张硕 201520503005
离心通风机设计。
设计一台离心通风机，其流量q=90000m/h，压力p=4000pa，介质为空气，进气状态为通风机的标准状态。要求确定流通部分的形状和尺寸，并进行主要零部件的强度计算和材料选用。
一、叶轮设计。
制定；p=4000pa;
进口压力，进口温度，空气密度。
1)转速、叶片出口角和轮径的确定。
选取转速n=1300r/min，比转速为。
根据比转速值，由图5-5预选，根据比转速和压力系数估算出叶片出口角：
值与通风机的压力p关系密切。经过多次试算，为了保证获得所需要的通风机压力，确定。
压力系数为：
圆周速度为：
取整，确定
2)确定叶轮入口参数。
由式（7-10），叶轮入口喉部直径为：
由于是径向自由入口，轮毂比。
采用锥弧形集流器，叶轮入口截面气流充满系数。
预选叶片厚度使叶道入口截面堵塞的系数，容积效率，根据公式7-8，计算：
大多数高效率后弯叶片通风机的系数都比较小，选取，将各值代回式7-10，得到入口直径。
确定喉部直径，叶道入口直径，取。
叶片入口最大和最小直径，。
于是，由式（7-6），选取叶道入口前截面气流充满系数，有，确定。
叶道入口前速度为：
从而可知，确定。
3)确定叶片数。
由式（7-18）
式中，因此：，取。
4)叶轮出口宽度的确定。
由式（7-25），取叶片厚度。
选取叶道出口截面气流充满系数。
预选，于是。
确定。验算叶道的当量扩散角，由式（3-4）
由式（2-54）和式（2-53）得：
叶道入口处堵塞系数：
叶道出口处堵塞系数：
由式（7-17），叶片长度为：
将各值代入式（3-4），得，符合要求。
5)计算滑移系数和理论压力。
泄漏量为：，取间隙值，锐边孔的流量系数。
得： 理论流量为：
容积效率为：
叶片无限多时叶道出口子午速度：
无限多时的理论压力为：
用斯托多拉公式求滑移系数：
通风机的理论压力为：
6)计算叶道入口和出口速度。
叶道入口前速度：
叶道入口后速度：
叶道出口前速度：
检查的值：，与预选值1.4相近，可以。
叶道出口后速度——刚出口时气流为充满截面，很快即相互混合。混合后的速度即蜗壳的入口速度，其值如下：
(7)验算通风机的压力。
按选取损失系数的方法，计算各部分损失。由于是高效率的后弯叶片通风机，各损失系数偏小选取。
叶轮入口后拐弯处损失，按式（3-5）计算：
损失系数取。
叶道内损失，按式（3-6）计算：
损失系数取。
蜗壳内损失，按式（3-7）计算：
损失系数取。
总流动损失为：
通风机的压力为：
要求的压力为4000pa，误差为，8)效率估算。
上诉计算中，流量内包含泄漏量，计算出的流动损失实际上是流动损失与容积损失之和。故得。
已知： 得流动效率：
轮盘摩擦损失的功率，按式（3-34）计算：
斯托多拉建议，取。
得： 内部功率为：
内部机械效率为：
通风机的内部效率为：
9)轮盖型线绘制。
从叶道入口到叶道出口，叶片的宽度按式（7-27）计算。
已知叶道入口前的子午速度。
叶道刚出口的子午速度为。
叶道入口前截面气流充满系数，叶道刚出口截面气流充满系数。
从入口到出口将d分为若干份，设和都是按线性规律变化，由式（7-27）可求出不同直径处的叶片宽度，计算结果见表1。
由表1的计算值可绘出如图1所示的轮盖线型ab。轮盖入口端制成圆弧形，其半径为160mm。叶轮入口直径。
图110)叶片型线绘制。
采用单圆弧叶片。叶片圆弧的半径为。
叶片圆弧的圆心所在半径为。
由此绘制出叶片型线，如图2中的所示。
图211)叶片强度计算。
图3(b)为按比例尺寸绘制的圆弧形叶片图。c为叶片的质心。由图测得：，
叶片与轮盘、轮盖的链接为焊接。
叶片的离心力可分解为和两个分力。分力所引起的最大弯曲应力按式（7-42）计算。
已知：叶片厚度。
旋转角速度：
材料的密度。
将各值代入上式，得：
考虑引起的弯曲应力后，叶片的最大弯曲应力按式（7-43）计算。
叶片材料如选用16mn低合金钢，其屈服点为，不安全。必须选用优质钢板做叶片。
图312)轮盘强度计算。
图3(a)所示轮盘的直径，中间孔的直径。
选取轮盘厚度。
轮盘的最大应力，按式（7-52）计算。
叶片引起的附加应力为。
由式（7-54），半个圆盘离心力：
个叶片的离心力在垂直方向分力之和为：
单个叶片的质量：
得： 叶轮的叶片负荷分配系数k=1
于是： 轮盘的最大应力为：
轮盘的材料选用q235a，其屈服点。
安全系数，安全。
轮盖的强度计算，除叶片负荷系数k=0.5以外，其余都与轮盘的计算方法相同。兹从略。
13)轴盘材料选用。
图3(a)所示轴盘的最大直径，最大周速为。
材料选用球墨铸铁qt600-02。
14)铆钉强度计算。
轮盘与轴盘用铆钉连接在一起。图3(a)所示铆钉所在的圆周半径。
取铆钉的直径，铆钉数。
通风机的轴功率为。
由式（7-56），铆钉承受的剪应力为。
小于许用剪应力，安全。
二、集流器与蜗壳设计。
1)集流器设计。
采用锥弧形集流器，主体为锥形，喉部为圆弧形，其形状如图4所示。
集流器的出口端必须与轮盖的入口端紧密配合，如局部放大图4所示。集流器的喉部直径为730mm略小于叶轮入口直径750mm。为了保持叶轮入口流动状态良好，集流器末端的型线，需与轮盖入口端的型线一致。
集流器喉部的圆弧半径取160mm，与轮盖入口端相同。集流器以后的扩压段不宜过长，取40mm。
图42)蜗壳型线绘制。
先选取蜗壳的宽度。
如按等环量法设计，蜗壳型线为对数螺旋线。蜗壳的张开度a按式（8-3）计算。
如按近似式（8-7）计算，蜗壳型线为阿基米德螺旋线，张开度为：
如按式（8-6）
取前两项计算，张开度为：
决定选用a=1000mm
用小正方形法画蜗壳型线，正方形的边长为。
分别求出各段弧的半径：
由此绘出蜗壳外周型线，如图6所示。
图5由于比转速一般，蜗舌顶端与叶轮外圆周的间隙t为：
间隙，取t=130mm
确定舌顶端的圆弧半径，取。
蜗壳出口流速为：
不需要接扩压管。蜗壳出口内侧的倾斜角为8°。
集流器与蜗壳是静止部件，不承受动载荷，以满足刚度要求为主，对材料的力学性能无严格要求，决定采用q235a。
(3)蜗壳内损失计算。
按照分别计算摩擦损失和冲击损失的方法计算蜗壳内的流动损失。
蜗壳内的摩擦损失按照式（8-17）计算：
蜗壳内的平均速度按式（8-19）计算。
摩擦损失系数按式（8-18）计算。
于是。由式（8-20）冲击损失为。
式中：。由此得。
蜗壳内的流动损失为：
三、主轴设计。
主轴的形状和尺寸如图6所示。根据通风机的轴向尺寸和带轮的大小以及结构上的要求，确定：，
悬臂轴径d1与两支承间轴径d2的大小，一方面要求满足强度的要求，另一方面要远离临界转速。通风机一般为刚性轴。预选d1=0.
1m, d2=0.15m。实际上悬臂轴径是节段式的。
为了简化起见，视为直径为d1的等直径轴。下面验算强度和临界转速。
1)主轴承受的负荷。
如图7所示，主轴承受的负荷如下：
图7 主轴负荷分析。
叶轮质量m1=420kg。
带轮直径d=-0.64m，带轮质量m2=200kg。
两支承间轴的重量。
悬臂轴的重量。
叶轮重量与不平衡力之和。
带轮重量与带拉力之和。
2)计算弯矩和扭矩。
支承a的反作用力为：
支承b的反作用力为。
截面a上的弯矩为。
截面c上的弯矩为。
ac段轴截面上的扭矩为。
图6的下部绘出了弯矩图和扭矩图。
3)计算轴的最大应力和材料选用。
最大弯矩值为：
最大弯矩发生在a截面，故最大合成应力也发生在a截面。合成应力值按式（9-5）计算：
式中，由式（9-6）计算。
w为轴的截面抗弯模数，按下式计算：
将mn和w值代入式（9-5），得。
主轴的材料选用35号优质碳素钢，其屈服点，安全系数为。
根据强度要求，直径可以小一点。
4)临界转速计算。
由式（9-27），临界转速为。
e为材料的弹性模数，i2为轴截面的惯性矩。
将各值代入上式，得。
临界转速与额定转速之比为2337/960=2.43，安全。
就满足强度的要求而言，预选的直径值偏大，但就满足临界转速而言，预选值是合适的。
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