PT：
=d；
2112cot35=6210Pa
88.44
用斯托多拉公式求滑移系数:
（6）计算叶道入口和出口速度
C1m
sin：
b1
C2m
25.35.
sinj乔二44.20ms
叶道出口后速度一一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：
Qt25.33
c2mT21.40ms
二D2b21.3二0.29
C2u：
：
-U2-C2mCOt52=88.44-21.4cot35=57.88ms
c2u=6：
0.72557.88=41.96ms
C2=QmC2u二21.4241.962=47.10ms
co21.4'
tan-：
s'0.510Q-：
：
2=27
C2u41.96
（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：
P21205
二=0.1525.28^57.52Pa
损失系数0.15~0.25,取：
=0.15
叶道内损失，按式（3-6）计算：
P1205
.：
pbf=0.1559.802=321.84Pa
22
损失系数b=0.15~0.30,取1=0.15
蜗壳内损失，按式（3-7）计算：
P21205
「Pv二V—c2=0.15—0547.12=199.6Pa
22
损失系数v=0.15~0.25,取\=0.15
总流动损失为：
Phfp：
pbPv=57.52321.84199.6=578.96Pa
通风机的压力为：
p=Pt-：
Ph=4502.7-572.96=3923.74Pa
要求的压力为
4000Pa,误差为3923.74一4000—1.9%，
4000
（8）效率估算
上诉计算中,
流量Qt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
得流动效率：
0.8714“.883
0.987
v=0.987
已知:
轮盘摩擦损失的功率，按式（3-34）计算：
：
Nf二-:
:
D；u；10-,
斯托多拉建议1=0.81~0.88，取］=0.85
得：
Nf=0.851.2051.3288.44310》=1.197kW
（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
Qt
二DCm/
已知叶道入口前的子午速度c；m二24.90ms
叶道刚出口的子午速度为
253325.17ms
1.3二0.290.85
叶道入口前截面气流充满系数二=0.9，叶道刚出口截面气流充满系数丄2=0.85。
7-27）可求出不同
从入口到出口将D分为若干份，设cm和」都是按线性规律变化，由式（
直径Di处的叶片宽度b，计算结果见表1。
D/m
0.8
0.87
0.94
1.01
1.08
1.15
1.22
1.3
cm/ms」
24.90
24.94
24.98
25.02
25.05
25.09
25.13
25.17
0.9
0.893
0.886
0.879
0.871
0.864
0.857
0.85
b/m
0.45
0.416
0.3877
0.3632
0.3423
0.3236
0.3070
0.29
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D0=0.75m
图1
（10）叶片型线绘制
采用单圆弧叶片。
叶片圆弧的半径为
FR）210.772m
2（R2cosPb2-RcosPbi）2（0.65cos35°—0.4cos25°）
叶片圆弧的圆心所在半径为
2
OM=RbR2^-2RbR2cos:
b2=0.77220.652-20.7720.65cos35-0.196m2
OM二0.196=0.443m
由此绘制出叶片型线，如图2中的BC所示。
（11）
叶片强度计算
图3（b）为按比例尺寸绘制的圆弧形叶片图。
2口=35[P=33°,
图2
C为叶片的质心。
由图测得:
&二0.507m，b=0.33m
叶片与轮盘、轮盖的链接为焊接。
叶片的离心力f可分解为f1和f2两个分力。
分力f1所引起的最大弯曲应力按式（7-42）计
°
1ob"2R
GRc■cos-
已知：
叶片厚度：
=0.008m
2：
n2-1300
旋转角速度：
136.07rad:
s
6060
材料的密度：
—7.85103（kg/m3）
将各值代入上式，得：
考虑f2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；二=345106pa，不安全。
必须选用优质钢板做叶片。
图3（a）所示轮盘的直径D2=1.3m，中间孔的直径D^0.4m
选取轮盘厚度=0.01m
轮盘的最大应力，按式（7-52）计算
由式（7-54），半个圆盘离心力:
单个叶片的质量：
3
m=0772：
<35汇汉0.008汉0.33x7.85汉10=9.77
180
得:
F2-109.770.507136.07^292.1103
31
叶轮的叶片负荷分配系数K=1
轮盘的最大应力为：
-「162=51.8610658.65106=110.5106Nm2
轮盘的材料选用Q235A，其屈服点j=235N/mm2
235
安全系数ns二二35=2.12，安全。
110.5
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Dh=0.56m，最大周速为
二Dhn_0.56二1300
60一60
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R=0.33m
取铆钉的直径d=0.012m，铆钉数Z=10
通风机的轴功率为
N1166/2
.=12160=1216022.90106Nm2
d2ZnR0.0122勺0汉1300><0.26
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。
450
（2）蜗壳型线绘制。
先选取蜗壳的宽度
B=2.836=2.830.29=0.82（m）
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
A二R2（l2「m-1）
'b2cm0.29立
m-tan：
，-—tan27=0.1802
BBc：
0.82
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：
A=2二尽口=2二0.650.1802=0.735（m）
如按式（8-6）
取前两项计算，张开度为：
A=R22r^1（^rm）^=0.65|^><0.180^1（^0.18022j=1.152（m）
决定选用A=1000mm
用小正方形法画蜗壳型线，正方形的边长为
a二A/4二250mm
分别求出各段弧的半径：
R二R2a/2=650250/2=775（mm>
R=R23a/2=6503250/2=1025（mm）
&二R25a/2=6505250/2=1275（mm）
尺=R27a/2=6507250/2=1525（mm）
由此绘出蜗壳外周型线，如图6所示。
由于比转速一般，蜗舌顶端与叶轮外圆周的间隙t为:
r=0.03~0.05D2，取r=52mm。
间隙t=[0.05~0.10D2，取t=130mm
蜗壳出口流速为：
“1.32爲如45（0
确定舌顶端的圆弧半径
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：
p
蜗壳内的平均速度ca按式（8-19）计算。
摩擦损失系数v.f按式（8-18）计算
D叼3、
©.f=1.5川寸+0.6）=1.5疋0.05汉斤+0.6丿=0.1425
1205
于是.巳f=0.142533.542=96.6（Pa）
P，'2
由式（8-20）冲击损失为.\p/s（c2_Ca）2
2
式中：
Ca=1.1Ca=1.133.54=36.894（m/s）。
由此得
△巳s二1205^*?
」_36.894）2=62.76（Pa）
蜗壳内的流动损失为：
Pv=96.662.76=159.36（Pa）二、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：
a=0.43m,l二0.95m
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：
GfHj-s
Ga+Gi
P
D-3
%1
C1/2
923N-
弯矩〉
1249.8K-tn
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G4=m4g0.1520.957.851039.81=1293（N）
4
悬臂轴的重量G50.120.437.851039.81=260（N）
叶轮重量与不平衡力之和G=（9.810.2210“10002）420=4212（N）
带轮重量与带拉力之和
N4130.874
G2=m2g2.86510=2009.812.86510=8146（N）
Dn0.64工960
（2）计算弯矩和扭矩。
支承A的反作用力为：
l
GG5）（al）（G2G4）2
Ra|2
（4212260）（0.430.95）（78201293）
亠=11053（N）
0.95
支承B的反作用力为
RB二GG5G2G4-RA=421226078201293-11053=2532（N）
截面A上的弯矩为MA=（GG5）a二（4212260）0.43=1923（Nm）
1095
截面C上的弯矩为Mc=「RB=-2532沁-1202.7（Nm）
22
AC段轴截面上的扭矩为Mt=9550N-9550130.87-1301.9（Nm）n960
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：
Mmax=1923（Nm）
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，Mn由式（9-6）计算
2293.5（Nm）
Mn「Miax—Mt2-19232—1249.82
W为轴的截面抗弯模数，按下式计算:
33-63
心护^o.1=98・210（m）
Mn
将Mn和W值代入式（9-5），得
2293.523.36勺06（N/m2）
W98.210
主轴的材料选用35号优质碳素钢，其屈服点二s=530N/mm2，安全系数为
ns
匹=22.69
；「n23.36
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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