CC BY
39
Cottage cheese dessert with vegetative ingredients is balanced in terms of food and biological value by a product enriched with functional ingredients, and is recommended for mass consumption by the population. The proposed product has polyfunctional properties and surpasses the usual cottage cheese dessert on the content of minerals and vitamins.
According to the organoleptic and physicochemi-cal parameters, the quality of the cottage cheese dessert fully corresponds to the requirements of normative and technical documentation.
Based on the foregoing, it can be concluded that the HACCP system is one of the most effective tools in the field of safety and quality, especially for food products, which is based on the study of serious circumstances, which can be used to make decisions related to food hygiene, the creation of quality assurance programs.
The analysis of the most possible hazards in the production of curd desserts was carried out, potential CCPs were identified taking into account biological, chemical, and physical risks. As controlling actions, changes were made in temperature regimes in technological processes. Also, a monitoring system for monitoring at the CCP and corrective actions was established.
Reference
1. Con, I.Ya. Substitutes of human milk and their use in the nutrition of children of the first year of life / / Children's Doctor. - 2000. - №2. - P. 23-24
2. Temerbaeva, M.V., Anns, E.M. Substantiation of the selection of functional components for the production of the children's milk product "Balapan" on the basis of mare's milk. // Bulletin of the Innovative Eurasian University. - 2013. - P. 25-28.
3. Bernovskiy Yu.N. Standards and product quality: a practical training manual / Yu.N. Bernowsky. - Moscow: Forum: INFRA-M, 2014. - 256 p.
4. Nikitchenko V.E., Seryogin I.G., Nikitchenko D.V. The system of food safety HACCP: Textbook. allowance. - Moscow: RUDN, 2010. - 205 p.
5. Gorbatova K.K., Gunkova P.I. Chemistry and physics of milk and dairy products. SPb.: GIORD, 2012. 336 p.
6. Golubeva L.V., Dolmatova O.I., Bandura V.F. Cottage cheese products for functional purposes. Bulletin VGUIT. №2, 2015. p.98-102
7. Denisova, E.L. Hygienic assessment of nutrition, habitat and health of children and adults (on the example of c.Orekhovo-Zuevo) [Text]: dis .... Cand. honey. Sciences: 14.00.07 / Denisova, Elena Le-onidovna - M., 2004. - 189 p.
8. ISO 22000:2005 "Food safety management systems. Requirements for all organizations in the chain of production and consumption of food"
9. Berezina V.V. Commodity research and examination of the quality of fruits and vegetables and mushrooms. 2015. - 200 p.
10. GOST R 52790-2007 Cheese curds glazed. General specifications.
КОНСТРУИРОВАНИЕ НАЖИМНОГО МЕХАНИЗМА НОВОГО МНОГОФУНКЦИОНАЛЬНОГО ПРОДОЛЬНО-КЛИНОВОГО СТАНА
Рахматулин М.Л.,
докторант, Уразбаева Р.Е., аспирант, Атамкулов Н.Е.,
магистрант по специальности машиностроение 6М071200 КазНИТУ им.К.И.Сатпаева, г.Алматы
Для получения полос высокого качества нами разработан многофункциональный продольно-кли-новый стан (ПКС) для прокатки полос [1].
Многофункциональный ПКС для прокатки листов из сталей и сплавов содержит, электродвигатели, редукторы, шестеренные клети, универсальные шпиндели, муфты, клети с рабочими и опорными валками, нажимные механизмы. При этом в первых трех клетях установлены два, а в последних двух клетях, четыре опорных валка. Вращение уменьшающихся в направлении прокатки рабочих валков осуществляется через подшипниковые клети пятью мотор-редукторами с угловой скоростью т = иЯ (где и - скорость прокатки в каждой клети стана; Я - радиус рабочих валков в каждой клети стана). При этом расстояние между клетями увеличены на величину опережения, а регулировку расстояния между рабочими валками производят едиными червячными нажимными механизмами, расположенными сверху и снизу станин стана и подшипниковых клетей.
Необходимо отметить, что рабочие валки в каждой клети имеют постоянный диаметр, а в последовательно расположенных клетях диаметр валков уменьшается в направлении прокатки. На выходе происходит разрезка тонкой полосы или смотка ее в рулоны.
При проектировании прокатных станов важным является определение геометрических размеров составных частей данного стана в зависимости от условий эксплуатации, используемых материалов и т.д. [2]. Для определения геометрических размеров элементов стана производят комплекс необходимых вычислений различными методиками инженерного анализа и компьютерной технологии.
При конструировании нажимного механизма нового стана важным вопросом является расчет механизма винт-гайка (рисунок 1). Расчет производили по методике, приведенной в работе [3] для винтового нажимного механизма с общей грузоподъемностью F = 0,6725 МН при прокатке полос толщиной до 100 мм.
Известно [3], что критериями работоспособности передач винт-гайка скольжения являются прочность всех элементов винта и гайки, устойчивость винта при продольном изгибе в случаях его нагру-жения сжимающими силами и износостойкость резьбы.
Следует отметить, что из-за сложности формы винтов их обрабатывают на станках-автоматах. При этом на качество поверхности винтов предъявляют повышенные требования. В связи с вышесказанным, а также из-за того, что винты работают при повышенных напряжениях и давлениях для его изготовления принимаем сталь А40Г ГОСТ1414-75
[3]. Предел текучести стали принимаем по материалу заменителю Сталь 40Х = 770 Н/мм2.
Для гайки нажимного механизма принимаем ЦАМ9-1,5Л ГОСТ 21437-95, который отличается высокими антифрикционными свойствами и достаточной прочностью при комнатной температуре. Эти сплавы служат хорошими заменителями бронз для применения в литом или деформированном состоянии в узлах трения, температура которых не превышает 80-100 град. Предел прочности принимаемого сплава 392 Н/мм2.
В работе приняли упорную однозаходную правую резьбу.
1 - Винт; 2 - Шестерня-гайка; 3 - Подшипник Рисунок 1 - Схема нажимного механизма
По данным работы [3], выбранные материалы имеют следующие допускаемые напряжения:
а) допускаемые напряжения при сжатии винта определяются по формуле Ср=Ст^ (коэффициент запаса прочности s = 3.. .5, принимаем s = 5).
Ср = 770/5 = 154 Н/мм2;
б) допускаемые напряжения для материала гайки ЦАМ9: [с]р =45-50, принимаем значение 50 Н/мм2; [с]и = 80-100, принимаем значение 100 Н/мм2; [с]сж = 70-80, принимаем значение 80 Н/мм2; [т]ср = 25-35, принимаем значение 35 Н/мм2;
в) допускаемые давления на опорных поверхностях резьбы для материалов «закаленная сталь-бронза» И = 12-13 Н/мм2, принимаем [^ = 13 Н/мм2;
г) принимаем значения коэффициентов трения: Коэффициент трения в резьбе / = 0,08-0,10. Коэффициент трения на опоре / = 0,08-0,10 (Сталь -бронза)
Расчет среднего диаметра резьбы произвели при прокатке полос толщиной 100 мм и при нагрузке Qосн = 0,269 МН. Нагрузка на каждую опору попарно одинакова и распределена между парами равномерно, отсюда Q = Qосн/4 = 67,25кН. Средний диаметр резьбы рассчитывали по формуле [3]:
а2 >
о
где ^ - относительная глубина резьбы, для опорных резьб 0,75;
- относительная высота гайки (НГШ2), рекомендуется принимать в пределах 1,2.2,5, принимаем 2,5.
При расчете учитывали рекомендацию [3]: d2 > 29,64 мм.
В работе произвели выбор стандартной резьбы [3]. Для улучшенной устойчивости осевой нагрузке и исключение возможности прогиба вала приняли d2 = 33,75 (для упорной резьбы, Б = 36 мм; Р = 3) согласно Г0СТ10177-82 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба упорная. Профиль и основные размеры»
Число рабочих витков резьбы гайки рассчитали по формуле [3]:
z = (2)
где 7 = (33,75х2,5)/3 = 28,13 Учитывая создаваемое давление на опорные поверхности резьбы, рабочее число витков приняли равным 50. Данное количество отвечает условиям на срез.
Фактическое давление на опорных поверхностях резьбы проверяли по формуле [3]:
Ч
4ХС
лх(й2-о1)хг'
(1)
В результате расчета получаем: q = 11,67 Н/мм2 ^ < М = 13Н/мм2).
В работе произвели проверку винтов на устойчивость при продольном изгибе (винт имеет большую свободную длину) [3]:
Считая, что опоры шарнирные (ц = 1,0) гибкость оценивали по формуле [3]:
Я = (4)
где ц - коэффициент приведения длины, зависящий от способа закрепления опор; Ь - длина вала. В результате расчета получили: 1 = 4x1x450/30,793 = 58,45. Проверяем условие: 1 < 1,1. Значения 1 принимаем по формуле Ясинского. Условие выполняется, так как 58,45 < 85.
Для определения критической силы применили формулу [3]:
Qkp = —тА (а
ЪХ),
(4)
где а - эмпирический коэффициент для стали, Н/мм2; а = 450 Н/мм2;
Ь - эмпирический коэффициент для стали, Н/мм2; Ь = 1,67 Н/мм2;
й3 - диаметр по впадинам, мм; й3 = 30,793мм (ГОСТ 10177-82).
В результате расчета получили: Qкр =262,3 кН. Коэффициент запаса устойчивости определили по формуле [3]:
' " (5)
п >
У с
где Qкр - критическая нагрузка; ^у] - коэффициент устойчивости запаса, приняли 2.. ..4.
В результате расчета получили: Sy = 262,3кН/67,25кН = 3,9. Условие устойчивости выполняется.
Угол подъема резьбы по среднему диаметру
определили по формуле [3]:
^ = (6)
где Ръ - ход резьбы, Ръ = 3х1=3. В результате расчета получаем: у = аг^(3/(3,14х33,75)) =1,60. Приведенный угол трения в резьбе рассчитываем по формуле [3]:
р' = агс1д[' = ■
/
(7)
соБа/т'
где коэффициент трения в резьбе / = 0,08.0,10, приняли 0,1 В результате расчета получаем: р = аг^(0,1/ео8300/2) = 5,710. Условие самоторможения выполняется, т.к. Р'>¥.
Момент сил трения и опорных реакций в резьбе рассчитывали по формуле [3]:
Мр = д-2сд(-ф + р')
(8)
= 1(Щ)
(9)
В результате произведенного расчета получили: сэ = 79,5 Н/мм2.
Условие прочности выполняется, т.к. сэ << [сэ] = 80Н/мм2.
В работе произвели расчет параметров элементов гайки. Полная высота гайки определили по формуле [3]:
Нг = ZXP
(10)
где z - число витков; Р - шаг резьбы В результате произведенного расчета получили: Нг = 50x3=150 мм.
Прочность винтов резьбы гайки на срез проверили по формуле [3]:
(11)
ср пйгЬ у '
где Ь - толщина витка резьбы у основания; для упорной резьбы Ь = 0,736Р.
В результате произведенного расчета получили: тср=21,56Н/мм2
Условие прочности выполняется, т.к. тср < [Тср]=35Н/мм2.
Наружный диаметр гайки определили из условия прочности при растяжении с учетом напряжения кручения уравнением вида [3]:
=
+ Б2
(12)
где Qр = 1,3Q = 1,3х67,25х103 = 87,43 кН. В результате расчета получили: йг = 59,36 мм. Приняли йг = 60мм.
Наружный диаметр бурта гайки определяли из условия прочности опорной поверхности бурта при смятии, принимая размер фаски в отверстии с = 1 мм. При расчете использовали формулу [3]:
Я >
+ (<ЛГ+2с)2
(13)
В результате расчета получили: Бт = 72,36 мм. Приняли Dг = 74 мм.
Высоту бурта гайки определяли конструктивно по формуле [3]:
кт= 0,25Нг = 0,25x150= 37,5. Возникающие напряжения изгиба проверили по формуле [3]:
= (14)
В результате расчета получили:
Си = 10,66Н/мм2. Условие изгиба выполняется,
т.к.
В результате произведенного расчета получили:
Мр = 67,25х103х(33,75/2М1,60+5,710) = 145,6кН мм.
Момент сил трения на опорном торце винта отсутствует т.к. опорный торец закреплен жестко и винт не имеет вращения.
Проверку винта на прочность винта в сжатых сечениях произвели по формуле [3]:
Си < [ с]и = 100 Н/мм2.
Для разрабатываемого нажимного механизма внутренняя поверхность гайки будет резьбовой, а наружная выполнена зубчатой, в виде передачи червяк-шестерня для передачи вращения от механического привода.
Полученные данные по расчету всех клетей многофункционального стана выполнены по вышеописанной методике и сведены в таблицы 1, 2 и 3. Параметры резьбы выбрали по ГОСТ10177-82.
Параметры расчетов основываются на получении унифицированных деталей, для упрощения этапов сборочного производства и замены комплектующих при ремонте.
а
э
Таблица 1 - Парамет ры упорной резьбы по ГОСТ10177-82
№ Размер Шаг, Р Число вит- d = D d2 = D2 d3 d1 = D1
клети резьбы ков, z
1 36 3 50 36 33,750 30,793 31,50
2 36 3 50 36 33,750 30,793 31,50
3 36 3 50 36 33,750 30,793 31,50
4 26 3 35 26 23,750 20,793 21,50
5 26 3 35 26 23,750 20,793 21,50
Таблица 2 - Силовые параметры нажимного винта
№ клети Гибкость, X, Критическая сила, Q^,^ Коэффициент запаса, Sy Момент сил трения, Мр, кНмм Прочность винта, сэ,Н/мм2
1 58,45 262,3 3,9 145,6 79,5
2 58,45 262,3 4,5 123,93 76,9
3 58,45 262,3 5,4 104,99 65,16
4 82,72 105,84 3,2 2,3 9,86
5 82,72 105,84 4,4 1,7 70,7
Таблица 3 - Характеристики гайки
№ клети Высота гайки, Нг, мм Прочность, Тср,Н/мм2 Наружный диаметр бурта, Dp, мм Наружный диаметр гайки, dг,мм Высота бурта, hr, мм
1 150 21,56 74 60 37,5
2 150 4,58 74 60 37,5
3 150 3,88 74 60 37,5
4 105 5,23 52 40 26,25
5 105 3,8 52 40 26,25
Расчет подшипниковых опор выполнялись по справочно-методическому пособию [4]. При выборе типа и размеров подшипников учитывали [4]: значение величины и характер изменения нагрузки; частоту вращения колец; требуемый расчетный ресурс и надежность; условия работы (рабочая температура, возможные перекосы колец, способ смазывания и т.д.); особые требования к опоре (жесткость, точность вращения, уровень шума, стойкость против коррозии).
Подобрали подшипники с уровнем надежности 95% для гайки нажимного механизма. Требуемый расчетный ресурс Ь^ =10000 ч.
90% ресурса подшипник воспринимает осевую нагрузку Г = 0,1343 МН, 5% времени воспринимает радиальную нагрузку ГГ1 = 1,5кН от вращения гайки механизма изменения расстояния, остальное время не воспринимает нагрузку. Частота вращения вала 200 мин-1.
В работе определили продолжительность работы подшипника на каждом режиме [4]
Ь = ЬзаЬ х 90% = 0,9x10000 = 9000 ч;
Ь2 = Ь5лх5% = 0,05 Х10000 = 500 ч;
Ьз = Ь&ъ - Ь1 - Ь2= 500 ч. Вычислили эквивалентные осевые нагрузки на трех режимах для упорных подшипников [4]:
Р = Ра = Г х Кб х Кт, (15)
где Га - осевая нагрузка; Кб - коэффициент динамической нагрузки (КБ = 2,5...3,0); КТ - температурный коэффициент.
Для кратковременной перегрузки до 300% приняли 2,5. Температурный коэффициент приняли равным КТ = 1,05 для рабочей температуры до 125оС.
В результате расчета получили:
Pia = 0,1343х106х2,5х1,05 = 352537,5~352,5кН;
Р2а = 1,5х103х2,5х1,05 = 1575~1,5кН. Требуемый расчетный ресурс (в миллионах оборотов) определили по формуле [4]:
Lsa = 60nL5ah/106 (16)
В результате расчета получили: L5a =120. Эквивалентная осевая нагрузка при переменных режимах нагружения подшипника определяли по уравнению [4]:
р»=Ш (17)
В результате расчета получили: PaE = 1кН. Коэффициент надежности при вероятности безотказной работы при S = 0,95 рассчитывали по формуле:
ai=(lnS/ln0,9)2/3 (18)
В результате расчета получили: а1=0,787. Требуемая базовая динамическая грузоподъемность роликового упорного двухрядного подшипника определяли по формуле [4]:
Cr =РаЕ^а5/(Я102з)]1/3 (18)
где а2з - корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств материала и/или конструкции подшипника и условий работы. Для роликоподшипников с цилиндрическими роликами работающих в условии применения 3 приняли а23 = 1,1. В результате расчета получили: Cr = 5,17кН. Для заданных условий подходят упорные подшипники двухрядные с роликами 9209 ГОСТ23526-79 [46]: d = 45мм; D = 73мм; Н = 20мм.
По вышеописанной методике полученные данные по расчету и выбору номера, а также типоразмера подшипников всех клетей многофункционального стана сведены в таблицу 4.
Таблица 4 - Подшипники упорные ГОСТ23526-79
№ клети Типоразмер под- Диаметр отверстия ту- Наружный диаметр, свобод- Высота,
шипника гого кольца, d, мм ного кольца, D, мм ^мм
1 9209 45 73 20
2 9209 45 73 20
3 9209 45 73 20
4 9107 35 52 12
5 9107 35 52 12
В работе произвели расчет корпуса нажимного механизма. Корпус нажимного механизма представляет собой прямоугольную форму, в которой размещены детали: винт, шестерня, червяк, подшипники качения. Основная нагрузка, которую воспринимает корпус, является место посадки упорного подшипника. Верхняя его часть воспринимает нагрузку при прокатке листового проката, а нижняя нагрузку от массы свободно размещенных элементов. Целесообразно рассмотреть нагруженную часть корпуса в месте посадки подшипника. Для расчета применили программное обеспечение APM FEM [5,6].
Подготовка геометрической 3D модели в корпуса нажимного механизма и задание материала осуществлялся средствами системы КОМПАС-3D, т.е. при конструировании корпуса нажимного механизма в программе KOMPAS-3D, создали твердотельную трехмерную модель, задали материал детали. С помощью APM FEM приложили нагрузку, указали граничные условия, создали конечно-элементную сетку и выполнили расчет. При этом процедура генерации конечных элементов проводится автоматически. Следовательно, в прочностном анализе APM FEM задавали параметры закрепления корпуса, приложили удельные силы на посадочную поверхность подшипника. После приложения всех
5УМ[МПа]
КДАПМ
i
закреплений и нагрузок разбивали модель на конечно-элементную сетку и проводили расчет корпуса с заданными параметрами, открыли карту результатов и задали необходимую плоскость просмотра.
На рисунке 2 приведены картина распределения эквивалентных напряжений по Мизесу в корпусах нажимного механизма. На данном рисунке серым цветом показано область подверженная наибольшей нагрузке при прокатке листового проката. Закрепление модели происходит болтовым способом в станине с упором верхней части. Крышка корпуса участвует в удержании массы конструкции валков и не испытывает рабочих нагрузок. Полученные упругие деформации и напряжения в теле детали были скорректированы на конструкции корпуса.
В результате прочностного анализа и корректировки модели корпуса нажимного механизма были выявлены слабые места и изменены на более устойчивые размеры. Величина максимальных эквивалентных напряжения по Мизесу для каждой клети приведены таблице 5. Эквивалентные напряжения распределены на всей плоскости посадочного места подшипника, и направлена вдоль оси отверстия.
АПМ
а - первая клеть; б - вторая клеть; в - третья клеть; г - четвертая клеть: д - пятая клеть Рисунок 2 - Картина распределения эквивалентных напряжений по Мизесу в корпусе нажимного
механизма
Данные расчеты показывают, что при прокатке полос заданного размера величина эквивалентных напряжений по Мизесу не приводит к разрушению металл. В результате конструкция корпуса нажимного механизма отвечает заданным параметрам
жесткости и полностью удовлетворяет требованиям при приложении всех видов нагружения при прокате металла заданной толщиной.
Таблица 5 - Максимальные величины эквивалентных напряжений по Мизесу
№ Клети 1 2 3 4 5
Эквивалентные напряжения по Мизесу 89,73 82,20 82,20 74,78 73,80
Вывод
В работе доказано, что прочностные характеристики нажимного механизма нового стана удовлетворяют условию прочности станов. При этом жесткость конструкции нажимного механизма многофункционального продольно-клинового стана соответствует требованиям ГОСТов.
Список литературы
1. Многофункциональный продольно-клино-вый стан для прокатки листов из сталей и сплавов. / Машеков С.А., Абсадыков Б.А., Рахматулин М.Л. и др. // Патент РК № 31750. // Опубл. 30.12. 2016 г в БИ № 18.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах -8-е изд., перераб. и
доп. под ред. И.Н. Жестковой - М.: Машиностроение, 2001.-912с.
3. Молодова Ю.И. Жавнер М.В. Шляховский Д.В. Расчет передачи Винт-Гайка. - СПб.: СПбГУ-НиПТ, 2006.
4. Фомин М.В. Расчеты опор с подшипниками качения. - М.: Издательство МГТУ имени Н.Э. Баумана, 2001. 98 с.
5. Шелофаст,В.В. Основы проектирования машин — М.: Изд-во АПМ, 2005. - 472 с.
6. Замрий, А. А. Проектирование и расчёт методом конечных элементов в среде APM Structure 3D : учеб. пособие. - М. : Изд-во «АПМ», 2010. -376 с.
