流体机械重点1.docx

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流体机械重点1

给出支持下列说法的简单理由

例1:

切割抛物线并非相似状态曲线。

答：

切割前后两泵不再几何相似，也就不再相似。

切割抛物线只是效率基本相等的等效曲线而非相似状态曲线。

例2:

在水份完全析出后，后面各级凝析系数均小于1。

答：

在水份完全析出后，后面各级所吸气体中不再含有水蒸气，吸气量必然减小。

按凝析系数的定义，凝析系数均应为小于1的某个固定值。

例3:

加平衡锤无法平衡叶轮机械的轴向力

答：

加平衡锤是活塞式压缩机中平衡惯性力的措施，而叶轮机械的轴向力则需要通过开平衡块、加平衡叶片、加平衡鼓等措施来平衡。

例4:

当叶轮机械的流量大于设计流量时会引起叶片工作面测产生分离。

答：

当叶轮机械的流量大于设计流量时，会对叶片的非工作面产生冲击，必然引起叶片工作面测产生分离。

举出下述说法有误的简单理由

1切割抛物线是相似状态曲线。

切割前后两泵不再相似。

切割抛物线只是效率基本相等的等效曲线。

2在水分完全析出后，后面各级凝析系数为1。

在水分完全析出后，后面各级所吸气体不再含有水蒸气，吸气量必然减小。

凝析系数均应为小于1的某个固定值。

3加平衡锤可平衡叶轮机械的轴向力。

加平衡锤是活塞式压缩机的平衡惯性力的措施，与叶轮机械无关。

4后弯式叶轮流道内的速度分布都是均匀的。

虽然说因轴向涡流产生的速度差和因弯曲形流道产生的速度差是互为抵消关系，后弯式叶轮流道内的速度分布相对较均匀。

因其后弯程度不同，抵消结果各异，速度分布差异程度也不同。

例如：

将设计压力为0.7MPa、排气量为1m3/min的单级压缩机用于排压为0.4MPa或排压为0.8MPa的场合，其排气量是不同的

排压为0.4MPa时。

由于压缩比ε低于设计值，λv必然增大，排气量自然大于1m3/min。

反之，排压为0.8MPa时，由于ε高于设计值，λv必然减小，排气量自然小于1m3/min。

连续性方程的实质是：

能量守恒。

工况调节的实质是：

改变管路特性曲线和离心式压缩机性能曲线的交点。

影响系数法求临界转速的实质是：

共振时，振幅无穷大。

一活塞式压缩机部分

活塞式压缩机热力学的任务是什么？

确定结构方案，结构参数，热力学参数，热力学系数，计算各级气缸直径，确定功率消耗并选择电机

活塞压缩机工作机理：

通过气缸容积的周期改变实现气体的压缩和输送。

提压机理：

气体积累，压力升高。

往复式压缩机的重要术语：

级和级数被压缩气体进入工作腔内完成一次气体压缩称为一级

止点（死点）活塞运动到达的远离主轴侧的极限位置称为外止点活塞运动到达的接近主轴侧的极限位置称为内止点

气缸行程容积（Vs）活塞从一个止点运动到另一止点之间的距离叫做行程活塞一个行程扫过的容积叫做行程容积

余隙容积（Vc）和相对余隙容积（α）由于压缩机结构、制造、装配、运转等方面的需要，气缸中某些部位留有一定的空间或间隙，将这部分空间或间隙称为余隙容积。

（又称有害容积或叫存气）。

连杆长度l连杆大小头孔的中心距是连杆长度

连杆长径比曲柄半径与连杆长度的比值λ=r/l。

旋转不均匀度δ表示主轴一转中角速度变化的幅度δ=（Wmax-Wmin）/Wm

飞轮矩GD2（N·m2）=3600L/（n2δ）

往复式压缩机的设计参数：

进、排气压力排气量进气温度

往复式压缩机的结构参数行程转速活塞平均速度

曲轴、连杆（整体和剖分）、十字头

曲柄连杆机构功用：

将旋转运动转化为往复运动。

活塞杆与活塞和十字头相连，传递往复运动。

机身（曲轴箱）、中体和十字头滑道主要起支撑作用。

气缸类型

单作用:

活塞只一侧压缩气体。

双作用（同一级）：

活塞向外和向内行程时均压缩同一级气体。

活塞环：

封住活塞与气缸之间的气体泄漏通道。

活塞环的工作机理？

自紧式密封。

活塞环的密封机理：

（自紧密封）

停机时，活塞环靠自身弹性力与气缸镜面贴合，并堵塞此处通道。

工作时，径向由于活塞环的弹性和由背侧指向密封面的压差作用，使活塞环紧贴在缸壁上达到密封；轴向由于轴向压差作用，使活塞环紧贴在环槽的一个侧面上，阻碍气流通过。

气阀：

实现气体单向进出。

平衡锤：

平衡惯性力。

填料密封功用：

对双作用气缸，填料密封封住活塞杆与气缸间的泄漏通道。

三、六瓣填料密封机理

停机时：

密封环在镯形弹簧的作用下与活塞杆实现初密封。

工作时，在气体压差作用下使填料密封环与活塞杆进一步压紧，从而实现自紧密封。

冷却系统（风冷或水冷）：

实现对气缸、缸盖、曲轴箱的冷却（主机冷却）；实现对各级间气体的冷却（中间冷却器）。

调节系统：

实现气量和末级排压超标的自动调节（主要为一级进气调节）。

实际循环与理论循环的差别

汽缸有余隙容器进排气通道及气阀有阻力气体与汽缸各接触壁面间存在温差汽缸容积不可能绝对密封阀式容积不是无限大实际气体性质不同于理想气体在特殊的条件下使用压缩机

级的实际循环示功图及相关概念（重点）

余隙存有高压气体致使出现膨胀过程。

膨胀使气缸利用率降低，用容积系数表示其影响程度。

气缸余隙容积由三部分组成:

1.气缸盖端面与活塞端面所留必要的安全间隙而形成的容积；2.进气、排气阀与气缸相联通部分的容积；3.第一道活塞环到活塞顶部在活塞与气缸的径向间隙间形成的环状容积。

余隙容积

进、排气阀通道及气阀有阻力实际压力比大于名义压力比

阻力的存在，使吸进气缸的是膨胀后的气体，气缸利用率降低。

用压力系数表示其影响程度。

实际吸、排气过程呈波浪线原因：

阀片的运动惯性、振动；管道的压力脉动（如气柱振动）。

实际吸过程线有一最低点——气阀达到开启压力后压力继续降低

实际排气过程线有一最高点——气阀达到开启压力后压力继续提高

原因：

开启时气阀的惯性或存在开启过程

气体和气缸壁间存在复杂的热交换，使得实际压缩和膨胀过程线并非定值。

进气被加热，使吸进气缸的是膨胀后的气体，影响气缸利用率。

用温度系数表示其影响程度。

泄漏影响排气量。

为确保排气量，自然需要多吸气。

级的实际循环吸气量和排气量

只有增大行程容积才能满足排气量

四大系数从不同角度反映了对实际气缸利用率的影响。

热力学6大系数含义和选取

容积系数

含义：

由于余隙容积的存在对气缸容积利用率的影响。

影响的因素：

α、ε和n

①相对余隙容积α

α越大（余隙容积越大），越小，气缸利用程度越低。

当α大到一定值时，气缸不再吸气。

②压力比ε影响

ε越大，λv越小。

压力或ε的改变，会影响气缸利用率，进而影响排气量。

因此，一台压缩机的排气量会随着排气压力的改变而变化。

其理论依据就是λv和排气量计算式。

③膨胀过程指数m的影响

m越大,则越小，λv越大，气缸利用率越高。

加强气缸冷却可使膨胀过程指数m增大，有利于提高λv，why？

因等温膨胀（m=1）是吸热膨胀，膨胀后所占容积较大，不可取。

因此，应设法减少膨胀过程中气缸对气体的加热（即增大m），故要求气缸冷却良好。

另：

冷却还有利于提高温度系数

压力系数

表示吸气终了气缸内实际压力低于名义吸气压力对气缸利用率的影响程度（比名义压力下少吸的程度）。

温度系数

表示吸气中气体被加热对气缸利用率的影响程度（比名义吸气温度下少吸的程度）。

ε高（气缸温度高）冷却不良（气缸温度高）转速低（气流速度慢）气体导热性好

加强气缸的冷却，可减少进气过程中对气体的加热，故可提高温度系数

都会使传热加剧，应选小的λT值。

泄漏系数和凝析系数

泄漏后要补充以确保排气量。

凝析后水蒸气变成液滴，气量相应减小，所需气缸直径相应变小。

通常，气体被压缩到第Ⅲ级后，水已基本析出，此时水汽分压很小，可忽略不计（相当于i=0）。

Ⅲ级以后各级吸入的只是干气。

此时的析水系数计算公式为：

注意：

Ⅲ级以后，各级析水系数均相等且小于1（并非等于1或0）。

多级压缩的优点⑴省功⑵降低排气温度⑶提高容积系数（效率）⑷降低最大活塞力

级数选择的原则

①长期连续运转的大中型压缩机，以省功为原则，提高运转经济性。

②间歇运转及运输用压缩机，以结构紧凑，尺寸小，重量轻为原则，功耗可放于次要地位。

.压力比的分配原则：

功耗最小

两级压缩时压力比的分配：

等压力比分配最省功。

各级压力比的常见调整原则：

如：

为确保排气量。

第一级压缩比取低些，这样可增大λV1，第一级气缸利用率提高，吸气量增加，整机的排气量自然增大。

Why?

同时，也有利于减小机器尺寸（1级缸直径）和重量。

又如：

为防止末级超超温，将末级压力比适当取小些。

进气调节（进气量减小）将引起末级压力比升高；可能造成末级排气温度升高（末

级超温）。

操作时：

当前一级排出的气量或后一级吸进的气量改变，或中冷器温度改变时，相应的级间压力也随之改变，从而导致前一级和后一级压缩比的改变。

甚至将导致整级的压力重新分配。

要点：

气体有积累，则压力升高；反之，则压力降低。

ε改变，会从λv上体现出对吸、排气量的影响。

排气压力通常指压缩机最后一级排出的气体压力。

应该明确：

压缩机排气压力不取决于压缩机及其设计条件，而是由后续设备（背压）决定。

气体积累，则压力提高。

排气量供过于求，气体积累，背压升；供不应求，气体亏空，背压降。

排气量定义

压缩机的排气量qv——单位时间内，压缩机最后一级排出的气体，折算到一级吸气状态下的气体体积。

单位：

m3/min。

压缩机的额定排气量——铭牌上的容积流量，是指特定进口状态下容积流量。

实际使用中，压缩机的排气量会随着排气压力（背压）的改变而变化。

排气量供过于求，气体积累，“背压”升；供不应求，气体亏空，“背压”降。

各级缸径的确定

基本原则：

连续性方程——前一级排出的气体应被后一级全部吸走。

计算出的各级气缸直径，必须按标准系列进行圆整。

若要确保排气量，则第一级气缸直径向上圆整。

若为降低末级压力比，则最后一级缸径向下圆整。

气缸直径圆整后，由于破坏了连续性原则，必将引起各级压力的再分配。

气缸直径圆整对各级压力的影响如下：

①Ⅰ级缸径增大，吸气量增大，引起其后各级吸气压力升高（但Ⅰ级不变）；

②本级缸径增大，引起本级吸气压力降低（但Ⅰ级不变）；

③下一级缸径增大，引起本级排气压力降低。

活塞式压缩机动力学和运行调节

运行调节：

主要是气量调节

活塞式压缩机动力学任务：

确定飞轮矩和平衡惯性力

气量调节往复式压缩气量调节的依据是什么？

都有哪些调节方法？

对应改变了哪些系数，相应的调节方法名称（6种）？

哪个调节方法最经济？

理论依据是排气量计算式

其中，行程s和缸径Ｄ为压缩机的结构参数，不可能在运行中进行调节。

改变λT需要提高吸气温度或改变热交换方式，经济性差，不便采用。

因此，通常通过改变λV、λPλl、Vs和n来进行气量调节。

１.转速调节——变n最经济的调节方法。

连续或停转调节。

缺点：

受驱动机的可调速度范围限制停转调节主要用于小型压缩机的气量调节

2.进气节流（改变λp）　通过调节进气管路上的节流阀（减荷阀），使进气受到节流降压，λp减小，从而使排气量减小。

优点：

可连续自动调节，结构简单。

缺点：

节流阀常年耗功。

且使末级压力比变大，可能导致末级排温过高。

应用：

连续运转的大、中型压缩机的小幅度调节。

3.切断进气（改变Vs）　

关闭进气管路，使容积流量为零为间断调节。

优点：

结构简单

缺点：

常年耗功。

会使末级瞬间排气温度飙升。

适用：

中、小型压缩机。

如空压机

4.进、排气管通连（改变λl）　

一般为间断调节。

优点：

结构简单，经济性好。

缺点：

管道装有止逆阀，会造成持续的阻力损失。

应用：

大型高压压缩机的启动卸荷。

当采用节流连通时，可连续调节。

节流连通优点：

结构简单，操作方便，可连续调节。

节流连通缺点：

不经济。

5.压开进气阀改变λl

通过压叉把吸气阀片强行顶开，使气缸内气体部分或全部流回进气管。

全行程顶开，排气量为零

部分行程顶开，排气量减小

部分行程顶开调节装置中设有弹簧，开始压缩时，吸气阀片在调节装置中弹簧力作用下处于开启状态，气流倒流入吸气管；当作用在阀片上的气流推力足以克服调节装置的弹簧力时，吸气阀关闭，剩余气体被压缩后排出，从而可部分调节气量。

6.补充余隙调节（改变λV）

借助与气缸通联的余隙容积改变，使气缸利用率减小来调节气量

利用设置在气缸盖上的可改变容积的小活塞来改变余隙容积。

可实现连续调节。

若采用固定余隙容积调节结构可实现分级调节（非连续）

该调节方法基本无功率损耗，对压缩机零部件的寿命也无影响。

特点：

经济、可靠。

适用：

大型压缩机

平衡重：

平衡往复惯性力

飞轮：

储放能量，减小曲轴的转速波动。

飞轮是否耗功？

不

飞轮能否平衡往复惯性力？

设置飞轮并不能改变总切向力曲线的波动幅度。

往复式压缩机列的综合活塞力包括哪些力？

压缩机中的气体力，往复惯性力，往复摩擦力

往复式压缩机列的倾覆力矩是由谁引起的？

能否消除？

倾向力引起的倾覆力矩作用在机身上，其在数值上虽然与阻力矩等值反向，但后者作用再主轴上，两者无法在机器内部抵消。

.单列往复式压缩机列的往复惯性力无法通过加平衡予以平衡。

为什么？

单列压缩机无法通过在曲柄相反方向设置平衡重方法将往复惯性力简单的平衡掉

V型压缩机往复惯性力的平衡特性。

能否平衡？

有什么特点？

一阶往复惯性力能够平衡需满足什么条件？

当两往复质量相等时，一阶惯性力的合力为定值，且始终处于轴柄方向，因此可以在曲柄相反方向用装平衡重的方法予以平衡，二阶往复惯性力的合力始终处于水平方向，其值随二倍曲轴旋转角速度变化，无法简单的用平衡重于以平衡。

在压缩和排气但：

在膨胀和吸气过程中漏入气缸的气体影响本级吸气量。

过程中漏入本级气缸的气体，不影响本级吸气量。

实际压缩过程中过程指数的变化分析如下：

压缩之初，气体温度低于气缸壁温，为吸热压缩（n＞k）；之后气体温度随压缩进程而升高到等于气缸壁温，故中间为绝热压缩（n=k）；压缩过程后期，气体温度将高于壁温，成为放热压缩（n＜k）。

要点：

等温压缩m＝1（n＜k）是放热。

实际膨胀过程中过程指数的变化分析如下：

膨胀之初，气体温度高于气缸壁温，为放热膨胀（m＞k）；之后气体温度随膨胀进程而降低到等于气缸壁温，故中间为绝热膨胀（m＝k）；膨胀过程后期，气体温度将低于壁温，成为吸热膨胀（m＜k）.要点：

等温膨胀m＝1（m＜k）是吸热。

二．离心式压缩机

通常：

β2A＜９０°的叶轮称为后弯式叶轮，ρR∞大，Ｈｔｈ∞小。

β2A≥９０°的叶轮称为径向叶轮，ρR∞和Ｈｔｈ∞均居中。

β2A＞９０°的叶轮称为前弯式叶轮，虽然Ｈｔｈ∞大，但ρR∞小，

要点：

①前弯式叶轮的ρR∞小于1/2（ctgβ2A＜０），表明叶轮加给气体的能量主要体现在动能的增加上，该部分动能在其后的扩压器中流动时，要产生较大的流动损失，从而使效率降低。

②为了使气流所获得的静能头在理论能头中所占比例较大，以减小转能装置的流动损失，提高级效率，大多数叶轮采用后弯式或径向式叶片。

运行不经济。

叶片数有限对理论能头的影响

a.轴向涡流机理。

b.由于轴向涡流的存在，使实际叶轮所提供的理论能头Hth＜Hth∞（c2u＜c2u∞）,但这种差别并非由于能量损失所致。

而是由于叶片数有限的实际叶轮对气体提供能量的程度要比理想叶轮小。

c.在同一流量和转速下，同一结构尺寸的叶轮所能提供的理论能头是一定的。

与气体的性质无关。

即Hth和Hth∞的大小与气体的性质无关。

离心式压缩机级中的各种能量损

流动损失分离损失冲击损失二次流损失尾迹损失激波损失

削薄叶片可减小尾迹损失。

但为何要削薄叶片出口处的非工作面侧？

在减小尾迹的同时，也有利于减小因轴向涡流引起的流道出口处的速度不均

.离心压缩机的稳定工作范围（喘振工况到堵塞工况）

喘振现象:

当吸入流量减小到一定值时，由于叶道内边界层分离加剧，甚至整个流道都出现分离现象，致使叶轮只旋转而压升很小，甚至无压升。

因排出管内压力大于叶轮出口压力而产生倒流，使排出管内压力急剧下降。

倒流的气体和吸入的气体汇合，又使流量加大，叶轮排压随之增大，直至大于排出管压力，又开始排气。

但由于吸入的流量较小且是不变的，所以，很快又出现上述分离、倒流、排出的周期性气流脉动。

称为喘振。

喘振的危害

喘振发生时，压缩机的排出压力大幅脉动，气流忽进忽出，机器出现周期性的异常噪声、吼叫和爆音，且使机器强烈振动。

喘振极易造成轴承、密封损坏，甚至叶轮和机壳碰撞，造成严重后果。

喘振特点低频高振幅。

管网容量越大，则频率越低而振幅越大

防喘振的措施控制压缩机的最小流量，使其不接近喘振区。

心压缩机的堵塞工况（喉部达到声速）

当级的叶道喉部达到临界状态（音速）而发生堵塞时的气量（对应于Mmax时的气量）为级的最大气量，此时的工况即为堵塞工况。

两级串联后谁先堵塞？

又谁先喘振？

串联时谁先谁后，为何？

后面先堵塞也先喘振。

由此，引出了离心压缩机的正确串联问题，即：

稳定工况范围宽的放在后面。

离心压缩机工况调节的实质是改变管路特性曲线和压缩机性能曲线的交点

无叶和有叶无叶和有叶扩压器的优劣对比

无叶扩压器结构简单，级变工况效率高，稳定工作范围宽

有叶扩压器D4不需要太大，设计工况效率高，但结构复杂，变工况的效率较低，稳定工作范围较窄

扩压器的转能机理扩压器的功能主要是使从叶轮出来的具有较大动能的气流减速，吧气体的动能有效的转化为压力能。

迷宫密封的机理节流压降

临界转速的概念转轴的转速（干扰频率）等于系统的固有频率（自振频率）时的转速称为临界转速。

共振特点：

（1）振幅趋于∞

（2）转轴频率等于系统固有频率

刚性轴和挠性轴

工作转速低于一阶临界转速的轴为刚性轴

工作转速高于一阶临界转速的轴为挠性轴

影响系数法求临界转速的实质

临界转速时，出现共振，即振幅无穷

单转盘的临界转速，只与轴的刚度系数k以及转盘质量m有关。

而k又与l和d有关。

凡影响k的因素均可影响临界转速。

这一点和离心机主轴设计密切相关。

能量法求临界转速的实质？

振动系统能量守衡，即最大动能等于最大势能。

“自动对中”现象

（1）当时ω＜ωc时，y和e同号，方向相同，此时，质心O位于A—A和O′之外

（2）当时ω=ωc时，y∞，共振

（3）当时ω＞ωc时，y和e异号，方向相反，此时，质心O位于A—A和O′之间

“自动对中”现象——当ω远大于ωc时所产生的质心O趋于和回转轴线A—A重合的稳定运转现象

“自动对中”现象在实际应用中的指导意义？

——挠性轴设计依据。

当设计成挠性轴时，再进行动平衡则是多余的。

采取哪些措施能提高或降低主轴的临界转速？

三离心泵和其他泵

汽蚀发生的机理Pk<=Pv

汽蚀的严重后果使过流部件被剥蚀腐坏泵的性能下降泵产生噪声和震动也是水力机械向高流速发展的巨大障碍

提高离心泵抗汽蚀性能的措施

1.提高离心泵本身抗汽蚀性能改进泵口的吸入口至叶轮片入口附近的结构设计采用前置诱导叶轮采用双吸式叶轮

2体高进液装置气蚀的措施增加泵前储液罐中液面上的压力减小泵前吸上装置安装高度将吸上装置改为倒灌装置减小泵前管路的流动损失

3.运行中防止气蚀措施泵应在规定那转速下运行不允许用泵吸入系统上的阀门调节流量泵在运行时，如果发生蚀，可以设法把流量调节到较小流量处

4.为防止汽蚀：

对新购置的泵应校核安装高度，串联泵时要求大泵在前小泵在后。

比转数ns:

用以判断几何相似两泵是否相似一台泵只有一个比转数，即设计参数下的值。

当入口直径D0相同时，ns小则扬程高（D2大），允许的切割量大。

比例定律的应用

由比例定律可得到相似状态曲线：

只要两个工作点满足比例定律（或在同一条相似曲线上，即系数k相等），则两点为相似工况点。

比例定律可用于解决以下问题：

①可求得另一转速n下的Ｈ－ｑv曲线；②若已知某个工作点不在Ｈ′－ｑv′曲线上，可求得满足该点状态所对应的转速n。

③可判断两工作点是否相似工况点

叶轮的切割和切割定律

注意：

叶轮切割前后不再相似

切割定律只是效率基本相等的对应工况点的换算关系。

切割定律的应用：

当某工作点不在Ｈ－ｑv曲线上，可求得满足该点状态所对应的切割量。

为何要变转速和切割叶轮？

转速固定的泵，仅有一条扬程流量曲线。

为了扩大其工作范围，可采取切割叶轮外径的方法是工作范围由一条线变成一个面

轴流泵和离心泵的启动有何区别？

一为零流量启动，可关闭排液管阀门；另一为排液管阀门全开启动，以减少启动功率。

旋涡泵的工作机理？

为何可得到高的扬程？

旋涡泵通过叶轮把能量传递给流道内的液体。

但是他是通过三维流动能量传给整个泵的流道内重复多次，因此，有其他叶片式泵所不可能达到的高扬程

四离心机

离心沉降

转鼓特点：

鼓壁无孔

分离机理：

在离心力作用下，借助两相的密度差，实现分离

对物料要求：

ρ固＞ρ液

主要应用场合：

固相含量少，颗粒细（＜10μm）的悬浮液。

含有微量固相（＜1%）的乳浊液。

.离心过滤

转鼓特点：

鼓壁有孔，内衬滤网或滤布

分离机理：

靠滤网或滤布实现分离（在离心力作用下，固相被截留在转鼓内，液相经滤网和转鼓被甩出，从而实现分离）

对物料要求：

固相含量高，颗粒大（＞10μm）

分离因数

被分离物料在离心力场中受到的离心力与其所受重力的比值，用Fr表示。

提高分离因数的正确途径：

为确保转鼓壁的机械强度，通常在提高转速的同时，降低转鼓直径。

因此，从结构参数上看：

分离因数高往往转鼓直径小而转速高。

比如：

管式分离机是分离因数最高的机型。

离心力场的特点

①物料受到的离心力随其所处半径和转速的平方的增大而增大。

②高速回转时，物料在离心力场中受到的离心力较其受到的重力大得多。

（推动力是重力场的成千上万倍）

沉降离心机的生产能力：

将所需分离的最小固相颗粒沉降在转鼓内，而不致被分离液带走的最大悬浮液流量。

临界颗粒直径——悬浮液的固相颗粒群中能被全部分离出来的颗粒中的最小颗粒直径。

虽然在离心力场下分离的推动力很大，但在一定的生产能力下，不可能将所有固相颗粒全部彻底分离开来。

对沉降式离心机，极为细小的固相颗粒无法按时沉降到鼓底，因而不能实现完全分离。

对过滤式离心机，小于滤网孔目的颗粒不可能实现完全截留，因而不能实现完全分离。

即：

无论是沉降还是过滤，都不可能实现彻底分离。

颗粒大小与分离的难易：

根据颗粒沉降公式可知，颗粒越大，沉降速度越大，分离越容易。

离心机有哪几类，主要特点是什么？

主要构件（拦液板、布料盘、喇叭罩、球面关节）的用途？

上悬式离心机

一、结构特点

传动系统在上方，不会被物料污染，便于下部卸料

主轴借助轴承悬挂在球面铰接支撑上，允许主轴有一定摆动

转鼓固定在悬臂支承的细长挠性轴的下端，质心远离支撑点，转子易于自动调心，使运转平稳

悬挂系统外围设有橡胶圈，可缓解主轴振动

二、主要零部件

.转鼓

平底筒形刮刀卸料或人工卸料

筒锥组合重力自动卸料

喇叭罩

防止加料时料液飞溅从底部漏走

防止鼓底轮辐在旋转时产生的气流使物料冷却而粘度上升或吹散物料使分布不均

防止洗涤时吹散洗涤液使洗涤不充分或不均

布料盘

使物料产生预旋转而均匀分布

主轴细而长。

按挠性轴设计，有利于操作时转子自动对中，使运转平稳。

刮刀卸料离心机

以过滤式为主。

多为卧式。

支承型式：

悬臂或两端支承

一、主要零件

1.主轴为刚性轴

设计出发点：

因物料布料不均和刮刀刮料时产生极大的冲击载荷，易引起极大振动和速度波动，要求主轴有较高的刚度，设计成刚性轴，不仅