叶轮机械原理作业

1、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=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

2、），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-

3、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

4、，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

5、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。D/m0.80.870.941.011.081.151.221.324.9024.9424.9825.0225.0525.0925.1325.170.90.8930.8860.8790.8710.8640.8570.850.450.4160.38770.36320.34230.32360.30700.29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

6、径图1(10)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2(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。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3(12)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

7、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

8、。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4(2)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

9、：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

10、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-