Реферат: Описание технологической линии производства вареных колбас

--PAGE_BREAK--,(1)
где Q— количество подведенного тепла, Дж; с — удельная теплоемкость колбасного фарша, Дж/(кг°С) [с = 3750—4050 Дж /(кг°С)]; m-масса загружаемого мяса и воды, кг; 106 — коэффициент, Дж; UH— влагосодержание фарша, кг влаги / кг абсолютно сухого остатка; b— коэффициент, зависящий от кинематических характеристик куттера, мощности, которую развивает режущий механизм, и упругопрочностных свойств сырья, мин-1 (для куттера малой модели b= 0,217 мин-1 для куттера средней модели b= 0,347 мин-1).

В производственных условиях при куттеровании добавляют лед, поэтому при расчете Δtнеобходимо ввести поправку на скрытую теплоту плавления льда.

По количеству тепла можно определить мощность, развиваемую режущим механизмом:
<img width=«180» height=«41» src=«ref-1_1838881534-508.coolpic» v:shapes="_x0000_i1032">,(2)
где N — мощность, развиваемая режущим механизмом, Вт.

В этом случае поправку на скрытую теплоту плавления льда не вводят. Изменения величины мощности, рассчитанной по уравнениям (1) и (2), приведены на рис. 4.38.
<img width=«240» height=«141» src=«ref-1_1838882042-8693.coolpic» v:shapes="_x0000_i1033">

Рис. 5 Изменение мощности, развиваемой режущим механизмом, в зависимости от влагосодержания и продолжительности измельчения на куттере: а — малой модели; б — средней модели
Таким образом, в результате проведенных исследований получены данные для определения повышения температуры фарша при куттеровании, которые позволяют предварительно рассчитывать температуру фарша при τкр и, если она оказывается выше заданной, принять меры к ее понижению (добавление льда вместо воды, переохлаждение мяса и т. д.).

Технологический расчет куттеров сводится главным образом к определению их производительности и мощности привода. Производительность Vч(в кг/ч) куттеров периодического действия рассчитывают по формуле:
<img width=«369» height=«36» src=«ref-1_1838890735-758.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034">
где G— масса единовременной загрузки сырья, кг; τ — длительность процесса, с; β — коэффициент заполнения чаши (β= 0,6); ρ — плотность сырья кг/м3; V— вместимость чаши, л; τ3, τп, τв — длительность загрузки, переработки и выгрузки, с.

Мощность двигателя определяется по формуле:
<img width=«179» height=«22» src=«ref-1_1838891493-290.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035">
где q— удельный расход энергии, кВт ч/т (при куттеровании q= 8-11 кВт-ч/т, при переработке кускового мяса в куттерах q= 11- 16 кВт-ч/т).
4.2 Кинематический расчет
Рассчитаем передаточное отношение привода ножей
<img width=«72» height=«48» src=«ref-1_1838891783-226.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036">,(3.1)
где nдв– частота вращения двигателя, об/мин;

nр.о.– частота вращения рабочего органа, об/мин.

<img width=«99» height=«41» src=«ref-1_1838892009-283.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037">

Эксперименты необходимо проводить при различных частотах вращения чаши. Рассчитаем эти частоты.

Для изменения скорости используем четырехступенчатые шкивы. Рассчитаем передаточные отношения на каждой ступени

Iступень
<img width=«61» height=«47» src=«ref-1_1838892292-209.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038">,(3.2)
где D2– диаметр ведомого шкива, мм;

D1– диаметр ведущего шкива, мм.

<img width=«116» height=«41» src=«ref-1_1838892501-293.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039">

IIступень

<img width=«88» height=«41» src=«ref-1_1838892794-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040">

IIIступень

<img width=«113» height=«41» src=«ref-1_1838893037-287.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041">

<img width=«119» height=«41» src=«ref-1_1838893324-294.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042">

Привод чаши состоит из червячного редуктора с передаточным отношением U5=80 и ременной передачи с передаточными отношениями U1, U2, U3, U5.

Рассчитаем частоту вращения чаши на каждой ступени.

Общее передаточное отношение

на Iступени

UI=U5·U1=80·0,703=56,24

на IIступени

UII=U5·U2=80·1=80

на IIIступени

UIII=U5·U3=80·1,421=113,68

на IVступени

UIV=U5·U4=80·2,066=165,28

Тогда получим частоту вращения чаши на Iступени

<img width=«167» height=«45» src=«ref-1_1838893618-424.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043"> об/мин

<img width=«160» height=«43» src=«ref-1_1838894042-384.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044"> об/мин

<img width=«172» height=«45» src=«ref-1_1838894426-424.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045"> об/мин

<img width=«172» height=«45» src=«ref-1_1838894850-428.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046"> об/мин

Рассчитаем угловую скорость ножевого вала:
<img width=«72» height=«41» src=«ref-1_1838895278-215.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">,(3.3)
где n– частота вращения ножевого вала, об/мин.

<img width=«133» height=«41» src=«ref-1_1838895493-317.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048"> с-1

Мощность на ножевом валу:
NII=Nдв·ηр.п.·η2подш, (3.4)
где Nдв– мощность электродвигателя, кВт;

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

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

NII=7,5·0,96·0,992=7,056 кВт

Крутящий момент на ножевом валу:
<img width=«204» height=«47» src=«ref-1_1838895810-488.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049"> 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:
<img width=«87» height=«41» src=«ref-1_1838896298-270.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">,(3.6)
где D– диаметр шкива, мм;

<img width=«165» height=«41» src=«ref-1_1838896568-422.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051"> м/с

Передаточное число U=1.

Диаметр большего шкива:
<img width=«120» height=«23» src=«ref-1_1838896990-227.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">, (4.7)
где ξ – коэффициент упругого скольжения (ξ=0,01).

<img width=«189» height=«23» src=«ref-1_1838897217-325.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053"> мм.

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

Уточняем передаточное число
<img width=«236» height=«47» src=«ref-1_1838897542-539.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">
Из ГОСТ 1284-68 для размера сечения Б в соответствии с рисунком 3.1 принимаем:




<img width=«334» height=«169» src=«ref-1_1838898081-7054.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">

Рисунок 3.1 – Сечение ремня
Проверяем условие
<img width=«232» height=«23» src=«ref-1_1838905135-395.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">
<img width=«279» height=«25» src=«ref-1_1838905530-457.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057">(3.8)

<img width=«112» height=«21» src=«ref-1_1838905987-224.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">

Принимаем межосевое расстояние а=560 мм.

Длина ремня:
<img width=«225» height=«44» src=«ref-1_1838906211-497.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059">(3.9)
<img width=«331» height=«44» src=«ref-1_1838906708-697.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060"> мм

Принимаем l=2000 мм.

Натяжение ремня осуществляется перемещением двигателя.

Угол обхвата
<img width=«163» height=«43» src=«ref-1_1838907405-352.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">(3.10)
<img width=«220» height=«41» src=«ref-1_1838907757-467.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">

Коэффициент угла обхвата:

Сα=1-0,003(180-α)(3.11)
Сα=1-0,003(180-180)=1

Коэффициент скорости:
Сv=1,05-0,0005v2(3.12)
Сv=1,05-0,0005·21,982=0,808

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

Полезное допускаемое напряжение в заданных условиях:
[σt]=[σt]0·Сα·Сv··Ср·Со,(3.13)
где Сα, Сv, Ср, Со – коэффициенты, учитывающие влияние угла обхвата α, скорости v, режима работы Ср, Со, угла наклона θ межосевой линии к горизонту, а также способа натяжения ремня.

[σt]=2,04·1·0,808·0,8·0,8=1,055 Н/мм2

Нагрузка ремня:
<img width=«84» height=«41» src=«ref-1_1838908224-246.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">,(3.14)
где N– передаваемая мощность, кВт;

<img width=«157» height=«44» src=«ref-1_1838908470-390.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064"> Н

Число ремней:
<img width=«72» height=«47» src=«ref-1_1838908860-240.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">,(3.15)
где А – площадь поперечного сечения одного ремня, мм2.

<img width=«143» height=«44» src=«ref-1_1838909100-376.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">

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

Давление на валы ременной передачи:
<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_1838909476-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067"><img width=«135» height=«41» src=«ref-1_1838909549-311.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068">(3.16)
<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_1838909476-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069"><img width=«215» height=«41» src=«ref-1_1838909933-447.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070"> Н

Наибольшее напряжение в ведущей ветви в месте набегания на малый шкив.
<img width=«311» height=«43» src=«ref-1_1838910380-577.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">,(3.17)
где σF– напряжение изгиба ремня на малом шкиве, Н/мм2;

σv– напряжение от центробежной силы, Н/мм2;

σо– напряжение от предварительного натяжения, Н/мм2;

σt– полезное напряжение, Н/мм2.
<img width=«83» height=«43» src=«ref-1_1838910957-245.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">(3.18)
<img width=«144» height=«43» src=«ref-1_1838911202-384.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073"> Н/мм2
<img width=«88» height=«45» src=«ref-1_1838911586-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">,(3.19)
где δ– толщина ремня, мм;

Dmin– диаметр меньшего шкива, мм;

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

<img width=«112» height=«41» src=«ref-1_1838911829-293.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075"> Н/мм2
<img width=«109» height=«25» src=«ref-1_1838912122-217.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">,(3.20)
где ρ– плотность ремня, кг/м3

для прорезиненных и клиновых 1200-1500 кг/м3

σv=1200·21,982·10-6=0,58 Н/мм2

σmax=1,4+0,62+3+0,58=5,6 Н/мм2

Начальное натяжение ремня:
<img width=«113» height=«44» src=«ref-1_1838912339-312.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">,(3.21)
где f– коэффициент трения; для прорезиненного ремня и чугунного шкива f=0,30;

α – угол обхвата на малом шкиве, рад

<img width=«216» height=«44» src=«ref-1_1838912651-513.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078"> Н

Натяжение ведущей и ведомой ветвей без учета дополнительного натяжения от центробежных сил
<img width=«85» height=«43» src=«ref-1_1838913164-237.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">(3.22)

<img width=«88» height=«43» src=«ref-1_1838913401-231.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">(3.23)
<img width=«200» height=«41» src=«ref-1_1838913632-434.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081"> Н

<img width=«200» height=«41» src=«ref-1_1838914066-429.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082"> Н
4.4 Прочностной расчет вала
Определим диаметр вала из условия прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.
<img width=«84» height=«49» src=«ref-1_1838914495-292.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">,(3.24)
где Т – крутящий момент, Н·мм;

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

[τ]=15 Н/мм2.

<img width=«173» height=«49» src=«ref-1_1838914787-518.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084"> мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем d=25 мм.

Определим силу на конце вала:
<img width=«55» height=«41» src=«ref-1_1838915305-184.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">,(3.25)
где d– диаметр окружности наиболее удаленной точки ножа, мм.

<img width=«172» height=«41» src=«ref-1_1838915489-423.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">Н

Вертикальная плоскость
ΣМа=Q·c+Rb(b+c) – F(a+b+c)=0

<img width=«480» height=«41» src=«ref-1_1838915912-931.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">Н

ΣМb= — F·a-Q·b+Ra(b+c)=0

<img width=«357» height=«41» src=«ref-1_1838916843-745.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">Н
ΣFy=0 – проверочное условие

ΣFy=F– Rb– Q+Ra=230,46 – 182,72 – 772,8+725,46=0

Условие выполняется.

Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости

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

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

МизгIII=Ra·c=725,46·0,16=116,07 Н·м

Строим суммарную эпюру моментов.
<img width=«137» height=«31» src=«ref-1_1838917588-303.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">(3.26)
<img width=«235» height=«32» src=«ref-1_1838917891-465.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">Н·м

<img width=«143» height=«31» src=«ref-1_1838918356-316.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">

<img width=«199» height=«32» src=«ref-1_1838918672-399.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">Н·м

<img width=«149» height=«31» src=«ref-1_1838919071-324.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">

<img width=«244» height=«32» src=«ref-1_1838919395-470.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">Н·м

Наиболее опасным является сечение, где действует максимальный эквивалентный момент (Мэкв=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 σв=700МПа.

Предел выносливости σ-1=270МПа.

Предел выносливости при кручении τ-1=160МПа.


<img width=«132» height=«52» src=«ref-1_1838919865-407.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">,(3.27)
где Sσ– коэффициент безопасности по изгибу;

Sτ– коэффициент безопасности по кручению.
<img width=«173» height=«68» src=«ref-1_1838920272-442.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">,(3.28)
где σa– переменная составляющая циклов изменения напряжений;

σm– постоянная составляющая циклов изменения напряжений;

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

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

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

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

Ψσ – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений (Ψσ=0,075).
  <img width=«12» height=«59» src=«ref-1_1838920714-128.coolpic» v:shapes="_x0000_s1027"><img width=«147» height=«41» src=«ref-1_1838920842-320.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">

<img width=«144» height=«47» src=«ref-1_1838921162-345.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">
По этим зависимостям определяются постоянные составляющие циклов изменения напряжений σmи σm(средние напряжения цикла) и переменные составляющие σаи τа(амплитуды цикла) при симметричном цикле изменения напряжений изгиба и пульсирующем (отнулевом) цикле изменения напряжений кручения.
<img width=«165» height=«68» src=«ref-1_1838921507-417.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">    продолжение
--PAGE_BREAK--