Конструкторская разработка фасовочного автомата марки РТ-УМ-24

Аттестационная работа

Конструкторская разработка фасовочного автомата марки РТ-УМ-24

1. Анализ работы фасовочного автомата марки РТ-УМ-24

Автомат фасовочный в настоящее время имеется на каждом пищевом предприятии. При производстве мармеладных и других кондитерских изделий автомат имеет большое значение, т.к. бестарные продукты пользуются много меньшим спросом, нежели в таре, а так же легче транспортируется и реализовывается.

При работе фасовочного автомата сталкиваются со следующей основной проблемой: некачественная сварка и проварка поперечного и продольного шва; нет выбраковочного устройства, выбраковка осуществляется вручную.

2. Расчет ленточного транспортера

Определение исходных данных для расчета конвейера

Исходными данными для разработки ленточного транспортера являются: производительность- П, скорость ленты- х, длина транспортера- L.

Производительность транспортера должна быть

П_тр? П_ф, (3.1)

где П_тр- производительность транспортера, пак./мин;

П_ф- производительность фасовочного станка, пак./мин.

Производительность фасующего станка П_ф=22 пак./мин, примем П_тр=22 пак./мин.

Определим длину транспортера. Расстояние от скатывающего устройства до транспортера коробок составляет 1750 мм. Примем длину транспортера с учетом щитков, которые исключают возможность падения пакета с ленты и с учетом, что другой конец транспортера будет находится над транспортером коробок, равным L=2150 мм.

Скорость ленты рассчитаем по формуле

х=П_тр* L_р, (3.2)

где П_тр- производительность транспортера, пак./с;

L_р- рабочая длина транспортера (расстояние от скатывающего устройства до транспортера коробок), м.

х=0,366 *1,75 =0,64 м/с.

Определение параметров ленты

Ширину ленты при транспортировании штучных грузов выбираем исходя из максимальных геометрических размеров пакета: для дозы 0,300 кг - 19*18,5. Ближайшее стандартное значение ширины ленты В = 300 мм [ ]. Лента должна иметь высокую прочность и гибкость в продольном и поперечном направлениях, малую гигроскопичность, хорошую сопротивляемость знакопеременным нагрузкам при многократных перегибах на барабанах и роликоопорах, высокую износостойкость на истирание об опорные устройства.

Прорезиненная лента имеет тяговый каркас А (рисунок 1) покрытый со всех сторон эластичным заполнителем Б.

Рисунок 1. Ленты конвейера

Тяговый каркас воспринимает растягивающие усилия в ленте, а заполнитель предохраняет каркас от воздействия влаги и механических повреждений. По типу тягового каркаса различают резинотканевую и резинотросовую ленты.

Тканевые прокладки изготавливают из капрона, онида, нейлона, лавсана и других материалов, обладающих высокой прочностью. Лента с двухсторонней резиновой обкладкой с прочностью ткани по основе К_р=65 Н/мм имеет 3 тканевые прокладки. Массу 1 м ленты q_л определяют по формуле[ ]

q_л=(10…15)*В

где В-ширина ленты, м.

q_л=10*0,3=3 кг.

В данном случае нужны нижние роликовые опоры. Выберем ролик со следующими параметрами: диаметр ролика D_р=83 мм, длина ролика l=450 мм, масса роликоопоры m=7,7 кг, масса вращающихся частей роликоопоры m_р=6,0 кг.

Тяговый расчет ленточного транспортера

Трасса, по которой движется тяговый элемент конвейера, как правило, состоит из чередующихся прямолинейных участков и поворотных пунктов, на них возникают сопротивления движению тягового элемента. Кроме того, сопротивления могут возникнуть в местах загрузки и разгрузки, на очищающих устройствах и т. п.

Тяговый расчет ленточного конвейера сводится к определению натяжений ленты. Контуры трассы конвейера разбивают на ряд участков, на которых определяют сопротивление движению тягового элемента.

Сопротивление перемещению на прямолинейных участках[ ]

W_пр=((q+q_л)+q_рх)*g*C_р*L+C_л*q^/_л, (3.4)

где q- масса перемещаемого груза на 1 м ленты, кг;

q_л- масса 1 м ленты, кг;

q_рх- масса роликовой опоры на 1 м холостой ветви, кг;

q^/_л- масса ленты на1 м стальной пластины и тензовесов, кг;

С_р- коэффициент сопротивления для стационарных роликовых опор ( для помещений с отоплением, с незначительным содержанием абразивной пыли С_р=0,022);

С_л- коэффициент трения резины о сталь.

q=m/L

q_рх=m_p/l_p

q^/_л=q_л*(3*l₁+2*l₂)

где l_р- расстояние между роликоопорами, м;

l₁- длина пластины, м;

l₂- длина тензовесов, м.

q= 1/ 2,15= 0,465 кг;

q_рх= 6/ 0,55= 10,91 кг;

q^/_л=3* (3*1+2*0,7)= 13,2 кг;

W_пр=((0,465+ 0,3)+ 10,91)*9,8 * 0,022* 2,15+ 9,8* 0,29* 13,2= 44,18 Н.

Сопротивление движению на поворотных устройствах возникают на блоках, барабанах, роликах. Сопротивление на поворотных устройствах складываются из сопротивления вызванного жесткостью тягового элемента[ ]

W_пу=W_п+ W_ж,

где W_п- сопротивление в подшипниках , Н;

W_ж- сопротивление при изгибе тягового элемента на поворотном устройстве, Н.

W_п=2* S_нб* f* d/ D_б* sin (б / 2), (3.9)

где S_нб- текущее значение натяжения тягового элемента, Н;

f- коэффициент трения в подшипниках вала;

d- диаметр вала, м;

D_б- диаметр поворотного устройства, м;

б- угол обхвата, ?С.

Сопротивление при изгибе тягового элемента на поворотном устройстве зависит от жесткости тягового элемента.

W_ж= и* S_нб

где и- коэффициент жесткости тягового элемента, и= (0,01…0,02).

Таким образом суммарное сопротивление на поворотном устройстве будет равн.

W_пу= S_нб*( 2* f*d/ D_б* sin (б /2)+и)

W_пу= S_нб*(2*0,1* 0,018/ 0,2* sin (180?/2)+ 0,01)= S_нб*0,028.

Натяжение после поворота[ ]

S_сб= S_нб+ W_пу= о* S_нб

где о- коэффициент сопротивления поворотного устройства, при угле обхвата б= 180? о= 1,05…1,07.

S_сб= 1,05*S_нб.

Тяговое усилие находят методом последовательного определения натяжения тягового элемента в характерных точках трассы. Контур тягового элемента разбивают точками на участки с одинаковым видом сопротивления, причем разбивку и нумерацию участков начинают с точки сбегания тягового элемента с приводного барабана.

При расчете натяжений пользуются следующим правилом: натяжение S_i+1 в последующей точке трассы равно сумме натяжения S_i в последующей точке и силы сопротивления W_{i- (i+1)} на участке, расположенном между этими точками

S_i+1= S_i+ W_{i- (i+1)}

Аналогично определяются натяжения при расчете против движения тягового элемента

S_{i- 1}= S_i - W_{i- (i-1)}

Результаты сводятся в таблицу 1.

В результате тягового расчета конвейера получают уравнение, связывающее натяжение в точке набегания на приводной барабан с натяжением в точке сбегания тягового элемента с приводного барабана[ ]

S_нб=A₁*S_сб+B₁

где A₁ и B₁- численные коэффициенты, полученные в результате расчета.

S_нб= 0,7161* S_сб+ 246,736.

Таблица 1. Расчет натяжений по трассе конвейера

Участок	Вид сопротивления	Натяжение в конечной точке участка, Н	Величина натяжения, Н	Примечания
1- 2	Сопротивление на поворотном участке	S1= Sсб;S2= о* S1= 1,04* S1	S1= 197,6;S2= 206,22;	о= 1,04
2- 3	Сопротивление на поворотном участке	S3= о* S2= 1,06* S2	S3= 229,71	о= 1,06
3- 4	Сопротивление на прямоли-нейном участке	S4= S3+ W3-4	S4= 246,64	Cp=0,022
4- 5	Сопротивление на поворотном участке	S5= о* S4= 1,04* S4	S5= 282,18	о= 1,06
5- 6	Сопротивление на прямоли-нейном участке	S6= S5+ W5- 6	S6= 383,11	Cp=0,022
6- 7	Сопротивление на поворотном участке	S7= о* S6=1,04* S6	S7= 406,00	о=1,04
7-8	Сопротивление на прямоли-нейном участке	S8= S7+ W7-8	S8= 491,82	Cp=0,022
8-1	Сопротивление на поворотном участке	S8= Sнб

Отсутствие проскальзывания ленты по барабану определяется из выражения[ ]

S_нб<= S_сб*е ^б*ѓ

где б- угол обхвата приводного барабана лентой, град;

ѓ- коэффициент трения о барабан.

Для определения S_нб и S_сб решим систему уравнений

S_нб= 0,7161*S_сб+ 246,736;

S_нб= 2,56* S_сб.

Отсюда S_нб= 342,559 Н; S_сб= 133,812 Н.

Уточним число прокладок ленты

Z=S_max* n_л/ (B* K_р)

где S_max - максимальное растягивающее усилие в ленте, Н;

n_л- коэффициент запаса прочности на растяжение , n_л= (9…12);

B- ширина лента, мм;

К_р- прочность ткани на основе, Н/мм.

Z= 491,82* 9/ (300* 65)= 0,22.

Массу 1 м прорезиненной ленты можно рассчитать по формуле[ ]

q_л=1,1*В*(а*Z+д₁+д₂)

где а- толщина одного слоя тканевой прокладки, а=1,25 мм;

д₁ и д₂- толщина обкладки на рабочей и нерабочей стороне ленты, д₁=3…6 мм, д₂=1,5…2 мм.

q_л= 1,1* 0,3* (1,25*1+ 3+ 1,5)= 1,9 кг/м.

3.2.4 Расчет натяжного устройства

Для винтового натяжного устройства определяют размеры винта из условия прочности на растяжение или сжатие и усилие, необходимое для вращения винта. В общем случае величина усилия для перемещения натяжного барабана с лентой равна сумме натяжений набегающей S^/_нб и S^/_сб сбегающей ветвей ленты у натяжного барабана[ ]

P_ну= S^/_нб +S^/_сб + W_пу

P_ну= 491,82+ 197,6+ 0,04* 491,82= 709,1 Н.

Проверим на прочность натяжной болт, который при работе испытывает расчетную нагрузку Р_ну= 709,1 Н. Болт имеет метрическую резьбу 1М16х1,5 с наружным диаметром d=16 мм и шагом S= 1,5 мм. Коэффициент трения в резьбе f= 0,18. Внутренний диаметр резьбы d₁= 14,355 мм, средний диаметр резьбы d_ср= 15,101 мм, толщина гайки h= 30 мм.

Необходимо определить запас прочности для опасного сечения болта , если материал болта - сталь 40 с пределом текучести у_т= 320 Н/ мм².

Момент в резьбе [ ]

М_р= Р_ну* (d_ср* tg(л+с))/2

где л- угол подъема винтовой линии, град.;

с- угол трения, град.

л= arctg( S/(р*d_cp)= arctg(1,5/(3,14*15,101 )= 1,812?

с= arctg(f/ cos(б/2))

где б- угол профиля резьбы, б= 60?.

с= arctg(0,18/ cos 30?= 11,742?.

М_р= 709,1* (15,101*tg(1,812?+11,742?))/(2*1000)= 1,29 Н*м.

Опасным сечением является поперечное сечение в нарезной части болта выше гайки. Для опасного сечения нормальное напряжение смятия[ ]

у_см= Р_ну/(р*d₁²/4)= 709,1/ (3,14* 14,355²/4)= 4,38 Н/мм²

Для опасного сечения напряжение при кручении

ф_к= М_р/ (р* d₁³/16)= 1,29*1000/ (3,14* 14,355³/16)= 2,22 Н/мм².

Закон изменения эквивалентного напряжения

у_экв= (у_см²+ ф_к² )^Ѕ = (4,38²+ 2,22²) ^Ѕ = 4,91 Н/мм²

Коэффициент запаса по отношению к пределу текучести

n_т= у_т/ у_экв= 320/4,91=65,17

Такой коэффициент вполне достаточен.

Выполним расчет по определению напряжения среза и смятия для резьбы натяжного болта и гайки. При условии равномерного распределения усилия по виткам резьбы напряжение смятия.

у_см= Р_ну/( р*h*(d²_ d₁²)/ (4*S))

у_см= 709,1/( 3,14*30*(16²- 14,355²)/(4*1,5))= 0,91 Н/мм².

Напряжение среза резьбы болта (при коэффициенте полноты резьбы К_б?0,75)

ф_б= Р_ну/(р*d₁*К_б*h)= 709,1/(3,14*14,355*0,75*30)= 0,77 Н/мм²

Напряжение среза резьбы гайки (при коэффициенте полноты резьбы К_г?0,88).

ф_г= Р_ну/(р*d₁*К_г*h)= 709,1/(3,14*14,355*0,88*30)= 0,59 Н/мм²

Полученные значения напряжения смятия и среза резьбы много меньше предела текучести металла (у_т=320 Н/мм²).

Выбор электродвигателя для ленточного транспортера

Мощность определяют по формуле:

N=P* х/ з

где P- тяговое усилие, Н;

х- скорость ленты, м/с;

з- КПД приводного устройства.

Тяговое усилие на приводном барабане:

P= S_нб- S_i = 491,82- 197,6=294,22 Н

N= 294,22* 0,64/ (0,94* 0.98)=204,41 Вт.

Выбираем мотор-редуктор: МЦ2С-63-112, 4А80А4P3 мощность N=1,1 кВт, частота вращения n=1000 об./мин, КПД двигателя з= 0,85.

3. Кинематический расчет сбрасывателя

Расчет сбрасывателя сводится к нахождению силы сбрасывания и сравнению ее с силой тяги двигателя

F_сбр? F_t

где F_сбр- сила сбрасывания пакета, Н;

F_t- окружная сила лопасти, Н.

Сбрасывающая сила будет сложена из сопротивления пакета и силы необходимой для придания ускорения пакета

F_сбр= m*(a+f*g)/cosв

где m- масса пакета, кг;

а- ускорение лопасти, м/с²;

f- коэффициент трения пакета о ленту конвейера, f =0,0125;

в- текущий угол между силой сбрасывания и лентой конвейера, °.

Масса пакета c мармеладом равна 0,300 кг (m= 0,300 кг).

Ускорение лопасти определим по формуле

а=щ² *R_л

где щ- угловая скорость вала барабана с лопастями, рад/с;

R_л- радус лопастей, м.

Определим время прохождения пакета по длине лопасти сбрасывателя

t = В /(2* х_к)

где х_к-скорость конвейера, м/с;

В- длина лопасти, м.

t =0,3/(2*0,64)=0,23 с.

Требуемую скорость лопасти определим по следующей формуле

х_лоп= р*R/(2*t)

где R- радиус лопасти, м.

х_лоп=3,14*0,26/(2*0,23)=1,77 м/с.

Угловая скорость сбрасывателя определяется следующим образом

щ= х_лоп/R=1,77/0,26=6,8 рад/с.

а= 6,8²*0,26=12 м²/с.

Текущий угол между силой сбрасывания и лентой конвейера в примем максимальный. Максимальный угол в будет в тот момент, когда лопасть соприкоснется с пакетом, при этом в=0…10є. Силу сбрасывания определим по формуле.

F_сбр=1,044*(12+0,0125*9,81)/ cos(10є)=12,85 Н.

Момент шагового двигателя определим из условия:

M_дв ? К_э*F_сбр*R_л,

где М_дв- момент двигателя, Н*м;

К_э- коэффициент эксплуатации.

К_э= К_д*К_см*К_реж

где К_д- коэффициент учитывающий динамические нагрузки, К_д=1,25;

К_см- коэффициент зависящий от способа смазки, влажное производство К_см=1,025;

К_реж- коэффициент учитывающий режим работы шагового двигателя, К_реж=1,15.

К_э=1,25*1,025*1,15=1,473;

M_дв?1,473*12,85*0,26=4,92 Н*м.

Руководствуясь полученными данными: моментом двигателя, угловой скоростью лопастей выберем шаговый двигатель.

Характеристика шагового двигателя ДШ-12А:

-число полюсов m=2/4;

- ток постоянный, питающее напряжение U_н =27 В

-шаг 22,5°;

-вращающий момент М= 6 Н*м;

-частота приемистости f =120 шаг./с;

-мощность на валу Р=400 Вт.

Пересчитаем угловую скорость сбрасывателя

щ= f * t/360^?

где f- частота приемистости шагового двигателя, шаг./с;

t- шаг двигателя, град.

щ=120*22,5?/360?=7,5 рад./с.

4. Расчет валов

Определим диаметр участка вала барабана по формуле:

dK=1,7(М_К/[]_К)^?

где М_К - крутящий момент, Н*мм²;

[]_К - допускаемое напряжение на кручение.

Для стали 40 []_К=25 Н/ мм².

d_K=1,7(4,92*10³/25) ^?=9,9 мм;

Округлим полученный результат по ГОСТ 6636-69 до d_K=25 мм.

Выберем подшипники:

- радиально-упорные двухрядные шариковые подшипники по ГОСТ 8545-83 средней серии 1305.

Характеристика подшипников 1305: внутренний диаметр подшипника d=25 мм, наружный диаметр D=62, ширина подшипника В=17 мм, грузоподъемность С=32,6 кН, С₀= 18,3 кН[ ].

Произведем расчет вала на прочность при изгибе и кручении.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости для вала барабана.

М_А=0: -F_B*78,5-F_t*168,5+R_ВY*337=0

М_В=0: -R_АY*337+F_t*168,5+F_B*415,5=0

где F_t- окружное усилие при сбрасывании пакета, Н;

F_B- сила действующая на вал со стороны двигателя, Н.

F_t=М_к/R_л=4,92/0,26=18,92 Н

F_B=2* М_к/ d_K=2*4,92/0,025=393,6 Н

R_ВY=(F_B*78,5+F_t*168,5)/337=(393,6*78,5+18,92*168,5)/337=101,14 Н;

R_АY=(F_B*415,5+F_t*168,5)/337=(393,6*415,5+18,92*168,5)/337= 494,74 Н.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости:

М_А=0: -Fr*168,5+R_ВZ*337=0

где Fr- радиальное усилие при сбрасывании пакета,Н.

Fr =(1,05…1,15)* F_t=1,15*18,92=21,76 Н

R_ВZ=Fr*168,5/337=21,76*168,5/337=10,88 Н.

М_В=0: Fr*168,5-R_AZ*337=0

R_АZ=Fr*168,5/337=21,76*168,5/337=10,88 Н.

Определим изгибающие моменты:

М^л_С=R_А*168,5; (3.48) М^п_С=R_В*168,5

где М^л_С - изгибающий момент в точке С с левой стороны, Н*мм;

М^п_С - изгибающий момент в точке С с правой стороны, Н*мм;

R_A и R_B- суммарные реакции в точках А и В соответственно, Н

R=(R²_Z+R²_Y)^Ѕ

R_A=(10,88²+494,74²)^Ѕ = 494,86 H;

R_B=(10,88²+101,14²)^Ѕ = 101,72 H.

М^л_С=494,86*168,5= 83383,9 Н*мм;

М^п_С=101,72*168,5= 17139,8 Н*мм.

Проверим вал на прочность при условии:

_экв=(М²+М²_кр)^Ѕ/(d³/32) []

где _экв - эквивалентное напряжение на вал в опасном сечении, МПа;

М - суммарный изгибающий момент, Н*мм;

М_кр - крутящий момент, Н*мм;

d - диаметр вала в опасном сечении, мм;

[] - предельно допустимое напряжение,

МПа. []=_т/n

где _т - предел текучести материала вала, для стали 40 _т=340 МПа;

n - коэффициент запаса, n=1.5...3.

[у]=340/3=113,3 Мпа;

М= ((М^л_С)²+ (М^п_С)²)^Ѕ =(83383,9²+17139,8²)^Ѕ= 85127,25 Н*мм

_экв=(85127,25²+4920²)^Ѕ/(3.14*25³/32)= 55,6 Мпа;

55,6<113,3.

Условие выполняется.

5. Расчет подшипников

Радиально - упорный двухрядный шариковый подшипник по ГОСТ 8545-83 средней серии 1305.

Характеристика подшипников 1305: внутренний диаметр подшипника d=25 мм, наружный диаметр D=62, ширина подшипника В=17 мм, грузоподъемность С=32,6 кН, С₀= 18,3 кН.

Эквивалентная нагрузка.

Р_э= R*V*K_у*K_T*X

где R- радиальная нагрузка, Н;

V-коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1;

K_у- коэффициент безопасности, K_у=1,3…1,5;

K_T- температурный коэффициент, K_T=1;

X- коэффициент радиальной нагрузки, X=1.

Для подшипников в точках А и В

Р_э^А = 494,86*1*1,5*1*1=742,3 Н;

Р_э^В =101,72*1*1,5*1*1=152,6 Н.

Расчетная долговечность в млн.об.

L^А= (C/ Р_э^А)³ =(32,6*10³/742,3)³ = 84706 млн.об

L^В= (C/ Р_э^В)³ = (32,6*10³/152,6)³ = 9749653 млн.об

Расчетная долговечность в ч работы

L_h= L*10⁶/(60*n)>10000 ч

где n- частота вращения вала , об./мин.

L_h^А=84706*10⁶/(60*71,65)=19703652 ч.

L_h^В=9749653*10⁶/(60*71,65)=2267888579 ч.

Условие выполняется.

3.8 Выбор соединительных муфт

Муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного момента. Определим величину расчетного момента по формуле:

М_р= М_к [М]

где М_к - крутящий момент, Н*м;

[М] - табличное значение передаваемого муфтой момента, Н*м.

М_р= 4,92 Н*м.

Выбираем муфту. Муфта упругая втулочно-пальцевая 6,3-25-I.2-УЗ

ГОСТ 21424-75, изготовлена из чугуна СЧ20.[М]=6,3Н*м, условие выполняется.

6. Расчет шпонок

По диаметру вала выберем шпонку.

Для барабана выберем призматическую шпонку по СТ СЭВ 189-75.

Размеры шпонки: в=10 мм; h=8 мм; t₁=5,0 мм; t₂=3,3 мм.

Расчетную длину шпонки найдем по формуле

l_р 2*М/(d(h-t₁)*[]_см)

где М - крутящий момент на валу, Н*мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

[]_см - допускаемое напряжение на смятие на шпонке,

МПа. []_см=_т/ [S]

где _т - предел текучести материала шпонки, _т=450 МПа;

[S] - коэффициент запаса прочности, [S]=1.9 ... 2.3 . []_см=450/2.3=195.6 Мпа;

l_p=2*4,92*10³/(30*(8-5)*195,6)= 0,56 мм.

Длина шпонки определим по формуле

l=l_р+в

где в - ширина шпонки, мм.

l=0,56+10=10,56 мм.

Примем длину шпонки согласно стандартного ряда l=22 мм.

Для муфты выберем шпонку призматическую с размерами: в=8 мм; h=7 мм; t₁=4,0 мм; t₂=3,3 мм.

Определим рабочую длину шпонки по формуле

l_р=2*4,92*10³/(25*(7-4)*195,6)=0,67 мм.

Определим длину шпонки по формуле: l=0,67+10=10,67 мм.

Примем длину шпонки согласно стандартного ряда l=22 мм.