Модернизация сепаратора Г9-ОСК для высокожирных сливок (курсовой проект)

ID: 207451
Дата закачки: 05 Марта 2020
Продавец: AgroDiplom (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Работа Курсовая
Форматы файлов: КОМПАС, Microsoft Word

Описание:
Содержание

Аннотация
Введение
1. Описание конструкции и принципа действия сепаратора.
2. Аналитический обзор
3. Технологические расчеты.
4. Механические расчеты и расчеты на прочность
Заключение.
Список использованной литературы.
Приложения.

1. Описание конструкции и принципа действия сепаратора

Сепаратор Г9-ОСК (рис.1) предназначен для разделения сливок с массовой долей жира 30-40% на высокожирные сливки различной концентрации и пахту с одновре¬менной очисткой их от механических примесей в линиях производства сливочного масла поточным способом. Используется на предприятиях молочной промышленно¬сти, вырабатывающих сливочное масло методом преобразования высокожирных сли¬вок.
сепаратора. Вертикальная нагрузка от массы барабана и валя в сборе воспринимается радиально-упорным подшипником, опирающимся через упор на цилиндрическую пружину, находящуюся в нижней опоре (стакане)13.

Барабан состоит из основания 20, крышки 21, большого затяжного кольца 22, тарелкодержателя 23 с пакетом конических тарелок 24, разделительной тарелки 25, малого затяжного кольца 26 и крышки напорной камеры 27. Для сохранения балансировки все детали барабана собираются и фиксируются только в одном положении.
Положение большого затяжного кольца относительно крышки барабана определяется по нанесенным на них рискам. Большое затяжное кольцо имеет левую резьбу, что исключает возможность самоотвинчивания при вращении барабана. Для повышения надежности сепаратора в полости тарелкодержателя на основании барабана установлен защитный колпак 29 обтекаемой формы, который надежно защищает от передачи тепла горячими сливками посадочной конусной части основания барабана вертикальному валу и горловой подшипниковой опоре, что удлиняет ее срок службы. Для ускорения остановки барабана сепаратора после выключения электродвигателя служат тормоза 28.
Приемно-отводящее устройство состоит из приемника высокожирных сливок и приемника пахты с градуированным дросселем 30 и манометром 31,закрепленными винтами на крышке 32.
К приемнику пахты гайкой крепятся питающая труба 33 и напорный диск 34 для вывода пахты. На резьбовую часть питающей трубы поверх гайки навинчивается приемная воронка 35, в которой расположено ребро 36, предотвращающее вращение исходных сливок, в целях уменьшения засоса воздуха в барабан.
Для получения высокожирных сливок различной концентрации в крышке барабана устанавливается регулирующее кольцо 37 с маркировкой в зависимости от вида выра¬батываемого масла.
Принцип действия. Перед началом сепарирования через барабан пропускают воду, подогретую до 40-50 °С. Затем через приемную воронку по центральной (питающей) трубе во внутреннюю полость тарелкодержателя барабана подают исходные сливки. Через отверстия в тарелкодержателе сливки попадают в вертикальные каналы, образо¬ванные в конических тарелках и распределяются в межтарелочных пространствах, где под действием центробежной силы происходит их разделение на высокожирные сливки и пахну. Высокожирные сливки движутся к центру барабана и под действием центро¬бежных сил выбрасываются через отверстия в крышке барабана в приемник высоко¬жирных сливок. Пахта подается к периферии и под давлением с помощью напорного диска выводится из сепаратора. Давление пахты на выходе регулируется дросселем и контролируется виброустойчивым манометром.

3. Технологические расчеты.

3.1.Расчет производительности

Для расчета производительности нам необходимо знать следующие данные:
1.Частота вращения барабана сепаратора, n=5000 об/мин (из паспортных характеристик);
2.Диаметр барабана сепаратора, D=0,81м (исходя из сборочного чертежа);
3.Диаметр сливного порога сепаратора, D0=0,65м (исходя из сборочного чертежа);
4.Высота барабана сепаратора, В=0,8м (исходя из сборочного чертежа );
Так, как частицы очень малы, то режим осаждения, вероятно, будет ламинарным.
Воспользуемся формулой Стокса с последующей проверкой осаждения.
Критерий Рейнольдса, Re, вычисляем по формуле:

Re=(w*d*ρ_c)/μ_c

где w-скорость осаждения под действием центробежной силы, м/с;
d- диаметр наименьших частиц сепарируемого сливок, м, (согласно табл.5,
/1/d=1 мкм=10-6 м);
ρ- плотность сепарируемой среды, кг/м3,(согласно табл. 6, /1/, ρ=700кг/м3);
μ- динамический коэффициент вязкости сепарируемого бульона, Па-с, (согласно табл. 1, /1/, 3,3*10-2);

Re=(3.3*1*700)/(〖10〗^2 〖10〗^6 3.6〖10〗^(-2) )=6.4*〖10〗^(-4)

Учитывая, что критерий Рейнольдса полученный нами меньше стандартного (Re<Reст), то режим осаждения стандартного (Re<Reст), то режим осаждения будет ламинарным (Reст=350).
Скорость осаждения под действием центробежной силы, w,м/с, определяем по формуле
W=w_oc*f,

Где woc-cкорость осаждения частиц сливок под действием сил тяжести,м/с ;
f-коэффициент осаждения,

w=0,4*10-8*8,333=3,3*10-5
Коэффициент осаждения, f, рассчитывается по формуле
f=(n^2*R_o)/900,
Где n- частота вращения барабана сепаратора, об/мин;
Ro –радиус сливного порога, м;
f= (5^2*〖10〗^6*0,3)/900=8,333

Скорость осаждения под действием сил тяжести, woc, м/с, вычисляем по формуле

W_oc=(d^2 (ρ-ρ_(c)*g))/(18*μ_c )
Где d-диаметр наименьших частиц осаждаемой среды, м;
ρ- плотность твердых частиц, кг/м3;
ρс- плотность среды, кг/м3;
μс- динамический коэффициент вязкости сепарируемых сливок, Па*с;

W_oc=(1^2 (985-700)9,81)/(〖10〗^12*18*3,6 *〖10〗^2 ) = 0,4*10-8
Проверяем режим потока в барабане сепаратора
Для этого определяем критерий Рейнольдса, Re, по формуле
R_e= W_(пот*d_(7*ρ) )/μ_c ,
Где Wпот- скорость потока, м/с;
D7- диаметр эквивалентный, м;
ρ – плотность частиц осаждаемых сливок, кг/м3;
μ – динамический коэффициент вязкости сепарируемых сливок, Па*с
R_e= (0,26*0,297*700)/(〖10〗^(-3)*0,36*〖10〗^(-3) )=1,5
Учитывая что критерий Рейнольдса рассчитанный нами превышает значение стандартное (Re< Recт), то режим потока будет ламинарным (Rест=350)
Скорость потока в барабане сепаратора, Wпот, м/с, рассчитываем по формуле
W= V_n/F,
Где Vn- паспортная производительность сепаратора, м3/с;
F- площадь поверхности барабана сепаратора, м2
W_нот= 0,16/(〖10〗^4*0,23)=0,26*〖10〗^4
Тогда производительность сепаратора,V. м3/с, вычисляем по формуле
V= (V_ж*W)/h
Где Vж- полезный объем сепаратора, м3;
W- скорость осаждения частиц сепарируемых сливок, м/с;
h- глубина потока, м/с
V= (0,174*3,3)/(104*0,105) =0,16*〖10〗^(-4)
Глубина потока жидкости в сепараторе,h,м, определяем по формуле
h= (Д-Д_о)/2,
Где Д- диаметр барабана сепаратора, м;
До- диаметр сливного порога сепаратора, м;
h= (0,81-0,6)/2 = 0,105
Найдем полезный объем барабана сепаратора, Vж, м3, по формуле
V_ж= 0,785(Д^2-Д_о^2)L,
Где L- длинна сепаратора барабана, (исходя из чертежа 1, L = 0,75м);
V_ж=0,785(〖0,81〗^2-〖0,6〗^2 )0,75=0,174
Эквивалентный диаметр барабана сепаратора, d7, м, рассчитываем по формуле
d_7= (4π(Д^(2 -) Д_(о )^2))/(π4*Д+6h) ,

Где Д – диаметр барабана сепаратора, м;
До- диаметр сливного порога сепаратора, м;
h – глубина потока барабана сепаратора, м
d_7= (3,14(〖0,81〗^(2 )-〖0,6〗^2)/(4*3,14*0,81+6*0,105) = 0,297
По полученным расчетам производительность рассчитываемого нами сепаратора, (V= 0,16*10-4м3/с) oчень близок производительности паспортной сепаратора Марки ФС3 (Vn= 0,17*10-4м3/с), т.е они очень хорошо согласуются.

3.2 Расчет мощности

Мощность N1, кВт, необходимую для сообщения кинематической энергии выбрасываемой жидкости , определяют по формуле
N_1= (G_(c )*Ф*R)/204 ,
Где Gc- количество суспензии поступающей в сепаратор , кг (исходя из практики примем Gс = 13…15кг);
Ф- производительность сепаратора, м3/с
R- расстояние от оси вращения до исходного отверстия, м (исходя из чертежа 2, примем R=0,543)
Мощность N2,кВт , необходимую для преодоления сил трения в опорных подшипниках ротора вычисляем по формуле
N_2= (w*p*f*d)/2000 ,
Где W- угловая скорость вала сепаратора , об/мин;
F- коэффициент трения (по табл. 6, / /, f= 0,01);
D- диаметр цапфы, м(табл.2 /1/);
p- нагрузка на подшипник, H;
2000- переводной коэффициент.
N_2= (593*10954*0,01*0,15)/2000 = 4,5
Нагрузка на ротор, P, H, рассчитывается по формуле
P=m*g(1+0,02*Ф),
Где m- масса создающая нагрузку, кг;
g- ускорение свободного падения, м/с2;
Ф- производительность сепаратора, м3/с;
P=738*9,81(1+0,002*258,6)=10954
Масса создающая нагрузку, m, Кг, рассчитывается по формуле
m=m_рот+m_(ос ),
Где mрот - масса ротора сепаратора, кг;
Mос –масса осадка (исходя из практических данных обычно mос= 15%*mрот, / /, с 232), кг;
m=640+96=736 ,
Масса ротора сепаратора, mрот, кг, рассчитывается по формуле
m_рот = v_p *ρ ,
Где VP – объем ротора сепаратора, м3;
ρ- плотность материала ротора,м2/м3(по табл. .../ /, плотность стали из которой изготовляем ротор, ровна 3200кг/м3)
m_рот=0,2*3200=640 ,
Объем ротора сепаратора, vр, м3 вычисляем по формуле
V_р= (π*д^2)/4 L ,
Где Д- диаметр ротора сепаратора, м (исходя из чертежа , Д=0,75м);
L- длинна ротора сепаратора, м, (исходя из чертежа , L=0,3м)
V_р=(3,14*075)/4 *0,3=0,2
Мощность N3,кВт, необходимую для преодоления сил трения барабана о воздух, рассчитывается по формуле
N_3=14,7*〖10〗^(-6)Lн* v3*(ro4+Ro4),
Где Lн- длинна барабана сепаратора, м;
V- скорость вращения ротора барабана, м/с;
ro- наружный радиус барабана сепаратора, м (исходя из чертежа , ro=0,405м);
Ro- внутренний радиус барабана сепаратора, м (исходя из чертежа ,Ro=0,3 м)
N_3=14,7*〖10〗^(-6)*0,75*〖261〗^3*(〖0,405〗^4 +〖0,3〗^4 )=0,3
Определяем мощностьNоб, кВт, необходимую для преодоления сил трения о воздух, для сообщения кинематической энергии, для преодоления сил трения в опорных подшипниках, по формуле
N_(об )=N_1+N_2+N_3,
Где N1- мощность для сообщения кинематической энергии, кВт;
N2-мощность для преодоления сил трения в опорных подшипниках, кВт;
N3- мощность для преодоления сил трения о воздух, кВт
N_об=10,2+0,3+4,5=15
Рассчитанная нами мощность хорошо согласуется с паспортной.

3.3 Кинематический расчет привода

Согласно табл. П1, /8/, выбираем электродвигатель марки 4А180М8 со следующими характеристиками:
Мощность электродвигателя, Nдв= 15кВт
Синхронная частота вращения, nд=750об/мин;
Напряжение, U=220/380В;
Диаметры выходных концов электродвигателя d1= d2=55мм;
Число полюсов равно 4;
Скольжение, s= 2,5%
Номинальная частата
вращения электродвигателя, nдв, об/мин,определяется по формуле

n_дв=n-s*n ,

Где n- мощность принятого нами электродвигателя, об/мин;
s- скольжения, %;

n_дв=750-0,23*750=733

Угловая скорость, wдв, рад/с, рассчитывается по формуле

w_дв= (π*n)/30 ,

Где n- частота вращения электродвигателя, об/мин

w_дв=(3,14*733)/30 = 76

Передаточное число, u, равная передаточному отношению вычисляем по формуле

u= n_c/n_дв = w_р/w_дв

Где nc- частота вращения вала сепаратора, об/мин;
Nдв- частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

U= 5000/733 = 8
Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=8 принимаем z1=4, / /, с55.
Число зубъев червячного колеса, z2, рассчитываем по формуле

z_2=z_1*u,

Где Z1- число витков червяка;
U- передаточное число;

Z_2=4*8=32

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса.
Принимаем для червячного колеса, т.е для червяка сталь 45 с закалкой до твердости HRC 45 и последующей закалкой, по табл. 3.4,/8/.
Так как к редуктору предъявляются повышенные требования, то принимаем для венца червячного колеса бронзу БрАЖ10-4-4Л с отливкой в нокиль предел прочности Gпр=600…740H/мм2),/8/, с331.
Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы, /Gor/, МПа, рассчитывается по формуле

G_of=K_fl*[G┤_of],

Где Kfl- коэффициент долговечности,( по табл. 4,8,/8/, Kfl=0.5, для бронзы марки БрАЖ10-4-4Л);
/ Gof /- допускаемое напряжение, МПа, (по табл. 4.8, /8/, для бронзы марки Бр АЖ10-4-4Л, /Gof /=0.5*130МПа)

G_of =0.5*130=65

Предварительно принимаем коэффициент диаметра червяка д=10,т.к средний рекомендуемый коэффициент д=8…12, / 8 /,с236.
Вращающий момент на валу червячного колеса, Т2,H*мм, определяем по формуле

Т_2=P_c/W_c ,

Где Pc- мощность требуемая для работы сепаратора, Вт;
Wc – скорость вращения барабана сепаратора, рад/с;

Т_2=(15*〖10〗^3)/79=189*〖10〗^3

Принимаем коэффициент нагрузки по табл. 3, / 8 / , К= 1.5
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости,Qw,мм, по формуле
а_w=(z_2/g+1) 〖∛((170/(z_2/g*[σ_H ] )))〗^2 T_2*K

Где Z2- число витков червячного колеса;
Z1- число заходов червяка;
g – коэффициент диаметра червяка;
Gн- допускаемое контактное напряжение, МПа;
Тг – вращающий момент на валу червячного колеса, Н*мм;
К- коэффициент нагрузки;

а_w=(32/10+1) 〖∛((170/(32/10*160)))〗^2 189*1,5=130 )

Величину модуля,m, мм, рассчитываем по формуле

m=(2*Q_w)/(z_2+g) ,

Где Qw- межосевое расстояние, мм;
Z2- число витков червячного колеса;
g- коэффициент диаметра червяка;

m= (2*130)/(32+10)=6,2

Принимаем по ГОСТ 2144-76, m=6,3мм и g=8
Межосевое расстояние, Qw, мм, при стандартных значениях m и g, рассчитываются по формуле

Q_(w )= m(g+z_2 )/2 ,

Где m- модуль, мм;
Z2- число витков червячного колеса;
g- коэффициент диаметра червяка;

Q_w= 6,3(8+32)/2=126 ,

Основные размеры червяка.
Делительный диаметр червяка d1, мм, определяем по формуле

d_1=g*m ,
Где g- коэффициент диаметра червяка;
m- модуль, мм

d_1=8*6,3=50,4

Диаметр вершин витков червяка, dQ1,мм, определяем по формуле

d_Q1=d_1+2m ,

Где d1- делительный диаметр червяка, мм;
m- модуль, мм;

d_Q1=50,4+2*6,3=63 ,

Диаметр впадин витков червяка, df1,мм, находим по формуле

d_f1= d_1-2,4m

Где d1- делительный диаметр червяка, мм;
m – модуль, мм;

df1=50,4-2,4*6,3=35,3

Длина нарезанной части шлифовального червяка, в1, мм, определяем по формуле

В_1 ≥(12,5+0,09z_2 )m+25 ,

Где Z2- число витков червячного колеса;
m – модуль, мм;

В1=(12,5+0,09*32)6,3+25=122

Делительный угол подъема витка ,по табл.4.2,/8 /:при Z1=4и g=8 равен 26 34
Основные размеры венца червячного колеса.
Делительный диаметр червячного колеса, d2, мм, вычисляем по формуле

d_2=Z_2*m ,

Где Z2- число витков червячного колеса;
m – модуль, мм;

d2=32*6,3=201,6
Диаметр вершин зубьев червячного колеса, dQ2, мм, находим по формуле

dQ2=d2+2*m ,

Где d2- делительный диаметр червячного колеса, мм;

m – модуль, мм;
dQ2=201,6+2*6,3=214,2

Диаметр впадин зубьев червячного колеса, df2, мм, вычисляем по формуле

df2=d2-2,4*m
,
Где d2- делительный диаметр червячного колеса, мм;

d_f2=201,6-2,4*6,3=186,5

Наибольший диаметр червячного колеса, dam2, мм, определяем по формуле

d_am2=d_Q2+6m/(z_1+2) ,

Где dQ2- диаметр вершин зубьев червячного колеса, мм;
Z1- число зубьев, т.е заходов червячного колеса;

d_am2=214,2+(6*6,3)/(4+2)=220,5 ,

Ширина венца червячного колеса,в1, мм, находим по формуле

В_2=0,67*d_a1 ,

Где da1- диаметр вершин витков червяка, мм;

В2=0,67*63=42,2

Для нашей передачи примем КПД передачи равным 0,76, по табл.4,/8 /.
По табл.4.7,/8 /, выбираем 6 степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности равен, Кv=1,1.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (по табл. 4.7,/8 /, равна Кβ=1,04
Коэффициент нагрузки рассчитывается по формуле, К.

К=К_v+К_β

Где Kv- коэффициент динамичности;
Kβ – коэффициент равномерности.

K=1,1+1,04=1,14

Контактное напряжение, Gн, МПа, определяем по формуле

G_н=475/d_2 √((T_2*K)/d_1 )

Где d2- делительный диаметр червячного колеса, мм;
T2- вращающий момент на валу червячного колеса, H*мм;
K- коэффициент нагрузки;
d1- делительный диаметр червяка, мм;

G_н=475/201,6 √((189*〖10〗^(3*1,14))/50,4) = 153

Из полученного нами расчета видно, что контактное напряжение не превышает допустимого (Gн<[Gн ] ), т.е. 153МПа<160МПа.
Результаты расчета следует признать удовлетворительными, т.к расчетное напряжение ниже допустимого на 4%(допускается 15%).

 
Механические расчеты и расчеты на прочность

4.1 Расчет барабана сепаратора

По диаграмме из рисунка 2.3 [1. c.23] принимаю δ=10мм.
Во время работы сепаратора на стенку цилиндрической обечайки действуют две силы: сила давления рабочей жидкости и центробежная сила самой стенки.
Давление, оказываемое вращающейся жидкостью на стенку обечайки определяется по формуле:

,      (4.12)

где: ρж- плотность рабочей жидкости, кг/м3;
ω- угловая скорость барабана, 1/с;
R- внутренний радиус обечайки, м;
Ψ-степень заполнения барабана жидкостью, при расчете роторов сепараторов величину ψ обычно принимают равной единице.
МПа.
Окружное напряжение в обечайке равно сумме напряжений от действия на обечайку давления жидкости и сил инерции массы обечайки:

,     (4.13)

где: ρ- плотность материала барабана кг/м3 ( для стали ρ 7850 кг/м3 );
[σ]- предел прочности при растяжении, Па

МПа

В месте сопряжения цилиндрической обечайки с днищем на краю обечайки действуют краевые силы и краевые моменты:

,       (4.14)

,       (4.15)

где: μ- коэффициент Пуассона;
К- коэффициент затухания.
Коэффициент затухания определяется по формуле:
,       (4.16)

,

Н/м,

Н/м.

Внутренние удельные усилия и моменты ( меридиональные и кольцевые) в цилиндрической оболочке от действия давления жидкости, краевых сил и краевых моментов определяются по следующим формулам:

,       (4.17)

,        (4.18)

,
,       (4.19)

,

,      (4.20)

,

,

.       (4.21)

Н/м,

Н/м,

Н/м,

Н/м,

Н/м2 ,
Н/м2 .

Далее определяем суммарные внутренние усилия и моменты:

,      (4.22)

,      (4.23)

,       (4.24)

.       (4.25)

Н/м,

Н/м,

Н/м,

Н/м.

Меридиональные и кольцевые напряжения в месте сопряжения определяется по формулам:
,       (4.26)

.       (4.27)

МПа,

МПа.

Условие прочности цилиндрической оболочки для внутренних и наружных волокон в месте сопряжения имеет вид:

,     (4.28)

МПа,

МПа.

Толщина днища корпуса барабана δД в первом приближении принимается равной толщине цилиндрической обечайки. При расчете днища на прочность оно рассматривается как кольцевая пластинка с жесткой заделкой по внутреннему контуру, нагруженная давлением вращающейся жидкости и центробежными силами инерции массы плоского кольцевого участка днища. Наиболее нагруженным является внешний корпус днища, условие прочности для которого имеет вид:

, (4.29)

,

.

Крышка барабана имеет вид усеченного конуса, нагруженного давлением вращающейся жидкости и центробежными силами инерции массы самой крышки. Крышку выполняют с переменной толщиной стенки, уменьшающейся по направлению к суженной части. Минимальную толщину крышки можно определить по формуле:

,     (4.30)

где: ά- угол полураствора конической крышки, °
- напряжение от сил инерции самой обечайки.

МПа,

м

Принимаем δкр=8мм.
Соединительное кольцо представляет собой накидную гайку, которая навинчивается на корпус барабана посредством левой трапецеидальной или прямоугольной резьбы и своим выступающим внутрь бортом прижимает крышку барабана к его корпусу. На борт кольца действуют две силы: сила упругости резиновой прокладки, которая возникает при сборке барабана и сила от давления рабочей жидкости, действующей в осевом направлении. Обычно сила упругости по сравнению с силой от давления жидкости составляет незначительную

величину, поэтому ее можно не учитывать. Осевую силу от давления рабочей жидкости на крышку можно определить по формуле:

,     (4.31)

кН.

Предварительно задавшись шириной борта b=5мм, определяем толщину борта соединительного кольца из условия работы борта на изгиб.

,      (4.32)

где:Rкр- наружный радиус крышки, м;
- допускаемое напряжение при изгибе, Па.

м.

Принимаю δб=4мм.
Допускаемое напряжение при изгибе обычно принимают равным допускаемому напряжению при растяжении, [σи]=[σ].

То же сечение борта проверяется на срез по условию:

,      (4.33)
где: [τср]- допускаемое напряжение при изгибе, Па.
Допускаемые напряжения при срезе обычно принимают [τср]=(0.2÷0.3)∙σт.

[τср]=(0.2÷0.3)∙245=49÷73.5МПа,
МПа.

Наружный радиус кольца Rк определяется из условия прочности кольца при его растяжении в опасном сечении:

,      (4.34)

где: Rр- наружный радиус винтовой нарезки, м.

Необходимое число витков винтовой нарезки кольца определяется из условия работы нарезки на изгиб:

,       (4.35)
где: t- шаг нарезки, м.

Полученное число витков округляется до большего целого числа, после чего винтовая нарезка проверяется по напряжениям смятия:
Принимаю Z=1.

,     (4.36)
где: Rв- внутренний радиус винтовой нарезки, м;
[σсм]-допускаемое напряжение при смятии, МПа (принимаю [σсм]=59÷88МПа).
.

Угол подъема винтовой линии взаимосвязи с шагом резьбы:

,      (4.37)

°.

4.4 Расчет вертикального вала (веретена) сепаратора

Веретено, являющееся ответственной деталью сепаратора, представляет собой стальной вертикальный вал, вращающийся в подшипниках с частотой 1000 об/мин и более. На верхнюю конусную часть веретена устанавливают барабан, который закрепляют гайкой. Нижняя часть веретена опирается на радиально-упорный или упорный подшипник. В барабане сепаратора, вращающегося с большой скоростью, возникает дисбаланс из-за неравномерности распределения сепарируемого продукта, в результате чего на веретено действуют большие нагрузки. Кроме того, при скорости ротора, равной критической, амплитуда колебаний вала резко увеличивается, что может привести к разрушению вала. Поэтому для изготовления веретена используются материалы с высокой

прочностью, износостойкостью и вязкостью ( стали 40Х, 50 и др. ), а горловая опора, как правило, делается упругой.
Наиболее распространенной являются конструкции валов сепаратора с горловой опорой, представляющей собой подшипник, заключенный в упругую обойму.
Под действием центробежной силы инерции J ротор, деформируя упругую горловую опору, отклоняется от оси вращения. При этом максимальное радиальное смещение (амплитуда) центра инерции ротора (r) наблюдается при критической скорости вращения вала.
Критическая угловая скорость вала сепаратора может быть определена по формуле:

,       (4.47)

где: kоп- жесткость упругой горловой опоры, Н/м;
l- расстояние между подпятником и упругой опорой, м;
Iy- момент инерции массы ротора относительно оси y, кг×м2;
Iz- момент инерции массы ротора относительно оси z, кг×м2.
Момент инерции массы ротора относительно оси y определяется по формуле:

,       (4.48)

где: m- масса ротора, кг;
L- расстояние между подпятником и центром масс ротора, м.
Масса и момент инерции массы ротора относительно оси z определяется как сумма масс и моментов инерции масс его составных частей. При этом ротор разбивается на простые тела вращения, масса и момент инерции массы которых рассчитываются по формулам:

,(50)

,   (4.49)

кг/м2 .
кг/м2.

Среди конструкций упругих горловых опор наибольшее распространение получил случай, когда подшипник заключен в обойму, состоящую из шести пружин. При этом пружины могут быть скреплены с обоймой подшипника или находится в свободном состоянии.
Для пружин, находящихся в обойме в свободном состоянии kоп=1.5∙k.
где: k- жесткость одной пружины, Н/м.
Осевая жесткость осевой пружины может быть определена по формуле:

,       (4.50)

где: G- модуль упругости материала пружины при сдвиге (G=7,85×1010 Н/м);
dн- диаметр витка пружины, м;
i- число рабочих витков (i=6÷8);
с- отношение среднего диаметра пружины к диаметру прутка (с=3.5×8).

рад/с.

Амплитуда колебаний центра масс ротора при критической скорости вращения можно определить по формуле:

,     (4.51)
где: е- эксцентриситет масс ротора, м.

Сила инерции, возникающая при критической скорости ротора, определяется по формуле:

      (4.52)

Н/м.

Под действием силы инерции в материале вала в месте установки упругой горловой опоры возникают напряжения изгиба. Диаметр вала под подшипник горловой опоры можно определить из условия прочности вала по изгибающим напряжением:

,     (4.53)

где: W- момент сопротивления сечения вала, м3;
d- диаметр вала в месте установки опоры, м.

Па


 
Заключение

В данном курсовом проекте рассмотрен сепаратор для получения высокожирных сливок, предназначенный для разделения сливок с массовой долей жира 30-40% на высокожирные сливки различной концентрации и пахту с одновре¬менной очисткой их от механических примесей в линиях производства сливочного масла поточным способом.
Были представлены чертежи: сборочный чертеж сепаратора, схемы кинематический и смазки, приведены некоторые расчеты.
В описании правил монтажа, ремонта и эксплуатации рассмотрены важные вопросы смазки, техники безопасности при монтаже, ремонте и эксплуатации сепараторов.

Список использованной литературы
1.Баранцев В.И. Сборник задач по процессам и аппаратам пищевых производств. Учебное пособие для техникумов пищевой промышленности.- М.: Агропромиздат, 1985.
2.Васильева Е.В., Лебедев Е.И. Повышение эффективности использования оборудования предприятий пищевой промышленности.- М.:Пищевая промышленность, 1984.
3.Гальперин Д.М. Монтаж оборудования предприятий пищевой промышленности.- М.: Высшая школа, 1987.
4.Крусь Г.Н. Технология молока и оборудование молочной промышленности.- М.: Агропромиздат., 1985.
5. Технологическое оборудование предприятий молочной промышленности: Справочник, часть 1 / Шилер Г.Г., Кузнецов В.В. -М.: ДеЛи принт, 2008

Размер файла: 4 Мбайт
Фаил: