已知：風(fēng)機(jī)型號(hào)：Y4-73_-11No21D選用電機(jī)型號(hào)：Y2-355M1-8,電機(jī)功率132kW,轉(zhuǎn)速740r/min，風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速730r/min，全壓1800Pa;
一、 葉片強(qiáng)度計(jì)算：
由于本風(fēng)機(jī)葉片為機(jī)翼型葉片，對(duì)機(jī)翼型葉片常假設(shè)為橢圓形處理，葉片的重心為橢圓的形心O,在忽略筋板對(duì)強(qiáng)度的有利影響的條件下，把整個(gè)葉片看作承受均布載荷的梁。
葉片強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
已知：
葉片個(gè)數(shù)Z=12
葉片重心至葉輪中心距R=0.885m;
單個(gè)葉片的質(zhì)量為m=53kg;
半徑R處的安裝角為β=45°；
葉片近似橢圓幾何尺寸a1=0.02495m; a2=0.01395m
b1=0.27825m;b2=0.25825m
葉片平均寬度b=0.5843m
那么葉片的抗彎截面模數(shù)W2近似為：
W1=π×（a13 b1 –a23 b2）/4 a1
=π×（0.024953×0.27825 –0.013953× 0.25825）/4× 0.02495
=1.139×10-4 m3
如圖[1]所示葉片受力分析可知，只須計(jì)算p1所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力
p1=pcosβ=mRω2cosβ=mR（nπ/30）2cosβ
故p1=53×0. 885×[(730×π)/30] 2 ×cos45°
=1.94×105 N
葉片所受的彎距為：
M1max= p1b/ W1
=1.94×105×0.5843=113354.2N.m
葉片所受的彎曲應(yīng)力
σmax= M1max/12
= [113354.2/(1.139×10-4)]/12
=82.9 Mpa
材料選：材料Q345查閱參考文獻(xiàn)[1]材料的強(qiáng)度極限σb =430~670Mpa,j計(jì)算取430Mpa，取安全系數(shù)S=1.6則
[σb] max=σb/S=268.75Mpa
顯然，σmax<[σb] max即安全。
結(jié)論：經(jīng)以上計(jì)算說(shuō)明可知，葉片強(qiáng)度能滿足要求，設(shè)計(jì)合適。
二、 前盤(pán)及后盤(pán)的強(qiáng)度計(jì)算
概述：離心風(fēng)機(jī)的前盤(pán)及后盤(pán)的最大切向應(yīng)力由兩部分組成，一部分是圓盤(pán)本身離心力產(chǎn)生，另一部分是由葉片離心力所致，因而，只須考慮計(jì)算校核此即可。
1、 前盤(pán)的計(jì)算
（1） 前盤(pán)本身離心力
已知：前盤(pán)內(nèi)徑D1 =1492mm,外進(jìn)徑 D2 =2130mm,厚度δ前盤(pán)=10mm對(duì)于鋼制圓盤(pán)
σt1=6476u22[1+0.212(D1/ D2) 2]
=6476×[（π×2.31×730）/60]2×[1+0.212(1.492/2.13) 2]
=55.68Mpa
式中u1為前盤(pán)外徑D2的線速度
（2） 葉片離心力在產(chǎn)生的附加應(yīng)力
σt2=σt1×P t/ P f-------------------------（3）
式中P t-----半圓盤(pán)上葉片的總離心力（N）
P f-----半圓盤(pán)的離心力（N）
σt1-----不考慮葉片離心力時(shí)輪盤(pán)的應(yīng)力（N/m 2）
P f=mRcω2=δ前盤(pán)ρω2 （D23 –D13）/12
=654δ前盤(pán)ω2 （D23 –D13）
=654×0.010×（π×730/30）2×（2.133 –1.4923）
=242152N
已知一個(gè)葉片的質(zhì)量為53kg,葉片重心所在半徑為0.0885m,則一個(gè)葉片產(chǎn)生的離心力為
P=mRc葉重心ω2=53 ×0. 885×（π×730/30）2
=273831N
半圓盤(pán)上(Z/2)個(gè)葉片產(chǎn)生的離心力的總垂直分力為
P t=k(Z/2) P m=kZP/π
式中P m------為葉片轉(zhuǎn)半圈所產(chǎn)生的離心力的平均垂直分力
k----為葉片離心力的分配系數(shù)，前盤(pán)取k=0.5,后盤(pán)取k=1
故：由（3）式可得，
σt2=(55.68×0.5×12×273831/π)/ 242152
=120.31MPa
因而，前盤(pán)最大切應(yīng)力為
σmax=σt1+σt2
=55.68+120.31
=175.99 MPa
材料選：材料Q345查閱參考文獻(xiàn)[1]材料的強(qiáng)度極限σb =430~670Mpa,j計(jì)算取430Mpa，取安全系數(shù)S=1.6則
[σb] max=σb/S=268.75Mpa
顯然，σmax<[σb] max即安全。
結(jié)論：經(jīng)以上計(jì)算說(shuō)明可知，前盤(pán)強(qiáng)度能滿足要求，設(shè)計(jì)合適
2、后盤(pán)的計(jì)算
（3） 后盤(pán)本身離心力
已知：后盤(pán)內(nèi)徑D1 =640mm,外進(jìn)徑 D2 =2130mm,材料厚度為δ后盤(pán)=16mm對(duì)于鋼制圓盤(pán)
σt1=6476u22[1+0.212(D1/ D2) 2]
=6476×（π×2.13×730/60）2×[1+0.212×(0.64/2.13) 2]
=43.7Mpa
式中u1為前盤(pán)外徑D2的線速度
（4） 葉片離心力在產(chǎn)生的附加應(yīng)力
σt2=σt1×P t/ P f-------------------------（3）
式中P t-----半圓盤(pán)上葉片的總離心力（N）
P f-----半圓盤(pán)的離心力（N）
σt1-----不考慮葉片離心力時(shí)輪盤(pán)的應(yīng)力（N/m 2）
P f=mRcω2=δ后盤(pán)ρω2 （D23 –D13）/12
=654δ后盤(pán)ω2 （D23 –D13）
=654×0.016×（π×730/30）2×（2.133 –0. 643）
=574322N
已知一個(gè)葉片的質(zhì)量為葉片53kg,葉片重心所在半徑為0.885m,則一個(gè)葉片產(chǎn)生的離心力為
P=mRc葉重心ω2=53 ×0.885×（π×730/30）2
=273830.39 N
半圓盤(pán)上(Z/2)個(gè)葉片產(chǎn)生的離心力的總垂直分力為
P t=k(Z/2) P m=kZP/π
式中P m------為葉片轉(zhuǎn)半圈所產(chǎn)生的離心力的平均垂直分力
k----為葉片離心力的分配系數(shù)，前盤(pán)取k=0.5,后盤(pán)取k=1
故：由（3）式可得，
σt2=[43.7×1×12×273830.39]/π]/ 574322
=79.6MPa
因而，前后盤(pán)最大切應(yīng)力為
σmax=σt1+σt2
=43.7+79.6
=123.3 MPa
材料選：材料Q345查閱參考文獻(xiàn)[1]材料的強(qiáng)度極限σb =430~670Mpa,j計(jì)算取430Mpa，取安全系數(shù)S=1.6則
[σb] max=σb/S=268.75Mpa
顯然，σmax<[σb] max即安全。
結(jié)論：經(jīng)以上計(jì)算說(shuō)明可知，前盤(pán)強(qiáng)度能滿足要求，設(shè)計(jì)合適
三、 螺栓強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
已知：葉輪的轉(zhuǎn)速為n=730r/min,風(fēng)機(jī)的功率為P=115kW，則扭距為
Mn=9550×P/n=9550×115/730=1504N.m
鉸制孔螺栓M20強(qiáng)度等級(jí)8.8級(jí),則查參考文獻(xiàn)[3]表5-11可知
Sτ=3.5~5,查表5-9知σs=800Mpa計(jì)算取Sτ=5按最不利條件考慮。許用剪應(yīng)力為
[Sτ]= σs/Sτ=800/5=160Mpa
對(duì)鉸制孔螺栓在轉(zhuǎn)距Mn的作用下，各螺栓受到剪切和擠壓作用。由于螺栓組對(duì)中心O越遠(yuǎn)，剪切變形越大則由參考文獻(xiàn)[3]第80頁(yè)式（5-28）可得：
最大工作剪力F max= Mnr max/(∑r2)
=15040×0.365/(12X0.3652)
=3433.79N
鉸制螺栓所在的圓周半徑為r=0.365m,螺栓個(gè)數(shù)Z=12,鉸制螺栓的直徑d=0.021m則每個(gè)螺栓承受的平均應(yīng)力為：
τ=F max/(πd2 r/4)
=3433.79/ (π×0.0212×0.365/4)
=27.18Mpa
結(jié)論：τ< [τ]=160Mpa即強(qiáng)度合適
四、 主軸臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算設(shè)計(jì)
已知：葉輪重量G=1420kg=14200N,軸承支撐跨距l=960mm,支點(diǎn)到葉輪重心的距離a=660mm,懸臂端軸直徑d1=165mm,支撐間的軸的直徑d2=185mm,則軸的臨界轉(zhuǎn)速：
nc=166×10 3d22/SQR{Ga3[(d2/ d1) 4+(l/a)]}
=166×10 3×1852/SQR{14200×6602×[(185/ 165) 4+(960/660)]}
≈41466r/min
nc / n =41466/730=56
結(jié)論：已超過(guò)1.6倍，即運(yùn)行安全
五、軸承壽命的驗(yàn)算
已知：選用軸承型號(hào)為左邊為22238和右邊為2個(gè)6232
由手冊(cè)查得軸承有關(guān)數(shù)據(jù)如下：
22238額定動(dòng)載荷為Cr=865000, 額定靜載荷C0r=1620000其規(guī)格尺寸為d×D×B=190×340×92
6232額定動(dòng)載荷為Cr=166000, 額定靜載荷C0r=218000其規(guī)格尺寸為d×D×B=160×290×48
（1） 通風(fēng)機(jī)的軸向推力
通風(fēng)機(jī)工作時(shí)，蝸殼內(nèi)氣流的靜壓大于葉輪進(jìn)口的靜壓，而葉輪前后盤(pán)上的靜壓幾乎相等，只有葉輪進(jìn)口的靜壓低于葉輪后盤(pán)的靜壓，故軸向推力沿軸向指向進(jìn)風(fēng)口。
Pa≈(P2-P1) πD0 2/4≈PπD0 2/4
式中P2---為蝸殼內(nèi)的靜壓（Pa）
P1---為葉輪進(jìn)口處的靜壓（Pa）
D0---葉輪進(jìn)口處的直徑（m）
P---通風(fēng)機(jī)的全壓（Pa）
Pa≈1800×π×1.492 2/4=3145N
如圖示：設(shè)葉輪的重力為G,則G=14200N,
另外已知葉輪與左軸承之間的懸臂端La=660mm,軸承的跨距L=960mm;
（1）在垂直面內(nèi)：
對(duì)右支點(diǎn)求距：
列平衡式：GLa= RR L帶入數(shù)據(jù)整理可得：
RR= GLa /L=14200×660/960
=9763N
RL=G- RR=14200-9763
=4437N
RR 與RL方向垂直向上
(3)軸承壽命的驗(yàn)算
由計(jì)算知右邊的一對(duì)軸承受載荷最大且軸承額定動(dòng)載荷小于左邊軸承動(dòng)載荷只需驗(yàn)算此軸承壽命即可
那么單個(gè)軸承受的載荷為：RR=9763N
求比值：
A/ C0r=3145/218000=0.01443,按線性插值法可求得：
e=0.207
A/R= Pa/RR=3145/9763=0.322>e=0.207
則由表查得X=0.56,Y=1.6093
即當(dāng)量載荷為
P= XR+YA=0.56×9763+1.609×3145=10527.5N
式中
X---為徑載荷系數(shù)
Y---為軸向載荷系數(shù)
軸承壽命為
Ln=106(C/ PR) ε/60n=106×(2×166000/10527.5)3/(60×730)
=81y
六|、聯(lián)軸器的選擇
由三計(jì)算可知扭距Mn=1504N.m取載荷系數(shù)K=1.3則
[Mn]= KMn=1.3×1504=1955.2N.m
查手冊(cè)可知選HL8聯(lián)軸器。HL8聯(lián)軸器的公稱(chēng)扭距Tn=10000N.m
參考文獻(xiàn)：
[1]《通風(fēng)機(jī)》 華中工學(xué)院 李慶宜 主編 機(jī)械工業(yè)出版社 1981年9月第一
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[2]《離心式通風(fēng)機(jī)》 沈陽(yáng)鼓風(fēng)機(jī)研究所 東北工學(xué)院流體教研室 機(jī)械工業(yè)出版社 1984年6月第一版
[3]機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第3卷、第4卷） 徐 灝 主編 機(jī)械工業(yè)出版社 1991年9月北京第一版
[4]SKF軸承綜合型錄 上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 1991年4月第一版
[5] 袖珍 世界鋼號(hào)手冊(cè) 第2版 林惠國(guó) 林 鋼 馬躍華主編 機(jī)械工業(yè)出版社 1998年5月第2版
