Главная Коллекция "Revolution" Производство и технологии Разработка технологической линии изготовления томатного сока

Разработка технологической линии изготовления томатного сока

Характеристики готового продукта, сырья, основных и вспомогательных материалов, источников энергии. Машинно-аппаратурная схема изготовления томатного сока. Расчет материального баланса. Выбор и конструирование оборудования для технологической линии.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 12.11.2014
Размер файла 957,8 K
рефераты на заказ со скидкой

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Страница:

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

HB1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

HB2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса

Определим коэффициент долговечности:

KHL = (NH0/N)1/6,

Где NH0 - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N - число циклов перемены за весь срок службы

N = 573Lh,

Где - угловая скорость соответствующего вала, с-1;

Lh - срок службы привода, ч.

Так для колеса:

N2 = 2Lh = 573209500 = 108870000; NH02 = 16,37106.

Для шестерни:

N1 = uN2 = 3,76108870000 = 409351200; NH01 = 22,62106.

Коэффициент долговечности:

для шестерни

KHL1 = (22,62106/409351200)1/6 = 0,617,

для колеса

KHL2 = (16,37106/108870000)1/6 = 0,729.

Так как N1 > NH01, а N2 > NH02, то принимаем KHL1 = 1, KHL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

для шестерни

[]Н01 = 1,8НВ1ср + 67 = 1,8285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2;

для колеса

[]Н02 = 1,8НВ2ср + 67 = 1,8248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[]Н1 = KHL1[]Н01 = 1580,9 = 580,9 Н/мм2,

для колеса

[]Н2 = KHL2[]Н02 = 1514,3 = 514,3 Н/мм2.

Так как НВ1ср - НВ2ср = 285,5 - 248,5 = 37 = 20…50, то передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого контактного напряжения из полученных для шестерни и колеса. Таким образом []Н = 514,3 Н/мм2.

Коэффициент долговечности для вычисления напряжений изгиба:

KFL = (NF0/N)1/6,

Где NF0 = 4106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N - число циклов перемены за весь срок службы.

Для шестерни

KFL1 = (4106/409351200)1/6 = 0,462;

для колеса

KFL2 = (4106/108870000)1/6 = 0,577.

Так как N1 > NF01, а N2 > NF02, то принимаем KFL1 = 1, KFL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни

[]F01 = 1,03НВ1ср = 1,03285,5 = 294,1 Н/мм2;

для колеса

[]F02 = 1,03НВ2ср = 1,03248,5 = 256,0 Н/мм2;

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни

[]F1 = KFL1[]F01 = 1294,1 = 294,1 Н/мм2,

для колеса

[]F2 = KFL2[]F02 = 1256,0 = 256,0 Н/мм2.

Далее передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого напряжения изгиба из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[]F = 256,0 Н/мм2.

Проектный расчёт

Определим межосевое расстояние:

Где Ка - вспомогательный коэффициент;

T2 - крутящий момент на валу колеса, Нм;

a - коэффициент ширины венца колеса;

KH - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

aw 43(5,79 + 1)(247,51031/(0,35,792514,32))1/3 = 129,28 мм,

Полученное значение округляем до стандартного aw = 130 мм.

Определим модуль зацепления:

Где Кm - вспомогательный коэффициент;

d2 = 2awu/(u + 1) = 21305,76/(5,76 + 1) = 221,5 мм -

делительный диаметр колеса; b2 = aaw = 0,3130 = 39 мм - ширина венца колеса.

m 25,8247,5103/(221,539256,0) = 1,89 мм.

Полученное значение модуля округляем до стандартного m = 2 мм.

Минимальный угол наклона зубьев:

min = arcsin(3,5m/b2) = arcsin(3,52/39) = 10,35.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z = 2awcosmin/m = 2130cos(10,35)/2 = 127,89.

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

= arccos(zm/(2aw)) = arccos(1272/(2130)) = 12,34.

Число зубьев шестерни:

z1 = z/(1 + u) = 127/(1 + 5,76) = 18,7.

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа z1 = 19.

Число зубьев колеса:

z2 = z - z1 = 127 - 19 = 108.

Определяем фактическое передаточное число и его отклонение:

uф = z2/z1 = 108/19 = 5,68;

(|5,68 - 5,79|/5,79)100% = 1,9 < 4 %.

Определим фактическое межосевое расстояние

aw = (z1 + z2)m/(2cos) = (19 + 108)2/(2cos12,34) = 130 мм.

Расчёт косозубой цилиндрической передачи (тихоходная ступень)

Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс

Выбираем марку стали: для шестерни - 40Х, твёрдость ? 350 НВ1; для колеса - 40Х, твёдость ? 350 НВ2. Разность средних твёрдостей НВ1ср - НВ2ср = 20…50.

Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 269…302 НB1, термообработка - улучшение, Dпред = 125 мм; для колеса твёрдость 235…262 НВ2, термообработка - улучшение, Sпред = 125 мм.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

HB1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

HB2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса

Определим коэффициент долговечности:

KHL = (NH0/N)1/6,

где NH0 - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N - число циклов перемены за весь срок службы

N = 573Lh,

где - угловая скорость соответствующего вала, с-1;

Lh - срок службы привода, ч.

Так для колеса:

N2 = 2Lh = 5736,879500 = 37396845; NH02 = 16,37106.

Для шестерни:

N1 = uN2 = 2,9137396845 = 108824819; NH01 = 22,62106.

Коэффициент долговечности:

для шестерни

KHL1 = (22,62106/108824819)1/6 = 0,770,

для колеса

KHL2 = (16,37106/37396845)1/6 = 0,871.

Так как N1 > NH01, а N2 > NH02, то принимаем KHL1 = 1, KHL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

для шестерни

[]Н01 = 1,8НВ1ср + 67 = 1,8285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2;

для колеса

[]Н02 = 1,8НВ2ср + 67 = 1,8248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[]Н1 = KHL1[]Н01 = 1580,9 = 580,9 Н/мм2,

для колеса

[]Н2 = KHL2[]Н02 = 1514,3 = 514,3 Н/мм2.

Так как НВ1ср - НВ2ср = 285,5 - 248,5 = 37 = 20…50, то передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого контактного напряжения из полученных для шестерни и колеса. Таким образом: []Н = 514,3 Н/мм2.

Коэффициент долговечности для вычисления напряжений изгиба:

KFL = (NF0/N)1/6,

где NF0 = 4106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N - число циклов перемены за весь срок службы.

Для шестерни

KFL1 = (4106/108824819)1/6 = 0,577;

для колеса

KFL2 = (4106/37396845)1/6 = 0,689.

Так как N1 > NF01, а N2 > NF02, то принимаем KFL1 = 1, KFL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни

[]F01 = 1,03НВ1ср = 1,03285,5 = 294,1 Н/мм2;

для колеса

[]F02 = 1,03НВ2ср = 1,03248,5 = 256,0 Н/мм2;

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни

[]F1 = KFL1[]F01 = 1294,1 = 294,1 Н/мм2,

для колеса

[]F2 = KFL2[]F02 = 1256,0 = 256,0 Н/мм2.

Далее передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого напряжения изгиба из полученных для шестерни и колеса. Таким образом: []F = 256,0 Н/мм2.

Проектный расчёт

Определим межосевое расстояние:

где Ка - вспомогательный коэффициент;

T2 - крутящий момент на валу колеса, Нм;

a - коэффициент ширины венца колеса;

KH - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

aw 43(4,48 + 1)(1077,31031/(0,34,482514,32))1/3 = 206,8 мм,

Полученное значение округляем до стандартного aw = 207 мм.

Определим модуль зацепления:

где Кm - вспомогательный коэффициент;

d2 = 2awu/(u + 1) = 22074,48/(4,48 + 1) = 338,5мм

- делительный диаметр колеса;b2 = aaw = 0,3207 = 62 мм - ширина венца колеса.

m 25,81077,3,103/(338,562256,0) = 2,32 мм.

Полученное значение модуля округляем до стандартного m = 2,5 мм.

Минимальный угол наклона зубьев:

min = arcsin(3,5m/b2) = arcsin(3,52,5/62) = 8,11.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

= arccos(zm/(2aw)) = arccos(1632,5/(2207)) = 10,16.

Число зубьев шестерни:

z1 = z/(1 + u) = 163/(1 + 4,48) = 29,7.

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа z1 = 30.

Число зубьев колеса:

z2 = z - z1 = 163 - 30 = 133.

Определяем фактическое передаточное число и его отклонение:

uф = z2/z1 = 133/30 = 4,43;

(|4,43 - 4,48|/4,48)100% = 1,1 < 4 %.

Определим фактическое межосевое расстояние

фц = (я1 + я2)ь.(2сщы) = (30 + 133)2б5.(2сщы10б16) = 207 ммю

Подбираем по справочнику упругую втулочно-пальцевую муфту 250-40-1-УЗ ГОСТ 21424-93 с номинальным крутящим моментом T=250 Н-м, диаметром посадочного отверстия d = W мм, исполнения полумуфт 1, климатическим исполнением У, категории 3.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной работе была рассмотрена технологическая линия производства томатного сока производительностью 800 л/ч.

Рассмотрены краткие характеристики готовой продукции, исходного сырья, используемого для её изготовления, основных и вспомогательных материалов.

Разработана машинно-аппаратурная схема производства томатного сока, отвечающая современному уровню производства и гарантирующая выпуск высококачественной продукции.

Достаточно развернуто описаны оборудования, входящие в состав технологической линии.

Осуществлен выбор основного оборудования для технологической линии. Произведен расчет вакуум-подогревателя, электродвигателя вакуум-насоса.

Данный проект основан на современных достижениях технологических производств и рассчитан на возможность выпускать качественную продукцию по приемлемой цене.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Антипенко В.А. Машины и аппараты пищевых производств, том 1 и том 2, М.: Высшая школа, 2001.

2. Нечаев А.П. Технологии пищевых производств, М.: Высшая школа, 2001.

3. ГОСТ Р 52183 - 2003.

4. Гореньков Э.С. Технология консервирования. М.: Колос, 1987.

5. Широков Е. П. Технология хранения и переработки плодов и овощей с основами стандартизации. - Москва: Агропромиздат, 1988, 319с.

6. Кошевой Е.П. / Кошевой Е. П. - Электронные данные. - Кошевой Е. П.: Практикум по расчетам технологического оборудования пищевых производств, 2005. - Электрон. текстовые и граф. дан.

7. Курсовое и дипломное проектирование технологического оборудования пищевых производств. Учебное пособие / Под. ред. Ц.Р. Зайчика - М.: ДеЛи принт, 2003. - 152 с.

8. Решетов Д.Н. «Детали машин»:Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.-4-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение, 1989-496с.,ил.

Размещено на Allbest.ru

...

Страница:


Подобные документы

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

© 2000 — 2023, ООО «Олбест» Все права защищены