高速离心机（精选五篇）
高速离心机 篇1
该文采用湿法分级, 尝试用无机和有机高分子混合分散剂来分散金刚石微粉, 利用高速离心机提高分级效率。通过对比试验, 研究不同分散剂配比对分级效率的影响, 对离心机提纯工艺过程进行了综合分析。
1 实验
1.1 实验原理
分级即把混合颗粒中符合技术要求的具有共同粒度范围的颗粒聚集在一起的过程, 分级必须有一个确定的标准, 比如说颗粒的体积、质量、形状、强度等各种技术指标[3]。
该文主要针对的是金刚石微粉的离心分级, 现就离心分级的原理作以讨论。假设颗粒为理想的球形, 根据斯托克斯公式
f为颗粒所受摩擦力;μ——介质动力粘度系数;d为颗粒直径;v为颗粒沉降末速度。
在离心力场中, 令颗粒所受离心力等于f, 并将颗粒所受的浮力考虑进去, 则颗粒离心沉降的末速度如式 (2) 所示。
v 、μ、d同式 (1) , δ为颗粒的密度, ρ为介质密度, ω为离心角速度, R为离心半径。
根据斯托克斯公式可知, 控制离心机的转速和离心沉降时间就可以达到微粉粒度分级的目的[4]。
1.2 实验方案
该文试验配制有0.05%的硅酸钠溶液 (浓度为质量浓度) 、0.10%的硅酸钠溶液、0.20%的阿拉伯树胶、0.05%的硅酸钠和0.2%的阿拉伯树胶的混合溶液。采用的转速值为2500 r/min的高速离心机, 以0.5μm的金刚石微粉的离心沉降为标准, 以达到离心分级效率提高的目的。分散剂的粘度μ如表1所示。
1.3 试验操作
该实验工艺流程包括:分散剂的配制、金刚石悬浮液的配制、离心分级、上层悬浮液的激光粒度分析、不同部分微粉的称重等。离心机的升降速时间设定为2 min。
2 试验结果分析讨论
用0.05%的硅酸钠做分散剂的实验结果如表2所示, M0是吊杯的质量;M是吊杯与微粉悬浮液的质量之和;m1第一次离心分级后吊杯与底部的微粉质量之和;m2第二次离心分级后吊杯与底部的微粉质量之和;Δm1=m1- M0;Δm2=m2-M0, 以下均与此相同。分别用0.10%硅酸钠作为分散剂, 用0.20%阿拉伯树胶与0.05%的硅酸钠作为混合分散剂, 做了对比实验。
从上述实验结果可以看出, 0.05%硅酸钠与0.2%的阿拉伯树胶分别作为分散剂时的分散效果相差无几;0.10%的硅酸钠的分级效果最差, 效率最低;0.20%的阿拉伯树胶与0.05%的硅酸钠结合使用分级效果较好, 分级的效率较高。不同分散剂的分级效果用质量表示如图1。
从1图可以看出无机电解质配合有机高分子做分散剂的效果。0.10%的硅酸钠分散效果不佳, 推测可能的原因是硅酸根离子水解程度相较于0.05%的硅酸钠程度更大, 从而使金刚石微粉的团聚效应更加明显。
3 结语
通过对比实验, 发现0.05%的硅酸钠配合0.20%阿拉伯树胶的分散效果相对较好, 在相同条件下可以减少分级次数, 从而提高金刚石微粉分级的效率。
参考文献
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高速离心机 篇2
关键词：甘薯；淀粉废水；超高速离心；理化特性
中图分类号： X703文献标志码： A文章编号：1002-1302（2016）06-0455-02
收稿日期：2015-04-23
基金项目：国家现代农业产业技术体系建设专项（编号：CARS-11-B-20）。
作者简介：孙健（1979—），男，江苏徐州人，硕士，副研究员，主要从事甘薯加工研究。E-mail：sjsg9902@126.com。
通信作者：钮福祥，硕士，研究员，主要从事甘薯深加工和副产物综合利用。E-mail：niufuxaing@sina.com。我国甘薯种植面积约为460万hm2，鲜薯总产1.0亿 t 左右[1]。淀粉加工是我国农户从事甘薯产后加工的主要方式[2]，据测算，1 t淀粉需用水20 t左右[3]，由此产生大量的淀粉废水，其主要成分为可溶性淀粉、蛋白质、纤维素、果胶、脂类等物质[4-5]，化学需氧量（CODCr）可达 8 000 ～10 000 mg/L，悬浮物为2 500 ～ 3 000 mg/L。在农户规模的加工生产中，这些废水大多未经任何处理直接排入自然水体中，导致环境污染问题突出，已成为影响我国甘薯淀粉加工业进一步发展的瓶颈。目前，甘薯淀粉废水常用的处理方法有絮凝沉淀法、生物处理法及土地处理法等[6]，但这些处理方法存在二次污染、使用成本高、处理效率低等问题。超高速离心技术是一种物理分离方法，具有处理效率高、处理量大等特点，本试验通过该技术对甘薯淀粉废水理化性质变化的研究，探讨农户规模化处理甘薯淀粉废水的可行性。
1材料与方法
1.1材料与试剂
甘薯淀粉废水，自制，所用品种为徐薯22；重铬酸钾、硫酸银、硫酸亚铁铵、过硫酸钾、钼酸铵、硝酸钾、氢氧化钠等均为分析纯试剂。
1.2仪器设备
GZX-1高速分离机中试成套设备，上海浦东天本离心机械有限公司；730 pH计，德国WTW公司；DHG-9246A电热鼓风干燥箱，上海精宏实验设备有限公司；2450紫外分光光度计，日本岛津公司；LDZX-50KBS蒸汽灭菌锅，北京阳光斯德生物技术发展公司；DK-S26电热恒温水浴锅，上海精宏实验设备有限公司；SB-3200D超声波清洗机，浙江省宁波新芝生物科技股份有限公司。
1.3试验方法
1.3.1甘薯淀粉废水制备在模拟农户甘薯淀粉加工水平上，以淀粉型甘薯品种徐薯22为原料，在料水比1 g ∶ 5 mL的条件下，利用多功能粉碎机破碎打浆，经双层纱布过滤，淀粉乳浊液室温静置24 h，取上清液即为甘薯淀粉废水。
1.3.2甘薯淀粉废水超高速离心处理取25 L甘薯淀粉废水经过转速18 000 r/min的管式离心机处理后，置于室内，保持温度在16～22 ℃，考察甘薯淀粉废水在存放过程中理化指标的变化。同时，以未经超高速离心处理的甘薯淀粉废水作为对照。
1.3.3甘薯淀粉废水理化指标测定总固形物含量、COD、总氮（TN）含量分别采用GB 5009.3—2010《食品中水分的测定》、GB 11914—1989《化学需氧量的测定》、HJ 636—2012《水质 总氮的測定 碱性过硫酸钾消解紫外分光光度法》的方法测定。
2结果与分析
2.1超高速离心对甘薯淀粉废水pH值的影响
由图1可知，经超高速离心处理后的甘薯淀粉废水初始pH值高于对照，随着时间的延长，对照组略高于离心组；试验期间，离心组与对照组淀粉废水pH值均呈下降趋势，而且前期（0～3 d）快速下降，之后变化平缓，这可能与产酸微生物的发酵作用有关。
2.2超高速离心对甘薯淀粉废水总固形物含量的影响
经超高速离心处理后，甘薯淀粉废水的可溶性淀粉、蛋白质、纤维素等组分部分被分离出去，其总固形物含量下降 17.26% 以上。与对照相比，离心组的甘薯淀粉废水的总固形物含量较低（图2）。随着时间的延长，甘薯淀粉废水的总固形物含量呈缓慢下降趋势。
2.3超高速离心对甘薯淀粉废水COD的影响
甘薯淀粉废水含有蛋白、糖类等有机物，属高污染废水，其COD一般较高。由图3可知，在试验初期，对照组、离心组COD分别为10 047.0、9 805.6 mg/L，随着时间的延长，COD均呈下降趋势，而且对照组COD始终高于离心组，说明超高速离心处理能够去除部分蛋白、多糖等有机物，从而降低甘薯淀粉废水COD。
2.4超高速离心对甘薯淀粉废水总氮含量的影响
氮富集是水体富营养化的主要原因和表现之一，一般将TN含量作为水体富营养化程度的指标之一[7]。由图4可知，在试验前期（0～6 d），对照组总氮含量高于离心组；而试验后期（9～12 d），离心组总氮含量却高于对照组。说明超高速离心能够去除部分蛋白质，而后期变化可能与微生物大量繁殖有关。
2.5甘薯淀粉废水理化特性相关性分析
对离心组和对照组的甘薯淀粉废水理化特性进行相关性分析，结果如表1和表2所示。由表1可知，结果离心组的总固形物含量与COD呈显著正相关（P<0.05）；pH值与COD呈显著正相关（P<0.05）。而对照组（表2）的总固形物含量与pH值、COD、TN含量分别呈极显著正相关（P<0.01）、显著正相关（P<0.05）、显著负相关（P<0.05）；pH值与COD、TN含量分别呈显著正相关（P<0.05）、显著负相关（P<0.05）。由此可见，超高速离心能够有效去除甘薯淀粉废水中部分可溶性淀粉、蛋白质、纤维素等组分。同时发现，甘薯淀粉废水COD与总固形物含量、pH值关系密切。
3结论
经超高速离心处理，甘薯淀粉废水的pH值升高，而总固形物含量、COD下降；而随着处理时间延长，甘薯淀粉废水的pH值、总固形物含量和COD均呈下降趋势。
甘薯淀粉废水理化特性相关性分析结果显示，离心组的总固形物含量与COD分别呈显著正相关，pH值与COD呈显著正相关；而对照组的总固形物含量与pH值、COD、TN含量分别呈极显著正相关、显著正相关、显著负相关；pH值与COD、TN含量分别呈显著正相关、显著负相关。超高速离心能够有效去除甘薯淀粉废水中部分可溶性淀粉、蛋白质、纤维素等组分，这为应用超高速离心技术规模化处理甘薯淀粉废水提供了试验依据。
参考文献：
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高速离心机 篇3
实验室高速离心机是现代科学,特别是生命研究不可缺少的工具。在细胞生物学和分子生物学的每一发展中,总能见到离心技术的应用。
随着现代工业技术的发展,国内离心机向着高可靠性、高控制精度、低振动和低噪声的方向发展。而这一目标的实现依赖于创新能力和先进的设计与制造技术。
在当今的离心机设计中,一方面,在结构设计上主要采用传统的手工绘图或二维计算机辅助设计(computer-aided design,CAD)系统,但二者很难描绘三维空间机构运动和进行产品装配干涉检查等工作,对减少产品设计错误、设计更改和返工现象并无重大影响,对企业最需要的设计时间、质量、成本的要求也没有多大的提高。因其工作流程是按顺序进行的,从而导致很多时候零部件做出来了,但对产品进行试装配时才发现干涉或设计不合理等现象[1]。因其在设计早期不能全面考虑下游过程的要求,从而使产品设计存在很多缺陷,造成设计修改工作量大、开发周期长、成本高。另一方面,在强度和刚度分析上采用的仍然是传统材料力学简化计算与经验设计相结合的方法。虽然这种设计方法经过实践证明具有一定的可靠性,但存在诸多弊端:(1)采用这种方法设计周期长,按照材料力学原理和简化经验公式进行手工计算,再根据计算结果设计结构,会耗费大量时间,且设计准确性不易保证;(2)结构组件冗余,耗材多,传统设计在材料使用上偏于保守,比国外同种规格产品质量大,削弱了产品的竞争力。
目前的三维CAD系统,可方便地设计出三维实体产品模型。与二维实体模型相比,三维实体模型具有以下几方面的优点:(1)进行装配和干涉检查;(2)对重要零部件进行有限元分析与优化设计(计算机辅助工程)(computer aided engineering,CAE);(3)启动三维、二维关联功能,由三维直接自动生成二维工程图纸;(4)进行产品数据的共享与集成等。
CAE技术是CAD技术的延伸,是企业优化设计的有利工具。CAE技术的应用主要在分析和优化2个方面。有限元分析又可分为通用有限元分析和专用有限元分析。优化是根据分析的结果,对设计进行修改,从而使结构和形状都达到最优状态。
现代设计技术的不断发展推动了CAD/CAE技术的内涵和外延向更深、更广的方向发展:一方面,原有的学科更加工程实用化,学科方向不断拓展;另一方面,与相关技术日益结合,朝集成化、一体化的方向发展。所有CAE工作最初始的起点都是产品的几何实体模型,为提高效率、避免重复劳动,最基本的出发点是三维CAD与CAE之间共享几何模型,即CAD-CAE接口。
基于以上设计思想,在高速离心机的设计中,首先构建其数字化模型,然后利用CAD/CAE技术进行整体设计方案的评估(包括通过零部件三维实体设计,快速得到产品几何模型,以及核心零件转子的强度分析、电动机轴的临界转速确定及橡胶减振系统非线性分析等),从而使所设计的产品结构设计更加合理,更加安全可靠,同时又达到缩短开发周期和降低开发费用的目的[2]。
2 CAD/CAE技术的应用流程
CAD/CAE技术在高速离心机设计过程中的应用流程,如图1所示。
3 分析计算
3.1 高速离心机转子有限元模型的建立
根据设计图纸,建立转子三维几何建模[3],然后在ANSYS中进行求解和有限元后处理过程。完成后的模型如图2所示。
实体模型建立后,传入ANSYS中进行有限元模型的建立。有限元网格选用三维四面体单元,该类型单元可保证计算的精确性。有限元网格的单元数为81 188,节点数为17 114。网格划分完毕,即进行载荷与边界条件的添加。
根据大转子的实际工作状态,载荷与边界条件的添加如下:(1)位移边界条件为约束转子与轴配合的内孔,约束3个方向的平动以及绕除了内孔轴线以外的其他2个方向的转动;(2)根据转子的相应转速,对整个有限元模型添加惯性力载荷,即转速。
完成后的有限元模型如图3所示。
3.2 强度分析
大转子在实际工作转速条件下的强度情况是转子以16 000 r/min旋转条件下的应力和位移分布情况。通过计算,转子在16 000 r/min状态下应力分布情况如图4所示,其最大应力出现的位置如图5所示,其变形情况如图6所示。
最大应力出现在与轴配合的孔边,数值为74.75 MPa,最大变形出现在转子的边缘,数值为0.018 mm。
3.3 电动机轴临界转速分析
离心机在旋转运行时由于其临界转速的存在必然会引起振动,而过大的振动往往是机械损坏的主要原因,所以对其动态特性分析是非常重要的。模态分析就是用于确定设计中零部件的振动特性(固有频率和振型),其过程主要有建模、加载、求解、检查结果4个步骤[4,5]。
根据图纸构建离心机轴当量模型,计算出1阶振动频率为174.58 Hz,其变形如图7所示;2阶振动频率为229.3 Hz,其变形如图8所示;3阶振动频率为996.26 Hz,其变形如图9所示。
从计算结果来看,他们均与离心机267 Hz的振动频率相差较远。3.4计算结果分析
通过上述计算,得出如下结论:(1)在实际工作条件下,该大转子具有足够的强度储备;(2)离心机在最高速度运行时规避开了临界转速,从而可以安全运行;(3)通过增加柔性减振系统,可进一步达到减振、减噪和使用安全性。
参考文献
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离心力驱动液压膨胀式高速刀柄设计 篇4
高速刀柄是高速主轴与刀具连接的关键件。 普通7∶24锥度BT刀柄的离心膨胀量小于主轴锥孔的膨胀量,且锥柄和锥孔在大小端的离心膨胀差不等,导致刀柄与主轴的定位精度和连接刚度大幅下降,不适于高速加工。
为解决高速离心膨胀问题,20世纪80年代末,德国、美国、日本等国家相继开发了双面(锥面和端面)定位高速刀柄。一类是中空短锥结构,如德国的HSK、美国的KM和瑞典的Capto等刀柄;另一类是传统BT刀柄的改进 型,如日本的Big-Plus、3Lock、NC5、WSU等刀柄。HSK是最具代表性的高速刀柄,为双面定位、中空薄壁、1∶ 10小锥度短锥结构,并利用中空柄部使用外胀式夹紧机构,在一定程度上缓解了高速刀柄与主轴锥孔离心膨胀的不匹配问题,但仍存在极限转速 (刀柄与主轴锥孔即将分离而不能保证径向定位时的转速)低、强度刚度低、锥柄易磨损、动态性能差等问题[1]。Agaplou[2]利用线弹性理论建立了主轴-刀柄连接的力学模型,揭示了连接刚度随转速的变化规律;Ahmadi等[3]利用仿真与试验揭示了主轴-刀柄连接的接触应力分布和阻尼比变化规律;Namazi等[4]采用有限元和试验方法,研究了不同拉刀力对主轴-刀柄系统动态性能的影响规律。
国内研究主要集中在对国外高速刀柄进行参数优化以及对性能进行研究方面。王贵成等[5]建立了HSK刀柄的力学模型,并研究了其静动态特性;冯平法等[6]建立了HSK刀柄临界转速的计算模型,分析了刀柄的锥面接触状况与夹紧力和转速的关系;张松等[7]运用弹塑性力学和非线性有限元技术分析了刀柄-主轴连接的受力变形和接触应力特征;高相胜等[8]对刀柄-主轴接触面的刚度建模方法进行了研究;Xiao等[9]对高速工具系统的切削稳定性进行了试验研究。
针对高速刀柄-主轴的离心膨胀问题,本文设计了一种新型离心膨胀动态补偿高速刀柄 (hydraulic expansion high speed toolholder,HE),并对其性能进行了分析。
1新型刀柄的工作原理与结构
1.1刀柄的工作原理
本文设计的HE刀柄结构如图1所示,主要包括刀柄体、膨胀套、离心动力缸(以活塞自身离心力为驱动力的液压缸)、油塞等部分。
1.油塞 2.膨胀套 3.刀柄体 4.离心动力缸
当机床主轴带动刀柄旋转时,活塞以自身离心力作为动力源驱动液压油产生油压,液压油通过油路进入膨胀套内表面的油腔内,使膨胀套薄壁处产生径向弹性变形,对主轴锥孔与刀柄锥体的离心膨胀差进行补偿。转速愈高,活塞的离心力愈大,油压随之增加,膨胀套的径向补偿量增大,从而保证高速下刀柄与主轴锥孔的良好接触。
1.2刀柄的结构
本文设计的HE刀柄为实心短锥、双面定位结构。膨胀套外表面为1∶10锥面,内表面为圆柱面,并开有两个连通的环形油腔,即两油腔中间的肋与刀柄体柱面留有缝隙。刀柄体圆柱柄与膨胀套为过盈连接,装配后精磨各定位表面。刀柄体凸缘处有两个关于刀柄轴线对称的圆孔,孔内各安装一个由缸体、活塞、弹簧和缸盖等组成的离心动力缸。活塞底部装有压缩弹簧支承活塞,起预置压力和增大阻尼作用。离心动力缸与刀柄体采用柱面定位和螺纹连接。离心动力缸通过缸体及刀柄体上的油路与膨胀套油腔连通,油路关于刀柄轴线对称布置。刀柄体尾端两个油路端孔使用内六角油塞密封,除了密封和注油时排气外,还通过将其旋入一定深度反压活塞来调节活塞最大工作行程(初始状态弹簧使活塞处在外端,行程为零),避免两个离心动力缸在高速旋转时出现非对称导致刀柄不平衡。
为了与同规格HSK刀柄兼容,HE刀柄选用标准HSK-A63高速刀柄的外形尺寸,主轴锥孔尺寸相应为德国DIN69063标准的HSK-A63锥孔。HE刀柄选用M16的BT标准拉钉拉紧。
2刀柄结构参数设计
结构设计的初始参数:根据有限元分析,初定HE刀柄极限转速为40 000r/min。在此极限转速下,HSK与HE刀柄应具有相同的锥面平均接触应力,据此利用有限元方法计算膨胀套的补偿量,进而确定 离心动力 缸应提供 的油压p为8MPa。
2.1离心动力缸设计
离心动力缸结构如图2所示。参照标准单作用活塞缸的设计准则设计。
1.孔用旋转密封 2.缸筒 3.格来圈 4.活塞 5.支撑环 6.弹簧 7.缸盖
活塞材料选用表面镀铬40Cr。通过活塞的离心力获得油压,活塞高度H与油压p的关系为
式中,p为油压,Pa;r为以刀柄轴线为中心的活塞质心半径,m;ω 为主轴角 速度,rad/s;ρ为活塞材 料密度, kg/m3。
代入相关数据,求得活塞高度H =8.8mm; 在满足油压条件下,活塞直径尽量取较小值,定为7mm。
缸体材料选用45调质无缝钢管,其内直径为7mm,外直径为10mm,长度为18mm。活塞与缸体为动密封,选用MGL006型格来圈,并设置导向支承环。缸体与刀柄体安装孔选用TKX413型组合密封。
2.2过盈量的确定
2.2.1刀柄(膨胀套)/主轴过盈量的确定
类比HSK-A63刀柄,确定刀柄(膨胀套)/主轴的过盈量。DIN标准规定HSK-A63刀柄/主轴的配 合过盈量 如下:大端 (距刀柄法 兰端面6.3mm处)过盈量为4~12μm,小端 (距刀柄端面21mm处)过盈量为0~8μm。因HE刀柄为实心刀柄,刚性大,适当减小 大端过盈 量,确定HE刀柄/主轴的锥 面配合大 端过盈量 为2~ 10μm,小端过盈 量与HSK刀柄相同,为0~ 8μm。分析计算时取最小过盈量。
2.2.2膨胀套/刀柄体过盈量的确定
膨胀套结构如图3所示,为了进行有限元分析,参照HSK-A63的锥柄尺寸初定膨胀套的尺寸如下:内直径d =40 mm;l1=15 mm,l2= 4mm,l3=4mm,l4=4mm,l5=5mm;壁厚t= 0.9mm。
膨胀套与刀柄体通过l1和l5两段圆柱面过盈配合连接。过盈量确定原则如下:在极限转速40 000r/min下膨胀套 与刀柄体 保持良好 过盈密封。
建立ANSYS有限元模型,如图4所示。设置材料 属性如下:刀柄材料40Cr,密度为7900kg/m3;主轴材料38CrMoAlA,密度为7800kg/m3。刀柄、主轴弹性 模量均为210GPa, 泊松比均为0.3,摩擦因数均为0.2。主轴左端面施加全约束,在拉钉孔内表面施加柱面轴向拉刀力18kN。
计算膨胀套与刀柄体的离心膨胀量,由此确定配合面l1段与l5段在极限 转速为40 000 r/min时保持接触的最小过盈量分别为18μm、 16μm。密封需要一定接触压力,故确定膨胀套/ 刀柄体配合为φ40H6/s5,对应的过盈量为27~ 54μm。
2.3膨胀套设计
膨胀套的油腔数目为2,确保高速时 形成2个支承。刀柄尾部有键槽传递扭矩,不起支承作用(同HSK,见图1)。膨胀套外廓尺寸与HSKA63刀柄锥体相同(图3)。只需对膨胀套内直径d、轴向尺寸l1,l2,…,l5、油腔壁厚t进行设计。 设计依据是使刀柄膨胀量(离心膨胀与油压膨胀的叠加)与主轴的离心膨胀量相匹配,取得补偿效果。
2.3.1膨胀套内直径
受到拉钉孔直径和膨胀套壁厚限制,膨胀套内直径d的范围约为39~44mm。利用ANSYS计算在极限转速下膨胀套锥面(刀柄锥面)径向位移(半径膨胀量)与内直径d的关系,将膨胀套锥面沿轴向10等分,结果如图5所示。由图可见, 在有限的变化范围内,内直径d对膨胀套的径向膨胀量影响很小。确定内直径d为42mm。
与内直径的关系(n=40 000r/min)
2.3.2膨胀套轴向尺寸
膨胀套长度为32 mm,轴向尺寸 包括肋宽l1、l3、l5和油腔宽度l2、l4。l1、l5影响膨胀套与刀柄体的配合面积和过盈密封;l2、l3、l4影响膨胀套的弹性变形。各轴向尺寸的变化范围都很有 限,膨胀套轴向尺寸的几种典型组合见表1。
mm
按不同的膨胀套轴向尺寸建立ANSYS有限元模型(同图4),分析极限转速下膨胀套锥面各点径向位移与膨胀套轴向尺寸的关系,如图6所示。由图可见,轴向尺寸对膨胀套的径向膨胀量影响较大,油腔越宽,弹性变形越大。主轴锥孔的径向位移如图7所示。对比图6和图7,选取较理想的轴向尺寸 组合为组 合2,即l1=15mm, l2=5mm,l3=3mm,l4=5mm,l5=4mm时, 膨胀套锥面与主轴锥孔的径向位移接近,补偿效果较好。
2.3.3油腔壁厚
油腔壁厚t影响膨胀套的弹性变形。t的取值范围定为0.5~0.9mm,利用ANSYS分析在极限转速下膨胀套锥面各点径向位移与油腔壁厚的关系,结果如图8所示。油腔壁厚减小,膨胀套补偿部位的径向位移增大。壁厚的变化范围很小,兼顾弹性 变形、应力集中 等因素,选取t= 0.7mm。
2.4油压密封及锥面接触应力检验
2.4.1膨胀套与刀柄体的密封检验
因膨胀套的设计尺寸与初定尺寸不同,故需进行密封检验。在刀柄/主轴有限元模型上施加不同极限转速、油压8MPa和最小配合过盈量, 分析膨胀套与刀柄体的接触应力,结果如图9所示。由图9a可见,极限转速 为40 000r/min时, 在油腔靠近刀柄小端的边缘有接触应力为零的区域,密封不可靠。降低转速,反复计算得到极限转速为37 500r/min时的过盈密封面的接触应力如图9b所示,由图可见,密封面接触面积为100%, 接触应力能确保实现可靠密封。
2.4.2刀柄/主轴锥面接触应力检验
图10所示为HE刀柄/主轴锥面接触应力, 计算其平均接触应力为8.715 MPa。HSK-A63刀柄在极限转速为272 00r/min时的锥面平均接触应力为6.985MPa,HE刀柄/主轴在极限转速为37 500r/min时仍保持较 高的接触 应力,且分布合理,形成有效的径向定位支承。
综合密封和锥面接触应力情况,确认刀柄的极限转速为37 500r/min,是标准HSK-A63刀柄极限转速的1.38倍。
3HE刀柄/主轴径向连接刚度分析
3.1径向连接刚度的计算方法
径向连接刚度是评价刀柄与主轴连接特性的关键指标,它不同于刀柄或主轴自身的刚度,故用弯矩载荷与刀柄相对于主轴端面的转角之比表示。图11为刀柄/主轴的径 向连接刚 度计算简图。
提取A、B、C、D四点的Z方向位移,分别记为ZA、ZB、ZC、ZD,根据下式 求得径向 连接刚度K:
式中,φ1为主轴的转角;φ2为刀柄与主轴的总转角;φ为刀柄/主轴连接部分的转角;D为主轴前端外直径;Df为刀柄法兰外直径;M为施加于刀柄的弯矩;K为刀柄/主轴的径向连接刚度。
3.2径向连接刚度分析
刀柄/主轴径向连接刚度计算的有限元模型同图4。主轴前端直径D =80mm,刀柄法兰端面直径Df=63mm。在距刀柄法兰端面80mm处施加集中力F以产生弯矩载荷M ,M取50~ 350N·m。有限元计算时施加的油压载荷与极限转速有关,按式(1)计算,见表2。有限元计算提取数据,绘制径向连接刚度与转速和弯矩载荷的关系曲线,如图12所示。
由图12可见,刀柄/主轴的径向连接刚度随着转速和载荷的增加而降低。虽然采用实心结构并有液压膨胀补偿,但补偿只是局部的,随着转速的提高,刀柄与主轴的锥面接触应力仍会减小,进而影响连接刚度。径向连接刚度与载荷成非线性关系,随着载荷的增大,刚度下降速率会加快[10]。
图13所示为HE刀柄和HSK-A63刀柄与主轴的径向连接刚度对比。HE刀柄的径向连接刚度高于HSK刀柄。尤其在高速段,HE刀柄刚度下降速率略小些,证明液压膨胀补偿使刀柄与主轴在锥面有更良好的接触,在更高转速下不仅能保证锥面定位,也保持了较高的径向连接刚度。
4结论
(1)本文设计 的新型高 速刀柄与 标准HSK刀柄具有相同的外形尺寸,二者具有良好兼容性; 新型刀柄采用实心短锥结构,提高了刀柄的强度和刚度。
(2)离心力驱动液压膨胀系统具有良好的离心膨胀动态补偿性能,与同规格的HSK-A63高速刀柄 相比,HE刀柄的极 限转速达 到37 500r/min,提高了38%。
高速离心机 篇5
2 问题分析
经测量, 该类风机轴径均为Φ75mm, 端盖孔径为Φ90mm, 深15mm。通过仔细分析认为, 因压盖压紧力不均匀, 极易引起轴颈发热和磨损, 继而造成漏油;同时因风机转速高, 轴承温度高, 轴承座的填料密封磨损较快, 使漏油现象频繁。经过反复更换盘根填料材质, 无论采用油浸石棉盘根, 还是羊毛毡, 密封效果都不理想。主要原因是在逐步调整压紧的过程中, 调整技术要求很高, 容易出现密封过紧, 使摩擦发热, 或者出现歪斜现象, 造成密封不严而漏油。这种操作要求高的密封方法也表明其是有缺陷的。
3 解决措施
我们尝试使用Φ75×Φ90×12的标准骨架油封, 首先用于2611风机轴承。经过试验, 效果很好。又在其他几台高转速风机上进行了推广使用, 效果均比较理想。但是, 由于骨架油封是一个整圆, 必须将叶轮与联轴器全部拆除后方能更换, 每次耗时5~6h, 费时又费力, 还影响生产。如果采用剖分式骨架油封, 虽然可以较好地解决该问题, 但剖分油封200~300元的价格又会造成维修成本的上升。
在反复研究剖分式油封的结构之后, 我们决定将骨架油封锯开一条直口或斜口 (见图1) , 通过该断口, 将油封套在轴上。需要注意的是, 在安装时一定要把骨架油封上的切口向上, 并将唇口弹簧回装好, 要用原来的压盖将油封压入轴端盖内。如需更换该油封, 只需从切口处挑开即可方便地将其取出。该骨架油封价格5元/个, 达到了与剖分油封一样的密封效果。
4 效果