【文章內(nèi)容簡介】 ，旋轉(zhuǎn)柵葉片長度為100mm的分離效率與95mm時很接近，也有很高的分離效率，本文設(shè)計選用100mm長葉片。表34 旋轉(zhuǎn)柵長度對分離效率的影響柵片長度/mm分離效率%柵片長度/mm分離效率%100959085 溢流嘴的結(jié)構(gòu)設(shè)計及參數(shù)優(yōu)選 溢流嘴內(nèi)表面設(shè)計首先建立收油結(jié)構(gòu)的直圓管模型，該結(jié)構(gòu)模型簡單，其入口在流體力學(xué)中稱為Borda孔。假如溢流嘴橫截面積為過流面積，那么嘴壁入口處的流速不可能無限大。此時入液口有兩部分液流在此處發(fā)生分離，形成入口的對稱收縮現(xiàn)象[16]。為了能夠獲得較好的預(yù)期分離效率，收油內(nèi)表面采用漏斗形錐面，獲得的速度平面為扇形區(qū)域，這可緩解入口收縮現(xiàn)象。根據(jù)分析，當(dāng)漏斗錐角為40176。時，收縮現(xiàn)象基本消除，流道暢通，有利于減小尺寸。溢流口有效直徑常取3~14mm，實(shí)際應(yīng)用中最多不應(yīng)超過12mm，內(nèi)錐面入口直徑約取10~18mm。本樣機(jī)溢流嘴內(nèi)表面形狀及參數(shù)見圖32，其中溢流口的有效直徑取10mm，內(nèi)錐面入口直徑取18mm。圖32 溢流嘴內(nèi)表面形狀示意圖 溢流嘴外廓結(jié)構(gòu)設(shè)計 研究發(fā)現(xiàn)，其外表面同樣有收縮現(xiàn)象，下面介紹解決的設(shè)計辦法[18,19]。溢流嘴外表面主要作用是把油水從分界面分開并引導(dǎo)液流平穩(wěn)過渡，避免產(chǎn)生劇烈的旋渦，以致破壞局部的流場穩(wěn)定。研究此問題時，應(yīng)考慮液流的分離現(xiàn)象?；谠撍枷耄瑑?yōu)選設(shè)計得到溢流嘴內(nèi)外表面結(jié)構(gòu)形式，見圖33和圖34。此方案的外錐面設(shè)計在穩(wěn)定局部渦流方面較為理想。實(shí)踐表明，其加工方便、經(jīng)濟(jì)合算，室內(nèi)試驗及現(xiàn)場應(yīng)用效果很好[16]。 圖33 溢流嘴外廓結(jié)構(gòu)圖34 溢流嘴實(shí)物圖利用流體動力學(xué)知識，也可算出液流離開外錐面后形成的曲線方程。經(jīng)過理論推導(dǎo)計算，得到它的流線方程為： （39）對于的流線，c=0，則有：y=0， 由此可知，的流線是由x軸與對稱于x軸的一條曲線構(gòu)成。此曲線為外橢錐體壁面。在x=0處，y=0；在x=d處，；在處。該表面輪廓比較符合收油處的流線形狀?？梢?，溢流嘴設(shè)計成漏斗形內(nèi)錐面和外橢錐體外表面。是為了減小液流分離時形成的入口對稱收縮現(xiàn)象。排油口直徑大小不僅與入液含油濃度有關(guān)，而且會直接影響處理后油中含水或水中含油的分離指標(biāo)。選取合適的溢流嘴結(jié)構(gòu)形式、確定溢流嘴伸入到轉(zhuǎn)簡內(nèi)的收油位置、使排油口直徑與腔內(nèi)油核直徑大小相適應(yīng)等問題很值得深入研究，而這又常與操作參數(shù)的控制、來液含油濃度及裝置的振動等有關(guān)。目前解決該問題的辦法是除了合理選取結(jié)構(gòu)形式外，還需要有效地控制操作參數(shù)，保證排油區(qū)與排水區(qū)間有較高的壓力降差值，以便油相介質(zhì)能夠順利排出。排油口與排水口橫截面面積關(guān)系的設(shè)計對分離特性有很重要的影響。該關(guān)系的優(yōu)選設(shè)計較復(fù)雜，因為它不僅涉及入水口含油量、介質(zhì)粘度、油滴粒徑分布、油水密度差、溫度等，而且與操作參數(shù)（如處理量、工作壓力、轉(zhuǎn)速、分流比等）關(guān)系密切。大量試驗得到兩者面積比值約為1/5~1/10。，轉(zhuǎn)筒長1m，內(nèi)徑為95mm，分流比15％，~12mm時，有很好的分離效率，且效率穩(wěn)定性較好，直徑為6~10mm時分離效率更好。同時，發(fā)現(xiàn)在低轉(zhuǎn)速和高轉(zhuǎn)速時，對同一溢流嘴也能有較好的分離效率；但轉(zhuǎn)速低于900r/min或超過2400r/min時，分離效率均有下降趨勢[16]。圖35 不同溢流嘴直徑對分離效率的影響 溢流嘴位置圖36中溢流嘴直徑為6mm，其操作條件及參數(shù)同圖35，溢流嘴伸入到轉(zhuǎn)筒內(nèi)的位置選取收油端轉(zhuǎn)筒連接端面為基準(zhǔn)，獲得的分離效率關(guān)系為，這說明改變溢流嘴位置的布置對分離效率也有一定的影響。溢流嘴直徑為10mm時，情況與之相同；因此，溢流嘴的位置應(yīng)在收油端轉(zhuǎn)筒連接端面為基準(zhǔn)的0mm處[16]。此外，改變溢流嘴位置需綜合考慮操作參數(shù)的調(diào)節(jié)及其它因素（如共振等）的影響。圖36 不同溢流嘴位置對分離效率的影響 收油錐的設(shè)計動態(tài)水力旋流器排水端收油套結(jié)構(gòu)形式為有收油錐和無收油錐兩種。有收油錐主要目的是增加收油處流場的穩(wěn)定和溢流嘴位置的靈活布置，以得到較好的分離效果，同時也可減緩大處理量的液力沖擊，更好地保持低能耗?？紤]支承及密封結(jié)構(gòu)的可靠性與合理性，在排水端常采取漸縮式環(huán)形空間。為使旋流腔內(nèi)的流場不因此結(jié)構(gòu)的變化而產(chǎn)生較大的影響，應(yīng)放置收油錐，且收油錐角不宜太大。對小型動態(tài)旋流器，建議可不用收油錐，因為直通式結(jié)構(gòu)可能更利于腔內(nèi)流場的穩(wěn)定[16]。本文設(shè)計的旋流器油錐錐角選取9176。，如圖37。圖37 收油錐結(jié)構(gòu)示意圖 單旋體需要的功率及電機(jī)的選擇本文設(shè)計的水力旋流器，是通過螺釘固定在轉(zhuǎn)筒上的旋轉(zhuǎn)柵旋轉(zhuǎn)，推動液流旋轉(zhuǎn)，使液流得到足夠的切向速度，從而實(shí)現(xiàn)對進(jìn)入轉(zhuǎn)筒內(nèi)的液體起導(dǎo)流和預(yù)加速作用。旋轉(zhuǎn)柵做功來增加了液流的動能，也就相當(dāng)于，在旋流器已經(jīng)工作的時候，傳遞給單旋體的能量主要用于液流動能的增加。由此，我們可以計算得到單旋體所需要的功率。假定，液流在進(jìn)入旋轉(zhuǎn)柵時的初速度=0。則： （310）式中：Q—— 處理量，kg/s；D—— 轉(zhuǎn)筒內(nèi)徑，m；d—— 旋轉(zhuǎn)柵中心孔徑，m；r—— 選取質(zhì)點(diǎn)距中心的距離，m；—— 轉(zhuǎn)筒角速度，rad/s；—— 液流在進(jìn)入旋轉(zhuǎn)柵時的初速度，m/s；其中，Q=12 =kg/s=（311） rad/s （312）將Q和等各個參數(shù)帶入式（110），則： == 84W 考慮到液流離開旋轉(zhuǎn)柵，在轉(zhuǎn)筒后段液流微觀分子間的相互作用，外在表現(xiàn)為內(nèi)部摩擦而會使切向速度有所減小，因此應(yīng)適當(dāng)放大旋轉(zhuǎn)柵的功率。此處取系數(shù)K=，則：W （313）值得注意的是，旋流器工作首先要使轉(zhuǎn)筒旋轉(zhuǎn)，然后才使混合液進(jìn)入旋流腔。而在水力旋流器剛開始啟動的時候，需要很大的功率才能將其帶動起來，這部分主要靠帶輪傳遞的轉(zhuǎn)矩克服旋流體在摩擦副的摩擦阻力矩，主要是在滾動軸承處的摩擦。而在啟動瞬間，滾動軸承處的摩擦認(rèn)為不是滾動摩擦，而要比滾動摩擦大得多，可以認(rèn)為是滑動摩擦，查表可得，~。則： （314）式中：——摩擦副直徑，mm；——摩擦系數(shù)；g——重力加速度，；m——單旋體旋轉(zhuǎn)部分轉(zhuǎn)筒的質(zhì)量，kg。其中，對于單旋體部分轉(zhuǎn)筒的質(zhì)量，有 （315）式中：——鑄鐵的密度，取8000； V——轉(zhuǎn)筒體的體積，m3。其中，V有 （316）式中：——細(xì)轉(zhuǎn)筒段的長度，m； ——粗轉(zhuǎn)筒段的長度，m； ——細(xì)轉(zhuǎn)筒段的外徑，m； ——細(xì)轉(zhuǎn)筒段的內(nèi)徑，m； ——粗轉(zhuǎn)筒段的外徑，m； ——粗轉(zhuǎn)筒段的內(nèi)徑，m。通過已選定轉(zhuǎn)筒可知，=，=2m，=127mm，=99mm，=140mm，=110mm，帶入公式（316）得再將V，帶入公式（315），則有 再將m帶入公式（314），可得kW 上下比較，不難看出：啟動后所需的功率相比于啟動時所需的功率非常小，由此可得，電機(jī)功率選擇應(yīng)該依照啟動時進(jìn)行選擇。此時。而本文設(shè)計的五臺組合式動態(tài)水力旋流器，為了達(dá)到最好的功率傳遞效率，其位置在空間布置如圖38。則：kW （317）kW （318）kW （319）式中：——V帶傳動效率，~，； ——第三、第二、第一級V帶需要傳遞的功率。圖38 五臺單旋體在空間布置示意圖，轉(zhuǎn)速為1460r/min。參考手冊[21]，選擇三相異步電動機(jī),型號Y160M4，額定功率11kW，額定轉(zhuǎn)速1460 r/min。 V帶傳動設(shè)計及計算 一級傳動V帶傳動設(shè)計及計算（1）確定計算功率計算功率是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的[20] （320）式中：——計算功率，kW；——工作情況系數(shù)，；——所需傳遞的額定功率，kW。其中，經(jīng)查表可得，=，代入式（320），有kW 已知，小帶輪轉(zhuǎn)速為1460r/min，根據(jù)圖39，V帶的帶型選擇為B型帶（2）V帶輪的基準(zhǔn)直徑及驗算帶速取傳動比i=1，參考[20]中，普通V帶輪的基準(zhǔn)直徑系列，選取大小帶輪的基準(zhǔn)直徑mm。則帶速： （321）式中：n——帶輪轉(zhuǎn)速，r/s；將mm，n=1460r/min，帶入式（321），有m/s 圖39 普通V帶選型圖根據(jù)帶輪設(shè)計準(zhǔn)則，帶速不宜過高或過低，一般應(yīng)使=5~25m/s，最高不超過30m/s[20]。顯然，以上選取符合設(shè)計要求。（3）確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長度要確定V帶長度，首先要初選其長度，在進(jìn)行精確確定。根據(jù)水力旋流器整體結(jié)構(gòu)，以及V帶傳動的總體尺寸的限制條件，初選中心距mm；則有： （322）式中：——初選中心距所對應(yīng)的帶長，mm； 1348mm 實(shí)際中心距a有： （323）根據(jù)計算帶長，由[21]中普通V帶表，選擇V帶B型帶標(biāo)準(zhǔn)的基準(zhǔn)長度mm。代入式（323），有mm 考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補(bǔ)充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍 （324）計算得：mm，mm。（4）驗算包角為了保證帶傳動的工作能力，需要驗算小帶輪的包角。因為本文設(shè)計V帶傳動傳動比i=1，因此帶輪包角=180176?！?0176。，符合設(shè)計要求。（5）確定帶的根數(shù) （325）式中：——包角修正系數(shù)； ——V帶的基準(zhǔn)長度系數(shù)； ——單根普通V帶額定功率的增量，kW。 ——單根B型V帶傳遞的額定功率，kW。由mm和n=1460r/min，通過查表可得，=。根據(jù)n=1460r/min，i=1和B型帶，查[20]中表得=0。查表得，；，帶入式（325），于是 取3根。（6）確定帶的初拉力 （326）式中：q——帶的單位長度質(zhì)量，kg/m。查文獻(xiàn)[20]表可得，q=。則有： = 因此，選定一級傳動帶的初拉力N。 二級和三級傳動V帶傳動設(shè)計及計算為方便加工及良好互換性，二級和三級傳動也采用B型V帶，傳動比i=1，故而二級和三級帶輪的基準(zhǔn)直徑也均相同，mm；中心距也與一級傳動相同，mm；帶長mm。只有二、三級傳遞帶的根數(shù)和最小初拉力與一級傳動不同，根據(jù)式（325）和式（326）有：二級傳動帶根數(shù)： （327）取1根。二級傳動的最小初拉力：N （328）三級傳動帶的根數(shù)： （329）取1根。三級傳動的最小初拉力：N （330）因此，選定二級傳動帶的初拉力N，三級傳動N。 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同，V帶輪可以分為實(shí)心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準(zhǔn)直徑有關(guān)。當(dāng)帶輪直徑為≤（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）是，可采用實(shí)心式；當(dāng)≤300mm時，可采用腹板式；當(dāng)≤300mm，同時≥100mm時，可采用孔板式；當(dāng)＞300mm時，可采用輪輻式[20]。對于一級傳動的主動帶輪，基準(zhǔn)直徑=200mm，小于300mm，電機(jī)軸直徑為42mm，＞100mm，因此，安裝在電機(jī)輸出軸上帶輪采用孔板式，如圖310所示。對于，基準(zhǔn)直徑=200mm，小于300mm，配合轉(zhuǎn)筒的軸徑為140mm，顯然=200≤=350mm，因此，采用實(shí)心式，如圖311。圖310 孔板式V帶輪結(jié)構(gòu)示意圖圖311 實(shí)心式V帶輪結(jié)構(gòu)示意圖對于二級、三級V帶傳動的主從動輪與一級傳動的從動帶輪有相同基準(zhǔn)直徑和配合軸徑，因此有相同的結(jié)構(gòu)尺寸。V帶輪的輪槽與所選的V帶型號相對應(yīng)，查資料[20]見輪槽截面尺寸。V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面的夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40176。 鍵的選擇及鍵連接強(qiáng)度校核平鍵連接傳遞轉(zhuǎn)矩時，對于采用常見的材料組合和按標(biāo)準(zhǔn)選取尺寸的普通平鍵連接，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴(yán)重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。因此，通常只按工作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核計算。假定載荷在鍵的工作面上均勻