《船用离心通风机设计》12000字（论文）

绪论1.1离心通风机的结构形式及主要部件离心通风机设备，是利用电机提供机械能，来增大流过设备的流体的压力，自动输送流体的机械设备。因为要求外界机械能，因此是从动式机械设备。因为它具备能自动输送气体的特征，在指定的场所大力发挥着关键的作用。假如加工厂与矿井中经常会产生有毒危险气体或者可燃性爆炸性气体，要求及时有效通风。这个时候能够运用这类机器设备，在短时间内实现换气的发展目的。通风机在生产中的使用，节约了生产成本，降低了作业人员的工作风险，保护了作业人员的生命安全。因为这一特征，它在第二产业生产加工里被大规模应用和推广。本次我的设计是船舶用离心式通风机的结构和参数。离心式通风机的主要结构有叶轮、联轴器、调节门、机壳、轴五部分。叶轮是它的主要做功原件，它可以利用电机供能快速机械旋转，来加大通道中空气的实际有效流速，进而形成风能压力；它还可以将气体的动能转化成势能。离心通风机进风通常都是中心轴向的，排出一般是径向的。离心式通风机按叶轮分类可以划分为前倾、径向、后倾三类形态。按照通风机工作时所能提供压力大小，可分为低压、中压、高压等。在五大组成部分结构里，叶壳部件发挥着关键性影响，它位于通风机进口，向设备内引进气体。并且在出口处可以使气体排出。在这个过程里还可以把一些气体的动能转化成压能，这部分具有较高静压能的气流从出风口被排出。通风机是需要电机来带动轴旋转的从动设备，这个时候因为每段中心轴相互之间尺寸参数不同，要用联轴器来保障两轴之间的可靠运转。并且联中心轴控制器设备可以稳定自动传递旋转力矩并且可以固定好叶轮部件。通风流量就是经过调节控制门这类设备来完成。其他零部件则用于保证主轴的有效机械传动，使叶轮正常机械旋转，保证流体输出的精确度。表1.1风机设备机械传动模式及特征1.2通风机的分类因为在日常生活里，通风机设备的主要用途十分多，因此在不相同实际状况下针对不相同作用的通风机有很多的分类方法。按照通风机工作时所能提供压力大小分类可分为高、中、低压通风机三种。低压通风机运行时提供的压力最大不超过100毫米水柱，中压和高压通风机产生的压力范围分别是0.115~0.35MPa和大于0.35MPa。低压风机设备一般用于建筑物的通风和加工厂。高压风机则用于强制增压，在各种灌装机设备、电焊机设备、食用商品等各种产业都有着大量使用。根据工作原理分类，通风机可划分为透平式、容积式和喷射式，其中透平式风机又可分为轴流式、离心式和混流式。轴流风机是市场上卖得最普遍的，所谓“轴流式”，即气体平行于风机主轴流动。轴流式风机一般用在流量大且压力小的地方，如电风扇等。离心式通风机是通过电机带动叶轮旋转产生离心力而增大流体静压和流速的通风机设备，如鼓风机等。混流式风机结合了以上两种风机的特征，在外观上，混流风机一般会与轴流风机类似。气体在混流式风机内部的流动既有轴向，又有径向。一般使用比普通连接更加牢固的焊接作为连接方式。混流式风机的出口压力非常的稳定。容积式风机又可分为往复式和回转式，往复式风机通过活塞的往复运动带动气体流动，如气缸。回转式通风机的旋转构件高速机械转动，旋转构件和蜗壳间的空间大小会发生周期性的变化，依靠这种空间的变化来工作。喷射式通风机在工作时，流体经过加速获得非常高的静压能，从喷嘴中排出，带走周围气体，减小周围气压，来吸入气体，在混合室中，气体和流体进行能量交换。1.3船舶用离心式通风机主要特性参数与特征曲线船舶用离心通风机有很多参数，用于表示它的性能和规格。想要合理地使用通风机，就必须透彻地分析这些参数的意义。主要参数有：全压、流量、额定功率、工作效率以及转速。它们确定了一台通风机的性能，决定了这台通风机的适用场合。其中，实际流量根据实际有效体积实际流量计算。设备机械工作效率直观的体现了这台通风机的能耗，所以它是综合系统设计时最为关键的是一个系数。下面列举出了不相同机械传动模式下的设备机械工作效率的参照数值。直接机械传动：1.0；联轴器传动：0.98；减速器传动：0.95；V带传动：0.92。确定的工作条件下，这些重要参数的关系能够用分布曲线图像代表，称之为通风机设备的特征分布曲线，观察此曲线，可以找到最佳的运行工况点。图1.1离心通风机设备作用功能分布曲线1.4通风机噪音防治通风机由于是流体传输设备，气体在其内部高速流动的过程中，必然会产生很大的噪声。噪声不但会造成周围生态环境的破坏，还会影响到生产作业人员的身体健康。所以，通风机噪声的防治刻不容缓。在工业中，我们要对通风机的的噪声进行治理，以达到相应的行业标准。在各种各样的通风机设备中，由于工作原理各不相同，内部结构各不相同，导致了产生噪音的原因也各不相同。我们需要研究分析不同种类通风机产生噪音的原因，针对这些原因，确定各不相同的噪声防治方法和消音模式。空气噪声一般远大于设备噪声，所以我们一般情况下都是想要选择降低风机设备在工作时产生的空气噪声。而空气噪声又分为冲击噪声和涡流噪声，其中，冲击噪声与空气高速流动形成的冲击波有关。叶轮高速旋转，使气体受到周期性的冲击力，形成冲击波从而产生震动，导致了噪声的产生，这种噪声的强度由叶片的形状、尺寸等决定。涡流噪声主要是，叶轮高速旋转，气流脱离了叶轮或者气流脱离了吸入口，导致了涡流形成，从而产生涡流噪声。在我们了解了这些噪声的产生原理之后，我们就可以推断，这两种空气噪声都应该通过优化通风机的结构设计和内部构造来减小防治。然而，在实际设计过程里，通风机内部构造非常的复杂，想要通过优化结构设计来降低噪声是非常困难的。因此，我们只能通过阻断噪声的传播途径来达到噪声防治的目的。我们知道，通风机的噪音一般是从机壳里传出来的，我们可以考虑在出气口添加一个消音器来阻断噪声的传播。而消音器这种特殊设备多种多样，而且各种消音器的工作特征也不一致，所以我们需要按照通风机的内部结构设计来选择合适的消音器。1.5通风机常见故障检修在正式使用之前，通风机需要进行测试和试运行。在这个过程中，可能会发生意料之外的故障问题。我们有必要检修维护并提出全面的解决方案。为了在我们的日常生产中确保正常的机械运转，我们必须要找到最科学严谨的解决方案。一般的故障有振动的故障，中央轴承的过热，润滑系统的问题，以及空气量的减少。震动问题故障对于设置了隔振器的离心通风机设备，震动故障的主要原因在于隔振器的安装位置不科学。此时，我们可以通过纠正隔振器的位置来排除故障。轴承过热轴承过热的主要原因是，轴承与轴的配合没有留出些许间隙，轴在高速旋转时产生热量，使轴承受热膨胀，更加加剧了摩擦，加剧了热量的产生。所以我们要通过增加配合间隙，来排除故障。润滑体系问题故障润滑体系是保障通风机设备平稳运行工作的主要条件，润滑体系故障的主要原因在于润滑油质量不符合设计要求，润滑系统配合间隙过小等。我们可以通过排查这两点，解决这个问题。风量减少其根本原因有三个：首先，实际转速减少，可以通过测试转速解决；第二是管路阻塞，可以检查管路来解决；最后是密封泄漏，重新进行系统性的密封可以解决此问题。1.6通风机的前景展望随着节能减排的概念逐渐深入人心，通风机的发展方向也越来越趋向节省能耗，如在风机的设计及制造技术上，采用可控涡三元叶轮设计技术，抑制叶根区强烈的旋涡流动和减少分离损失，同时采用有限元分析软件对产品的结构强度、叶片和轮毂的应力及固有振动模态进行量化分析，确保产品的结构强度和使用寿命，提高风机的运行效率和安全性能其次，通过对通风机的内部结构进行优化，提升其工作效率，以达节能减排目的。目前我国的通风系统装置大多采用传统的定流量设计，风机始终在工频工况下运行，不能根据实际的热量变化进行流量调节，导致能量的浪费。如在通风系统应用广泛的地铁隧道领域，围绕节能降耗，智能化高效节能技术研究集中于采用光电、温度传感技术，进行列车实时定位，实现根据列车运行位置和状态与风机运行工况的动态匹配，应用智能变频调节，使轨顶风机排热运行更加节能。智能化在节能降耗上的优势显着，是未来通风系统发展的趋势之一。2.气动设计已知：大气压P=101325Pa，温度T=293K，流量Q=21400m3/h，全压Ptf=598Pa，传输介质为空气。根据这些参数，进行气动设计。2.1通风机型式选择及计算比转速 Qv0由综合系统设计系数得Ptf=598Pa<2500Pa，那么本次综合系统设计里能够忽视气体可压缩处理性的影响作用。应用直接机械传动，选用机动设备的实际转速为600转/分钟。运算比转速： ns=5.54n运算出的比转速ns=67.07转/分钟，由于比转速的范围15<ns<80，我选择了离心通风机。又由于ns分布于40～76之内，叶轮形式我选用单吸式。又因为比转速位于20~90间，所以叶片形式我选用后弯圆弧式。2.2计算叶片出口角β2A和压力系数ψtβ2A的实际大小和许多影响因素相关，例如：通风机的大小尺寸、工作效率、噪音大小等，要放在一起考虑。我选用的叶片是后弯圆弧叶片，参考资料信息，了解到一些通风机设备的设计经验，为获得较大工作效率，针对后弯圆弧叶片式通风机，一般在β2A=30°~60°范围里选用。由此可知，选用叶片设备的对外出口角为：β2A=50°。估计全压系数：ψt2.3选定叶轮外圈圆周速度u2 u2=2.4选定叶轮外径D2 D2=确定为D2=1.00m当D2=1.00m时，u2为： u2=全压系数： ψt=依据全压系数与叶片设备对外出口角的范围，验算校对运算出的全压系数ψt与选择的叶片设备对外出口角β2A是否适合。它们的作用范围在表2.3里列举出。表2.1作用范围对照表根据以上表格能够得知：全压系数ψt与叶片设备对外出口角β2A取值合适。2.5确定叶轮进口直径D0和叶片出口直径D1通常情况下确定为D0=D1。流量系数： ϕ=Qv那么：D=0.514∼0.726m取D0=600mm。叶片最大入口直径： D1max=取D1max=620mm。叶片最小入口直径： D1min=取D1min=580mm。叶片入口平均直径： D1m=因此：D0=D1=600mm。2.6确定进口宽度b1和叶片进口角β1A由于通风机是自由进气，所以通风机设备选用弧形前盘，所以d=0。 ξ=0.488100n取ξ=0.5，叶片进口宽度b1为： b1=确定为容积参数ηv=0.98，子午速率为： C1m'估计叶片进口角： β1A=arctan2.7叶片数目Z的确定叶片设备数为： z=8.5sinβ叶片数通常为12~16。考虑到计算便利，选取为Z=16。2.8确定叶片出口宽度b2叶片设备对外出口宽度根据计算公式运算： b2=取b2=0.19m。校核当量角： tan⁡θ叶片厚度取δ1=δ2=0.005m。阻塞系数τ1、τ2可由如下方程式运算： τ1=1−δ1 τ2=1−叶片长度：l=D2把数据代入，计算可知：tanθ则，θ2所以选用合适。2.9校核全压2.9.1通风机理论全压Pth经过我们在流体机械设备里所学到的欧拉运算方程式，我们知道，针对其原理全压Pth∞在不相同叶片设备数量下存在不相同的运算方程式，如果叶片数量为无限多的时候，其运算方程式为： Ptℎo=ρ其中： C2m∞=得： Ptℎ∞=1.1994×环流系数K： K=11+sin理论全压： Ptℎ=K2.9.2容积效率和泄漏量查阅参考资料，取径向间隙δr=0.005m，取间隙边缘收缩系数α=0.7m。 ∆Q（2.29）考虑泄露后的流量： Qtℎ=容积效率： ηv=2.9.3验算全压子午速度： C1m'进入入口后的速度： C1m= ω1=出口前的速度： C2m= ω2=出口之后的速度： C2m' C2u∞= C2u' C2'估计通风机总流动损失： ΔPℎf转变损失： ΔPr=取：ε得： ΔPr叶道内部损失： ΔPimp取：ε得： ΔPimp额定工况下，冲击载荷损失为： ΔPs蜗壳内部流动损失： ΔPv取ε得： ΔPv所以： ΔPℎf实际全压为： PtF=因此：PtF−由于最终运算结果为3.40%<5.0%，因此所确定的数据是科学的。流动效率： ηℎ=2.10确定风机的功率轮阻损失取β=0.88( ΔP（2.53）内部功率： Ni=内部机械效率： ηim=通风机设备内部效率为： ηi=运算轴功率，取=98%，则： Ns=安全系数：k=1.15，得通风机功率： N=kNs2.11绘制叶片的型式叶片宽度从入口到出口是在慢慢改变的，从C1m=11.75m/s改变到C2m=11.16m/s，看作为数学线性改变的，因为C1m≈C1mʹ，C2m≈C2mʹ，那么可以看成是从C1mʹ数学线性改变到C2mʹ，因此： b=Qtℎ其中：μ=0.92。在R1~R2相互之间等分出来十份，将结果列入表2.3。表2.3R和b相互关系运算最终结果得：图2.1叶轮部件宽度b与叶轮部件半径R的相互关系2.12选取通风机叶片各尺寸圆弧半径Rk： Rk=中心圆半径R0：R0=图2.2叶片设备主要系数3结构设计3.1蜗壳尺寸设计蜗壳是收集与导流刚刚离开叶轮的流体，将流体中的一些动压能扩压，转化成静压能的构件，在离心式通风机中有着必不可少的作用。查阅资料，根据离心式通风机对动压能的要求，本次设计蜗壳型线选择圆弧形。3.1.1蜗壳宽度蜗壳宽度： B=(1.3∼2.2)b2取B=0.400m本次综合系统设计应用等边基元法。蜗壳截面出口张开度A： A=Qv0基变长度a为： a=A4D2=1m蜗壳型线各半径：RaRbRc=Rd3.1.2蜗壳出口的运算 C=(1.3∼1.4)A=(1.3∼1.4)×0.698=0.907∼0.977m （3.8）选取C=0.95m。蜗壳对外出口后一般均会设立一扩压控制器设备，最优的出口扩压角度具体如下所示。为了减少降低总有效长度，可以适时增大。扩压角θ范围是：6°~8°，这一次我取θ=7°。3.1.3蜗舌尺寸的确定浅舌容易导致叶轮部件暴露非常多，使风机设备作用功能分布曲线破坏；相反，深舌分布曲线不会被破坏，但噪声会增大。蜗舌与叶轮间间隙t： t=(0.05∼0.10)D2取：t=0.07m。蜗舌顶端的圆弧半径r为： r=(0.03∼0.06)D2确定为：r=0.04m。得到蜗壳型线如下：图3.1蜗壳型线3.2调节门结构设计调节门的主要作用为控制通过风机的流体流量，它的位置在风机进风口前。它的结构一般是百叶窗挡板式，挡板叶片的转动范围为0~90，在开启和关闭的过程中，要求调节门的动作时间不超过50秒。挡板的形式有很多种，其中，机翼式挡板风阻小，叶片刚度高，所以本次设计我选择机翼式挡板，以适用于调节门的强度和风机的效率要求。调节门的驱动方式也多种多样，其中，电动驱动具有反应灵敏、动作可靠的优点，并且可以实现远程操控，这是手动驱动所不具备的，所以我选用电动驱动。调节门的进口直径在实际的离心式通风机设计中，一般都应取为与叶轮直径相等的值，即600mm，由于法兰连接连接可靠，易于拆装维修，我选择用法兰连接的方式连接它与集流器，法兰孔直径应该比调节门的进口直径稍大一些，我取650mm，调节门最大直径取700mm。3.3集流器的设计集流器设备的基本结构有很多不同类型，选用恰当的集流控制器设备，通风机设备的工作效率就会提升10.0%~150%。它的组成构造具体形状以及叶轮部件入口实际间隙的实际大小都是潜在干扰通风机设备工作效率的重要影响因素。为了促使集流控制器设备的大力发挥分布空间更大，集流作用效果更加良好，把其间隙设计为3mm，其中，中部直径设计为440mm。通常取当量收缩角Φ=40°~60°，我取Φ=50°。3.4设计船舶用离心式通风机的传动组参考依据第1章里的表1.1，本次风机设备机械传动模式确定为D式机械传动。主轴额定功率：Ns=6.21kW电机额定功率：P=7.14kW风机实际转速：n=600转/分钟3.4.1计算轴上转矩 T1=9.55×3.4.2主轴的材料选择我选用45号钢作为主轴材料，经过机械设备设计手册查阅相关资料可知它的机械性能：σb=600MPa，σs=355MPa。3.4.3估算最小轴径45号钢，查得：A0=126~103，则d0为： d0=在中心轴与轮盘与联轴器设备展开连接的时候，为了提升其稳定性，我选用键连接的模式。将中心轴的轴径增大7.0%，为30.78~25.16毫米；但是因为中心轴在机械转动过程里受到扭转作用力，所以它通常被当作最小直径dmin。确定最小轴径的时候，要比d0稍大，我取dmin=35毫米。3.4.4选择联轴器因为在离心式通风机运行的过程中，轴的转矩基本上变化很小，我们可以把它看做一个恒定的值，取负荷系数：KA=1.3，而其扭转力矩可知： Tca=KAT1按照GB/T5843-2003选用联轴器，型号为GY5Y35×823.4.5轴承的选择轴承在机械设备中具有举足轻重的作用，它具有支撑机械旋转体、降低设备在传动过程中的摩擦系数的作用。按照不同的分类方式，轴承可以被分为很多种，其中角接触球轴承更加适用于本次设计。角接触球轴承，顾名思义，就是套圈与球之间存在一个接触角的轴承，这种轴承适用于转速较大，既有轴向应力又有轴向应力的场合。一般情况下，接触角的值取15°，30°或40°，轴承承载轴向载荷的能力随着接触角的增大而增大，但是为了适用于更大的转速，接触角越小越好。本次设计中，由于轴向载荷不是特别大，而对转速的要求很高，所以我取接触角为15°。并且，角接触球轴承还在提高精度、控制噪声、降低摩擦力矩、提高最大转速等方面具有其他种类轴承所不具备的优越性。因此，我选择角接触球中心轴承。3.4.6主轴结构在中心轴综合系统设计过程里，其具体系数是通过很多种不同影响因素的一起作用影响的。（1）中心轴直径的确定为了方便生产加工，在设计中心轴的直径时，要最理想化的运用普遍常用标准，并且应用参考标准之后，可以便利专业工作者装配设计。而中心轴的最低有效直径通常由实践经验所明确。为了简单化论述介绍各段中心轴的数据，我把中心轴按段分，从左到右依次是1~7，具体如下图4.1所示。轴7在装配时连接联轴器，我选用的联轴器为：GY5所以在设计时，轴7的直径的取值应与联轴器的内径数值相等，也就是d7=35毫米。联轴器左端和中心轴6接触，所以确定直径时，设计中心轴6直径比中心轴7的中心轴径大5~10mm，也就是d6=45mm。轴3与轴5的作用都是装配轴承，而这两段轴所装配的轴承型号相同，所以轴3与轴5的直径都应取轴承内径，即d3=d5=50mm。在通风机的运行过程中，对轴4的强度要求较高，所以轴4的直径应该略大于主轴的其他部分，我将轴4的直径取为：d4=55mm。思考到美观与生产加工便利，中心轴2与中心轴6设计成大小一致的两段主轴，也就是d2=d6=45毫米。轴1在装配时连接轴盘，所以在设计时，轴1的直径的取值应该等于轴盘连接孔的内径的值，也就是d1=35毫米。（2）明确各轴段长度设计主轴长度时，有一个特别容易忽略的细节，那就是联轴器外一般会设置一个轴端挡圈，在装配的时候，要尽可能规避它和中心主轴端面形成作用压力。思考到这一影响因素的影响作用，轴7要比半联轴器圆孔短2～3mm。我选择的联轴器的毂孔长度为82mm，则轴7的长度取：l7轴1的长度和中心轴盘的圆孔毂长度相同，也就是：l1轴3与中心轴5的作用是安装轴承与挡油环，它们的长度应等于轴承宽度加挡油环的厚度，即l3轴承端盖直径应与轴承直径相等，也就是D=90mm。固定螺栓共有4个，直径d3那么：dDDe=1.2e≥e1，DDD箱体壁厚δ1=8mm，则：m=(l1+端盖宽度： B=e+m=18mm （3.15传动部件需要保养，一般情况下要定期拆装注油，考虑到保养设备所需要的操作空间，半联轴器到中心轴承端盖部件外端面之间留出28mm的空间，那么轴6的长度： l6=e+2m+28=54mm （轴4的长l4的确定经过深入思考材料的强度、刚度等力学性能，额定工况下的受力情况和强度要求，取l4轴2的作用是安装轴承端盖部件，并且轴2还要与蜗壳保持一定的距离，则： l2=100+54=154mm 3.4.7制定零件的装配方案主轴上的零件，一定要以一定的顺序依次安装，这个顺序由主轴的设计决定。由于装配不合理会造成设备无法正常运行，还会酿成生产事故，造成操作人员的生命安全受到损害，甚至威胁到企业的经济财产安全，所以，合理的安排主轴零件装配顺序是必不可少的步骤。本次装配设计方案具体如下所示：往主轴上安装零件时，要从直径最大的那段主轴开始，依次向外逐个安装。一定要注意的是，安装每个零件的时候，都要准确的进行轴向与周向的定位，从而保障安装设置结束之后可以正常机械运转与工作。在展开拆卸检修的时候，顺序和安装设置时完全相反，先展开外部零部件的拆卸检修，之后按照顺序分别展开拆卸检修。本次我设计出来的主轴尺寸如示意图3.2所示。图3.2主轴结构示意图3.4.8轴上零件的定位零部件与主轴的配合要求轴向和周向准确定位，防止滑动，来保障主轴与主轴上零部件可以正常的机械转动与工作。我在轴1与轴7上开键槽。需选用两个键，由于轴1与轴7具有一样的直径，为35mm，且轴1长度为60mm，轴7长度为80mm。那么可以按照机械设备设计手册GB/T1096-2003选用恰当的键。两个键的类型都选择A型平键，轴1上的键为：b×h=12×8，l=50mm，轴7上的键为：b×h=12×8，l=70mm。在本次设计中轴向通常是由轴肩来进行定位。3.5零部件材料的选择主轴材料：主轴一般要具备比较大的强度。通常材料选择合金钢或者碳钢，综合适用性与经济性，中心主轴物质材料我选择45号钢，45号钢这一材料由于具有优良的强度、刚度等力学性能，可以适用于我的主轴设计。叶轮部件与叶片设备：本次设计中，由于离心式通风机所输送的中间介质为空气，所以叶片在离心式通风机运行时所承载的负荷很小。查GB/T700-1998，将叶片材料选为Q235。考虑离心式通风机在运行时对轮盘的作用力以及强度要求，前盘与后盘的材料选用Q345。4各零件质量及强度校核4.1各零件质量叶轮质量： m1=m2前盘厚度取6mm。前轮盘弧长：l=2πR×β360∘前盘质量：m=π×[=22.49kg （4.后盘质量： m4（4.4）轴盘体积：V1=π(R.V=0.89×10V=V轴盘质量：m2=ρV=7.85×10叶片面积：S5=12叶片质量：m5=16×0.0583×0.005×7.85×103叶轮质量：m1=6.6+22.49+23.66+36.61=89.36kg 主轴质量： m×7.85×10联轴器质量： m7=5.43kg4.2叶片强度校核本次设计选用平板叶片。由于叶片形状复杂，计算强度十分的困难，我们近似的把它当作受均布载荷的梁，进行计算。当叶轮旋转的角速度为ω时，单个叶片的离心力可用如下运算方程式运算： F=mω2这里：Rc=叶片宽度：b=b单个叶片质量：m=m5我设计的叶片参数：l=0.22m；δ=0.005m；叶轮角速度：ω=单个叶片形成的离心作用力：F=ρ=0.38×0.22×0.005×=4011.69N（4.18）只算法向作用力： F1=F叶片最大弯矩： Mmax=最大弯曲变形应力：σmaxQ345的屈服点σs=345MPa。根据上述运算能够得知：σmax<σs，因此强度合理。4.3计算轮盘强度4.3.1等厚圆盘的强度计算由轮盘离心力产生的切应力：σ（4.22）轮盘自重离心力：Ff（4.23）单个叶片离心力：F=mω轮盘附加应力：σt2轮盘的最大切应力为：σmax=Q235的屈服点σs安全系数：K=σ所以，轮盘强度合格。4.3.2轴盘材料的选择轴盘材料的选择要参考轴盘最大直径处的线速度，它的值是： un=当un<304.4叶轮用铆钉强度计算本次设计，叶轮连接方式选择比较简易与快捷的铆钉链接。选用Φ10铆钉，数量Z=8，直径取。弯矩：Mn这里，n是叶轮的实际转速，N是额定功率。铆钉能承载的最大剪力：τ=Mn4.5校核键的强度由前文知，轴7上选用的键的尺寸是：b×h=12×8，l=70mm，键的类型是A型平键。轴7直径d=35毫米；键与联轴器 σp=由前文知，轴1上选用的键的尺寸是：b×h=12×8，l=50mm，查，选择型普通平键。d=35，键与联轴器 σp=表4.1键链接的许用压缩应力参考表4.1，可知，选取的键强度合格。4.6轴的强度校核4.6.1轴的载荷叶轮重力加不均衡力：G=882.8N （4.33）主轴重力：G4G5G6联轴器重力： G3=4.6.2轴的弯矩由前文主轴设计部分经过简单计算可知l1=230mm=0.23m在这其中：l—支承点A与支承点B之间主轴的跨距，m；l1—支承点A至叶轮中心的距离，m；l3—支承点B至联轴器中心的距离，m。主轴最大弯矩：R=(882.8+13.4)×(0.432+0.23)+77.9×R=882.8+53.21+77.9+13.4+14.88−1388.66=−346.47N（4.39）弯曲变形应力：MAMBMmax=4.6.3轴的转矩 T=9551pn45号钢的屈服点σs [σ]=σs这里的n的值一般取2.5~3.0，我取2.7。抗弯截面系数W=πd232，主轴直径： d≥32M我设计的主轴的最小直径为35mm，大于16.34mm，所以轴的强度合理。图4.1主轴受力图与弯矩图4.7稳定性校核临界转速： nc=钢材弹性模量。又由前文得：m1代入式4.46得：nc=15由于： n=600r/min<0.75本次船舶用离心式通风机设计合理。4.8校核轴承的使用时长本次设计选用角接触球轴承。径向作用力：FrA=1141N，FrB=39.11N。轴承受力： FdA FdB又： FrAF则：X1=0.41， FrBF则：X2=0.41，载荷系数取：fp当量动载荷： P1（4.53） P2（4.54）使用时长： Ln=校核合适，因此轴承符合寿命要求。

结论在本次设计中，我选择的课题是21400m3/h船舶用离心通风机设计。在本文中，我首先介绍了通风机的用途和它在生产过程中的重要性，其次叙述了通风机的几种分类方式，再者还论述了通风机常见的故障以及解决办法，并且引申了通风机噪声的防治问题。通过查询大量的学术资料，我对通风机有了全方位的认识与了解。通风机行业的前景光明，我也对这个行