0030-立式沉降離心機設計【畢業(yè)設計全套CAD+優(yōu)秀論文+外翻】,畢業(yè)設計全套CAD+優(yōu)秀論文+外翻,立式,沉降,離心機,設計,畢業(yè)設計,全套,cad,優(yōu)秀論文,外翻 目錄 1前言 1 1.1 本課題的來源，基本前提條件和技術要求 1 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路 1 1.3 預期的成果及其理論意義 2 2 國內外發(fā)展狀況及現狀介紹 3 3 總體方案論證 4 4 具體設計說明 6 4.1 離心機轉鼓設計 6 4.1.1 離心機轉鼓壁厚計算 6 4.1.2 轉鼓的強度校核 7 4.2 離心機驅動功率計算 8 4.3電機的選用 10 4.4 帶輪的設計計算 10 4.5 齒輪的設計與計算 12 4.5.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級、齒數 12 4.5.2.按齒根彎曲疲勞強度設計 13 4.5.3.校核齒面接觸疲勞強度 15 4.6 軸的設計計算 15 4.6.1軸的設計 15 4.6.2 對該軸進行強度校核 16 4.7 空心軸的設計計算 20 4.7.1 空心軸的設計 20 4.7.2 對軸進行強度校核 21 5.結論 25 主要參考文獻 26 致　謝 27 附 錄 28 立式沉降離心機 1前言 立式沉降離心機,主要用于化工部門對固、液體的懸浮液或含不同比重液體的乳濁液進行沉降分離的離心機。該螺旋卸料沉降離心機中，沉渣沿轉鼓內壁的移動全靠螺旋輸送器與轉鼓的相對運動來實現。此離心機具有能連續(xù)工作、對物料適應性好、結構緊湊等優(yōu)點。 1.1 本課題的來源，基本前提條件和技術要求 A.本課題來源：本課題來源于對沉降式離心機市場的調研結果。眾所周知，沉降式離心機是在高速旋轉的轉鼓內利用旋轉物料本身所受到的離心力來對固、液體的懸浮液或含不同比重液體的乳濁液進行沉降分離的離心機。沉降離心機分間歇操作和連續(xù)操作兩種類型。工業(yè)上常用的間歇操作沉降離心機有三足式沉降離心機和刮刀卸料沉降離心機。連續(xù)操作沉降離心機常用的為螺旋卸料沉降離心機。 B.基本前提條件：以工廠現行生產的臥式沉降離心機有關樣本；設計立式結構離心機，該離心機轉鼓為柱—錐型，其軸線呈立式安置；轉鼓；大端直徑為800mm；轉鼓半錐角為7—12度；轉鼓高度為480—520mm（即轉鼓長徑比（L/D）為0.6—0.65）；轉鼓轉速：1500r/min；分離因數為Fr1006；電機功率：小于30KW。 C.技術要求： a.該立式沉降離心機能使濾料在轉鼓內的滯留時間（即固液分離時間）比現行的臥式沉降離心機延長10～15倍（1—5min），從而提高分離效果； b.本機工作時濾料由上部料斗的進料口進入，同時電機起動運轉；濾料在由螺旋送料機構輸送的同時被離心機進行沉降分離——被分離的濾液和濾渣各行其道，分別經離心機的出液口和出渣口被引出機外；整個操作過程是在全速、連續(xù)運轉下自動進行； c.進料口直徑不小于50mm； d.離心機工作安全、可靠，運行平穩(wěn)，產品質量穩(wěn)定，操作維護簡單； f.生產率為每小時排出渣3立方米； g.本機結構緊湊，其進料口、出液口和出渣口便于連接到生產自動線上。 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路 a.本課題要解決的主要問題：螺旋卸料沉降離心機是全速運轉、連續(xù)進料、沉降分離和卸料的離心機。(1)螺旋卸料沉降離心機中，沉渣沿轉鼓內壁的移動全靠螺旋輸送器與轉鼓的相對運動來實現。兩者的差轉速為轉鼓轉速的0.5—4 %，多數為1—2 %。該差轉速由差速變速器產生。常用的差速變速器有擺線針輪行星變速器和雙級2K-H漸開線齒輪行星變速器。該兩種變速器結構復雜，價格昂貴，往往使用戶望而卻步。(2)現有沉降離心機在提高其分離因數的同時帶來了像占地面積大或分離時間長等缺點 b.設計思路:為解決上述弊端，按離心分離理論，一是向高速和大型發(fā)展（即提高其分離因數）；二是延緩濾料（渣）在轉鼓內的運行速度，即延長固、液（或液、液）分離時間，以達到充分脫液之目的。為克服現行螺旋卸料沉降離心機的缺點，本設計旨在提供一種能解決上述缺點和弊端的新型機種——立式（螺旋卸料）沉降機。差速變速器設計成斜齒輪結構。 1.3 預期的成果及其理論意義 通過對立式沉降離心機的各種設計要求和性能的改變，使離心機在不增加占地面積的情況下提高了分離效率，達到了增加生產效率。采用斜齒輪變速器常用的擺線針輪行星變速器和雙級2K-H漸開線齒輪行星變速器差速變速器結構復雜，價格昂貴的現象，改變了使用戶望而卻步狀況，降低了安裝難度。 提供一種能解決上述缺點和弊端的新型機種——立式（螺旋卸料）沉降機和斜齒輪差速變速器。 2 國內外發(fā)展狀況及現狀介紹 綜觀國內沉降離心機之發(fā)展，雖致力于提高其分離因數，然仍與國外差距較大。理論研究表明，分離因數的提高雖有利于脫液分離，但濾料（渣）在轉鼓內停留時間因此也更短，反而于脫液分離不利，故部分地抵消了轉鼓轉速加快的效果。更何況轉鼓轉速加快，致使能耗呈三次方速率上升；而加大轉鼓直徑，則因轉鼓各部尺寸必須隨之相應增大乃至造成離心機之成本劇增；且大幅度提高其分離因數往往還要受到轉鼓筒體及轉鼓底座（鑄件）等材料強度的限制。在現今，工業(yè)上還很難由工藝來保證能廉價地提供這些高強度材料的情況下，實為我國之國情所不容。故人們常將視線轉向后者——延長濾料（渣）在轉鼓內的滯留時間——而這一時間的長短又取決于轉鼓長度及轉鼓部件與螺旋輸（卸）料裝置之差轉速。 增加轉鼓長度無疑能達到延長濾料（渣）的脫液時間之目的。理論上，脫液時間與轉鼓有效長度成正比。目前，國內外這類機型的長, 徑比 L/ D 為 1.5—3.5 ，且 L/ D 還有增大的趨勢，如美國已達 3.8 ，德國為 4.2 。但 L/D 愈大，則愈難保證轉鼓筒體之圓柱度及筒體各段的同軸度，也愈難保證轉鼓筒體與螺旋輸（卸）料裝置（刮刀）之配合，故 L/ D 一般不大于 4 。大長徑比的離心機的整機軸向尺寸均較大（除與轉鼓 L/ D 有關外，還與差動變速器軸向尺寸有關），因而只能做成臥式。顯然，其占地面積（或體積）也大。 3 總體方案論證 本方案主要是考慮現行螺旋卸料沉降離心機的的缺點和弊端提出以下方案： 方案一：按離心分離理論，向高速和大型發(fā)展（即提高其分離因數）或延緩濾料（渣）在轉鼓內的運行速度，即延長固、液（或液、液）分離時間，以達到充分脫液之目的。采用有擺線針輪行星變速器和雙級2K-H漸開線齒輪行星變速器差速變速器。 圖3-1臥式螺旋卸料離心機結構簡圖 方案二：為克服現行螺旋卸料沉降離心機的缺點，重新設計一種能解決上述缺點和弊端的新型機種——立式（螺旋卸料）沉降機和相對便宜且安裝方便，同樣有現行差速變速器的斜齒輪差速變速器。 所以選擇方案二更好 圖3-2 立式離心機結構簡圖 4 具體設計說明 立式沉降離心機,由轉鼓、主軸、軸承、殼體、帶傳動組件(皮帶輪及皮帶等) 組成。 立式沉降離心機的基本參數包括:轉鼓的直徑、轉鼓的工作轉速、轉鼓的一次最大加料量、物料密度、物料固液比、離心機由靜止到達工作轉速所需的啟動時間等。對于這些參數,設計過程中可以通過查閱有關資料找到所需要的參數 4.1 離心機轉鼓設計 離心機轉鼓優(yōu)化設計的目標函數選為轉鼓的質量。質量為最小,不僅可節(jié)省機器造價還可以降低離心機的啟動功率,降低消耗。 ? 離心機轉鼓是離心機的關鍵部件之一。一方面，轉鼓的結構對離心機的用途、操作、生產能力和功率等均有決定性影響。另一方面，轉鼓自身因高速旋轉(其工作轉速通常在每分鐘幾百轉至每分鐘幾萬轉之間)，受到了離心力的作用，在離心力作用下轉鼓體內會產生很大的工作應力，一旦發(fā)生強度破壞，必將產生極大的危害，尤其是有時由于應力過高發(fā)生“崩裂”，常會引起嚴重人身傷害事故。同時，對于高速旋轉的轉鼓而言，轉鼓的剛度同樣非常重要。若轉鼓的剛度不足，工作中轉鼓的幾何形狀將會發(fā)生明顯變化，輕則會出現轉鼓與機殼撞擊、摩擦，損壞零部件；重則同樣會引起轉鼓的爆裂，甚至出現人身傷害事故。多年來，由于轉鼓設計不當、轉鼓制造質量不高等原因導致重大事故的現象頻頻發(fā)生。這已引起了設計人員、制造廠家和使用部門的重視，經常進行三足式離心機事故原因的診斷、分析與研究。因此，對離心機轉鼓設計計算的分析研究也是十分必要的。 4.1.1 離心機轉鼓壁厚計算 轉鼓是柱錐形 (4-1) (4-2) (4-3) 式中: ,—轉鼓厚度和篩網當量厚度； —轉鼓內半徑； —篩網質量； —轉鼓內物料的填充系數； (4-4) (4-5) 式中: —鼓壁的密度； —旋轉角速度； = =105Mpa =168.3MPa 取其小者，許用應力為=105MP =12o ； =7.85×103㎏/m3 ； =1.5×103㎏/m3 =0.191； =1 =0.2～0.5 =× 10mm 因為在生產過程中由于各種原因的損失（如：腐蝕） 所以取S=12mm 4.1.2 轉鼓的強度校核 轉鼓應力: a 轉鼓圓筒部分 　 空轉鼓旋轉時鼓壁內的環(huán)向應力: 　　　　　　　　　 （4-5） 　　　　　　　　　 (4-6) 式中：—對不開孔轉鼓的開孔系數, 　 —轉鼓材質密度, 　 —轉鼓平均半徑, 料載荷離心力產生的鼓壁環(huán)向應力: （4-7） 式中:———物料的密度, 　 ———轉鼓內半徑, 　 ———物料環(huán)內半徑, 　 ———轉鼓壁厚, 　 ———加強箍系數,Z=1 圓筒部分應力: b.轉鼓錐體部分 空轉鼓旋轉時鼓壁內的環(huán)向應力: (4-8) (4-9) 物料載荷離心力產生的鼓壁環(huán)向應力: 錐段應力: 取其大者,轉鼓強度滿足要求。 4.2 離心機驅動功率計算 離心機所需要的功率主要包括以下幾個方面的功率：(1)啟動轉鼓等轉動部件所需的功率Nl；(2)啟動物料達到操作轉速所需的功率N2；(3)克服支撐軸承摩擦所需的功率N ；(4)克服轉鼓以及物料與空氣摩擦所需的功率N4；(5)卸出物料 所需的功率肌。 a.啟動轉動件所需功率 G=7.85×103㎏/m3×[(0.4122－0.42)×0.08＋(0.3602－0.3482)×0.42] m3＋7.85×103㎏/m3×[(0.4722－0.4122)×0.012×2＋7.85×103 ㎏/m3××0.4722×0.012 m3]=108kg 離心機轉動時克服轉鼓的慣性力所需功率 離心機起動時間 30～240s (4-10) ==21.48kw b.加入轉鼓內的物料達到工作轉速所需消耗的功率 懸浮液物料所消耗的功率N2為沉渣和分離液所需功率之和 —一般可取范圍為1.1～1.2 (4-11) N2 = ＝0.004kw c.軸承及機械密封摩擦消耗的功率 軸承摩擦消耗的功率 N 3= (4-12) 式中:f—軸承的摩擦系數 (滾動軸承的摩擦系數范圍為0.001～0.02) 主軸受到的總載荷為: kgf (4-13)式中:—轉鼓等轉動件與轉鼓內物料的總質量，kg e—轉鼓等轉動件與轉鼓內物料的質心對轉鼓回轉軸線的偏心距,m 對于間歇操作沉降離心機和連續(xù)操作過濾離心機 e=1×10-3R 大約為120kg e=1×10-3R =120×3.5＝421.82N N 3== =0.044 kw 機械密封摩擦消耗的功率 (4-14) 式中:—摩擦副窄環(huán)端面內半徑，m； — 摩擦副窄環(huán)端面寬度，m； —密封端面的摩擦系數，一般可取為0.02～0.2； —密封端面的比壓力，Pa； —動環(huán)線速度，m/s； ＝ ＝0.475 kw d.離心機所需消耗總功率 = 21.48+0.004+0.044+0.476>22 kw 4.3電機的選用 電機的容量（功率）選用是否合適，對電機的工作和經濟性都有影響。當容量小于工作要求時，電機不能保證工作工作裝置的正常工作，或電機因長期過載而過早損壞；容量過大則電機的價格高，能量不能充分利用，且因經常不在滿載下運動，其效率和功率因數都較低，造成浪費。所以電機的選用（IP44）Y200L—4，定功率P=30kw ，步轉速r=1470r/min。 4.4 帶輪的設計計算 A.選擇V帶型號 a.確定計算功率 查表得工作情況系數＝1.4 =1.4×30=42 kw b.選擇V帶型號 按=42kw, =1470r/min 查表選C型V帶 B.確定帶輪直徑, a.選擇小帶輪直徑 參考圖及表選取小帶輪直徑=400mm b．驗算帶速 ==32.23m/s c．確定主動帶輪直徑 ==1.04 ==1.04×400=418.9mm 查表可知 =425mm d.計算實際傳動比 ==1 f．驗算從動輪實際轉速 = /=1470/1=1470r/min =0<5% 所以設計允許 C．確定中心矩和帶長 (4-15) 577.5 1650 所以中心矩可取=1100mm a.求帶的計算基準長度 = (4-16) ==3495.39mm 查表得=3550mm b.計算中心距 ==1100-27=1073mm c.確定中心距調整范圍 =1073+106.51180 =1073-53.251020 D.驗算小帶輪包角 ==180>120 F.確定V帶根數 A.確定額定功率 由 =400mm，=1470r/min，=1470r/min，查表得單根C型V帶的額定功率為=15.53kw b.考慮傳動比的影響，額定功率的增量，由表查得=0.28kw c.確定V帶的根數 (4-17) 查表得1，查表4.2得=0.99 ==2.737根 取3根合適 G.計算單根V帶初拉力 查表得=0.3kg 由式 (4-18) =271N H.計算對軸的壓力 =3252N J.確定帶輪的結構尺寸,繪制帶輪工作圖 4.5 齒輪的設計與計算 4.5.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級、齒數 考慮此設計要求結構緊湊,故大,小齒輪均用40Cr調質處理后表面淬火,齒面硬度為48～55HRC;因載荷平穩(wěn),齒輪速度不太高,故初選7級精度;閉式硬齒輪傳動,考慮傳動平穩(wěn)性,齒數宜取多些 圖4-1斜齒輪結構示意圖 因為電機轉速為1470r/min 轉鼓轉速為1500r/min,旋輸送器與轉鼓的差轉速為轉速的0.5～4%.故在此取2% (4-19) 該式變化后得: 解之得:=37.38 =38 確定齒輪的齒數分別為:37,38,39; 按硬齒面齒輪,對稱安裝查表6.5得,選齒寬系數=1;初選螺旋角β=20o 4.5.2.按齒根彎曲疲勞強度設計 (4-20) a.試選載荷系數=1.5 b.齒輪傳遞的轉矩 (4-21) =N·m c.大小齒輪的彎曲疲勞強度、 查圖6.9得==380MPa d.應力循環(huán)次數 =60×1470×1×10×300×24=6.350× =6.52× e.彎曲疲勞壽命系數、 查圖得=0.86;=0.85 f.計算許用彎曲應力 取彎曲疲勞安全系數=1.4，應力修正系數=2則 =380×0.86×2/1.4=466.86MPa =380×0.85×2/1.4=461.43MPa g.查取齒輪系數和應力校正系數 =37/=40 =38/=41.08 由表6.4查取齒形系數和應力校正系數 =2.45，=2.48 =1.65，=1.67 h.計算大小齒輪的并加以比較 ==0.00866 ==0.00869 < 故按大齒輪進行齒根彎曲疲勞強度設計 j .重合度系數及螺旋角系數 取=0.7, =0.86 B .設計計算 a.試算齒輪模數 =1.307 b.計算圓周速度 ===3.939m/s c.計算載荷系數 查表得=1;根據=3.939m/s、7級精度,查圖得=1.12;斜齒輪=1.2,查圖得=1.24。則載荷系數 =1×1.12×1.2×1.24=1.667 d.校正并確定 根據總體結構設計宜取=6 C.計算齒輪傳動的幾何尺寸 a.中心距 ==239.36mm b.螺旋角 ==19.95o c.兩分度圓直徑, ==236.17mm ==242.55mm d．齒寬, ==60mm 4.5.3.校核齒面接觸疲勞強度 　 (4-22) A．確定公式中各參數值 a．大、小齒輪的接觸疲勞強度極限、 按齒面硬度查圖得大小齒輪的接觸疲勞強度極限==1170Mpa b．接觸疲勞壽命系數、 查圖6.6得=0.89，=0.92 c．計算許用接觸應力 取安全系數=1，則 =0.86×1170MPa =1006.2MPa =0.85×1170Mpa =994.5Mpa =(1006.2+994.5)/2=1003.35Mpa d.點區(qū)域系數 查圖得節(jié)點區(qū)域系數=2.48 f．重合度系數 =0.8 h．螺旋角系數 ==0.970 j.材料系數 由表查得材料系數=189.8 B.校核計算 (4-23) =2.48×189.8×0.8×0.987× 　=204.20< 接觸疲勞強度滿足要求 C．齒輪結構設計 4.6 軸的設計計算 4.6.1軸的設計 按軸的材料和結構要求，調用公用區(qū)的部分數據，確定出軸的各部分直徑，精確校核軸的強度。軸的材料選用45鋼調質 A .確定輸出軸遠運動和動力參數 a．確定電動機額定功率P和滿載轉速 由Y200L─4,查標準JB/T5274─1991 P=30kW, =1470r/min b．確定相關件效率 帶輪效率=0.94 斜齒輪嚙合效率=0.97 一對滾動軸承的效率=0.98 電動機─實心軸總效率=0.94×0.97×0.98=0.89 c．輸出軸的輸出功率 =30×0.89=26.7kW d．輸出軸的轉速=1470×37/38=1431.32r/min f．輸出軸的轉矩 = =1.746×105N·mm B.軸的結構設計 圖4-2 軸的結構示意圖 a.確定軸上零件的裝配方案 b.確定軸的最小直徑,軸端處僅受轉矩,直徑最小 估算軸的最小直徑 45鋼調質處理,查表11.3確定軸的A值,A=133～144 =(133～144) =35.27～38.19 單鍵槽軸徑應增大5%～7%,即增大至 b.確定軸的最小直徑 應滿足>=38 取=40mm 選擇滾動軸承型號 查軸承樣本,選用型號為7308C的角接觸球軸承,其內徑d=40mm,外徑D=80mm,寬度B=18mm 4.6.2 對該軸進行強度校核 A．求軸上載荷 a.計算齒輪受力 齒輪分度圓直徑 =6×39/cos15.9o=242.49mm 圓周力 =2×1.746×105/242.49=1140.06N 徑向力==1141.7N 軸向力==1140.06×0.363=413.82N 對軸心產生的彎矩=413.82×242.49/2=50173.8N·mm b.求支反力 軸承的支點位置 由7208AC 角接觸球軸承查手冊 =18mm 齒寬中點距左支點距離 72m 齒寬中點距右支點距離 60/2+71=101mm 左支點水平面的支反力 , =(101×1140.06)/(72+101) =666N 右支點水平面的支反力 , =(72×1140.06)/(72+101) =474N 左支點垂直面的支反力 =(101×1141.7+50173.8)/ (72+101) =957N 右支點垂直面的支反力 = (72×1141.7+50173.8)/ (72+101) =765N 右支點軸向反力 B .繪制彎矩圖和扭矩圖 截面C處水平面彎矩 =666×72=47952N·mm 截面C處垂直面彎矩 =957×72=68904 N·mm =765×101=77265 N·mm 截面C處合成彎矩 =70552.8 N·mm =90935.6 N·mm C .彎扭合成強度校核 通過只校核軸上受到的最大彎矩,扭矩,抗拉的截面的強度 危險截面C處計算彎矩 考慮啟動、停機影響，扭矩為脈沖循環(huán)變應力, , =126302.6 N·mm 截面C處計算應力 =19.7MPa 強度校核 45鋼調質處理,由表查得=60Mpa < D. 疲勞強度安全系數校核 計軸向力產生的拉應力的影響 a.確定危險截面 由于在估算時放大了5%以考慮鍵巢的影響,而且截面C上應力最大,但由于過盈配合及鍵槽引起的應力集中在該軸段兩端,故也不必校核 b.截面左側強度校核 抗彎截面系數= = 6400 抗扭截面系數==12800 截面左側的彎矩=52914.6 N·mm 截面上的彎曲應力=8.2MPa 截面上的扭轉切應力=13.6MPa 平均應力: 彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力, 扭轉切應力為對稱循環(huán)彎應力: =6.8MPa 應力幅 (4-24) (4-25) 材料的力學性能 ,, 軸肩理論應力集中系數 =0.05 , =2.6 查附表并經插值計算 MPa , MPa 材料的敏性系數 由r=2,查圖并經插值 有效應力集中系數 =1.82 =1.26 尺寸及截面形狀系數 由h=3.5,mm 查圖得 扭轉剪切尺寸系數mm 表面質量系數 軸按磨削加工,由=640Mpa查圖得 =0.92 軸未經表面強化處理 =1 疲勞強度綜合影響系數 等效系數 45鋼: , 僅有彎曲正應力時的計算安全系數 =19.98 僅有扭轉正應力時的計算安全系數 =6.65 扭轉聯合作用下的計算安全系數 =6.3 設計安全系數 材料均勻,載荷與應力計算精確時: S=1.3～1.5 取S=1.5 疲勞強度安全系數校核 >>S 疲勞強度合格 F. 抗拉強度校核 ==206169.69N (4-26) 式中:—沉渣與轉鼓壁的摩擦系數，一般為0.3～0.85 取=0.5 =241347.01N (4-27) 45鋼 =20.2mm 4.7 空心軸的設計計算 4.7.1 空心軸的設計 軸的材料選用45鋼調質 A.確定輸出軸遠運動和動力參數 a.確定電動機額定功率P和滿載轉速 由Y200L─4,查標準JB/T5274─1991 P=30kW, =1470r/min b.確定相關件效率 帶輪效率=0.94 斜齒輪嚙合效率=0.97 一對滾動軸承的效率=0.98 電動機─空心軸總效率=0.94×0.97×0.98=0.89 c.輸出軸的輸出功率 =30×0.89=26.7kW d.輸出軸的轉速=1470×38/37=1500r/min f.輸出軸的轉矩 = =1.67×105N·mm B．軸的結構設計 圖4-3 軸的結構示意圖 a.確定軸上零件的裝配方案 b.確定軸的最小直徑,軸端處僅受轉矩,直徑最小 a)估算軸的最小直徑 45鋼調質處理,查表11.3確定軸的A值,A=133～144 (4-28) 式中：—空心軸的內徑與外徑之比 =50.5～54.6mm 單鍵槽軸徑應增大5%～7%,即增大至53.0～58.4 b）確定軸的最小直徑 應滿足>=53.0～58.4mm 所以取=60mm c)選擇滾動軸承型號 查軸承樣本,選用型號7224C的角接觸球軸承,其內徑d=120mm,外徑D=215mm,寬度B=40mm，選用型號30224的圓錐滾子軸承,其內徑d=120mm,外徑D=215mm,寬度B=40mm 4.7.2 對軸進行強度校核 A．求軸上載荷 a．計算齒輪受力 齒輪分度圓直徑 =6×37/cos19.95o=234.04mm 圓周力 =2×1.746×105/234.04=1492.05N 徑向力==577.73N 軸向力==1492.05×0.363=541.49N 對軸心產生的彎矩=541.49×234.04/2=63376.6N·mm b．求支反力 軸承的支點位置 由30224圓錐磙子軸承查手冊 =40mm 齒寬中點距上下支點距離 72mm 齒寬中點距支點距離 60/2+309=339mm 左支點水平面的支反力 ,=(339×1492.05)/(72+339)=1230N 右支點水平面的支反力 ,=(72×1492.05)/(72+339) =261N 左支點垂直面的支反力 =(339×577.7+63376.6)/ (72+339) =1121N 右支點垂直面的支反力 = (72×577.7+63376.6)/ (72+339) 　　　　　　　=255N 右支點軸向反力 B. 繪制彎矩圖和扭矩圖 截面C處水平面彎矩 =1230×72=47952N·mm 截面C處垂直面彎矩 =1121×72=68904 N·mm =765×101=77265 N·mm 截面C處合成彎矩 =70552.8 N·mm =90935.6 N·mm C. 彎扭合成強度校核 通過只校核軸上受到的最大彎矩,扭矩,抗拉的截面的強度 危險截面C處計算彎矩 考慮啟動、停機影響，扭矩為脈沖循環(huán)變應力, , =126302.6 N·mm 截面C處計算應力 =19.7MPa 強度校核 45鋼調質處理,由表11.2查得=60Mpa < D. 疲勞強度安全系數校核 計軸向力產生的拉應力的影響 a． 定危險截面 由于在估算時放大了5%以考慮鍵巢的影響,而且截面 截面C上應力最大,但由于過盈配合及鍵槽引起的應力集中在該軸段兩端,故也不必校核 b． 面左側強度校核 抗彎截面系數= = 6400 抗扭截面系數==12800 截面左側的彎矩=52914.6 N·mm 截面上的彎曲應力=8.2MPa 截面上的扭轉切應力=13.6MPa 平均應力 彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力, 扭轉切應力為對稱循環(huán)彎應力, =6.8MPa 應力幅 材料的力學性能 ,, 軸肩理論應力集中系數 =0.05, =2.6 查附表并經插值計算 Mpa，MPa 材料的敏性系數 由r=2,查圖并經插值 有效應力集中系數 =1.82 =1.26 尺寸及截面形狀系數 由h=3.5 mm 查圖得 扭轉剪切尺寸系數mm 表面質量系數 軸按磨削加工,由=640Mpa 查圖得：=0.92 軸未經表面強化處理 =1 疲勞強度綜合影響系數 等效系數 45鋼: 僅有彎曲正應力時的計算安全系數 =19.98 僅有扭轉正應力時的計算安全系數 =6.65 扭轉聯合作用下的計算安全系數 =6.3 設計安全系數 材料均勻,載荷與應力計算精確時: S=1.3～1.5 取S=1.5 疲勞強度安全系數校核 >>S 疲勞強度合格 F. 抗壓強度校核 ==206169.69N =241347.01N 45鋼 =60.2mm 5.結論 立式沉降離心機的設計是一項較復雜的設計，它是以工廠現行生產的臥式沉降離心機有關樣本而設計的，在技術上有較大改進，不僅排除了現有離心機在設計上的缺陷，而且提高了它在生產中的分離效率，提高了生產率，具有較強的競爭力。選擇得當將為企業(yè)帶來高效益回報，所以立式沉降離心機將具有很大的市場前景。在不久的將來，該離心機將廣泛應用于石油化工、煤炭、輕工、食品、制藥、冶金等工業(yè)部門和環(huán)境保護的污水處理。 參考文獻 [1] 徐 灝．機械設計手冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1991 [2] 機械工程手冊，電機工程手冊編輯委員會．機械工程手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1995 [3] 徐 灝．新編機械設計師手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1995 [4] 胡家秀．機械零件設計實用手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1999 [5] 李益民．機械制造工藝設計手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1995 [6] 全國化工設備設計技術中心站機泵委員會．工業(yè)離心機選用手冊[M]．北京：化學工業(yè)出版社，1999 [7] 余國宗．化工機器 [M]．天津：天津大學出版社，1987 [8] 孫啟才，金鼎五．離心機原理結構與設計計算[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1987 [9] B.N索柯羅夫，汪泰臨，孫啟才，陳文梅．離心分離理論及設備[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1986 [10] 王旭 ,王積森．機械設計課程設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2003 [11] 徐錦康．機械設計[M]．北京：高等教育出版社，2004．４ 致　謝 附 錄 序號 圖名 圖號 圖幅 1 總裝圖 SLLC800-00 A0 2 總裝圖副圖 SLLC800-00 A0 3 主軸部件 SLLC800-04 A1 4 上機體 SLLC800-46 A0 5 下機體 SLLC800-53 A0 6 軸 SLLC800.04-13 A2 7 軸 SLLC800.04-14 A2 8 軸承透蓋 SLLC800-04-12 A3 9 軸套 SLLC800-04-10 A4 10 軸套 SLLC800-04-15 A4 27 香港土質技術的離心機的發(fā)展 香港九龍清水海灣香港科技大學C.K. Shen, X.S. Li, C.W.W. Ng and P.A. Van Laak 美國戴維斯加州大學 B.L. Kutter 美國聯合學會K. Cappel and R.C. Tauscher 摘要: 香港科技大學(HKUST)目前正在開發(fā)一臺先進的400克-噸土質技術的離心機。在1998早期HKUST將安裝一臺不普通的8-米直徑射線離心機。這臺離心機獨特之處在于它是使用一臺飛行中的雙軸水力振動器模仿在兩個水平的方向動態(tài)問題的能力。在靜態(tài)測試中,離心機可能運轉高達150g ,但是被設計的雙軸振動器的震動測試只達到75g。 1 介紹 在90 年代的十年里,我們看到了以研究和設計離心機塑造土質技術的結構實踐有明顯增大。離心機塑造構成為許多先前難以處理的土質技術問題的研究提供了一個強有力的工具, 它有益于對大規(guī)模土質技術基本系統的機械行業(yè)的發(fā)展, 通過直觀比較(相似和結垢法則) 和計算機程序的證明以及對原型系統使用定標為隨后分析。離心機塑造技術也成為對常規(guī)設計和分析技術補充的公用事業(yè)。 近年來在改進土質技術離心機塑造方面的工藝和科學獲得了重大進展。最近HKUST利用一些在儀器工作和先進的塑造技術開發(fā)它的新型離心機設施, 并在努力促進離心機技術的不斷發(fā)展, 承擔了新雙軸離心機振動器的研制。 意在發(fā)展尖端科技的能力, 離心機是為了滿足以下的業(yè)績目標: (1)大模式容器適應允許更加詳細的塑造和在模型里面讓出空間給廣泛使用儀器, (2)提供廣泛的手臂使用儀器為樣板叁數的詳細測量和領域載入和工程程序的模擬, (3)地震載入模擬和在平垂直線的雙軸性能的進步對地心引力領域的產生改變。 在考慮這些目的之后，HKUST 離心分離機的設計和表現規(guī)格被構思出來。這在本文里, 提供離心分離機設備的規(guī)格與雙軸的地震水力振動器詳細描述。 給土質技術離心分離機設備的資金由經費委員會和大學共同提供。離心分離機和雙軸的振動器由美國華盛頓伯靈屯公司設計和提供。這家公司在伺服水力學有多年經驗而且已經參與一些離心分離機振動器的發(fā)展(Ketcham, 1991; Kutter, 1994; Van Laak, 1996)。 在香港乃至世界這種設施不僅致力大學而且服務于土質技術的領域。 2 在HKUST離心機 離心分離機在位于來自校園的主要的短距離的一楝新的建筑物中被安裝。 建筑物不僅安置土質技術 離心分離機設備 (GCF) 而且安置風和波隧道設備 (WWTF)。由于安全理由原因，離心分離機被安置在一間圓形的地下中。一個鋼導管的網絡附在墻壁的內部表面,在離心機操作期間通過哪些已冷卻的水流通冷卻必需品的地下室。離心機實驗室的海拔和樓面平面圖見1和2。 圖1在 HKUST 的離心機設備的視野高度 圖 2 計劃視野 離心分離機設備有一共計 255m2 工作室和一般的實驗室空間。在主要實驗室區(qū)域, 頂上有一臺20 噸容量的臺架起重機可移動在離心機裝載和卸載離心機模型容器之上預制混凝土盤區(qū)。當需要時，起重機也用來交換靜態(tài)的平臺和振動器。 未用的平臺或振動器被儲存在離心分離機封入物的地板下。離心機通過使用CCTV 照相機和話筒監(jiān)測, 并且在樣式結算離開期間對講機被使用在離心機分庭和控制室之間通信中。水力供應在一個房間的主要實驗室區(qū)域下面位于與離心分離機相鄰。 表1 離心機的技術規(guī)格。 關鍵項目 規(guī)格 負載能力 400 g-tons 手臂半徑 到搖擺的平臺的中心3.82 m 最大加速度 150g 負載大小 態(tài)測試為1.5mx1.5mx1m, 動態(tài)測試為0.6mx0.6x0.4m 表1總結離心機的一些關鍵規(guī)格。為靜態(tài)測試, 離心機可以由150g 決定操作,但是為動態(tài)測試, 雙軸振動器由75g決定操作。 總共, 制造了三個搖擺的平臺。兩個被設計為非震動的測試平臺是相同的。每個這些靜態(tài)平臺可能容納模型大小為1.5m×1.5m×1m和40,000 N的重量。第三個平臺包括雙軸振動器和聯系的結構支持、水力多頭管和反應馬薩諸塞。振動器滑倒桌可能容納載量高達0.6m x 0.6m x 0.4m和3000 N 的重量。由于動態(tài)平臺的巨大, 為了使靜態(tài)測試在比較高的超過75g 動態(tài)平臺必須用一個靜態(tài)平臺替換。 2.1主要軸承和驅動器 圖3 顯示離心機的海拔部分。離心機手臂由一對被預先輸入的鉻鎳鉬耐熱鋼的滾柱 圖 3 HKUST 400 g-噸的離心分離機 軸承支撐一個常規(guī)軸運行。離心分離機被直接加倍到垂直驅動軸下端的一個水力輻形活塞馬達驅動。因為切線搖動手臂應用的轉力矩很大地超過必需的驅動轉力矩，所以這驅動被選擇。在搖動期間除非一臺昂貴的水力傳動器被提供分開變速箱否則以齒輪連起的驅動會很快的被振動轉力矩損害。為了預防對水力馬達和軸聯結的損壞, 在搖蕩機被操作的簡短的期間對驅動馬達的油流程被省略有效允許離心分離機靠慣性滑動。在搖動完成后，對驅動馬達的流程是重建。 在150g最大可允許不平衡狀態(tài)是222 kN, 對應于149 公斤重量不平衡狀態(tài)。平衡離心機是在平臺成功的使用各種各樣的大小重量安置沒被使用為運載樣式的容器。仔細的簿記使用保證離心機平衡嚴密維護在測量儀之內。被展開在離心機上的緊張標準度量用來檢測類似從離心力和負載量不平衡出現和電動機在搖動期間裝載的靜態(tài)結構負荷。 2.2 結構臂和裝備 離心機的基礎是一個逐漸變小的鋼焊件被使用傳送靜態(tài)和動態(tài)裝載從替換手臂 到建筑物基礎。結構的手臂是堅固地附到主軸上的鋼焊件。 它的主要功能是支持這四根張緊皮帶和傳輸從主軸到平臺驅動扭矩。張緊皮帶在末端被固定到結構臂上并且反對以軸承沿著他們長度安置的切線替代阻止.以這個安排, 所有失衡的裝載從兩個搖擺的桶通過結構手臂被傳達給主軸, 當在缺少力量(一個完全平衡的情況) 大離心力在載重和配重之間通過套四條緊張皮帶整個地被傳送, 并且彎曲的片刻不適用于主軸。在震動期間的片刻除動態(tài)力量之外引起, 在主軸主要彎曲歸結于不平衡狀態(tài)力量。 2.3 停止平臺 避免有害物質物產生變動和注重提高者, 高度被注重的張緊皮帶用機器制造用高強度鋼沒有焊接。對被焊接的裝載道路的信賴繼續(xù)在連接在緊張皮帶和平臺之間: 搖擺的平臺由高強度標尺多樣性運載插入通過通行證軸在張緊的皮帶的末端的樞軸塊。每個這些標尺沒有高于裝載13.3 kN, 哪些給安全因素大約3 由于每個的最后力是40kN。這次結構子系統同心度是非常寬容輕微的, 譬如由平臺結構的小自轉造成。提供四套20 把標尺。容納震動桌的正切勵磁的要求, 在懸浮平臺的反沖要求一個額外自由程度自轉, 由球狀連接的插入達到在樞軸塊之間在主要耳軸, 并且兩對取決于在平臺的邊緣的塊。然后各個平臺被提供在振動器位移的兩個正交方向兩個自由度旋轉。 由滑的摩擦從振動器在平臺懸浮樞軸動態(tài)片刻被傳達給離心機的手臂確定。所有滑落表面被以造成一個 摩擦系數0.03的一種專有的涂料處理。 因為張緊的竿對必需克服樞軸的摩擦的修剪力的傳輸是不適當的,他們可滑動地附到樞軸的塊上的矩形結構管材的成員被裝入, 但是不到那平臺, 所以當竿在負荷之下伸展的時候他們在張緊方面不被強調。 2.4 分離控制系統 離心機驅動使用易變200馬力驅動電動機的容量壓力補償泵浦。被加壓的油從主要泵浦通過水力輻形活塞馬達在一條閉合的水力電路內散布。容量油的流速在這條電路里由泵浦的角度控制旋轉斜盤的伺服閥和確定離心機旋轉的速度。 主要驅動泵浦以21 Mpa壓力操作離心機,當泵浦被使用為供給振動器動力和在35Mpa壓力下為控制驅動泵浦旋轉斜盤操作.給離心機的水力泵開車并且搖動桌子一個位于離心力房間的水庫 (圖 1) 對需要回轉速度的類比信號比例項適用于對主要在高壓水力電路附件的伺服閥的泵。除了調整對離心機驅動馬達的油流量之外， 斜盤角度也決定主要驅動的油壓線路。由于斜盤有非常高的回轉率 (在幾毫秒內做完整個行程), 除非整個水力的驅動系統被仔細控制，否則在加壓上的主要驅動環(huán)存在潛能。 為了使達到一種穩(wěn)定狀態(tài)需要時間減到最小, 使用一個成形的速度指令而不是一條線的斜坡。在離心機慢慢地轉動并且阻力較小的情況下允許速度迅速被增加, 并且在高阻力情況下限制速度, 避免轉力矩和液壓操作過度。另外, 驅動電路液壓的在被測量而且使用變弱驅動信號避免壓力過度。 一個電腦程式用來實現在上面被描述的控制。除控制離心機的速度以外, 計算機被使用監(jiān)測操作的參量譬如不平衡狀態(tài)手臂,主要軸承的溫度、液壓機液體溫度和壓力, 和安全互鎖的狀態(tài)。在震動測試期間必需使用計算機實施閥門操作序列來操作振動器系統。輸入每個自動被采集數據和被測量的參量對計算機硬盤促進機器表現長期監(jiān)視和預定定期維護。 3. 雙軸振動器裝配 HKUST 離心機合并一臺雙軸水力振動器,作為被模仿的震動勵磁。在考慮震動狀態(tài)是多向而許多已經利用的離心機震動模擬器是單向的, HKUST決定發(fā)展在自然里兩個水平的方向同時模仿震動運動的一臺雙軸振動器為了。 由于這臺振動器在兩個方向上震動是可能的, 離心機和振動器的發(fā)展同時被進行,被設計振動器作為離心機的整體部分。采取這種聯合設計方法為了盡可能隔絕離心機震動的能量, 和明確描述上面的懸浮設計。 促進安裝和維護, 而且允許離心機的操作在加速度大于75 g 為靜態(tài)測試, 震動工作平臺和它的桶形成一個從中止雙臂可移動和替換裝配。 以負載重量3000N, 總移動的重量(酬載和震動工作平臺硬件) 是大約10000N 。為了要將在飛行中搖蕩機的動態(tài)運行最佳化，大的反應塊(4000 公斤) 已經被合并設計。震動工作平臺由流體靜力的自調整墊軸承支撐。比橡膠墊, 流體靜力的軸承提供更高的壓縮強度。橡膠墊位于在滑動平臺之下只被使用提供集中力量。 振動器在每個震動的方向運用兩對伺服器 (一對在離心機自轉的正切方向和其他搖擺方向).各對振動器設置在震動的平臺的反面并且對應的被作為設計單位, 應用相同力向各平臺的邊滑動。滑動平臺的運行外表是在沒有自轉在飛行的二個正交方向震動。 流體靜力墊軸承被使用在各個作動器活塞和滑動平臺之間。這些軸承降低了滑動平臺的行動的橫向活塞軸接口的摩擦, 當在活塞之間提供高強度的連接并且在軸向方向滑動。 表2 振動器的技術規(guī)格。 關鍵項目 規(guī)格 振動方向 二個原型水平方向 最大振動的加速度 35g 最大振動的速度 750 mm/s 振動頻率 0-350 Hz 搖動平臺接受來自這10gpm的油,35Mpa 易變容量壓力償還泵。這個泵經過被裝在離心分離機的頂端的附近的一個 35Mpa 水力的旋轉關節(jié)提供油給搖蕩機。為了提 供足夠的壓力和流動到振動器活塞, 在震動前液壓機液體被存放在四個2.5 加侖壓力累加器里。各臺伺服器有一條直徑7.6cm的活塞,壓力高達35Mpa, 每軸各對應用力32,000kgf?？梢苿釉?000 公斤之下重量, 這力在各個震動的方向可產生35g加速度, 和一個典型的震動信號, 2 秒震動時間為各累加器充電是可達到的。振動器的關鍵術規(guī)格見表2。 圖 4 雙軸的搖蕩機。 振動器的由多個復雜的伺服器控制。因為被使用四臺不同伺服器在三個自由度驅動滑動平臺 (翻譯在二個方向加上自轉在飛機震動),并且必須對各臺伺服器采取保證命令措施與運動學限制一致; 否則, 伺服器將導致振動器表現減弱。 表3 滑動圓環(huán)和轉臺式連接裝置的規(guī)格 關鍵項目 規(guī)格 滑動圓環(huán) 模擬信號為32, 模擬返回為8,力為16 同軸 8 為錄影和高頻率 電纜 設備, 4個高質量數字傳輸 通道 信號(計算機網絡) 空氣出口 2 在1400 kPa, 0.05 m3/min 水出口 2 在2000 kPa, 40 liters/min 一個聯合的模式和數字控制系統用來實施達到震動目標的運行。控制器的模式部份使用主要用于減少了壓力反饋變弱。模式控制使用定義操作系統的點(定位點) 系統。當前在發(fā)展中的數字式震動控制系統了裝備一臺高速模式接口奔騰計算機實施的。數字系統有兩個功能。在更低的層次,控制器根據了假定設計, 關于一個慣性框架震動平臺在反應被修理; 在上部, 更正將被做根據平臺的絕對加速度. 更低的層數使用中斷服務實施控制器無限沖擊反應。通過系統證明閉環(huán)控制器參量將由最佳振動器的調動。上部控制器是由于平臺和離心機手臂振動的通過一個離線重申做法改正根本上錯誤。 4 滑動圓環(huán)和轉臺式連接裝置 對適當的離心分離機的機能，轉臺式連接和滑動圓環(huán)連接是必要的。他們被用于傳輸電力、信號,可壓縮的液體像是空氣、水和油控制各種不同的裝置而且獲得實驗的數據。連接的一些規(guī)格見表3 。在HKUST, 二個連接被放在另一個上面而且展開在離心分離機室上面的地板上。這個架置安排使振動效應和從離心機和離心機分庭的一個更高的凈空高度的梯度要求減到最小。這是重要考慮, 因為離心機分庭的幾何半徑和高度對電力消費-有很大影響。 5 容器模式 二個樣板的容器已經被發(fā)展。一是一個矩形的鋁容器,為靜態(tài)的測試設計, 尺寸約為 1245mmx1270mmx850mm, 而且結合一扇可選擇的壓克力的窗口。容器被設計為在加速旋轉期間平均張力限制在模型之內到0.025%。為了動態(tài)測試, 有柔性層狀類型的內壁的容器已經被研制了。這個容器在外形上是圓筒形的,內徑550 毫米和高度500 毫米。容器由五十二個鋁圓環(huán)構成, 在毗鄰圓環(huán)之間使用滾珠軸承降低摩擦。層式容器設計為雙向震動提供必要的邊界樣式條件。 6 結束 本文簡要的描述新型HKUST 400 g 噸離心機設施, 與它的一些獨特的設計特點。當產生一些設計挑戰(zhàn)時, 雙軸震動能力為探索新型土質技術復雜的動態(tài)系統提供機會。HKUST 設施將會為全世界研究團體所使用。 參考文獻 Ketcham, S.A., Ko, H-. 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