Проект тестоприготовительного отделения в условиях ОАО «Хлебозавод №2»

Аэрирующая головка:

- Динамическая аэрирующая головка полностью выполнена из легированной (нержавеющей стали) стали без применения сварки;

- Бесступенчатая регулировка числа оборотов;

- Блок нагрева и рециркуляции  теплоносителя; 
- Специальные уплотнения для аэрирующей головки;

- Пищевое уплотнение, может  подвергаться стерилизации паром;

Насос с приводом:

- Насос расположен внутри  аэратора, выбор его типа зависит  от обрабатываемых продуктов;

- Уплотнение, отвечающее  гигиеническим требованиям.

Система подготовки воздуха:

- Ручное дозирование воздуха  при помощи счетчика в напорной  трубе и точнодозирующего клапана;

- Цифровой индикатор давления  в системе ;

- Предварительное давление  воздуха;

- Устройство противодавления.

Приемная воронка: 
- Поддерживает заданную температуру продукта.

Пульт управления: 
- Водонепроницаемый пульт управления;

- Электрический шкаф с процессором и регулирующими приборами расположен в отдельной конструкционной секции. 

Дополнительное оснащение :  
- Двухвалковый смеситель;

- Твистовый смеситель для получения рецептурных масс разных цветов; 
- Автоматическая система подачи воздуха;

- Автоматическая система измерения объема; 

- Автоматическая система  измерения плотности;

- Автоматическая система  передачи данных на внешний  компьютер;

- Автоматическая система  состыковки с производственной  линией; 

Техническая характеристика

 

Техническая характеристика:

Производительность, кг/ч       500

Габаритные размеры, мм       2100 x 1220 x 1255

Масса, кг         500

Установленная мощность, кВт      9,1

Напряжение, В и Гц        3 х 380 В, 50 Гц

Частота вращения, об/мин       150-400

Расход воздуха, л/мин       12

Давление воздуха, бар       5-6

 

3. Инженерные расчёты

 

3.1 Технологические расчёты

 

3.1.1 Расчёт производительности  тестомесильной машины

Определим производительность тестомесильной машины по уравнению:

 

,       (3.1)

 

где 23 – норма работы оборудования в сутки, ч;

λ – коэффициент заполнения дежи;

 

   (3.2)

 

V- вместимость дежи, м3; V=0,16 м3;

ρ - плотность теста, кг/м3; ρ=1100 кг/м3;

τз - длительность замеса, с; τ = 360 с;

τв - длительность вспомогательный операций, с; τв=250 с.

 

кг/ч

 

3.1.2 Расчёт выхода продукции  и сырьевой расчёт

Для проведения расчёта выхода необходимо рассчитать количество муки и другого сырья, идущего на приготовление теста, опары или закваски.

Выход рассчитывается по количеству и влажности затраченного сырья, влажности теста и хлеба, затрат при технологическом процессе. Ориентировочный выход мелкоштучных слоёных изделий Bх при влажности муки 14, 5 % составляет

 

,  (3.3) 

 

где - общее количество сырья, кг;

ΔGбр, ΔGуп, ΔGус -  затраты соответственно при брожении, выпечке и на усушку при остывании и хранении, %.

Размеры потерь и затрат принимаются на основании опубликованных даны. Затраты при брожении составляют 1,6 %. Упёк при выпечке – 6,5 %. Усушка при хранении в обычных условиях – 3,5 %.

 

кг

 

Определим количество муки на приготовление

 

,        (3.4)

 

где Р – количество вырабатываемого изделия, кг/сут;

100 – расход муки, кг.

кг

Количество дополнительного сырья, требуемое для замеса

 

,        (3.5)

 

где p – расход сырья по рецептуре, кг.

 

кг

 

3.2 Энергетический расчёт

Определим расход энергии на замес теста.

Баланс потребления энергии для тестомесильной машины с вращательным движением месильных лопастей имеет следующий вид:

 

A=A1+A2+A3+A4,       (3.6)

 

где А1 - работа, расходуемая на перемешивание массы;

А2 - работа, расходуемая на перемещение месильных лопастей;

А3 - работа, расходуемая на нагрев теста и соприкасающихся с ним металлических частей машины;

А4 - работа, расходуемая на изменение структуры теста.

Для расчёта воспользуемся упрощённой схемой тестомесильной машины периодического действия, изображённой на рисунке 3.1.

 

Рис.3.1 - Расчётная схема тестомесильной машины периодического действия

 

Работу, расходуемую на перемещение компонентов в месильной емкости, определим по уравнению:

А1=а·в·π·ρ·n2·cos(90º-α)·(r22-r12)·[(1-k)·π2·(r12+r22)+(k·S2)/2],    (3.7)

 

где а – количество месильных лопаток, а=2;

в – ширина месильной лопатки, м; в=0,03м;

n – частота вращения, с-1; n=73 с-1;

α – угол атаки лопасти; α=45º;

r1- расстояние от оси вращения месильного органа до внутреннего края лопасти; r1=0,115 м;

r2 – расстояние от оси вращения месильного органа до внешнего края лопасти, м; r2=0,16 м;

k – коэффициент подачи теста, показывающий какая доля массы, захваченная месильной лопаткой, перемещаются в осевом направлении; k=0,3;

S – шаг образующий наклона лопатки, м; S=0,5 м.

 

А1=2·0,03·3,14·1100·1,212·cos(90º-45º)·(0,162-0,1152)·[(1-0,3)·3,142·(0,162+0,1152)2+(0,3·0,52)/2]= 295,2 Дж/об

 

Определим работу, которая затрачивается на привод месильных лопастей, по выражению:

 

А2=(2/3)·а·в·δ·ρл·π2·n2·(r23-r13),     (3.8)

 

где δ – толщина месильной  лопасти, м; δ=0,01 м;

 ρ – плотность материала  месильной лопасти, кг/м3; ρл=7800 кг/м3.

 

А2=(2/3)·2·0,03·0,01·7800·3,142·1,212·(0,163-0,1153)= 42,2 Дж/об

 

Рассчитаем работу, расходуемую на нагрев теста соприкасающихся с ним металлических частей машины, по уравнению:

 

А3=(mт·cт·(t2-t1)/(n·τ+ mм·cм·(τ- τв ))/n·τ ,   (3.9)

 

где t1, t2 – температура массы в начале и в конце смешивания,ºC; t1=28ºC; t2=30ºC;

mт – масса теста, находящегося в деже, кг;

mт=V·ρ·k=0,16·1100·0,5=88 кг;     (3.10)

mм- масса металлоконструкций машины, прогревающаяся при замесе, кг; mм=16 кг;

cт – средняя теплоёмкость теста, cт=2500 Дж/(кг·К);

cм – средняя теплоёмкость металла, cм=500 Дж/(кг·К).

 

А3=(30-28)/(73·360)·(88·2500+16·500)=255 Дж/об

 

Работу,  затрачиваемую на изменение структуры теста, определим из зависимости:

 

А4=0,07·А1,                                                        (3.11)

А4=0,07·201=14 Дж/об

 

На основании полученных данных составим баланс энергозатрат:

 

А=201+42,2+255+14=512,2 Дж/об

 

Рассчитаем мощность, требуемую для привода тестомесильной машины:

 

Nэ=(A·n)(η1·η2),       (3.12)

 

где  η1 – КПД основных механизмов тестомесильной машины;

        η2 – КПД промежуточных механизмов привода.

Принимаем η1·η2=0,85

 

Nэ=(512,2·1,21)/(0,85)=729,13 Вт

 

Так как в рассматриваемой тестомесильной машине установлены спиральный вращающийся рабочий орган и мешалка-скребок, а в деже расположено запирающее устройство, то целесообразно увеличить рассчитываемую предварительно мощность привода машины в два раза, то есть:

 

Nэ=729,13·2=1458,26 Вт

 

Удельную работу замеса определим по уравнению:

 

Ауд=(А·n·τ)/m,       (3.13)

                                                                                  

Ауд=(512,2 ·1,21·360)/(88·103)=2,53 Дж/г

Рассчитаем интенсивность замеса:

 

U=(Nэ·η)/m,        (3.14)

U=(1458,26·0,85)/(88·103)= 0,014 Вт/г

 

3.3 Кинематический расчет  привода дежи

Составим кинематическую схему привода дежи  тестомесильной машины

 

 

Рис.3.2 - Кинематическая схема привода дежи.

 

Определим передаточное отношение привода

 

i=iз·iр,                   (3.15)

                                          

где iз - передаточное отношение зубчатого зацепления; iз = 2;

iр - передаточное отношение мотор-редуктора; iр = 31,5.

 

i=2·31,5=63

 

Вычислим ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя:

ňэл =n·i,                                (3.16)

                       

где n - частота вращения дежи, об/мин.

 

ňэл =40·63=2520 об/мин

 

Рассчитаем требуемую мощность электродвигателя

 

Pор.эл=P/η=1,5/0,85= 1,76 кВт                                       (3.17)

 

По полученным данным выбираем электродвигатель 4АХ80В2 со следующими характеристиками:

• частота вращения выходного вала nэл=2850 об/мин;
• номинальная мощность Pэл= 2,5 кВт.

В соответствие с проведенными расчетами выбираем планетарный зубчатый двухступенчатый мотор-редуктор 1МПз2-40 со следующими характеристиками:

• частота вращения выходного вала n = 90 об/мин;
• вращающий момент на выходном валу Т = 227 Н·м.

Определим частоту вращения и угловую скорость каждого вала в приводе:

 

n1=90 об/мин;

n2= n1/iз=90/2=45 об/мин;                                   (3.18)

ω1=(π·n1)/30=(3,14·90)/30=9,42 с-1;                            (3.19)

ω2=(π·n2)/30=(3,14·9,42)/30=4,71 с-1;                        (3.20)

      

Рассчитаем мощность на каждом валу привода:

 

Р1=1,76 кВт;

Р2=Р1·η1=1,76·0,98=1,72 кВт,                                          (3.21)

где η1 – КПД зубчатого зацепления.

Определим крутящие моменты на каждом валу привода:

 

Тi=Рi/ωi,                                                                        (3.22)

Т1=1760/9,42=186,83 Н·м;

Т2=1720/4,71=365,2 Н·м;

 

3.4 Расчет зубчатой передачи

Примем материалы: для шестерни сталь 40Х, термообработка улучшение, твёрдость НВ 270; для колеса сталь 40Х, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 200. Допускаемое контактное напряжение [σH]=550 МПа.

Рис. 3.3- Кинематическая схема зубчатой передачи.

 

Р2=1,72 кВт

n2=45 об/мин

ω2=4,71 с-1

Т2=365,2 Н·м

 

Определим межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

 

аw =Ka·(u+1)·3√((T2·KHβ)/([σH]2·u·ψba)),    (3.23)

                                                          

где Ka - коэффициент; Ka=49,5;

u - передаточное отношение; u=2;

T2=T1/u -вращающий момент на колесе, Н·мм;

KHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца,=1,1;

ψba - коэффициент ширины венца; ψba=0,2.

 

аw=49,5·(2+1)·3√(((365.2)·1,1)/(550·106)2·4·0,2))= 0,158 м = 158 мм

 

Округляем межосевое расстояние аw до ближайшего значения по ГОСТ 2185 - 66:

аw=160 мм

 

Модуль зацепления определим из соотношения

 

m=0,02·аw=0,02·160=3,2 мм                                         (3.24)     

                           

Выравниваем модуль по ГОСТ 9563-60 до значения m = 3,5.

Рассчитаем суммарное число зубьев:

 

z∑=(2·аw)/m,        (3.25)

z∑=(2·160)/3,5= 91

 

Число зубьев шестерни:

 

z1=z∑/(u+1)                                                                   (3.26)                                     

z1=91/(2+1) = 30

 

Тогда число зубьев колеса соответственно равно:

 

z2=z∑+z1=91-30= 61               (3.27)

 

По округленным значениям z2 и  z1 уточняем передаточное число:

 

u = z2/ z1=61/30 = 2,033      (3.29)

 

Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением не превышает 2,5 %.

 

Определим основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

 

d1=z1·m=30·3,5= 105 мм                                                (3.30)                         

d2= z2·m=61·3,5 = 213,5 мм     (3.31) 

 

Диаметры вершин зубьев:

 

dа1=d1+2·m=105+2·3,5 = 112 мм                                  (3.32)                                        

dа2=d2+2·m= 213,5+2·3,5= 220,5 мм    (3.33)

 

Диаметры впадин зубьев:

 

df1=d1-2,5·m=105-2,5·3,5 = 96,25 мм    (3.34)

df2=d2-2,4·m=213,5-2,5·3,5 =  204,75мм   (3.35)

 

Уточним межосевое расстояние:

 

aw=(d1+d2)/2=(105+213,5)/2 = 159,25 мм   (3.36)

 

Ширина колеса:

 

b2=ψba·aw=0,5·160 = 80 мм     (3.37)

 

Ширина шестерни:

b1=b2+5 =80+5 = 85 мм      (3.38)

 

Окружная скорость колёс:

 

υ=(ω·d)/2=4,71·((105+213,5)·10-3) = 1,5 м/с   (3.39)

 

Коэффициент нагрузки:

 

KH=KHβ·KHα·KHυ,       (3.40)

                                                                                              

где KHα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения                 нагрузки, между зубьями; KHα=1,0 для прямозубых колёс; KHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; KHβ=1,03; KHυ – динамический коэффициент, зависящий от окружной скорости колёс; KHυ=1,05.

 

KH=1,03·1,1·1,05=1,19

 

Проверим контактное напряжение по формуле:

 

σH=(270/aw)·√((T2·KH·(u+1)3)/(b2·u2)),         (3.41)                                                        

σH=(270/160)·√(((365,2·103)·1,19·(2+1)3)/(80·22))=

=323,14 МПа<550 МПа

 

Условие прочности выполнено.

Определим силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила

 

Ft=2·T2/d2=(2·365,2·103)/213,5= 3421 H   (3.42)

 

Радиальная сила

 

Fr=Ft·tg20°=3421·tg20°=1245,14 H    (3.43)                  

                                                                                                                                                                                                                                                                                                                

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

 

σF=(Ft·KF·YF·Yβ·KFα)(b·m) ≤ [σF],    (3.44)

 

где KF - коэффициент нагрузки; KF=KFβ·KFυ,

здесь KFβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения                 нагрузки по длине зуба; KFβ=1,05; KFυ - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки; KFυ=1,15.

Тогда KF=1,05·1,15=1,2.