Анализ существующих технологий производства мясорастительных консервов

Результаты исследования жирнокислотного состава жировой фазы исследуемых образцов представлены на рисунке 2. Представляло интерес сравнить образцы полученные в лабораторных условиях со справочными данными приводимыми в литературе, для сравнения был взят паштет «Богатырь» (состав: потроха цыплят, мышечные желудки, сердца, тушки кур, бульон, масло сливочное, лук пассерованный, перец Технология продуктов детского питания) и проведен сравнительный анализ. Анализ показал, что опытные образцы паштетов, по жирнокислотному составу, не уступают паштету, выпускаемому в настоящее время промышленностью. По данным диетологов, необходимо обеспечить следующее соотношение жирных кислот в рационе питания здорового взрослого человека: 30% насыщенных кислот, 50-60% мононенасыщенных, 10-20% полиненасыщенных Табакеева О.В. Новые виды растительных масел как источники полиненасыщенных жирных кислот и селена// Хранение и переработка сельхозсырья.-2007.-№6.-С. 333-35. С учетом приведенного соотношения, можно сделать вывод о том, что в опытных образцах паштетов с растительными маслами соотношение насыщенных, моненасыщенных и полиненасыщенных кислот (рис. 3) приближается к рекомендуемому диетологами.

Рис. 2. Жирнокислотный состав образцов печеночного паштета



Рис. 3 Соотношение жирных кислот паштетов.

4.Механические прочностные расчеты

4.1 Расчет клиноременной передачи привода шнека волчка

Клиноременная передача, устанавливается в системе привода от электродвигателя к рабочему шнеку, должна отвечать следующим характеристикам:

кВт - передаваемая мощность,

n1=750 об/мин - частота вращения электродвигателя,

i=3,65- передаточное число.

По графику 12.23 [3] выбираем сечение ремня В.

По графику 12.26 [3] , учитываем условия, принимаем dp1 =200 мм - диаметр шкива.

Рассчитываем геометрические параметры передачи: диаметр большого шкива:

мм, принимаем стандартное значение мм, отклонение i не более 4%, что допустимо.

Предварительно принимаем межосевое расстояние а = dр2 =710 мм.

Определяем длину ремня:

(1)

По таблице 12.2 [3] принимаем lp =3150 мм

При выбранной длине ремня уточняем межосевое расстояние:

(2)

Определяем угол обхвата ремнем малого шкива:

при i ? 7 (3)

Полученное значение а находится в допустимых пределах.

Определяем мощность, передаваемую одним ремнем в условиях эксплуатации:

, (4)

где - коэффициент угла обхвата при б=145° ;

- коэффициент длины ремня по рис.12.27 [3];

- коэффициент передаточного отношения при i ? 3 ;

- коэффициент режима нагрузки (умеренное колебание).

Подставив в (4) значение параметров, получим:

(5)

Определяем число ремней по формуле:

, (6)

где - коэффициент числа ремней при количестве ремней

Вычисляем значение z:

(7)

Таким образом, условие z ? 6 [4] удовлетворяется.

Определяем силу предварительного натяжения одного ремня:

[Н], (8)

где м/с - скорость движения ремня;

, где с=1250 кг/м3 - плотность материала ремня;

А=138Ч10-6 м2 - площадь сечения ремня;

[Н]

[Н] (9)

Сила, действующая, на вал определяется по формуле:

[Н] (10)

где 30'.

В статическом состоянии передачи:

[Н] (11)

При n1=750 об/мин [Н]. В данном случае влияние центробежных сил мало.

Определяем ресурс наработки ремней [1]

(12)

Для эксплуатации в среднем режиме нагрузки (умеренное колебание) ч, - коэффициент режима нагрузки; - коэффициент для климатических условий (центральные зоны =1), тогда:

ч. (13)

2. Расчет клиноременной передачи на привод ножевого вала

Клиноременная передача, установленная в системе привода от электродвигателя к ножевому валу, должна отвечать следующим характеристикам:

кВт - передаваемая мощность

n1=750 об/мин - частота вращения вала электродвигателя,

i=1,5- передаточное число.

По графику 12.23 [3] принимаем сечение В.

По графику 12.26 [3] принимаем диаметр малого шкива dр1 =200 мм. и находим Р0 =3,2 кВт.

Рассчитываем геометрические параметры передачи:

диаметр большого шкива:

мм, принимаем стандартное значение мм, отклонение i не более 4%, что допустимо.

Межосевое расстояние принимаем исходя из того, что привод ножевого вала и привод шнека находятся на одной оси, следовательно а=821 мм (из расчета передачи на привод шнека)

Определяем длину ремня:

(14)

Принимаем стандартное значение lp =2500 мм

Определяем угол обхвата ремнем малого шкива:

при i ? 7

- в допустимых пределах.

Определяем мощность, передаваемую одним ремнем в условиях эксплуатации:

, (15)

где ; ; ; .

Тогда: (16)

Определяем число ремней по формуле:

шт. (17)

где . Таким образом условие z ? 6 [2] удовлетворяется

Определяем силу предварительного натяжения одного ремня:

[Н], (18)

где м/с - скорость движения ремня;

[Н]

[Н]

Сила, действующая, на вал определяется по формуле:

[Н]

где .

В статическом состоянии передачи:

[Н] (19)

При n1=750 об/мин

[Н]. (20)

Сравнение данных полученных по формулам (19) и (20) показывает, что влияние центробежных сил мало.

Определяем ресурс наработки ремней [1]

(21)

ч.; =1; =1.

Получаем, что ч. (22)

3. Расчет приводного вала

Исходные данные для расчета приводного вала:

материал - сталь 45, улучшенная, ув=750 МПа, ут=450 МПа. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной.

а=40 мм ; в=l=200 мм;с=192 мм.

Определяем крутящий момент на конце вала:

 (23)

где Р=3,8 кВт - передаваемая мощность;

м/с - угловая скорость, где n=476 об/мин. - частота вращения вала.

Расчет дает: Нм (24)

На конце вала установлен шкив диаметром 315 мм.

Определяем допускаемую нагрузку на выходном конце вала по формуле:

Н (25)

Определяем силы в соединении с ножевым валом:

осевая сила Н (из расчета мощности электродвигателя);

окружная сила Н , где d=33 мм - диаметр поверхности вала, передающий вращение Н

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

Рассмотрим реакции от сил и , действующих в вертикальной плоскости:

Сумма проекций ; (26)

 (27)

сумма моментов , где

Н (28)

Н (29)

Реакции от сил и , действующих в горизонтальной плоскости:

, (30)

(31)

Н (32)

Н (33)

Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях. Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: сечение I-I и сечение II-II, ослабленное шпоночным пазом.

Для первого сечения изгибающий момент определяем по формуле:

Н (34)

Напряжение изгиба определяем по формуле:

(35)

Напряжение кручения определяем по формуле:

МПа (36)

где d=55 мм - диаметр вала в сечении I-I

Определяем пределы выносливости:

МПа

МПа

МПа

Запас сопротивления усталости по изгибу определяем по формуле:

, (37)

Где - амплитуда переменных составляющих циклов напряжений:

- постоянная составляющая;

- эффективный коэффициент

Концентрации напряжений на изгибе равны:

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;

- масштабный фактор (рис.15.5 [3])

- фактор шероховатости (рис.15.6 [3])

- коэффициент, корректирующий.

Влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости учитываем величиной:

(38)

Запас сопротивления усталости по кручению вычисляем по формуле:

, (39)

где - постоянная и переменная соответственно составляющие циклов напряжений;

- коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости

Расчет по формуле (39) дает:

(40)

Определяем запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба [3]:

(41)

>[s] (42)

Для сечения II-II

Изгибающий момент определяем по формуле:

Н·мм (43)

Напряжение изгиба определяем по формуле:

МПа (44)

где d=38 мм - диаметр вала в сечении II-II.

Напряжение кручения будет равно:

МПа (45)

Запас сопротивления усталости по изгибу будет равен:

(46)

по таблице 15.1 [3] для шпоночного паза;

(по таблице 15.5 [3]);

Запас сопротивления усталости по кручению вычисляем по формуле:

; (47)

где

Определяем запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба:

>[s]=1,5 (48)

Проверяем статическую прочность при перегрузках. Расчет ведем для сечения II-II, так как оно больше напряжено. При перегрузках напряжения удваиваются, следовательно:

МПа

МПа (49)

Допускаемое напряжение:

МПа (50)

Требуется, чтобы (51)

Это условие выполняется, так как

<=360МПа (52)

Проверяем жесткость вала. По условиям работы вала опасным является прогиб вала в сечении II-II под шкивом от натяжения ремней.

Определяем момент инерции сечения вала:

(53)

Прогиб в вертикальной плоскости от силы :

(по таблице 15.2 [3]) (54)

Где

Подставив численные значения параметров, получим:

(55)

Прогиб от силы в горизонтальной плоскости определяем по формуле:

(56)

Суммарный прогиб будет равен:

(57)

Определяем допускаемый прогиб:

(58)

Где l=200 - расстояние между опорами

(59)

Допустимое условие выполняется, так как

(60)

Определяем угол закручивания вала:

(61)

Где l - длина вала = 433мм; G=2Ч105 модуль упругости при сдвиге;

(62)

Тогда

 (63)

угол закручивания в допустимых пределах.

Таким образом, условия прочности и жесткости для приводного вала выполняются.

4. Подбор и расчет подшипников

Подбор подшипников производим для приводного вала. Диаметр в месте посадки подшипников d=45мм.

Частота вращения вала n=476 об/мин.

Режим нагрузки подшипников - II: средний, равновероятный. По рис.8.42 и табл.16.4 [3] допускаются двукратные кратковременные перегрузки; температура подшипника t<100°С, ресурс Lh =20000ч.

Определяем реакции опор (из расчета вала):

(63)

(64)

Учитывая сравнительно небольшую осевую силу , предварительно выбираем шариковые радиальные подшипники легкой узкой серии (условные обозначение 209), для которых по каталогу [13]:

c=68750Н - динамическая грузоподъемность;

c0=17738Н - статическая грузоподъемность;

nпр=6300 об/мин - предельное число оборотов.

Выполняем проверочный расчет только подшипника левой опоры, как наиболее нагруженного.

Определяем эквивалентная нагрузку :

(6.65)

где Fr=1584Н - осевая нагрузка;

X=1 - коэффициент радиальной нагрузки [13]

Y=0 - коэффициент осевой нагрузки [13]

V=1 - коэффициент вращения [13]

kу=1,3 - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

kT=1 - температурный коэффициент при t до 100°С.

Предварительно находим:

(6.66)

По каталогу [13] находим е=0,28 и

>е (6.67)

Тогда

, Н (6.68)

По таблице 8.10 [8] kНЕ=0,25.

Определяем эквивалентную долговечность [6]:

(6.69)

где kНЕ=0,25 - коэффициент режима нагрузки;

=20000 ч. - суммарное время работы подшипника.

Получаем:

ч. (6.70)

Определяем количество оборотов за 5000 ч:

млн. об. (6.71)

Определяем динамическую грузоподъемность:

, (6.72)

где a1=1 - коэффициент надежности [5];

a2=1 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (таблица 16.3 [3]);

P=3 - для шариковых подшипников

Получаем: Н (73)

Условие с=66609Н<с (паспортное)=68750Н выполняется.

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. Определяем эквивалентную статическую нагрузку:

, (74)

где - коэффициент радиальной статической нагрузки (для радиальных подшипников);

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8