f = 9,811,52,60,488 = 18,67 Н.

Расчетная нагрузка на валы
F_b = F_t + 2F_f, (4.46)
F_b = 5067 + 218,67 = 5104,34 Н.

Проверка коэффициента запаса прочности цепи

, (4.47)
где Q = 60 кН – табличная величина, определяемая согласно рекомендациям, нагрузка на цепь, кН.
.
Нормативный коэффициент запаса прочности [S] = 7,3.

Условие S  [S] выполнено.
4.2.2 Расчет зубчатого зацепления [15]

Исходные данные:

- ведущая шестерня: число зубьев z₁ = 85, модуль 4, диаметр делительной окружности d_₁ = 340 мм, ширина зубчатого венца В = 20 мм, частота вращения n₁ = 48 мин^-1, угловая скорость  = n/30 = 5,02 рад/с;

- ведомая шестерня: число зубьев z₂ = 53; модуль 4, диаметр делительной окружности d_₂ = 212 мм, ширина зубчатого венца В = 25 мм, частота вращения n₁ = 77 мин^-1, угловая скорость  = 8,06 рад/с.

материал шестерни – сталь 40Х улучшенная ГОСТ 4543-71, твердость НВ = 245.

Передаточное отношение
u = z₂/z₁, (4.48)
u = 53/85 = 0,623.

Расчет зубчатого зацепления ведется на выносливость по контактным напряжениям на изгиб.

Напряжение контакта для прямозубых передач

, (4.49)
где a_w = 276 – межосевое расстояние, мм;

Т₂ – передаваемый крутящий момент на валу ведущей шестерни (ведомой звездочки), Нмм;
Т₂ = Т₁u, (4.50)
Т₂ = 51010³1,167 = 59510³ Нмм;

К_н – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца;
К_н = К_н_К_н_К_н_, (4.51)
гдеК_н_ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес К_н_ = 1;

К_н_ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, при консольном расположении зубчатых колес, для

НВ  350 К_н_ = 1,2-1,35. Выбираем К_н_ = 1,3;

К_н_ - коэффициент, зависящий от окружной скорости колес и степени точности их изготовления. Для прямозубых колес при  = 5 м/с и девятой степени точности К_н_ = 1,05-1,10. Выбираем К_н_ = 1,05.

К_н = 11,31,05 = 1,365.

.

Допускаемое контактное напряжение

, (4.52)
где_Н_limb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; для стали 40 Х нормализованной при НВ < 350 _Н_limb = 2НВ + 70 = 2245 + 70 = 560 МПа;

К_Н_L – коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, принимают К_HL = 1;

[S_H] – коэффициент безопасности

Для нормализованной и улучшенной стали [S_H] = 1,1-1,2.

.
4.3 Расчёт шнекового питателя волчка
Определяем шаг шнека
H = 0,7D, (4.53)
где D = 0,156 диаметр шнека, м

H = 0,70,156 = 0,1 м.

Предельный диаметр шнека
D_пр = (Н/)f , (4.54)
где f = 0,9 – коэффициент трения

D_пр = ()0,9 = 0,28 м.

Принимаем диаметр вала шнека d = 0,08 м

Угол подъёма винтовой линии на внешней стороне шнека

 _D= arctg (4.55)
 _D= arctg = 56,9 град.

Угол подъёма винтовой линии на внутренней стороне шнека
 _d= arctg (4.56)
 _d= arctg =38,1 град.

Среднее значение угла подъёма винтовой линии витка шнека
 _ср= 0,5( _D+  _d). (4.57)
 _ср= 0,5(56,9 + 38,1) = 47,5 град.

Снижение перемещения частиц продукта в осевом направлении можно учесть коэффициентом отставания, который определяется по формуле
К₀ = 1 - (cos² _ср - 0,5fsin2_ср). (4.58)
К₀ = 1 - (cos² 47,5 - 0,50,9sin247,5) = 0,992.

Изгибающий момент в витке шнека по внутреннему контуру определим по выражению
, (4.59)
где Р_max = 80010³ - максимальное давление, развиваемое шнековым нагнетателем, Па;

D = 0,156 – внешний диаметр шнека, м;

а = 2 - отношение шнека и вала

Нм.

Толщина витка шнека
, (4.60)
где  = 12510⁶ - допускаемое напряжение при изгибе, Па

м.

Площадь внутренней поверхности корпуса устройства на длине одного шага
F_b = D(H - ). (4.61)
F_b = 3,140,156(0,1 - 0,0054) = 0,0465 м².

Площадь одной стороны поверхности витка шнека на длине одного шага
(4.62)
где L - развертка винтовой линии, соответствующая диаметру шнека, м;
, (4.63)
м,

l - развертка винтовой линии , соответствующая диаметру вала, м
, (4.64)
м.

.

Условие F_m < F_b выполняется.

Крутящий момент при двух рабочих витка шнека определим по формуле
М_кр= 0,131nP_max(D³-d³) tg_op , (4.65)
где n = 2 - число рабочих витков шнека

М_кр= 0,131280010³(0,156³ - 0,08³) tg47,5 = 5499 Нм.

Осевое усилие
S = 0,392n(D² - d²)P_max. (4.66)
S = 0,3922(0,156² – 0,08²)80010 ³ = 11038,72 H.

Нормальное напряжение вала шнека определяется по формуле
_с_m = S/F, (4.67)
где F- площадь поперечного сечения вала шнека, м²
, (4.68)

м²;

_с_m = 11038,72/510^-3= 2,210⁶ Па.

Касательное напряжение вала определим по формуле
 = М_кр/W_p_, (4.69)
где W_p- полярный момент сопротивления поперечного сечения вала шнека, м³
W_p  0,1d³. (4.70)
W_p 0,10,08³ = 510^-5 м³.

 = 5499/(510^-5 ) = 110⁸ Па.

Эквивалентное напряжение определим по формуле
. (4.71)

Па.

Примем, что вал шнека изготовлен из стали 12Х18Н10Т, для которой допускаемое напряжение при изгибе  = 18010⁶ Па.

Условие _экв     выполняется.
Рисунок 4.2 – Шнек
Мощность, затрачиваемая на привод шнекового нагнетателя
( 4.72)
где = 15,7 – угловая частота вращения шнека, рад/с;

 = 0,65 - механический КПД привода

= 7 кВт.

Производительность нагнетателя
П = 0,125(D² - d²)(H - )(1 - K₀), (4.73)
где  = 1100 - плотность мяса, кг/м³[6];

 = 1,0 - коэффициент подачи;

П = 0,125(0,156² - 0,08²)(0,1 - 0,005)(1 - 0,992)11001,015,7 = 0,347 кг/с.

Ширина винтовой поверхности
b = 0,5(D - d) (4.74)

b = 0,5(0,156 – 0,08) = 0,03 м.

Угол выреза
L₀ = 2 - (L - l)/b; (4.75)
L₀ = 23,14 - (0,49 - 0,27)/0,038 = 6,1 рад

Диаметр наружного кольца
D₀ = 2L/(2 - L₀), (4.76)
D₀ = 20,49/(23,14 – 6,1) = 5,4 м.
Диаметр внутреннего кольца
L₀ = 2l/(2 - L₀) (4.77)
L₀ = 20,27/23,14 – 6,1 = 3 м.

1 2 3 4 5 6 7 8 9

	Положение о IV открытом областном фестивале технического творчества... Миссия фестиваля – вовлечение детей и молодежи Екатеринбурга и Свердловской области в мир технического творчества и современных технологий...		Институт народнохозяйственного прогнозирования анализ и прогноз производства товарных групп В настоящем материале представлен анализ и прогноз натуральных показателей производства во взаимодействии с ключевыми макропоказателями...
	Институт народнохозяйственного прогнозирования анализ и прогноз производства товарных групп В настоящем материале представлен анализ и прогноз натуральных показателей производства во взаимодействии с ключевыми макропоказателями...		Институт народнохозяйственного прогнозирования анализ и прогноз производства товарных групп В настоящем материале представлен анализ и прогноз натуральных показателей производства во взаимодействии с ключевыми макропоказателями...
	Программа подготовки «управление жизненным циклом нефтехимического... А освоение магистрами современных знаний в области философии техники. Ознакомление их с моделями взаимодействия науки и техники,...		Институт народнохозяйственного прогнозирования анализ и прогноз производства товарных групп В настоящем материале представлен анализ и прогноз натуральных показателей производства товаров длительного пользования во взаимодействии...
	Анализ-обзор работы пожарной техники, содержания и эксплуатации птв... В ибресинском гарнизоне пожарной охраны имеется 11 единиц основной пожарной техники, 0 единица специальной пожарной техники, а также...		Технология производства сахара из сахарной свеклы Типовые технологические схемы разрабатываются на основе современных достижений науки и техники при условии получения вырабатываемого...
	Курсовая работа внедрение современных инновационных технологий в... Бондаренко В. Л. Внедрение современных инновационных технологий в управление общеобразовательным учебным заведением: Курсовая работа....		Итоги IV республиканского конкурса педагогического мастерства по... Республиканского конкурса педагогического мастерства по применению современных образовательных технологий с использованием икт среди...
	Всероссийская конференция с элементами научной школы для молодежи... Ьности молодых ученых по агроэкологическим проблемам России и других стран Поднимаются проблемы введения в сельхозоборот восстановленных...		Конкурса: "Опыт разработки и результативного использования современных... Опыт разработки и результативного использования современных образовательных технологий
	2 Электрическое подсоединение». Предохранительный клапан, входящий... Многолетний опыт производства по европейским стандартам, использование современных материалов, новых конструктивных решений и технологий...		«Сравнительный анализ экономических систем» Учебник Новосибирск 2003 Сравнительный анализ национальных моделей современных экономических систем
	Дипломныйпроек т Анализ лекарственного обеспечения стационарных больных в современных условиях		Рабочая программа по дисциплине Наименование дисциплины Использование мобильных устройств и технологий в современных экономических системах 41

Анализ современных технологий и техники производства вареных колбас

Похожие: