Механизация ручного труда технологического процесса формования заготовок кондитерских изделий

Установка для получения тестового пласта с начинкой состоит из загрузочного бункера, куда поступает тесто и затем нагнетается в формирователь пласта. Начинка из емкости подается шестеренчатым насосом по рукаву в формирователь пласта, где и происходит начинка изделия. Машина размещается на станине.

Сама установка тестораскаточная представляет собой механизм, состоящий из приводной станции, дающей необходимую мощность и число оборотов на головку тестораскаточную.

Тестораскаточная головка состоит из корпуса, в котором располагаются валки, подающие тесто из бункера в область захвата шестерен шестеренчатого насоса. Шестеренчатый насос выдавливает тесто в формирователь пласта.

Формирователь пласта представляет собой короб с прямоугольным раструбом. Внутри корпуса формирователя проходит трубка, заканчивающаяся прямоугольным раструбом меньше по площади, чем выходной и расположенный равноудалено от его стенок. Раструб подачи начинки заканчивается недалеко от выхода теста из формирователя.

Такой способ обеспечивает полное распределение начинки внутри пласта. Готовый пласт поступает на ленту движущегося транспортера. Привод тестораскаточной установки представляет собой набор механизмов, выполненный в едином блоке на общей раме. Он состоит из двигателя, передающего момент на валы валков и шестерен через понижающие передачи и редуктор. В схеме кинематики предусмотрен вариатор, обеспечивающий регулировку числа оборотов. Это необходимо для регулирования подачи теста в формирователь в зависимости от требований технологического процесса. Механизм защищен муфтой фланцевой со срезающимися штифтами.

Выбор и расчет основных технических параметров машины и рабочих органов приводятся ниже.

3.3 Техническая характеристика

Диаметр вала 300 мм

Длина вала 815 мм

Частота вращения 25 об/мин

Габаритные размеры 3500*1745*1908

4. Расчётная часть

4.1 Технологический расчёт

4.1.1 Расчет расхода рецептурных компонентов

Таблица 4.1 Расход рецептурных компонентов

Заданная производительность поточной машины производства пирожных изделий типа "Коврижка" - 1 тонна в смену

кг/мин

Из формулы производительности шестерёнчатого насоса:

Q' = 2•р•с•L•n•m•d, кг/мин

Q = k'•Q'

где: k' = 0,92 - коэффициент использования машины.

Q = 0,92•Q'

Q' =

Q' = кг/мин

Из формулы производительности найдём частоту вращения рабочего органа - шестерни

, об/мин

где: m = 10 - модуль шестерни

L = 0,24 м - ширина шестерни

d = 0,12 - диаметр делительной шестерни

с = 1,2•106 кг/м3 - плотность теста

об/мин добавить аппликацию

Расчет частоты вращения шкивов клиноременной передачи

Определим число оборотов входного n2 и выходного n3 валов вариатора.

Выбираем вариатор цепной пластинчатый ВЦ 1Б,1,101-08 ТУ 22-5785-84, Мощностью Nmin=1,4 кВт, Nmax=2,2 кВт

Максимальное передаточное отношение вариатора U2вар=3

Диапазон регулирования Д = 1,5.

Определим число оборотов входного и выходного n5 валов редуктора. Выбираем червячный редуктор РЧУ-100-80-3-2-2, ГОСТ 13-563-68, передаточное отношение U4 = 1,8.

Передаточное отношение второй ремонтной передачи U3 = 1,8

Диаметры ведущего шкива 108, ведомого-196 мм

4.2 Кинематический расчёт

Uоб =

Uоб =

где: nдв- частота вращения электродвигателя;

nн- частота вращения валов

4.2.2 Расчет передаточных отношений каждой передачи

Проведём разбивку передаточного числа привода Uобщ на передаточные числа отдельных передач

Uобщ = U1•U2•U3•U4

Принимаем :

U1 = 1,2 - передаточное число первой ременной передачи

U2 = 3 - передаточное число вариатора

U3 = 1,8 - передаточное число 2 ременной передачи

U4 = 80 - передаточное число червячного редуктора

U5 = 1,86 - передаточное число цепной передачи

Тогда U6- передаточное отношение зубчатой передачи

U6 = 1,16 - передаточное число зубчатой передачи

4.2.3 Расчёт кинематических элементов ремённой передачи

Принимаем ведущий шкив диаметром 90, ведомый шкив диаметром

d2 = d1•Uрп

d2 = 90•1.2 = 108 мм

Определим число оборотов входного n2 и выходного n3 валов вариатора. Выбираем вариатор цепной пластинчатый ВЦ 1Б,1,101-08 ТУ 22-5785-84, мощностью Nmin = 1,4 кВт, Nmax = 2,2 кВт.

об/мин

об/мин

4.2.4 Расчет кинематических элементов червячной передачи

Определяем передаточное отношение червячной передачи Uцр

Принимаем Z1-число заходов червяка =1;

Тогда Z2-число зубьев червячного колеса

Z2=Z1*Uчр

Z2=1*80=80 зубьев

Определяем диаметр делительной окружности

d1=q*m

где m-модуль зацепления принимается по стандартному ряду m=4;

q-коэффициент диаметра червяка принимается по ГОСТ 2144-93=10;

d1=10*4=40мм

d2=Z2*m

d2=80*4=320мм

число зубьев z1 и z2 звёздочек цепной передачи

ведущая звёздочка - z1 = 14

ведомая звёздочка - z2 = 26 при t = 19,05

М = МР + УМв.тр.

где: Мр - теоретический момент, затрачиваемый на создание давления в нагнетательной камере, Н•м

где: с = 10•105 Па - среднее давление

L = 0,101 м - длина шестерён

Rе = 0,06 м - радиус окружности головок

R = 0,05 м - радиус начальной окружности

K = 4 - 6е + 3е2 м - коэффициент, зависящий от степени перекрытия, е = 0,8

Tо = 10 - основной шаг

= 1379 Н•м

где: фо = 1520 Па - предельное напряжение сдвига

спл = 67,1 Па•с - пластическая вязкость

Rц = 0,045 м - радиус цапфы

щ = 0,16 рад/с - угловая скорость шестерни

дm = 0,0003 м - торцевой зазор

Н•м

где: Аz = 0,987 - функция, зависящая от z = 10

Rk = 0,06 + 0,0012 = 0,0612 м - внутренний радиус окружности корпуса насоса

дR = 0,0006 м - радиальный зазор

Н•м

Подставляя найденные моменты в формулу суммарного момента, найдём его числовое значение:

4.3.2 Выбор электродвигателя для машины. Требуемая мощность электродвигателя

где: NР - требуемая номинальная мощность на приводном валу, кВт

где: Мвр = 5,4•103 Н•м - вращающий момент на валу шестерёнчатого насоса

n = 1,5 об/мин - число оборотов вала

кВт

4.3.3 Расчёт мощности на привод и подбор двигателя

зобщ - коэффициент полезного действия привода

зобщ = з12•з2•з3•з4•з53

где: з1 = 0,95 - кпд ременной передачи

з3 = 0,7 - кпд редуктора червячного

з4 = 0,97 - кпд цепной передачи

з5 = 0,96 - кпд зубчатой передачи

зобщ = 0,952•0,9•0,7•0,97•0,963 = 0,485

Требуемая мощность электродвигателя

где: К1- коэффициент запаса мощности 1,1-2,0

К2 - коэффициент учитывающий повторяемость механимов 1.

кВт

Принимаем электродвигатель 4А90LА8УЗ.

N = 2,2 кВт

n = 960 об/мин

5.1 Расчёт цепной передачи на прочность и подбор цепи

Т2 = М = 5,4•103 Н•мм

Частота вращения вала:

N2 = 1,5 об/мин

Определяем коэффициент эксплуатации

где: К1 - коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки. К1 = 1 - нагрузка без резких колебаний;

К2 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния. Принимаем at = 40 при К2 = 1;

К3 - коэффициент, зависящий от угла наклона цепи. По конструктивным соображениям принимаем вертикальное расположение, тогда К3 = 1,3; К4 - коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи. По конструктивным соображениям регулирование осуществляется периодически, поэтому К4 = 1,25;

К5 - коэффициент, учитывающий влияние способа смазывания цепной передачи. Смазывание осуществляется периодически, поэтому К5 = 1,5;

К6 - коэффициент, учитывающий количество рабочих смен оборудования. При односменной работе К6 = 1.

При подстановке числовых данных получаем:

U = 1,86

з - КПД цепной передачи

з = 0,94

Н•мм

Предварительно определяем шаг цепи, приняв ориентировочно допускаемое среднее давление [p] по нормам DIN 8195. Для цепей типа ПР нормальной точности при расчётной долговечности 10.00 ч. Допускаемое значение [p] в зависимости от скорости:

z1 = 14 - число зубьев ведущей шестерни

мм

Принимаем ближайшее стандартное значение t = 19,05 мм

[p]y = [pT] •k

k = 1 + 0,01•(z1 - 17)

k = 1 + 0,01•(14 - 17)

[p]y = 32•0,97 = 31 МПа

Делаем проверочный расчёт по допускаемому давлению [p]y ? p

МПа

условие р = 1,32 < [p]y = 31 МПа выполнено.

По ГОСТ 13568-75 выбираем цепь однорядную, нормальной серии марки ПР-19,05-31,8, с шагом t = 19,08, разрушающей нагрузкой FВ = 31,8 кН, массой одного метра цепи m = 1,9 кг.

at = 40•t

at = 40•19,05 = 762 мм

Число звеньев цепи:

zc = z1 + z2

zc = 14 + 26 = 40

L = Lt•t

L = 100•40 = 4000 мм = 4 м

Проверяем цепь по числу ударов, сравнивая расчётное с допустимым

щ ? [щ]

с-1

Допустимое значение с-1

Условие щ = 0,028 ? [щ] = 26,6 выполняется.

Рассчитываем коэффициент запаса прочности

где: FB = 31,8 Н - развивающая нагрузка цепи

Ft - окружное усилие

- диаметр делительной окружности

мм

Н

Fц - нагрузка от центробежных сил

Fц = m•U2

Fц = 1,9•0,072 = 9,3•10-3 Н

Ft - сила от провисания цепи

Ft = 9,81•Ks•m•a

где: Ks - коэффициент, зависящий от положения цепи. При вертикальном расположении Ks = 1

Ft = 9,81•1•1,9•762•10-3 = 18,2 Н

Коэффициент запаса прочности [s] ? 7,2. Условие s ? [s] выполнено.

Оценивая рассчитанную цепную передачу, можно сделать положительный вывод о её работоспособности на основании наблюдения из условий:

p ? [p], щ ? [щ], s ? [s]

5.2 Проектный расчёт вала и его опор

Момент на валу 4,8 Н•м при оборотах вала 1,5 мин-1. Диаметр приводной шестерни 100 мм: m1 = 5, z1 = 20, в = 8o. Диаметр шестерни насоса 100 мм: z = 10, m = 10, в = 8o. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной.

Приближённо оцениваем средний диаметр вала при [ф] = 12 МПа:

мм

Разрабатываем конструкцию вала и оцениваем его размеры.

Диаметр в месте посадки подшипников dп = 50 мм

Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце, полагая, что большинство передач вследствие неизбежной несоосности и неравномерности приложения сил нагружают вал дополнительной силой Fм.

В расчётной схеме направляют силу Fм так, чтобы она увеличивала напряжения.

Для данной схемы применяем

Н

Определяем силы в зацеплении

Окружная сила:

Н

Через неё выражаются другие составляющие:

Н

Н

Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Рассмотрим реакции от сил Fp и Fм, действующих в вертикальной плоскости. Сумма проекций

Fр = А1 + В1

А1 = Fр•а

В1 = Fм•b

Реакции от сил Fp и Fм, действующих в вертикальной плоскости (Fм прикладываем так, чтобы она увеличивала прогиб от Fp - худший случай)

А1 + В1 = Ft + Fм