叶轮机械原理作业教材.docx

1、叶轮机械原理作业教材叶轮机械原理作业张硕 201520503005离心通风机设计设计一台离心通风机，其流量 Q=90000m3/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 Q =90000/3600 =25m3 / s ； P=4000pa； 进口压力 Rn =101325pa，进口温度 垢=20，空气密度 Pair = 1.205kg/m3(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 ns =5.54 Q =5.54 1300 253 =71.6pN

2、 4000根据比转速值，由图 5-5预选-：二0.8，根据比转速和压力系数估算出叶片出口角 1 b2 :屮 0 8+1.4410-5nS0.3835 +1.44% 10七 71.62 -0.3835-b- 3 - 3 32.32 2.7966 10 2.7966 10b2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：b2 = 35。压力系数为：=2 0.3835 2.7966 10” 35-1.44 10* 71.6-0.815取整，确定 D2 =1.3m由式(7-10),叶轮入口喉部直径为:Do =3.253 1 3 Qn ，由于是径向自由入口，轮毂比 n

3、(1 v预选叶片厚度使叶道入口截面堵塞的系数 畀=0.92，容积效率 v = 0.98，根据公式7-8，计算 :1=0.488 迴6 =0.517 .6丿径 D = 0.72m确定喉部直径D0 = 0.75m，叶道入口直径D(11.1)D0.75 0.825m，取叶片入口最大和最小直径 D1max二0.9m，D1min二0.7m。d = 0.43m，确定 b| 二 0.45m。叶道入口前速度为：c1m 25.07 m s：D1brl1 v : 0.8 0.45 0.9 0.983驚461从而可知 打=24.75，确定 n =25(3)确定叶片数式中 t -0.5 1.7sin 1 b2 =.5

4、 1.7sin35 -1.475，35 25= 9.73，取 Z =10选取叶道出口截面气流充满系数 2 =0.85确定 b2 =0.29m验算叶道的当量扩散角 eq，由式（3-4）因此：Z =1.475 二 1.3 8sin1.30.8= 2.76，二eq =5.52 6，符合要求。（5）计算滑移系数和理论压力。泄漏量为：AQ =2D0，：,取间隙值住=0.003m，锐边孔的流量系数、-0.7i 4000 3得：2 0.75。.。3 0.7、, IQs “330m s理论流量为：Qt 二 Qn Q =25 0.330 =25.330 m3 s容积效率为：v =Qn 25 0.987Qt 25

5、.33叶片无限多时叶道出口子午速度:Qn25C2m :21.12 m s二 D2b2 1.3 二 0.29无限多时的理论压力为:1 C2mQOcoWb2/2=1.205天88.442 u2 丿PT：=d；2112 cot 35 =6210 Pa88.44用斯托多拉公式求滑移系数:(6)计算叶道入口和出口速度C1 msin ：b1C2m25.35 .sin j 乔二 44.20 m s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：Qt 25.33c2m T 21.40 ms二 D2b2 1.3 二 0.29C2u ： - U2 -C2mC

6、Ot 52 =88.44-21.4 cot35 =57.88 m sc2u =6： 0.725 57.88 =41.96 m sC2 = Qm C2u 二 21.42 41.962 = 47.10 m sco 21.4 tan-：s 0.510Q-： 2 = 27C2u 41.96（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：P 2 1 205二 =0.15 25.2857.52 Pa损失系数 0.15 0.25,取：=0.15叶道内损失，按式（3-6）计算：P 1 205.：pbf =

7、0.15 59.802 =321.84 Pa2 2损失系数 b =0.15 0.30,取 1=0.15蜗壳内损失，按式（3-7）计算：P 2 1 205Pv 二 Vc2 =0.15 05 47.12 =199.6 Pa2 2损失系数 v = 0.15 0.25,取 =0.15总流动损失为： Ph f p ：pb Pv =57.52 321.84 199.6 = 578.96 Pa通风机的压力为： p = Pt - ：Ph =4502.7 -572.96=3923.74 Pa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

8、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 “.8830.987v =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 =0.810.88，取=0.85得： Nf =0.85 1.205 1.32 88.443 10=1.197 kW（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二24.90m s叶道刚出口的子午速度为2533 25.17 m s1.3二 0.29 0.85叶道入口前截面气流充满系数 二=0.9，叶道刚出口截面

9、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/m0.80.870.941.011.081.151.221.3cm/m s24.9024.9424.9825.0225.0525.0925.1325.170.90.8930.8860.8790.8710.8640.8570.85b /m0.450.4160.38770.36320.34230.32360.30700.29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 =

10、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) 2 1 0.772m2(R2 cosPb2 - R cosPbi ) 2(0.65cos35 0.4cos25)叶片圆弧的圆心所在半径为 2OM =Rb R2 -2RbR2cos :b2 = 0.77 2 2 0.652 - 2 0.77 2 0.65cos35 -0.196 m2OM 二 0.196 = 0.443 m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2C为叶片的质心。由图测得:& 二 0.507m， b = 0.33m叶

11、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1 ob 2 RG Rc cos -已知：叶片厚度：=0.008m2：n 2- 1300旋转角速度： 136.07 rad : s60 60材料的密度：7.85 103(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=345 106pa，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

12、(7-52)计算由式(7-54)，半个圆盘离心力:单个叶片的质量：3m=0 772：R = R2 3a/2 =650 3 250/2 = 1025(mm)&二 R2 5a/2 =650 5 250/2 = 1275(mm)尺=R2 7a/2 =650 7 250/2 = 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 0.05 D2，取 r =52mm。间隙 t =0.05 0.10 D2，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

13、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=0.14251 205于是.巳f =0.1425 33.542 =96.6(Pa)P ， 2由式(8-20)冲击损失为.p/s (c2 _Ca)22式中：Ca =1.1Ca =1.1 33.54 =36.894(

14、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 =96.6 62.76 =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：GfH

15、j-sGa+GiPD -3% 1C 1/2923N -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=m4g 0.152 0.95 7.85 103 9.81 =1293(N)4悬臂轴的重量 G5 0.12 0.43 7.85 1 03 9.81 =260(N)叶轮重量与不平衡力之和 G =(9.81 0.22 10“ 10002) 420=4212(N)带轮重量与带拉力之和N 4 130.87 4G2 =m2g 2.865 10 =200 9.81 2.865 10 = 8146( N)Dn 0.

16、64 工 960(2)计算弯矩和扭矩。支承A的反作用力为：lG G5)(a l) (G2 G4)2Ra | 2(4212 260)(0.43 0.95) (7820 1293)亠=11053( N)0.95支承B的反作用力为RB 二 G G5 G2 G4 -RA =4212 260 7820 1293-11053 = 2532(N)截面 A 上的弯矩为 M A = (G G5)a 二(4212 260) 0.43 = 1923(N m)10 95截面 C 上的弯矩为 M c =RB =-2532 沁 -1202.7( N m)22AC 段轴截面上的扭矩为 Mt =9550N -9550 130

17、.87 -1301.9( N m) n 960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( N m)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( N m)MnMiaxMt2 - 192321249.82W为轴的截面抗弯模数，按下式计算:3 3 -6 3心护 o.1 =982 10 (m)Mn将Mn和W值代入式(9-5)，得2293.5 23.36 勺06(N /m2)W 98.2 10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；n 23.36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。