Гомогенизатор клапанного типа (стр. 6 из 10)

Средний диаметр жировых шариков, м определяется по формуле Барановского Н.В.:

где Р - давление гомогенизации, МПа

Расчет предохранительных клапанов можно свести к определению проходного сечения седла клапана с учетом вязкости обрабатываемой жидкости. Для маловязких жидкостей (молоко, соки) диаметр проходного сечения седла определяется по формуле:

где р_в –давление всасывания, МПа

П – производительность, м³/ч

δ_в – отношение массы перекачиваемой жидкости к массе воды

Высокое давление гомогенизации является причиной того, что клапанные гомогенизаторы поглощают много электроэнергии и отличаются большой металлоемкостью. Чтобы уменьшить расход энергии и облегчить конструкцию, за рубежом созданы гомогенизаторы "низкого давления". Режим их работы позволяет получить эффект гомогенизации, достаточный при выработке цельного гомогенизированного молока. Пружина гомогенизирующей головки должна быть достаточно жесткой, чтобы обеспечить необходимое давление гомогенизации, зависящее от усилия Р, с которым пружина действует на клапан. Связь между этим усилием, параметрами пружины и возникающим в пружине наибольшим касательным напряжением τ_мак выражается формулой:

где Р - усилие, действующее на пружину, Н;

D - средний диаметр витков пружины, м;

d - диаметр проволоки, м;

К - поправочный коэффициент.

Поправочный коэффициент зависит от индекса пружины:

Приближенно

Пружина должна удовлетворять условию τ_мак <[τ]. Допускаемые напряжения на кручение [τ] , которые зависят от механических свойств материала, колеблется в широких приделах (300-600 Н/м²).

При расчете задаемся индексом пружины С_п =4...5. Это дает возможность на основании формулы (9) определить диаметр проволоки:

По формуле (10) рассчитывают средний диаметр витков пружины.

Количество витков пружины гомогенизатора n = 4...6

Усилие затяжки Р определяется по формуле: Р=f · ΔP

где f – площадь сечения канала перед клапаном, м²;

ΔP - рабочее давление гомогенизатора, Н/м²;

3.3 Определение конструктивных параметров насосного блока и расчет мощности на привод

Из производительности плунжерного гомогенизатора П, м³/с

где d - диаметр плунжера, м;

s - ход плунжера, м;

n - частота вращения, с^-1;

z = 3 - число плунжеров;

φ - 0,85 – КПД насоса.

Найдем диаметр плунжера

Мощность, необходимая на привод, определяется по формуле для расчета мощности насосов:

V - объемная производительность гомогенизатора, м³/с;

Ρ - 1027 – плотность продукта, кг/м³;

С = 3500 – массовая теплоемкость продукта, Дж/(кг·К);

Отсюда

d₁=40·

Найдем диаметр ведомого шкива:

d₂=u· d₁(1-ξ) (20)

ξ - коэффициент упругого скольжения (0,01..0,02)

d₂ = 2,8 · 232,26(1 - 0,02) = 637,32 мм

Значение диаметра шкивов выбираем из стандартного ряда:

d₁ = 250мм, d₂ = 710мм

Межосевое расстояние предварительно вычисляем по формуле:

а = 0,55 · (d₁ + d₂) + h; (21)

h - высота ремня, мм

а = 0,55 · (250+710)+13,5=541,5 мм

Длина ремня

L= 2·541.5+3.14(250+710)/2+(710-250)²/4·541.5=2687.89 мм

Длину клиновых ремней уточняют по стандартному ряду: L=2800

Затем пересчитывают межосевое расстояние по формуле:

Угол обхвата ремнем меньшего шкива:

α₁=180° - 57(d₂ - d₁)/а (24)

α₂=180° - 57(710 - 250)/602,5=136,48°

Для клиноременной передачи α₁≥90°. С уменьшением угла обхвата снижается тяговая способность передачи.

Усилие в ремне. Окружное усилие, Н

F_t=2T/d

где Т - передаваемая мощность, Вт.

V=3.14·250·732/60·10³=9.577<25 м/с

Найдем предварительное натяжение ремня F₀, необходимое для создания силы трения между ремнем и ремнями; а также натяжение ведущей ветви F₁ и ведомой ветви F₂ по формулам:

где е – основание натурального логарифма;

f - коэффициент трения ремня по шкиву;

Сила натяжения в ремне создают нагрузки на валы. Равнодействующая этих сил:

Напряжения в ремне. В ведущей ветви ремня возникает наибольшее напряжение растяжения:

σ₁=F₁/A

σ₁=3067.8/230=13.34 Н/мм

Наибольшее напряжение изгибы возникает на ведущей шкивы:

σ_u=Eδ/d_1,(30)

где Е - модуль упругости материала ремня: для резинотканевых ремней Е = 200...350 МПа

δ/d₁ - относительная удлинение ремня: для плоскоременных передач δ/d₁=1/100…1/250.

σ_u=300·1/40=7,5 Мпа.

σ_мак=7,5+13,34=20,84 МПа

Найдем коэффициент тяги, который показывает, какая часть предварительного натяжения ремня F₀ реализуется для передачи полезной нагрузки F_т:

φ=1566,2/2·2284,7=0,34

Расчет клиноременных передач. Основные параметры клиновых кордошнуровых ремней – формулу и размеры поперечного сечения, длину определяют в соответствии с ГОСТ 1284.1-89. Сечение ремня выбирают в зависимости от передаваемого момента. В приводах с/х машин используют ремни сечений А,В,С,Д .В нашем случае –это С. Проектный расчет передачи ведет по допустимой мощности, передаваемой одним ремнем:

Р_р=р₀·С_α·Сu·C_l·C_p; (32)

Р₀ - допустимая мощность , кВт, передаваемая одним ремнем при u=1,

Сu - коэффициент, учитывающий передаточное число;

C_l - коэффициент, учитывающий длину ремня;

С_α - коэффициент, учитывающий угол обхвата,

C_p - коэффициент, учитывающий режим и характер работы.

Коэффициент, учитывающий длину ремня:

C_l=

L₀ - базовая длина клинового ремня:

C_l=

=0,86

Р_р=6,02·0,868·1,14·0,96·0,8=4,57 кВт.

Передаточное число ремней в передаче:

где Р - передаваемая мощность, кВт

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями.

Значение коэффициента

принимают в зависимости от предварительного числа ремней, из следующих соотношений:

z¹ 1 2..3 4…6

1 0,95 0,9

Предварительное число ремней:

z¹ =Р/Р_р (35)

z¹ =15/4,57=3,3

z≥

=3,64

рекомендуется принимать z≤6, поскольку из-за погрешностей изготовления длины ремней разная и нагрузка между ними распределяется неравномерно.

Расчет на долговечность. Основная причина усталостного разрушения ремня - циклически изменяющиеся напряжения, существенно зависящие от базового числа циклов изменения напряжений N_оц и фактического числа пробегов ремня за время эксплуатации:

N_оц=3600·а Т₀·λ, (36)

где а - число шкивов,

Т₀ - наработка ремня, ч

λ - частота циклов изменения напряжений, равная частоте пробегов ремня в секунду.

Наработка ремня, ч

Т₀=(

)^m· ; (37)