Описание технологической линии производства вареных колбас (стр. 4 из 5)

об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

Рассчитаем угловую скорость ножевого вала:

,(3.3)

где n – частота вращения ножевого вала, об/мин.

с^-1

Мощность на ножевом валу:

N_II=N_дв·η_р.п.·η²_подш, (3.4)

где N_дв – мощность электродвигателя, кВт;

η_р.п. – коэффициент полезного действия ременной передачи (0,96);

η_подш – коэффициент полезного действия подшипника (0,99).

N_II=7,5·0,96·0,99²=7,056 кВт

Крутящий момент на ножевом валу:

Н·м(3.5)

4.3 Расчет ременной передачи

Для двигателя мощностью N=7,5 кВт принимаем ремень сечением Б. Согласно рекомендациям принимаем D=280 мм.

Определим скорость пробега ремня:

,(3.6)

где D – диаметр шкива, мм;

м/с

Передаточное число U=1.

Диаметр большего шкива:

, (4.7)

где ξ – коэффициент упругого скольжения (ξ=0,01).

мм.

По ГОСТ 20895-75 принимаем D₁=D₂=280 мм.

Уточняем передаточное число

Из ГОСТ 1284-68 для размера сечения Б в соответствии с рисунком 3.1 принимаем:

Рисунок 3.1 – Сечение ремня

Проверяем условие

(3.8)

Принимаем межосевое расстояние а=560 мм.

Длина ремня:

(3.9)

мм

Принимаем l=2000 мм.

Натяжение ремня осуществляется перемещением двигателя.

Угол обхвата

(3.10)

Коэффициент угла обхвата:

С_α=1-0,003(180-α)(3.11)

С_α=1-0,003(180-180)=1

Коэффициент скорости:

С_v=1,05-0,0005v²(3.12)

С_v=1,05-0,0005·21,98²=0,808

Принимаем полезное напряжение [σ_t]₀=2,04 Н/мм² при σ₀=1,4 Н/мм².

Полезное допускаемое напряжение в заданных условиях:

[σ_t]=[σ_t]₀·С_α·С_v··С_р·С_о,(3.13)

где С_α, С_v, С_р, С_о – коэффициенты, учитывающие влияние угла обхвата α, скорости v, режима работы С_р, С_о, угла наклона θ межосевой линии к горизонту, а также способа натяжения ремня.

[σ_t]=2,04·1·0,808·0,8·0,8=1,055 Н/мм²

Нагрузка ремня:

,(3.14)

где N – передаваемая мощность, кВт;

Н

Число ремней:

,(3.15)

где А – площадь поперечного сечения одного ремня, мм².

Принимаем 2 ремня Б – 2000Т ГОСТ 1284-68.

Давление на валы ременной передачи:

(3.16)

Н

Наибольшее напряжение в ведущей ветви в месте набегания на малый шкив.

,(3.17)

где σ_F – напряжение изгиба ремня на малом шкиве, Н/мм²;

σ_v – напряжение от центробежной силы, Н/мм²;

σ_о – напряжение от предварительного натяжения, Н/мм²;

σ_t – полезное напряжение, Н/мм².

(3.18)

Н/мм²

,(3.19)

где δ – толщина ремня, мм;

D_min – диаметр меньшего шкива, мм;

Е – модудь продольной упругости, Н/мм², для прорезиненных ремней 80-120.

Н/мм²

,(3.20)

где ρ – плотность ремня, кг/м³

для прорезиненных и клиновых 1200-1500 кг/м³

σ_v=1200·21,98²·10^-6=0,58 Н/мм²

σ_max=1,4+0,62+3+0,58=5,6 Н/мм²

Начальное натяжение ремня:

,(3.21)

где f – коэффициент трения; для прорезиненного ремня и чугунного шкива f=0,30;

α – угол обхвата на малом шкиве, рад

Н

Натяжение ведущей и ведомой ветвей без учета дополнительного натяжения от центробежных сил

(3.22)

(3.23)

Н

Н

4.4 Прочностной расчет вала

Определим диаметр вала из условия прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.

,(3.24)

где Т – крутящий момент, Н·мм;

[τ] – допускаемое условное напряжение при кручении, Н/мм.

[τ]=15 Н/мм².

мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем d=25 мм.

Определим силу на конце вала:

,(3.25)

где d – диаметр окружности наиболее удаленной точки ножа, мм.

Н

Вертикальная плоскость

ΣМ_а=Q·c+R_b(b+c) – F(a+b+c)=0

Н

ΣМ_b= - F·a-Q·b+R_a(b+c)=0

Н

ΣF_y=0 – проверочное условие

ΣF_y=F – R_b – Q+R_a=230,46 – 182,72 – 772,8+725,46=0

Условие выполняется.

Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости

М_изгI=F·489,5·10^-3=230,46·0,4895=112,81 Н·м

М_изгII=Q·c – F·a+R_b(b+c)=772,8·0,160 – 230,46·0,716+182,72·0,227=0

М_изгIII=R_a·c=725,46·0,16=116,07 Н·м

Строим суммарную эпюру моментов.

(3.26)

Н·м

Н·м

Н·м

Наиболее опасным является сечение, где действует максимальный эквивалентный момент (М_экв=124,47 Н·м). В данном случае (место посадки шкива) вал ослаблен шпоночным пазом, который в то же время является концентратором напряжений.

Определим коэффициент безопасности в этом сечении.

Материал вала – сталь 45.

Предел прочности σ_в=700МПа.

Предел выносливости σ_-1=270МПа.

Предел выносливости при кручении τ_-1=160МПа.

,(3.27)

где S_σ – коэффициент безопасности по изгибу;

S_τ – коэффициент безопасности по кручению.

,(3.28)

где σ_a – переменная составляющая циклов изменения напряжений;

σ_m – постоянная составляющая циклов изменения напряжений;

σ_-1 – предел выносливости при изгибе (σ_-1=270Мпа);

k_σ – эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе, (k_σ=1,1);

ξ_σ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала (ξ_σ=0,84);

β – коэффициент упрочнения, вводимый для валов с поверхностным упрочнением (β=0,44);

Ψ_σ – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений (Ψ_σ=0,075).