1、計算過程與理論分析第二章 臥螺沉降式離心機工藝計算2.1 分離因數的計算分離因數是表示離心機分離能力的主要指標，是代表離心機性能的重要標志之一。值愈大，物料受的離心力愈大，分離效果也就愈好。分離因數為被分離的物料在離心力場中所受的離心力和它所受的重力的比值，即式中 離心力場中物料的質量（kg）轉鼓的角速度：=2n/60=204.1rad/s轉鼓內半徑：R=400mm將上述數據代入可得分離因數：分析上述各式可以找到提高分離因數的途徑。由于分離因數Fr與轉鼓半徑R成正比，因此增大轉鼓尺寸時Fr值增長較平緩，但在增大轉鼓半徑后，轉鼓的應力狀態就受到較大影響，而分離因數Fr與轉鼓轉速n成平方關系，提高

2、轉速時，Fr增長很快。所以高速離心機的結構特點是轉速高、直徑小、分離因數大。分離因數的提高并不是任意限制的，其極限值取決于轉鼓的機械強度。2.2 生產能力計算按理論計算生產能力： =7308.06 修正系數：臨界顆粒直徑， 沉降區長度 2.3功率計算2.3.1 啟動轉動件所需的功率N1 轉動件加速到角速度所需的功為： 式中Jp 轉動部件的轉動慣量， 。則啟動轉動體的平均功率為：（W）式中，為啟動時間。對于高速或高轉動慣量的離心機，啟動時間較長。啟動時，電機的電能轉變為機械能的效率是很低的，很大部分的能量在馬達內轉變為熱能。由于啟動時間受電動機尺寸及設計影響，因此，大功率離心機盡量避免頻繁的啟動

3、，一般最多一到兩次/小時。啟動轉鼓轉動所需功率計算如下:欲使離心機轉鼓等轉動件，由靜止狀態達到工作轉速具有一定的動能，必須由外界作功，該功為:式中 轉動件線速度，m/s；為轉動件繞軸旋轉的轉動慣量，。啟動轉動件的平均功率為：式中 啟動時間，s；離心機的角速度，rad/s。轉動件的轉動慣量，主要考慮轉鼓、皮帶輪、制動輪等質量較大、半徑較大的轉動件的轉動慣量。此外還有一些較小的轉動件，啟動時也需要功率，可不逐一計算，只要將上述計算的功率增加5-8%即可。以下是本機主要部件轉動慣量的計算：4密度:7900kg/m，轉鼓的總長度:L=2500mm直段轉鼓長度:H2=870mm。1） 直端轉鼓 2）錐段

4、轉鼓 根據資料：(3) 前半軸取轉動慣量為13.8kg/m24）后半軸取轉動慣量為13.8kg/m25）差速器差速器近似等于前半軸轉動慣量，取轉動慣量為13.8kg/m26）皮帶輪取轉動慣量為7kg/m2(7) 推進器葉片取轉動慣量為9 kg/m2則總的轉動慣量為考慮到其他轉動部件，擴大1.08倍： 式中：為啟動時間，取時2.3.2 加速物料所需的功率N2加速物料到轉速并在半徑r處排放所需的功率為物料密度， 2.3.3 軸承摩擦損耗的功率N3計算軸承摩擦損耗時，要考慮到軸承所受的靜載荷和動載荷。所謂動載荷就是由于轉鼓內物料分布不均引起的偏心動載荷。軸承摩擦損耗的功率為 （W）式中 、兩個支承處

5、軸頸的直徑，取m；摩擦因數，與軸承類型有關，滑動軸承，滾動軸承，取； 受靜載與動載作用的離心機主軸承上的載荷，N設轉鼓加料后總的質心對轉鼓回轉軸線的偏移為，相應產生的離心力為：則主軸承受的總載荷為式中 轉鼓裝料后的總質量， 重力加速度，m/s2；質心偏心距轉鼓半徑，將以上各值帶入公式，則 主軸承受總載荷為軸承摩擦損耗的功率為2.3.4空氣摩擦消耗的功率N4空氣摩擦消耗是由轉鼓周圍空氣對高速旋轉的轉鼓的黏性阻力。因此，空氣摩擦消耗與旋轉件內外跟空氣的接觸面積、轉速和空氣黏度或密度有關，可表示為式中 轉鼓周圍氣體介質密度，常壓下空氣可取1.3kg/m3；轉鼓長度， m；轉鼓外半徑， m；轉鼓內液體

6、自由表面半徑， m2.3.5 卸料所需的功率N5一些離心機的卸料裝置在進行卸料時的阻力增加了主軸的負荷，也將消耗一部分主軸功率。螺旋卸料離心機是利用螺旋葉片將沉渣推送到卸料口而實現卸料，所以螺旋卸料離心機的卸料功率應包括以下幾個方面：（1）克服沉渣的離心慣性力沿轉鼓母線的分力所消耗功率；（2）克服沉渣與轉鼓摩擦所消耗功率；（3）克服沉渣與螺旋葉片所消耗功率。計算時將卸料功率分為錐段和柱段兩部分，分別計算圓錐段消耗功率和圓柱段消耗功率，則總的功率可以表達為：2.3.5.1 圓錐段轉鼓推料消耗的功率計算對于雙螺旋葉片的螺旋卸料離心機，由圓錐段的推料公式可計算出圓錐段轉鼓的推料功率，其計算公式如下：

7、式中 單位時間內離心機獲得的沉渣質量；沉渣與轉鼓壁間的摩擦系數，對圓錐段；沉渣與螺旋葉片間的摩擦系數，對圓錐段；圓錐段轉鼓長度，； 轉鼓圓錐段大端半徑，；轉鼓圓錐段小端半徑，；螺旋導程，；重力加速度。2.3.5.2 圓柱段轉鼓推料消耗的功率計算對于雙螺旋葉片的螺旋卸料離心機，由圓柱段的推料公式可計算出圓柱段轉鼓的推料功率，其計算公式如下： 式中 沉渣與轉鼓壁間的摩擦系數，對圓柱段；沉渣與螺旋葉片間的摩擦系數，對圓柱段；圓柱段轉鼓長度，；圓柱轉鼓半徑， =3.89kW2.3.6 總功率計算啟動功率：運轉功率：2.3.7 電動機的選擇根據查閱機械設計課程設計手冊 Y系列三相異步電動機技術數據最終選

8、擇Y90L-4型電動機。2.4 螺旋輸送器相關參數的確定2.4.1螺旋推料器的基本參數螺旋推料器的基本參數包括:螺旋頭數、螺距S、葉片的高度、推料器與轉鼓的間隙、葉片與轉鼓內壁母線的關系等。2.4.2螺旋的頭數ns螺旋葉片可以是單頭，雙頭，也可以是多頭。當螺旋的頭數增加一倍時，螺旋的輸渣效率也相應的增加一倍，但隨著螺旋頭數的增加，螺旋葉片在機內對沉降區的擾動也會增加，從而使分離液中的含固量增加，降低沉降效果29。因此綜合考慮，本設計取雙頭，即。2.4.3螺距S。本設計在圓柱段螺旋采用0.29m的等螺旋形式，在錐段采用0.448m到0.168m的線性變化。 螺旋推料器在錐段采用變螺距的結構形式，

9、主要的目的是增加沉降時間，提高分離效果；另外逐漸減小螺距使物料在錐段受到漸變的擠壓作用，可以減小泥餅的含水量。2.4.4推料器與轉鼓的間隙h一般地，螺旋推料器的外圓面與轉鼓的內圓面必須同心，兩者之間應有0.5mm2.5mm的間隙，間隙越小推料情況就越好。但在間隙太小時，由于加工、裝配等原因，可能形成轉鼓與螺旋推料器的旋轉偏心而造成二者直接摩擦，出現事故31。綜合考慮取值mm。2.4.5葉片與轉鼓內壁母線的關系據資料介紹，工業用離心機的螺旋葉片一般選擇垂直于轉鼓壁內表面設計，它比選擇葉片垂直于轉鼓軸線要節省20%的功率。本設計中選用葉片垂直于轉鼓內壁母線的結構形式。2.4.6螺旋輸送器葉片的選擇

10、葉片選用連續整體螺旋葉片，葉片厚度8mm，雙頭螺旋，螺旋升角。材料與轉鼓材料相同：1Cr18Ni9Ti不銹鋼。為了增加葉片的耐磨性，對葉片的推料面進行硬化處理，采用在葉片表面噴涂30%鎳基碳化鎢硬質合金。2.5進料口直徑的確定由計算可知，本項目的離心機生產能力為：，水的流速，取物料流速：u=1.4m/s2.6 差速器的選擇 由于2K-H漸開線行差速器的承載能力大、體積小、重量輕、傳動比大、噪聲小、便于維修等優點，所以本設計選用2K-H型漸開線行星齒輪差速器。2.7螺旋脫水區的沉渣動力學設-轉鼓角速度，r-微塊處回轉半徑，-垂直于螺旋葉面的法向力，-分別為沉渣與鼓壁和螺旋葉面之間的摩擦系數，-轉

11、鼓錐筒段的半錐角，-螺旋葉片的升角，-螺旋葉片的母線與垂直于轉鼓軸線的徑向平面間的夾角，-沉渣沿鼓壁滑動方向與垂直于轉鼓軸線的徑向平面間的夾角，-沉渣在葉面上的滑動方向與切線方向間的夾角取螺旋升角 由=2.7.1沉渣在脫水區停留時間 設 2.7.2 螺旋的輸渣效率2.7.3 螺旋的轉矩及輸渣功率 利用積分 = =16022.2N·m 輸渣功率N=74kw2.7.4 螺旋所受的軸向力 2.7.5 轉鼓內表面與螺旋推渣表面磨損性 =241847.57 以上 , 為轉鼓內壁面的磨損性, 其隨頭數增加而成倍多地增加, 磨損嚴重。為螺旋葉片面的磨損性, 當頭數增加, 而螺距不增加時, 其磨損性

12、變化不大, 因為升角p的囚索: 升角日大, 其磨損減輕, 但其生產能力在頭數增加時亦增加, 這就加劇了磨損, 這樣一增一減, 使其最終磨損情況單頭與多頭螺旋在螺距相等時幾乎相差不多。但若單頭螺旋螺距增大, 則升角日增大, 磨損將減輕。螺旋葉片的磨損主要為軸向推料面磨損和徑向圓周面的磨損。為了增加其耐磨性,通常在葉片土噴鍍硬質合金或其它耐磨材料。但螺旋葉片徑向圓周面難以噴鍍, 為了解決這個問題, 將螺旋葉片加工成復合傾面, 即在原葉片端部倒3 0度角 ，然后在復合傾面上噴鍍耐磨材料。第三章 強度校核3.1 轉鼓的強度校核3.1.1離心力場中物料的液體壓力離心機工作時，處于轉鼓中的液體和固體物料層

13、，在離心力場的作用下，將給轉鼓內壁以相當大的壓力，稱為離心液32壓。離心液體壓力沿半徑上的變化是從液環內表面的零值到轉鼓壁達最大值，根據化學工程手冊可得物料對筒壁的壓力計算公式如下：式中 離心液壓，；轉鼓內被分離物料的重度 ，；轉鼓的回轉角速度，；轉鼓內表面半徑，；轉鼓內物料環的半徑 ，；重力加速度 ，。當轉鼓轉速很大時，液面近似與轉鼓平行的同心圓柱面，此時近似于常數，如下圖：圖5-1轉鼓內液面示意圖在本離心機項目中：轉鼓內被分離物料的重度， ；轉鼓的回轉角速度 ，；轉鼓內表面半徑，； 轉鼓內物料環的內徑，；轉鼓內物料環的半徑 。將上述數據代入可得物料對筒壁的離心液壓=255705.92.55

14、6MPa3.1.2轉鼓壁厚計算圓筒形轉鼓壁厚為: 圓錐形轉鼓壁厚為:本設計中，轉鼓的圓錐形大口處周向應力最大，故壁厚按大口處計算.因此，按圓錐形轉鼓壁厚計算得:式中 轉鼓的內半徑，m；轉鼓中物料的填充系數；焊縫的強度系數；轉鼓壁材料的許用應力，Pa；轉鼓半錐角。許用應力選取下列兩值中的較小者: 式中 設計溫度下材料的屈服極限；計溫度下材料的強度極限；屈服極限的安全系數，一般為；強度極限的安全系數，一般為。本設計中，焊縫的強度系數， =0.95； 鉆井液密度，=1000kg/m3； 轉鼓的內半徑，R=0.4m； 角速度，=204.1rad/s； 轉鼓半錐角，=8°根據圓錐形轉鼓壁厚計算

15、公式: 式中 轉鼓的許用應力計算如下：由機械手冊查得: ， 取 則， 取最小值將上述各值代入壁厚計算式，則得：根據鋼板的標準厚度，考慮到圓筒及圓錐部分的加工制造方便和腐蝕裕量等因素，取=15mm。3.1.3轉鼓強度計算3.1.3.1材料的許用應力取其小者，許用應力為3.1.3.2轉鼓應力1) 轉鼓圓筒部分33空轉鼓旋轉時鼓壁內的環向應力：式中 對不開孔轉鼓的開孔系數，q=1； 轉鼓材質密度，=7.9g/cm3；轉鼓平均半徑，R2=405mm。帶入各值，得物料載荷離心力產生的鼓壁環向應力：式中 物料的密度，=0.95g/cm3； 轉鼓內半徑，R1=400mm； 物料環內半徑，R3=225mm；

16、轉鼓壁厚，=15mm；加強箍系數，Z=1。代入數據，得：則圓筒部分應力： 對于按GB 11345規定進行100射線探傷檢查或其他等效的探傷方法進行檢查的焊縫，其焊縫系數K=0.95。2) 轉鼓錐體部分空轉鼓旋轉時鼓壁內的環向應力：物料載荷離心力產生的鼓壁環向應力：錐段應力：取其大者t=91.16MPa<=105MPa，轉鼓強度滿足要求。3.1.4轉鼓的疲勞強度校核對承受循環載荷次數較高的離心機轉鼓，如臥螺離心機、間歇操作的三足式離心機及部分碟式分離機應考慮疲勞強度校核。按我國GB 3705標準規定，建議按轉鼓材料測定其承受次以上循環載荷作用下的疲勞強度，并進行疲勞強度校核，即式中 轉鼓的

17、環向總應力； 安全系數； 轉鼓材料的抗疲勞強度極限。本離心機轉鼓的環向應力t=91.6MPa，轉鼓的抗疲勞強度極限，故可知其安全。3.2 主軸的強度校核通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。一般的軸用這種方法計算即可。計算步驟如下：（1）作出軸的計算簡圖軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置有關，可按下圖來確定。圖b中的a值可查滾動軸承樣本或手冊，圖d中的e值與滑動軸承的寬徑比B/d有關。由圖（c），畫出本設計的計算簡圖：M=1700kg ，a=0.12，b=0.098得出 （1）做出剪力圖（2）作出彎矩圖： （3）作出扭矩圖： （4）校核軸的強度已知軸的彎矩和扭矩后，可針對危險截面做彎扭合成強度校核計算36