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济南大学毕业设计
1 绪论
1.1 风机概论
风机是用于压缩、输送气体的一种机械。风机是依靠输入的机械能，提高气体压力并排送气体的机械，它是一种从动的流体机械。主要应用在矿井、地下工程、地下发电厂通风；锅炉的通风和引风；化工厂高温腐蚀气体的排送；车间空调和原子防护设备的通风等方面，用途非常广泛，几乎涉及国民经济各个领域，属于通用机械范畴。
风机按照产生压力的高低，分为通风机、鼓风机和压缩机。我国机械行业标准JB/T2977—92中规定：产生的压力小于或等于15000Pa的机械称为通风机；产生的压力大于15000Pa到0.2MPa表压力之间的机械称为鼓风机；产生的压力大于0.2MPa表压力的机械称为压缩机[1]。
风机根据气流进入叶轮后的流动方向分为：轴流式风机、离心式风机和斜流式风机。
风机按用途分为压入式局部风机(以下简称压入式风机)和隔爆电动机置于流道外或在流道内，隔爆电动机置于防爆密封腔的抽出式局部风机(以下简称抽出式风机)。
风机按其结构和机理可分为：(1)离心式：原理是利用旋转叶轮产生离心力或升力来输送流体并提高其压力。按其能量获得方式又分为离心式风机和轴流式风机两种。这种型式的风机机械结构小、重量轻、效率高、流量大而均匀，能与高速原动机相连。缺点是流量变化时，压力和效率也随之变化。
(2)轴流式：原理也是依靠叶轮旋转，叶片产生升力来输送流体，把机械能转化为流体能量。由于流体进入和离开叶轮都是轴向的,故称为轴流式风机。轴流风机属于高比转数，其特点是流量大，风压低。轴流式风机风压一般在450N/平方米～4500N/平方米之间，主要用于矿井、隧道、船舰仓室的通风；纺织厂通风、工业作业场所的通风、降温；化工气体排送；热电厂锅炉的通风、引风；热电站、冶金、化工等冷却塔通风冷却。目前我国轴流式风机也根据风压大小分为轴流式压缩机和轴流式通风机两种。
(3)回转式：利用一对或几个特殊形状的回转体(齿轮螺杆、刮板或其它形状的转子)在壳体内做旋转运动而完成气体的输送或提高其压力的 一种机械。这种型式的机械结构简单、紧凑、安全可靠，能与高速原动机相连。回转式风机主要有罗茨鼓风机和叶片鼓风机两类。其特点是排气量不随阻力大小而改变，特别适用于要求稳定流量之工艺流程。一般使用在要求输流量不大，压力在0.12kgf/平方厘米的范围，用于小转炉、铸造车间化铁炉的鼓风、炼油厂吹风、纺织厂喷雾、气力输送、搬运以及煤气焦油工业、化学工业方面。罗茨鼓风机还可用于提高主体压力。
1.2 风机的发展趋势
由于风机属于在发电、化工等行业应用范围较广的通用机械，国外发达国家对风机产品的制造也很重视。世界上比较大的风机制造国主要有日本、德国、意大利、瑞士、美国等。如日本的日立制作所、荏原制作所、三菱重工业株式会社、川屿重工业株式会社等；英国的詹姆斯·豪登公司；德国的德马格德拉瓦透平机械公司和KKK公司；瑞士的苏尔寿公司、美国的克拉克公司等[20]。
风机方面，我国国情不同于工业发达国家，中小型风机是劳动力密集型产品，附加值较低，先进的工业国家不会再在技术和工艺方面大量投资，但仍在提高产品质量、降低成本、便于维护、环保四个方面注重对产品的改进。国外先进发达国家主要对技术含量高的离心、轴流压缩机等大型风机较为关注。一些著名厂商，如瑞士苏尔寿公司不但生产风机，还生产汽轮机、锅炉、大型柴油机等用于大型项目的设备。对于风机产品，国外公司在质量上注重于提高机械效率及延长使用寿命，向节约资源和节省能量方向发展；在成本上则加强新材料的研制，降低物耗，并注重整个系统总成本的降低；在维护上从部件的通用化、维护换件简易化向自动化、无需维修、节省人力方向发展；在环保方面，注重于谋求安全可靠、向低噪声、低振动等防公害技术方向发展。
当前世界先进工业国家大型风机产品开发的主要特点[21]是：1.以节能、节约资源为核心，提高单件效率和耐久性，进而提高整个系统的效率。2.加强系统的自动化、事故警报系统的研制，节省维护、监控方面的人力。3.为提高竞争能力，力求包括附属部件在内的产品标准化和组合化。4.进一步加强了对低噪声、低振动技术的研究。5.不断针对新的需要，开发新的产品。6.在工艺上引进柔性制造系统，最大限度地提高产品生产的自动化程度。风机产品大多根据用户需要有不同特性要求，多属小批量生产，特别是一些大型风机产品甚至是单件小批生产，对工艺要求复杂。目前国内生产自动化程度很低，而国外通过研制和采用柔性制造系统，提高了生产的自动化程度。以美国为例，中小风机的生产已全部通过自动线完成，从工艺角度提高了产品质量，降低了产品成本。
从产品品种看，发达国家在大型压缩机、离心鼓风机、轴流鼓风机等产品的生产上仍占有较大优势。以日本为例，95年风机产量为我国年产量的1.5倍左右(因国外产品划分标准与我国不同，本段数据为估算)，中小型通风机的生产数量和我国大致相当甚至低于我国，但离心、轴流压缩机的产量约为我国的2倍，离心鼓风机为我国的10倍左右。同时，轴流鼓风机在我国产量较小，基本属空白，但在日本却占风机年产量的20%左右。从85-94年的情况看，离心及轴流压缩机产量我国为537台，日本为2364台，日本是我国的5倍多，离心鼓风机我国为9980台，而日本高达176911台，是我国的17.7倍。与95年情况对比，我国与之的差距在缩小[2]。
1.3 风机在节能中的地位和作用
据1990年不完全统计，全国风机的拥有量约400万台，正在使用的约285万台。这些风机绝大多数采用电机驱动，素有“电老虎”之称，因而风机的节能具有十分重要的意义。
据1982年原机械工业部调查，风机用电约占全国发电量的10%；另据1988年原冶金部的规划资料，我国金属矿山的风机用电量占采矿用电的30%；钢铁工业的风机用电量占其生产用电的20%；煤炭工业的风机用电量占全国煤炭工业用电的17%。冶金工业以沈阳冶炼厂为例，风机用电量占该厂用电的25%。由此可见，风机节能在国民经济各部门中的地位和作用是举足轻重的[3]。
1.4 设计要求
(1) 操作条件
输送介质：烟气
其体组分： CO2 N2 O2 H2O
容积百分数：8.042% 70.784% 2.393% 18.781%
介质特性：腐蚀性
平均分子量：27.5
气体密度：正常：0.784/额定：0.702
操作状态：连续
温度：正常：130 ℃额定：170 ℃
进口流量：正常：155211 额定：239209 m3/h
进口压力：正常：94.5 额定：95 KPa.A
出口压力：正常： 96.55 额定：96.58 KPa.A
静压头： 正常：2.05 额定：3.58 KPa
(2) 风机性能
流量：正常：2587 额定：3987 m3/min
全压：正常：2.61 额定：4.53 KPa
静压：正常：2.08 额定：3.62 KPa
效率：82%
转速：760 额定：960 r/min
轴功率：正常：287 额定：385 kW
流量调节方式：变速
流量调节调节范围：30-100%
(3) 设计要求
风机的机械设计温度应满足最高烟气温度360℃，轴承为油润滑
2 离心通风机的基本理论
图2.1 离心通风机结构简图
2.1 离心通风机的工作原理
叶片之间的气体在叶轮旋转时，受到离心力作用获得动能（动压头）从叶轮周边排出，经过蜗壳状机壳的导向，使之向通风机出口流动，从而在叶轮中心部位形成负压，使外部气流源源不断流入补充，从而使风机能排出气体。电动机通过轴把动力传递给风机叶轮，叶轮旋转把能量传递给空气，在旋转的作用下空气产生离心力，空气延风机叶轮的叶片向周围扩散，此时，风机叶轮越大，空气所接受的能量越大，也就是风机的压头（风压）越大。如果将大的叶轮割小，不会影响风量，只会减小风压。合理地选择风机，对通风除尘与气力输送的效果有着很大的影响。离心通风机的结构简图，如图2.1。
2.2 离心通风机的主要部件
离心通风机的结构简单，制造方便，叶轮和机壳一般都由钢板制成。通常采用焊接，有时用铆接。图2.2是常见的单吸离心通风机的结构示意图。
2.2.1叶轮
叶轮是通风机的心脏。它由原动机驱动。叶轮旋转时便将原动机的机械能传递给气体，使气体的压力升高。离心通风机的叶轮一般由图2.2中的轮盖9、轮盘6、叶片8和轴盘5组成[1]，其结构有焊接和铆接两种形式。叶片有后弯、前弯和径向三种，如图2.3。
图 2.2 离心通风机结构示意图
1-V带轮; 2,3-轴承座; 4-主轴; 5-轴盘; 6–轮盘; 7-蜗壳; 8-叶片; 9-轮盖; 10-前导器;
11-出风口; 12-底座
前向式叶片形状与空气在离心力作用下的运动方向完全相反，空气与叶片之间撞击剧烈。因此能量损失和噪音都较大，故效率就低，但前向式叶片能使空气以较高的流速从叶轮中甩出，从而使空气在风机出口处获得较大的静压。径向式叶轮的特点介入后向式和前向式之间[4]。
图2.3 叶片的类型示意图
2.2.2 蜗壳
蜗壳是由蜗板和左右两块侧板焊接或咬口而成，见图2.4。蜗壳的作用是收集从叶轮出来的气体，并引导到蜗壳的出口，把气体输送到管道中或排到大气中去。有的通风机的蜗壳将气体的部分动能转变为压力。为了制作方便，蜗壳一般设计成等宽度截面。
图 2.4 蜗壳结构简图
2.2.3 集流器与进气箱
集流器的作用是将气体导向叶轮，见图2.2中的前导器10。集流器的形状要精心设计和制作，以保证叶轮入口的气流状态良好。
集气箱只使用在大型的或双吸通风机上，见图2.5中的进气箱。它的主要作用是使轴承装在通风机机壳的外面，便于安装和检修。进气箱的出口与集流器的入口相连接[1]。
2.2.4 前导器
有的通风机装有前导器。它是由可调节的叶片制成，其作用是用改变叶片角度的方法，获得不同的性能曲线，以扩大通风机的使用范围。轴向前导器装在集流器的通道内。径向前导器则安装进气箱内[1]。
图 2.5 双吸离心通风机简图
1-进气箱; 2-进气弯道
2.2.5 扩散器
有的通风机的出口装有扩散器，其作用是将出口气流的部分动能转变为压力，以减少出口的动压损失。扩散器紧接蜗壳的出口，其截面一般为方形或圆形。
3 离心通风机的性能
流量、压力、功率、效率和噪声是表示通风机性能的参数。
3.1 通风机的流量
通风机的流量一般是指单位时间内流过同夫人那估计入口截面的气体体积，又叫体积流量，单位为，用Q表示。
通风机的体积流量，如无特殊说明，是指单位时间内流过入口截面的空气在标准状况下的体积，即在压力为760mmHg、温度为20℃、相对湿度为50％时的体积，其密度为1.2.
当介质非空气或为非标准状态的空气时，需按实际情况基数按其密度。例如当通风机用于抽引锅炉的烟气时，可根据烟气的成分、温度、压力按照混合气体的计算方法求出其密度。
因为通风机内气体的压力变化不大，一般可忽略其压缩性。因此通风机的提及流量也即单位时间内流过通风机内任一截面的气体体积。
通风机的流量有时用质量流量表示。质量流量是指单位时间内流过通风机入口截面的气体质量，单位为kg/s，用M表示。
3.2 通风机的压力
根据不可压缩流体的伯努利方程，流过某截面的单位体积流体具有的总能量包括势能和动能两部分。对于气体，不考虑重力的影响，单位体积气体具有的势能可用气体的压力Pt表示，称为气体的静压。单位体积气体具有的动能可用流动速度产生的动能Pd表示，称为气体的动压。截面上气体的静压与动压之和称为气体的全压，也即流过截面的单位气体具有的总能量[1]。用Pt表示全压，可得关系式
Pt=Pt+Pd (3.1)
式中，Pt、Pt、Pd的单位均为Pa
通风机的全压是指通风机出口截面上气体的全压与通风机入口截面上气体的全压之差，即单位体积的气体流过通风机后获得的能量。通常把通风机的全压称为通风机的压力。如用下标1和2表示通风机的入口截面和出口截面，用大写P表示通风机的全压或通风机的压力[1]，则
P=(+)-(+) (3.2)
通风机的动压是指通风机出口截面上气体的动压，即通风机中未被利用的能量，用大写Pd表示，可写成
= (3.3)
通风机的全压与通风机的动压之差，称为通风机的静压，即被人们有效利用的能量，用大写Pst表示[1]，可写成
=- (3.4)
3.3 通风机的功率
通风机所输送的气体在单位时间内从通风机中获得的能量称为通风机的有效功率或全压有效功率，以Ne表示，单位为Kw。一般情况下不考虑气体的压缩性，Ne的计算公式为
Ne= (3.5)
式中，P——通风机的压力，Pa
Q——通风机的流量，
单位时间内通风机的叶轮对气体所做的功，称为通风机的内部功率，用Ni表示，内部功率等于通风机的有效功率加上通风机内部损失掉的所有功率。
单位时间内原动机传递给通风机轴的能量称为通风机的轴功率，以N表示。通风机的轴功率减去通风机轴承内机械损失耗去的功率等于通风机的内部功率。
3.4 通风机的效率
通风机的有效功率与轴功率之比称为通风机的效率或全压效率，以η表示，可写成
η= (3.6)
后向叶片风机的效率一般在0.8~~0.9之间，前向叶片风机的效率在0.6~~0.65之间。
3.5 通风机的噪声
从生理学的观点讲，凡是使人烦躁的讨厌的声音称为噪声。噪声是污染环境的主要因素之一，对人体健康有害。通风机的噪声主要来自气体动力噪声和机械噪声。用电机作为原动机时还有电磁噪声。噪声是通风机的另一个性能参数[1]。噪声的高低通常用A声级来评定，以LA表示，单位为dB(A)。
3.6 通风机的转速
转速本来不属于性能参数[1]。由于通风机的流量、压力、功率、噪声等都随着通风机的转速改变而改变，所以也把它列为通风机的性能参数之一。转速用n表示，单位为r/min。
4 离心通风机设计计算
4.1 方案的选择
离心风机设计时通常给定的条件有：流量、全压、工作介质及其密度(或工作介质温度)，有时还有结构上的要求和特殊要求(如涉及水冷套、轴润滑)等。
对离心风机设计的要求绝大多数是：满足所需流量和压力的工况点应在最高效率点附近；最高效率值要尽量大一些，效率曲线平缓；压力曲线的稳定工作区间要宽；风机结构简单，工艺性能好；材料及附件选择方便；有足够的强度、刚度，工作安全可靠；运转稳定，噪声低；调节性能好，工作适应性强；风机尺寸尽量小，重量轻；操作和维护方便，拆装运输简单易行等。
但是，同时满足上述全部要求，一般是不可能的。在气动性能与结构(强度、工艺)之间往往也有矛盾，通常要抓住主要矛盾，忽略次要矛盾协调解决的方法。这就需要设计者选择合理的设计方案，来解决主要矛盾。
叶轮是风机传递给气体能量的唯一元件，所以叶轮设计对风机影响甚大；能否正确确定叶轮的主要结构，对风机的性能参数起着关键作用。其中包含了离心风机设计的关键技术--叶片的设计。而叶片的设计最关键的环节就是如何确定叶片出口角。在设计离心风机时，关键就是掌握好叶轮叶片出口角的确定。根据叶片出口角的不同，可将叶片分成三种型式即后弯叶片(<90°)，径向出口叶片(=90°)和前弯叶片(＞90°)。
三种叶片型式的叶轮，目前在风机设计中均有应用。前弯叶片叶轮的特点是尺寸重量小，价格便宜，而后弯叶片叶轮可提高效率，节约能源，故在现代生产的风机中，特别是功率大的大型风机多数用后弯叶片。 现代前弯叶片风机效率，比老式产品已有明显提高，所以在小流量高压力的场合或低压大流量场合中仍广泛使用。 径向出口叶片在我国已不常用，在某些要求耐磨和耐腐蚀的风机中，常用径向出口直叶片。
离心风机叶轮设计时还必须考虑到比转速与叶片型式存在一定的关系，故在确定叶片出口角的同时，必须综合考虑三种叶片型式对压力、径向尺寸和效率的影响，综合之后再确定。正确确定离心风机叶轮叶片出口角将为叶轮其它主要几何尺寸的确定奠定基础，从而对整台离心风机的设计及性能起关键的作用[5]。
经过以上的分析及所要求的性能参数，初步选择叶片的形式如下简图4.1所示
图4.1 叶片结构简图
4.2 通风机类型的确定
根据公式(4-1)计算通风机的比转速
= (4.1)
其中，n=960 Q=3987=66.45 P=4.53kpa=4530pa
所以，===14.17()
已知 <1.8-2.7 罗茨风机或其他回转式
=2.7-12 前向式叶片离心通风机
=3.6-17.6 后向式叶片离心通风机
>17.6 单级双进气式并联离心通风机
=18-36 轴流式通风机[6]
故，应选择后向式叶片离心通风机
4.3 叶轮结构设计
叶轮结构的设计主要有叶片出口角、轮径、叶轮入口参数、叶片数、叶轮出口宽度、滑移系数、轮盖型线等。
通风机的有效功率公式如下
Ne= （4.2）
其中，P=4530pa Q=66.45 ,将P,Q代入上式得Ne==301(kw).
因为通风机的有效功率与轴功率之比为通风机的效率，即η=。又已知η=0.82 ，所以，N==367.1(kw)。故通风机的轴功率为367.1kw
因使用无特别要求，参照表暂选YYK4503-6电动机拖动，确定其额定功率N=400KW。
4.3.1 比转速、叶片出口角与轮径的确定
因为转速n=960，比转速=5.54=5.54×=78.51()
图4.2 比转速与压力系数的关系
根据比转速，由图4.2比转速与压力系数的关系,预选Ψ=0.75。由压力系数公式
=0.3835+2.7966×-1.44× (4.3)
得，=
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Ψ=2(0.3835+2.796630-1.44) =0.76
由圆周速度公式
= (4.4)
及烟气密度=0.702 ，得=130.3()
由叶轮直径公式
= (4.5)
得 =2.594m. 取整数，得=2.6(m)
再将=2.6m 代入公式(4.4)得=130.6()
4.3.2 确定叶轮入口参数
由于是径向自由入口，则毂径比ν==0，其中，d为轮毂直径，为叶轮入口直径，
图4.3 叶轮的几何参数
结构简图如图4.3叶轮的几何参数,采用光滑锥弧形集流器，叶轮入口截面气流充满系数=1.预选=0.92 =0.98 .
图4.4 额定工况下与的关系
根据图4.4额定工况下与的关系，大多数高效率后弯叶片通风机的系数值较小,选取=0.65. 将以上各值代入叶轮入口喉部直径公式
=3.25× (4.6)
得, =1.197m ,从而确定喉部直径=1.2(m)
直径比对通风机压力性能曲线的形状有较大的影响。根据冲击损失的公式=知，叶道入口的冲击损失与成正比。值愈大，冲击损失愈大，压力曲线愈陡。对于小比转速的通风机，一般=(1-1.1),所以叶片入口处平均直径=1.11.2=1.32m ,叶片入口最大和最小直径[7]，由公式=(1.01-1.05),=(0.8-0.98)确定。
所以,=1.03=1.031.2=1.236m ,=0.89=0.891.2=1.068m .于是，===66.32 .对后向叶轮，=0.85-0.95.所以选取叶道入口前截面气流充满系数=0.90，将以上各值代入叶片入口处宽度公式(4.7)中
= (4.7)
得，=0.564(m),确定=0.56(m)
再将及以上各值代入叶道入口前的气流子午速度公式(4.8)中
= (4.8)
得，=32.46()
图4.5 速度三角形
在如图4.5速度三角形中，tan ===0.489,即叶片入口前的气流角=26.06°。考虑预旋、叶道入口前速度分布不均及冲角的影响，取叶片入口角=30°
4.3.3 确定叶片数
已知叶片数公式
Z= (4.9)
式中，叶栅密度=0.5+1.7sin=0.5+sin30°=1.35,=1.32m, =2.6m, ==30°得Z=6.49.取叶片数Z=6
4.3.4 叶轮出口宽度的确定
已知叶轮出口宽度公式
= (4.10)
选取叶片厚度=0.008m ,叶道出口截面气流充满系数=0.85 ,预选=1.4 ,于是=0.42(m)
叶道出口处的栅距为==1.36 ,叶道入口处的栅距为==0.6908
叶道出入口堵塞系数为
(4.11)
其中，i=1,2 ，将以上各值分别代入可得0.977 0.989
叶片平均长度公式为
l= (4.12)
将=1.32m, =2.6m ==30°代入得，l=1.28(m)
验算叶道的当量扩散角，将上述各值代入公式
tan= (4.13)
得，tan=0.0427 ,所以，=4.89°< 6°,故符合要求
4.3.5 计算滑移系数和理论压力
泄漏量公式为
=2 (4.14)
取=0.005m =0.7 已知P=4530pa ρ=0.702 =1.2m 将以上各值代入公式(4.14) 得=1.223()
理论流量公式为
=+ (4.15)
将=66.45 =1.223 代入上式得=67.67()
容积效率公式为
= (4.16)
将=66.45 =67.67 代入上式得=0.981
叶片无限多时叶道出口子午速度公式为
= (4.17)
将各值代入上式得=19.38()
叶片无限多时的理论压力为
= (4.18)
将上述各值代入上式得=8848(Pa)
用斯托多拉公式求滑移系数
(4.19)
将各值代入上式求得=0.645
通风机的理论压力为=×=8848×0.645=5707(Pa)
4.3.6 计算叶道入口和出口速度
叶道入口前速度 ===32.39()
叶道入口后速度 ===33.15()
===66.3()
叶道出口前速度 ===23.48()
===46.96()
检查值，==1.41 与预选值1.4接近，故可以
叶道出口后速度—刚出口时气流为充满截面，很快即可相互混合。混合后的速度即蜗壳得入口速度，其值如下
===19.74()
=-cot=130.3-19.74×cot30°=96.11()
==0.355×96.11=34.12()
===39.42()
tan===0.579 故=30.05°
4.3.7 验算通风机的压力
按选取损失系数的方法，计算个部分损失。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，按下式
= (4.20)
计算，取=0.15 则=0.15××=55.5(pa)
叶道内损失，按下式
= (4.21)
计算，取=0.15 则=0.15××=231.4(pa)
蜗壳内损失，按下式
= (4.22)
计算，取=0.15 则=0.15××=81.8(pa)
所以，总流功损失为=++=55.5+231.4+81.8=368.7(pa)
通风机的压力为P=-=5707-368.7=5338.3(pa)
要求的压力为4530pa,误差为=17.8％ 故满足要求
4.3.8 效率估算
上述计算中，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===0.935 前面已计算出容积效率=0.981 ，所以，流动效率==0.953
轮盘摩擦损失的功率，按下式
= (4.23)
计算，其中，=kw 取=0.85 得==8.92 (kw)
内部功率按下式
(4.24)
计算，将以上各值分别代入上式得=395.1(kw)
内部机械效率为==0.977
通风机的内部效率为==0.981×0.953×0.977=0.913
4.3.9 轮盖型线绘制
从叶道入口到叶道出口，叶片的宽度按公式
= (4.25)
计算，其中i=1,2 ，已知叶道入口前的子午速度=32.46,叶道刚出口的子午速度为==23.22 ，叶道入口前截面气流充满系数=0.90,叶道刚出口截面气流充满系数=0.85,从入口到出口将D分为若干等份，设和都是按线性规律变化，由式(4.25)可求出不同直径处的叶片宽度值
根据值可绘出如图4.6所示的轮盖型线AB,轮盖入口端制成圆弧形，其半径为160mm,叶轮入口直径=1.2m
图4.6 轮盖型线绘制
4.3.10 叶片型线绘制
采用单圆弧叶片，叶片圆弧的半径按下式
(4.26)
计算，将上述各值代入式(4.26)得，=1.132(m) ,叶片圆弧的圆心所在半径为===0.423(㎡),所以，=0.65m ,由此绘制出叶片型线，如图4.7中的所示
图4.7 叶片型线
4.4 集流器与蜗壳设计
4.4.1 集流器设计
集流器又叫集风器，是轴向进气装置。作用是将气体平滑地导向叶轮。集流器内的流速一般不大，长度也较短，它本身的流动损失不大。所以，集流器的主要任务式保证叶轮入口气流均匀，达到提高叶轮效率的目的。采用锥弧形集流器，主体为锥形，喉部为圆弧形，由于后面弧形与叶轮弧形轮盖起始段的形状贴近，可基本上消除叶道入口的漩涡。其形状如图4.8所示。集流器的出口端必须与轮盖的入口段紧密配合，如图8中的局部放大所示。集流器喉部直径为1197mm，略小于叶轮入口直径1200mm。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应过长，取90mm[8]。
图4.8 集流器
4.4.2 蜗壳型线绘制
先选取蜗壳的宽度B=2.83=2.830.42=1.189m 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A=计算。其中，m===0.1777 A=0.8=1.64m 蜗壳的径向尺寸显然太大。
如按近似式A=计算，蜗壳型线为阿基米德螺旋线，张开度为A==1.451m .由于通风机的比转速较大，近似法得出的张开度与等环量法得出的张开度相差大。虽然近似法可大幅度减小径向尺寸，但蜗壳内的流动状态恶化[9]。所以决定取A=1200mm.用小正方形法画蜗壳型线，正方形的边长为a==300mm.分别求出各段弧的半径
=1300+=1450(mm) =1300+=1750(mm)
=1300+=2050(mm) =1300+=2350(mm)
由此绘出蜗壳外周型线，如下图4.9所示
图 4.9 蜗壳型线
由于比转速较高，决定采用短舌。蜗舌顶端与叶轮外圆周的间隙t应大一些[10]。取t=0.1=0.12600=260mm.确定舌顶端的圆弧半径r=0.05=0.052600=130mm.蜗壳出口流速为()
速度不大，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，决定选用Q235A
4.4.3 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[11]
蜗壳内的摩擦损失由下式
(4.27)
计算，其中蜗壳的平均速度=1.1=1.1=51.23 ，摩擦系数=1.5=1.50.05(+0.6)=0.2075. 于是，=0.2075=191.15 (Pa)
蜗壳内的冲击损失由下式
（4.28）
计算，其中==1.151.23=56.353，于是=100.6 (Pa)
故，蜗壳内的流动损失为=+=191.15+100.6=291.75(Pa)
5 轴、键、联轴器、轴承的选择
5.1 主轴的设计
轴是组成及其的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的选择。因此轴的主要功用是支撑回转零件及传递运动和动力。
按照承受载荷的不同，轴可分为转轴、心轴、和传动轴三类。工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴称为转轴。这类轴在各种机器中最为常见。只承受弯矩而不承受扭矩的轴称为心轴。心轴又分为转动心轴和固定心轴两种。只承受扭矩而不承受弯矩的轴称为传动轴。
轴还可按照轴线形状的不同，分为曲轴和直轴两大类。曲轴通过连杆可以将旋转运动改变为往复直线运动，或作相反的运动交换。直轴根据外形的不同，可分为光轴和阶梯轴两种。光轴形状简单，加工容易，应力集中源少，但轴上的零件不易装配及定位；阶梯轴则正好与光轴相反。因此光轴主要用于心轴和传动轴，阶梯轴则常用于转轴。
轴的设计和其他零件的设计相似，包括结构设计和工作能力计算两方面的内容。
轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。因此，轴的结构设计是轴设计中的重要内容。
轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算，多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作时产生过大的弹性变形。对高速运转的轴，还应进行振动稳定性计算，以防止发生共振而破坏[19]。
图4.10 主轴负荷分析
主轴的形状和尺寸如图4.10所示，根据通风机的轴向尺寸和带轮大小以及结构上的要求，确定a=0.56m,l=2.75m
悬臂轴径与两支承间轴径的大小，一方面要满足强度的要求，另一方面要远离临界转速。通风机一般为刚性轴。预选=150mm, =250mm.实际上悬臂轴径是阶段式的。为了简化起见，视各直径均为等直径的。
5.1.1 主轴承受的负荷
如图4.10所示，主轴承受的负荷如下：
叶轮质量=440Kg，重力=4409.81=431.6 N
两支承间轴的质量=g=2.757.859.81=10400 N
悬臂轴的质量=g=0.567.859.81=762 N
5.1.2 计算弯矩和扭矩
支承A的反作用力为==5875.8 N
支承C的反作用力为=9602.6 N
截面E上的弯矩为=-=-5875.81.375=-8079.225 N
截面B上的弯矩为=-(l-0.18)+ (-0.48)=-4030 N
截面C上的弯矩为==213.4 N
AB段轴截面上的扭矩为=9550=9550=3651.9 N
5.1.3 计算轴的最大应力和材料选用
最大弯矩值为=8079 N，发生在E截面，故最大合成应力也发生在E截面，合成应力值按下式
= (5.1)
计算，式中=计算，==8866 (N)
W为轴的截面抗弯模数，按式W==1.53
将和W值代入式(5.1)中，得=5.79()
主轴的材料选用35号优质碳素钢，其屈服点=530 安全系数为==91.5 根据强度的要求，直径可以小一些。
5.2 联轴器的选择
5.2.1 联轴器的功用
联轴器是机械传动中常用的部件。他们主要用来连接轴与轴，以传递运动与转矩；有时也可用做安全装置[19]。根据工作特性，他们可分为以下4种：
1) 联轴器用来把两轴连接在一起，机器运转时两轴不能分离；只有在机器停车并将连接拆开后，两轴才能分离。
2) 离合器在机器运转过程中，可使两轴随时结合或分离的一种装置。它可用来操纵机器传动系统的断续，以便进行变速及换向等。
3) 安全联轴器及安全离合器在机器工作时，如果转矩超过规定值，这种联轴器及离合器即可自行断开或打滑，以保证机器中的主要零件不致因过载而损坏。
4) 特殊功用的联轴器及离合器用于某些有特殊要求处，例如在一定的回转方向或达到一定的转速时，联轴器或离合器即可自动结合或分离等[12]。
5.2.2 联轴器的类型
联轴器所联接的两轴，由于制造及安装误差，承载后的变
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