Фгбоу во новосибирский гау инженерный институт кафедра механизации животноводства и переработки сельскохозяйственной продукции
 Скачать 1.2 Mb.
|
|
-4 захода ч 0,75-0,80 0,80-0,90 0,50 0,60 - Цепная передача ц 0,90 Фрикционная передача η ср 0,90-0,96 0,70-0,88 Ременная передача р- 0,94-0,88 Для одной опоры с подшипником качения η пк - 0,99-0,995 Для опоры с подшипником скольжения пс- 0,98-0,99 После расчета потребной мощности на ведущем валу N вд определяют номинальную мощность N электродвигателя с учетом КПД передач привода N = N вд /η. При последовательном соединении передач общий КПД равен произведению частных КПД, например η = р ч η з Часто в машинах кинематическая цепь разветвляется для привода нескольких рабочих органов или транспортирующих устройств. В этих 57 случаях мощности для их привода суммируются навалу, на котором начинается разветвление кинематической цепи. Например, электродвигатель приводит в движение месильный орган через муфту, ременную передачу и червячный редуктор с помощью шарового шарнира, а площадку с дежой – через цепную передачу и червячный редуктор. Выбор электродвигателя привода машины.Электродвигатели привода машины подбирают в зависимости от мощности, потребной для вращения ведущего вала, и его частоты вращения, условий эксплуатации и желаемого конструктивного выполнения двигателя. В приводах машин обычно используют трехфазные электродвигатели переменного тока. Эти двигатели выпускают двух типов синхронные и асинхронные. Синхронные двигатели работают с постоянной угловой скоростью независимо от нагрузки. Основное преимущество их по сравнению с асинхронными – более высокий КПД, постоянство угловой скорости, большой коэффициент перегрузки недостатки – более сложный уход, большая стоимость. Трехфазные асинхронные двигатели имеют ряд преимуществ простота конструкции, меньшая стоимость, простейший уход, непосредственное включение в трехфазную сеть переменного тока без преобразователей. Недостатки их по сравнению с синхронными двигателями – меньший КПД, а по сравнению с двигателями постоянного тока – ограниченная возможность регулирования угловой скорости. Для многих промышленных приводов эти недостатки не имеют существенного значения и поэтому трехфазные асинхронные двигатели более широко распространены. В курсовом и дипломном проектировании, как правило, следует выбирать именно эти двигатели, за исключением отдельных случаев, особо обусловленных в заданиях на проектирование. Для выбора электродвигателя должны быть известны условия эксплуатации (диаграмма нагрузки, температура и влажность окружающей среды и др, требуемая мощность и частота вращения вала. В соответствии с этими данными выбирают по каталогу электродвигатель и проверяют его на нагрев при установившемся и переходных режимах и при кратковременной перегрузке. На практике подбор электродвигателя в ряде случаев может быть упрощен. 1. При длительной постоянной или незначительно меняющейся нагрузке проверка двигателя на нагрев необязательна (привод вентилятора, насоса, конвейера и т. п. 2. При повторно-кратковременном режиме работы (привод лебедок, кранов, подъемников и др) выбирают двигатель с повышенным пусковым моментом с учетом продолжительности включения (ПВ, %). 3. Если машина, для которой проектируется привод, часто включается и выключается, имеет повышенное статическое сопротивление и значительный динамический момент в период пуска, то выбранный электродвигатель следует проверить по величине пускового момента. Промышленность выпускает для всех отраслей народного хозяйства электродвигатели, которые породу тока разделяются наследующие типы 1) двигатели постоянного тока. Они предназначены в основном для приводов электрического транспорта и рабочих машин, в которых требуется частое регулирование скорости рабочих органов 2) однофазные асинхронные двигатели небольшой мощности, применяемые в приводах бытовых механизмов 3) трехфазные синхронные двигатели, их применяют, в основном, в машинах большой мощности 4) трехфазные асинхронные двигатели, они наиболее распространены в различных отраслях народного хозяйства. 59 Лекция 6 РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ 1. Расчет рабочих органов измельчителей Молотковые дробилки применяются для одноступенчатого измельчения сырья без последующего применения сортировочных устройств там, где необходимо получить относительно мелко измельченный и однородный продукт. Такие дробилки эффективны при разрушении хрупких продуктов (зерно, кость, соль, сахар) и хуже работают на измельчении влажных и вязких продуктов. В молотковых дробилках продукт измельчается в результате воздействия на него молотков, кожуха дробилки (безрешетные дробилки) и сита. В качестве сит в дробилках используют стальные листы толщиной 1,5-2,5 мм с круглыми отверстиями или продольной формы, длинная ось которых направлена походу вращения ротора дробилки. Наибольшее распространение получили дробилки со свободноподвешенными молотками. Рабочий орган такой дробилки выполнен в виде ротора рис. 1). К параметрам дробилки, которые подлежат расчету, относятся размеры барабана, показатели кинематического режима работы, размеры и порядок размещения молотков, а также энергетические показатели. Молотки должны вращаться с такой окружной скоростью, при которой обеспечивалось бы первичное разрушение продукта в момент ударов по нему молотков. Минимально необходимая скорость определяется исходя из закона изменения количества движения. При этом начальную скорость движения частицы перед соприкосновением ее с молотком принимают равной нулю υ min =Pt/m, где Р – средняя мгновенная сила сопротивления разрушению частицы, Н t – продолжительность удара молотка по частице, ст масса измельчаемой частицы, кг. При конструировании молотковых дробилок с большими окружными скоростями рабочих органов необходимо считаться с возможным возникновением инерционных сил из-за неуравновешенности ротора, Рис. 1. Схема ротора с молотками 1 – вал 2 – промежуточное кольцо 3 – диск 4 – ось – молоток 60 которые могут достигать больших значений. Поэтому при изготовлении деталей ротора дробилки необходимо точное выполнение геометрической формы деталей в соответствии с чертежом. Все молотки должны располагаться строго симметрично по окружности дисков. Наиболее сильные удары происходят при встрече частиц с концами молотков, когда последние занимают наивысшие рабочие положения. Эти удары при неудачной конструкции молотков передаются на всю машину и способствуют выходу ее из строя. Для снижения таких воздействий на машину ударная реакция молотков должна быть уравновешена силой удара. Этого можно достигнуть при условии отсутствия или незначительности ударной реакции в осях подвеса молотков. Учитывая условие равновесия молотка и закона изменения количества движения в момент удара, можно считать, что молоток обеспечит безударную работу при следующих конструктивных размерах (см. рис. 1): R 2 =lc, где радиус инерции молотка относительно оси подвесам расстояние от оси отверстия молотка до его рабочего концам с – расстояние между центром тяжести массы молотка и осью его отверстиям. Для прямоугольного молотка с одним отверстием квадрат радиуса инерции относительно центра массы R c 2 а, где аи соответственно длина и ширина молоткам. Вал ротора, на котором крепятся диски с промежуточными кольцами, выполняется ступенчатым первая ступень – под шкив, вторая – под подшипник, третья – резьбовая, четвертая – под диски и кольца втулки. Если в первом приближении считать, что вал будет испытывать переменные нагрузки и малые изгибающие моменты, его диаметр можно определить по формуле d o = 0,052 N/ , где N – передаваемая валом мощность, кВт ω – угловая скорость вала, рад/с. При конструировании дисков ротора необходимо учитывать центробежные силы как от их массы, таки от массы молотков. Тогда суммарное напряжение на образующей центрального отверстия σ = σ t max + σ t , где σ t max – максимальное окружное напряжение в диске постоянного сечения на образующей центрального отверстия, Па σ t ,– окружное напряжение на образующей центрального отверстия, учитывающее массу молотков, Па. Вал, диски и оси под молотки изготовляют из обычных конструкционных сталей, а молотки – из легированной термически обработанной вязкой износоустойчивой стали, например 30ХГСА. Термообработка стали этой марки заключается в ее нагреве до 880 С с дальнейшим охлаждением в масле и отпуске при 225 о С. После такой термообработки молотки имеют твердость 39-47,5 HRC. Допускаемые напряжения при смятии и срезе для дисков, изготовленных из углеродистых сталей с временным сопротивлением разрыву 490- 590 МПа, при спокойном режиме можно принимать до 150 МПа. Обычно их значения см 59...88 МПа [σ ср ]= (т или [σ ср ] = 0,8 [σ], где т – предел текучести, Па [σ] – допускаемое напряжение материала при растяжении, Па. 2. Расчет и конструирование рабочих органов вальцовых машин Основным способом измельчения в машинах этого типа является раздавливание материала между двумя рабочими поверхностями. При этом одна из поверхностей или обе должны быть подвижными, так как раздавливание материала происходит только при их сближении. Несмотря на то что в основу действия этих машин положен один и тот же способ измельчения, в конструктивном отношении они значительно различаются. Главным их различием является положение рабочих органов и принцип создания раздавливающих усилий у одних эти усилия создаются за счет пружину других – центробежными силами. К числу измельчителей раздавливающего действия относятся валковые дробилки, вальцовые станки, а также ролико-кольцевые вертикальные и горизонтальные мельницы. Прежде всего определяются следующие основные параметры валковых дробилок:угол захвата материала наибольший размер захватываемого материала размеры валков расстояние между валками. Угол захвата определяется исходя из следующих соображений. На частицу материала А рис. 2), находящегося между валками, действует сила давления р валка, которая может быть разложена на вертикальную составляющую P sin α и на горизонтальную P cos α. Сила Р вызывает силу трения Р, где f – коэффициент трения между частицей и валком φ – угол трения. Силу трения также можно разложить на горизонтальную и верти- Рис. 2. К расчету валковой дробилки 62 кальную составляющие. Для того чтобы частица втягивалась между валками и измельчалась, необходимо, чтобы втягивающие силы 2fP cos α при вращении двух валков были больше выталкивающих сил 2P sin α, те. должно соблюдаться условие 2fP cos α ≥ 2P sin α, откуда tg α ≤ f. Следовательно, для обеспечения захватывания частицы материала гладкими валками необходимо, чтобы угол захвата α был меньше или равен углу трения между материалом и вальцом, те. Учитывая, что угол β = 2α, условие дробления материала записываем следующим образом β = 2φ. В валковых дробилках угол захвата а обычно принимают равным 18°. Наибольший размер н = 2r частиц, которые могут быть втянуты валками, можно определить как R + е = (R + r) cos α, где е – половина зазора между валками, мм R – радиус валка, мм. Умножая обе части равенства на 2 и решая его относительно 2r, находим наибольший размер захватываемых частиц cos 2 ) cos 1 ( 2 вили при вплотную сдвинутых валках (е = 0): cos ) cos 1 ( 2 На практике наибольший размер измельчаемых частиц враз меньше диаметра валков. Основными размерами валков являются их диаметр и длина. Диаметр можно установить из соотношения рис. 3) в + e/2 = в + н) cos α/2, откуда , 2 / cos 1 2 2 cos в d D н в где в – диаметр валков, м. Для многих материалов коэффициент трения f = 0,3 и, следовательно, угол трения φ = 17°. Приняв е = d H /4, можно найти ориентировочное соотношение между диаметром валка и начальными размерами исходных частиц сы- Рис. 3. Схема к определению размера гладковалковых дробилок 63 рья. Поскольку α < 2φ, то можно принять α= = 30°, те, следовательно 21 967 , 0 1 25 , 0 967 , 0 н н н н в d d d d D Отсюда следует, что для измельчения материала с коэффициентом трения f = 0,3 при степени измельчения i= d н /d к = 41 (где н размер частицы до измельчения, a к – после измельчения) диаметр валков должен быть примерно враз больше размера наиболее крупных частиц в исходном сырье. Это соотношение может быть несколько иным при других степенях измельчения и коэффициенте трения измельчаемого материала о металл. Длина валков определяется производительностью дробилки. Ее при равномерной подаче измельченного продукта определяют следующим образом. После измельчения материал выходит непрерывно через щель между валками дробилки в виде разрыхленной ленты, ширина которой равна длине валков L, а толщина – конечному размеру частиц материала к. Скорость выхода этой ленты принимают равной окружной скорости валка. Приняв насыпную плотность продукта р н и коэффициент разрыхления материала на выходе , определим производительность валковой дробилки (т/ч): G = 3600Ld k (πD в n/60)р н μ , откуда ширина валкам 188,4μρ н d к n. Коэффициент разрыхления μ зависит от расстояния между валками. При расстоянии, большем 25 мм, он принимается равным 0,1, менее 6,5 мм – 0,2-0,3, в пределах 7-24 мм – 0,15-0,2. Расстояние между валками обычно регулируют в соответствии с необходимой степенью измельчения материала к Известно что при увеличении частоты вращения валков возрастает производительность дробилки. Однако частоту вращения можно увеличивать до определенного предела, превышение которого ведет к усиленному износу валков, повышенному расходу энергии, сильной вибрации машины и возможной поломке ее деталей. Рассмотрим зависимость частоты вращения валков от различных факторов. Измельчаемый материал движется к выходной щели под действием сил трения, возникающих между материалом и поверхностью валков. Вначале зоны измельчения скорость движения материала очень мала и ее можно принять равной нулю. Затем эта скорость увеличивается ив некоторый момент достигает окружной скорости валков, причем частицы 64 выходят с этой скоростью из зоны измельчения. Скорость движения материалам а , где а – ускорением с τ – время, с. Но ускорение а вызывается действием силы трения, и его можно определить по формуле а=Т/т, где Т P/f; f – коэффициент трения m= Vρ/g – масса материала, кг V – объем материала, находящегося между валками, м 3 Время, в течение которого под действием сил трения скорость движения материала становится равной окружной скорости валка, определяется из выражения τ = (60/n)(β/360), где β – угол поворота валка, соответствующий времени τ. Силу Р можно приблизительно найти из выражения P∆l/2 = σ 2 p V/2E, где ∆l – путь, на котором действует сила РЕ модуль упругости измельчаемого материала, Пар предел прочности измельчаемого материала на сжатие, Па. Путь, на котором действует сила Р, можно принять равным разности между начальными конечным размерами частиц измельчаемого материала н – к. Тогда P = σ 2 p V/[E(d н -d к )]. Вальцы работают в условиях сложного напряженного состояния, обусловленного действием контактных нагрузок, изгибающих и крутящих моментов. Расчетная схема вальца может быть представлена в виде балки на двух опорах, нагруженной равномерно распределенными нагрузками от силы взаимодействия с обрабатываемым продуктом и силы тяжести, а также сосредоточенными силами и моментами, приложенными в местах крепления зубчатых колес. Валец с запрессованными осями может рассматриваться как одно тело, поскольку было экспериментально доказано, что даже при нагрузках, превышающих несущую способность вальца, плотное соединение осей с гильзой не нарушается. На быстроходный валец действуют следующие силы Т – окружная составляющая силы взаимодействия вальца с продуктом R – радиальная составляющая силы взаимодействия вальца с продуктом (под углом β); в – сила тяжести вальца; к и ш силы тяжести соответственно зубчатого колеса и шкива Q – сила натяжения ремня (под углом ξ); Рок- ружное усилие в зубчатой межвальцовой передаче Р – радиальное усилие в зубчатой передаче (рис. 4). 65 Рис. 4. Схема действующих сил в вальцовом устройстве Силы T и R можно получить из технологического расчета, в, к и ш по проектным данным или результатам взвешивания. Окружное усилие определяется по формуле P 0 =1000N ц /(πd д n), где д диаметр делительной окружности, м п – частота вращения ведущего колеса, с -1 Радиальное усилие P r = P 0 tg д где д – угол зацепления. Сила от натяжения ремня передачи вычисляется по формуле Q ≈ 3σ 0 F cos где σ 0 – напряжение от предварительного натяжения ремня (σ 0 =1,2 МПа – для клиноременных передач 1,8 МПа – для плоскоременных передач площадь поперечного сечения ремням угол между ведущей и ведомой ветвями ремня, град. Эпюра крутящих моментов М кр строится в предположении, что на протяжении рабочей длины вальца крутящий момент изменяется по линейному закону. Напряжения от изгиба максимальны в том месте рабочей части вальца, в котором действует максимальный изгибающий момент М mах Эти напряжения определяются по формуле ) ( 32 4 4 max В и d D DM , где d B – внутренний диаметр пустотелого вальцам. Опасное сечение запрессованных осей, как правило, совпадает с торцом рабочей части вальца. Действующие напряжения в этом сечении Ми 3 , τ= 32М кр /πd 0 Допускаемые значения запаса прочности оси составляют по усталости по текучести т. Вальцы должны также рассчитываться на жесткость. Допустимым 66 прогибом вальца является 0,01 мм, так как при большем значении прогиба эффективное измельчение продукта будет происходить только по краям зазора. Чаще всего вальцы изготовляют из специального чугуна литьем в металлические формы. У таких вальцов поверхностный слой состоит из отбеленного чугуна глубиной 20-25 мм с твердостью НВ 370-450. Применяются также двуслойные вальцы, сердцевина которых отлита из обычного серого чугуна, а наружная часть – из хромо- никелевого. Поверхностный слой двуслойных вальцов обладает равномерной твердостью НВ 500 на глубине 15-20 мм. Такие вальцы более износостойки и долговечны, чем отлитые из специального чугуна. В валковых дробилках энергия расходуется на дробление материала, преодоление сил трения, за счет которых скорость продвижения материала к выходу достигает окружной скорости валков, и на преодоление сил трения в подшипниках. При расчете определяют необходимую энергию по каждому виду из указанных затрат и полученные результаты суммируют. Если процесс измельчения осуществляется при окружных скоростях 2-4 мс, то потребляемая мощность (кВт) может быть определена по формуле где i – степень измельчения продукта η – общий механический КПД дробилки для гладких валковых дробилок η составляет 0,32-0,38, рифленых. Расчет и конструирование резательных устройств Значительная часть технологических операций по переработке сельскохозяйственной продукции основывается нарезании. Процессы резания связаны с уменьшением линейных размеров и увеличением суммарной поверхности кусков обрабатываемого сырья или готового продукта. Резание осуществляется лезвием ножа, которое при этом внедряется в материал, вызывая на поверхности стыка удельные давления, достаточные для его разрушения. Резание бывает свободными стесненным, рубящими скользящим наклонным. При свободном резании вклинивающийся нож свободно отжимает части продукта в стороны при стесненном – с усилием. При рубящем резании лезвию или продукту сообщают встречное поступательное движение с некоторой скоростью υ n , при наклонном – лезвие вклинивается в продукт со скоростью υ n и скользит по поверхности раздела со скоростью υ t . Усилие Р вклинивания лезвия в продукт называется нормальным сопротивлением резания, а Р, необходимое для 67 бокового смещения лезвия, – касательным сопротивлением. Отношение касательной скорости к нормальной (коэффициент скольжения лезвия) чато называют коэффициентом качества процесса резания и обозначают, где δ 0 – угол скольжения, являющийся одной из характеристик процесса резания волокнистых продуктов, например мяса. Для повышения качества разреза и снижения затрат энергии на этот продукт и процесс рекомендуется применять наклонное резание. Объясняется это тем, что всякое лезвие имеет на себе микроскопические зубчики. В случае резания без скольжения в работе будут принимать участие как вершины зубьев, таки впадины. В процессе резания со скольжением участвуют в основном только вершины зубьев, которые имеют большую режущую способность. Кроме того, при резании без скольжения нож вначале сжимает материал, тем самым увеличивая сопротивление резанию. При резании мясопродуктов принимают с = 9,5…114,6, что соответствует. При наклонном резании сырья растительного происхождения P n 3 s = C, где P n – нормальное усилие вклинивания лезвия (нормальное сопротивление резанию s – путь скольжения лезвия C – постоянная, характеризующая прочноть измельчаемого сырья, механические свойства и геометрию лезвия, скорость резания и т.д. Применительно к резанию мяса рекомендуется пользоваться зависимостью, где m – показатель степени, равный 3,2 при резании поперек и 2,8 при резании вдоль волокон. 68 Лекция 7 РАСЧЕТ СЕПАРАТОРОВ Для разделения жидких смесей по их плотности применяются сепараторы и центрифуги По технологическому признаку сепараторы делятся натри класса сепараторы-осветлители для разделения суспензии (выделения тяжелой дисперсной фазы, сепараторы-разделители для разделения эмульсий выделения легкой дисперсной фазы) и комбинированные сепараторы, имеющие двойной пакет тарелок, те. снабженные как осветлительны- ми, таки разделительными тарелками. По типу ротора различают сепараторы тарельчатые и камерные. Ротор тарельчатых сепараторов комплектуется пакетом конических вставок (тарелок, которые делят поток обрабатываемой жидкости на параллельные тонкие слои. Ротор камерных сепараторов имеет реберную вставку (при одной камере) или комплект концентрических цилиндрических вставок, разделяющих его объем на кольцевые камеры, по которым обрабатываемая жидкость, протекая последовательно, перемещается. При расчете сепараторов необходимо, прежде всего, определить предельные размеры разделяемых частиц и оптимальное расстояние между тарелками. Частицы эмульсии (суспензии, равномерно распределенные в плазме, поступают в межтарелочное пространство, где участвуют в сложном движении. Первая составляющая движения определяется скоростью потока и направлена по образующей тарелки, вторая – определяется центробежной силой и направлена перпендикулярно оси вращения (горизонтально. Одним из условий сепарирования является проникновение частиц через толщу жидкости в межтарелочном пространстве. При этом следует иметь ввиду, что частицы, не достигшие поверхности тарелки, будут вынесены в поток плазмы, а попавшие на тарелку будут перемещаться по ее поверхности. При этом возможны два случая. Скорость потока у поверхности тарелки больше скорости, вызываемой центробежной силой. В этом случае частицы попадают в общий поток. 2. Скорость потока меньше скорости, вызываемой центробежной силой. Частицы попадают в поток, уже обогащенный частицами. Таким образом, разделение фаз будет осуществляться только во втором случае. Рис. 1. Траектория движения частиц между тарелками 69 Траектория движения частицы, попадающей в обогащенный поток, состоит из двух стадий первая – движение частицы в направлении общего потока вторая – движение в направлении, противоположном общему потоку (кружочками на рис. 1 обозначено движение частиц легкой дисперсной фазы, а крестиками – тяжелой. При этом частицы легкой дисперсной фазы во второй стадии перемещаются по внешней поверхности тарелки, а тяжелой – по внутренней. Выделены могут быть частицы, которые за время пребывания сепарируемой жидкости в межтарелочном пространстве успевают пересечь потоки достигнуть поверхности соседней тарелки. Это движение характеризуется равенством υt=s, где υ – скорость движения частицы в средепод действием центробежной силы, мс время пребывания жидкости между тарелками, с s – расстояние между тарелками в радиальном направлении, м. Определим скорость потока на расстоянии от поверхности тарелки, равном диаметру частицы, уравновешивание которой должно обеспечиваться скоростью Стокса υ c во избежание сносачастицы в общий поток , 2 4 1 2 3 2 2 откуда, если пренебречь малой величиной d 2 2 , h r v h d v v cp cp c 2 2 8 2 3 4 2 3 , гдеr 2 и d 2 – соответственно радиус и диаметр частицы, удерживающейся на поверхности тарелок. При ламинарном движении жидкости между тарелками условие равновесия на поверхности кромки тарелки выразится так 2 2 2 1 max 2 2 764 , 8 8 2 3 r R n h r v cp Для этого случая соотношение конструктивных и физических свойств жидкости характеризуется следующим уравнением 218 , 0 2 2 2 max 2 1 2 Первый член левой части уравнения отражает физические свойства жидкости, второй – конструктивные факторы. Из этого соотношения можно рассчитать предельный размер частицы, удерживающейся на поверхности тарелок 2 1 2 2 2 б, 70 гдеR б – радиус барабана сепараторам. Оптимальное расстояние между тарелками определяется в двух случаях расширения потока, когда ρ l > ρ 2 , и сужения потока, когда ρ 2 > ρ 1 Производительность сопловых сепараторов мс, в частности дрожжевых, у которых расход жидкости через сопла достигает 20 % от подачи, можно определить по формуле, предложенной 3. Б. Кристаллом. В этой формуле количество концентрата, которое необходимо вывести через сопла, увязано с производительностью по фугату и содержанием взвешенных частиц в исходной суспензии и концентрате. В формулу введен также коэффициент, учитывающий влияние содержания дрожжей в исходной суспензии на процесс сепарации , 9 2 3 ( 2 1 2 2 2 2 1 3 min 3 max 2 ) 10 ( 014 где е – основание натурального логарифма К и K 2 – содержание взвешенных веществ соответственно в исходной суспензии и концентрате, %. Коэффициент β в сопловых сепараторах обычно не превышает 0,5. Общая фактическая производительность саморазгружающихся сепараторов Q = Q 1 (1-t n), где Q 1 – производительность сепаратора, подсчитанная по формуле определения производительности для сепаратора-разделителя; t – время, на которое прерывается процесс сепарации для разгрузки шлама, ч обычно t – 1-2 ч п – количество разгрузок зач п К V. Объем шламового пространствам (дм, в сепараторах с ручной выгрузкой осадка определяется из расчета непрерывной работы в течение ч по формуле К, где t – время непрерывной работы сепаратора, сч Q – производительность, мс. Необходимые размеры шламового пространства обеспечиваются при конструировании сепаратора внутренним диаметром стенки корпуса ротора. В сопловых сепараторах шламовое пространство образовано конусными поверхностями крышки и корпуса ротора и цилиндрической поверхностью, ограниченной наружными кромками собранных в пакет тарелок. Осадок соскальзывает по стенкам конусов к периферии, где установлены сопла. В саморазгружающихся сепараторах шламовое пространство образовано также, как ив сопловых. Его объем не является решающим фактором в работе машины в зависимости от производительности и 71 содержания взвешенных веществ изменяется лишь время между раз- грузками осадка. В некоторых сепараторах открытого типа небольшой производительности жидкость подается в ротор с помощью приемной чаши, из которой продукт через кран поступает в поплавковую камеру. Поплавок регулирует необходимое количество жидкости если поступление превышает расход, то уровень жидкости в камере поднимается и поплавок прикрывает отверстие крана, уменьшая тем самым приток жидкости. Выходное отверстие крана должно иметь определенный диаметр d 1 , чтобы обеспечить достаточный приток жидкости в поплавковую камеру как при максимальном, таки при минимальном напоре в приемной чаше (соответственно ахи. Внутренний диаметр питающего патрубка d рассчитывают таким образом, чтобы при определенной высоте уровня жидкости в поплавковой камере Н в ротор поступало необходимое (расчетное) количество жидкости (рис. 2). Расчет крана и питающего патрубка поплавковой камеры заключается в определении диаметров отверстий, обеспечивающих прохождение жидкости в количестве, соответствующем пропускной способности сепаратора. Исходной для этих расчетов служит формула истечения жидкости, мс 2gH f Q , где μ– коэффициент истечения жидкости (μ = 0,9); f – площадь сечения отверстиям высота уровня жидкости над отверстием, м. Рис. 2. К расчету размеров приемных устройств сепаратора а – открытого типа б – полузакрытого типа Исходя из этого равенства диаметр выходного отверстия крана приемной чаши 72 , 2 4 min 1 внутренний диаметр питающего патрубка , 2 где H – примерно 2 / 3 высоты поплавковой камеры, мВ сепараторах полузакрытого типа жидкие фракции выводятся с помощью напорных дисков. При расчете дисков определяется создаваемое ими максимальное давление, Па ), ( 2 2 0 2 2 r R p д ж где ж – плотность жидкости, кг/м 3 ; д – максимальный радиус дискам радиус свободной поверхности жидкости в момент переливам. Обычно величина давления зависит от технологического процесса выбирается из конструктивных соображений. Учитывая некоторый запас, максимальный радиус дискам 2 2 r p R ж Д где r – радиус свободной поверхности жидкости в рабочий период, мВ сопловых сепараторах более тяжелая, сгущенная фракция выводится через сопла, расположенные на периферии ротора. Количество жидкости, выброшенной через сопла (производительность по сгущенному продукту, мс , 4 2 2 где μ – коэффициент истечения (μ = 0,7); d – диаметр выходного отверстия соплам количество сопел R – расстояние от оси ротора до выходного сечения соплам радиус свободной поверхности жидкости в рабочий период, м. Расход жидкости через сопла определяют не только конструктивными характеристиками ротора и самих сопел (частота вращения ротора, месторасположения на нем сопел, их количество и диаметр отверстий, но и технологическими параметрами работы ротора (производительность по фугату; концентрация дисперсной фазы в исходной суспензии ив концентрате, выходящем через сопла. Исходя из этих предпосылок диаметр отверстий сопел, мм 73 , ) 1 2 ( 4 1 2 где Q – производительность сепаратора по фугату, мс. Основной частью сепаратора является барабан рис. 3). Он включает в себя корпус, состоящий из цилиндрической обечайки и днища. Каждый из этих элементов в первом приближении может быть рассчитан отдельно без учета краевого эффекта у мест сопряжения. Цилиндрическая обечайка в рабочем состоянии будет подвержена действию радиальных инерционных сил, вызванных вращением массы самой обечайки и массы рабочей жидкости, находящейся в барабане. Давление, оказываемое вращающейся жидкостью на обечайку p = ж 2 /R 2 ) = ж, где ж – плотность рабочей жидкости, кг/м 3 ; ω – угловая скорость вращения барабана, рад/с; R – радиус внутренней цилиндрической поверхности обечайки, м R 1 – радиус внутренней цилиндрической поверхности жидкости, м υ – линейная скорость жидкости у внутренней поверхности барабана, мс ψ – степень заполнения барабана жидкостью. Рис. 3. Схема барабана сепаратора 1 – корпус 2– кольцо 3 – крышка 4 – резиновое кольцо (прокладка пакет тарелок А–А и Б–Б – опасныесечения При расчете сепаратора можно принимать ψ = 1. Давление жидкости в барабане вовремя работы сепаратора может достигать достаточно больших значений. Например, в барабанах высокопроизводительных молочных сепараторов оно превышает 2 МПа. Окружное нормальное напряжение в обечайке, в случае когда радиальным напряжением можно пренебречь, складывается из напряжений, возникающих от давления жидкости и сил инерции массы обечайки, те 2 2 R R R т где δ – толщина стенки обечайки, м ρ – плотность материала обечайки, кг/м 3 ; – отношение плотностей жидкости и материала обечайки σ 0 – произведение линейной скорости в квадрате на плотность обечайки напряжение от сил инерции самой обечайки, Па. 74 Меридиональное напряжение в обечайке 125 , 0 125 , 0 2 2 0 2 2 R R R Q т На днище барабана от давления жидкости действует усилие Q = Толщину стенки корпуса барабана определяют из зависимости 5 , 0 Вовремя работы сепаратора подводимая к нему мощность расходуется на сообщение кинетической энергии ротору сепаратора и выбрасываемой жидкости, а также на преодоление трения ротора о воздух ив приводном механизме. Указанные статьи расхода энергии имеют различное значение в пусковой период работы сепаратора и при установившемся режиме. Кинетическая энергия ротора сепаратора, Дж Аи, где J – момент инерции ротора, кг м G – сила тяжести ротора, Ни радиус инерции роторам. Если разгон ротора продолжается, то средняя потребная мощность кВт) на сообщение ему кинетической энергии в период разгона N ср = А, где τ – время разгона ротора, с. Кинетическая энергия ротора находится в прямой зависимости от угловой скорости, которая в период разгона, постепенно увеличиваясь, достигает максимума к концу пускового периода. Поэтому можно считать Мощность, необходимая для сообщения кинетической энергии выбрасываемой жидкости в сепараторах открытого типаж или , 102 2 900 2 2 2 1 g R n Q N ж где φ – коэффициент,учитывающий радиальную скорость струи, φ= 1...1,2; Q – производительность сепараторам с ω – угловая скорость, рад/с; n частота вращения ротора, мин R – расстояние от оси вращения до выходных отверстий, м ж плотность жидкости, кг/м 3 В сепараторах полузакрытого типа на выходе жидкой фракции создается противодавление, для преодоления которого требуется мощность, кВт N 1 = Qp/1000η, 75 где р – давление на выходе жидкости, создаваемое напорным диском, Па η – КПД напорного диска, η = 0,3. У сопловых сепараторов на выход осадка через сопла иногда расходуется значительно больше мощности, чем на все остальные статьи расхода энергии вместе взятые, тогда расход мощности определяют по формуле 1000 2 2 2 1 g R Q N ж Мощность, необходимая для преодоления трения ротора о воздух, кВт , / 10 0 3 3 6 / 4300 2 1 g с FR N в k i i ср n F где β – эмпирический коэффициент, равный в среднем 1,85; F 1 – общая поверхность трения роторам п – частота вращения ротора, мин k– количество выделенных участков на роторе F– поверхность трения определенного участка роторам средний радиус определенного участка поверхности трения роторам в – плотность воздуха при 20 С, кг/м 3 Мощность, необходимая для преодоления трения в приводном механизме, сравнительно невелика. |