已知：風(fēng)機型號：Y4-73_-11No21D選用電機型號：Y2-355M1-8,電機功率132kW,轉(zhuǎn)速740r/min，風(fēng)機轉(zhuǎn)速730r/min，全壓1800Pa;
一、 葉片強度計算：
由于本風(fēng)機葉片為機翼型葉片，對機翼型葉片常假設(shè)為橢圓形處理，葉片的重心為橢圓的形心O,在忽略筋板對強度的有利影響的條件下，把整個葉片看作承受均布載荷的梁。
葉片強度設(shè)計計算
已知：
葉片個數(shù)Z=12
葉片重心至葉輪中心距R=0.885m;
單個葉片的質(zhì)量為m=53kg;
半徑R處的安裝角為β=45°；
葉片近似橢圓幾何尺寸a1=0.02495m; a2=0.01395m
b1=0.27825m;b2=0.25825m
葉片平均寬度b=0.5843m
那么葉片的抗彎截面模數(shù)W2近似為：
W1=π×（a13 b1 –a23 b2）/4 a1
=π×（0.024953×0.27825 –0.013953× 0.25825）/4× 0.02495
=1.139×10-4 m3
如圖[1]所示葉片受力分析可知，只須計算p1所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力
p1=pcosβ=mRω2cosβ=mR（nπ/30）2cosβ
故p1=53×0. 885×[(730×π)/30] 2 ×cos45°
=1.94×105 N
葉片所受的彎距為：
M1max= p1b/ W1
=1.94×105×0.5843=113354.2N.m
葉片所受的彎曲應(yīng)力
σmax= M1max/12
= [113354.2/(1.139×10-4)]/12
=82.9 Mpa
材料選：材料Q345查閱參考文獻[1]材料的強度極限σb =430~670Mpa,j計算取430Mpa，取安全系數(shù)S=1.6則
[σb] max=σb/S=268.75Mpa
顯然，σmax<[σb] max即安全。
結(jié)論：經(jīng)以上計算說明可知，葉片強度能滿足要求，設(shè)計合適。
二、 前盤及后盤的強度計算
概述：離心風(fēng)機的前盤及后盤的最大切向應(yīng)力由兩部分組成，一部分是圓盤本身離心力產(chǎn)生，另一部分是由葉片離心力所致，因而，只須考慮計算校核此即可。
1、 前盤的計算
（1） 前盤本身離心力
已知：前盤內(nèi)徑D1 =1492mm,外進徑 D2 =2130mm,厚度δ前盤=10mm對于鋼制圓盤
σt1=6476u22[1+0.212(D1/ D2) 2]
=6476×[（π×2.31×730）/60]2×[1+0.212(1.492/2.13) 2]
=55.68Mpa
式中u1為前盤外徑D2的線速度
（2） 葉片離心力在產(chǎn)生的附加應(yīng)力
σt2=σt1×P t/ P f-------------------------（3）
式中P t-----半圓盤上葉片的總離心力（N）
P f-----半圓盤的離心力（N）
σt1-----不考慮葉片離心力時輪盤的應(yīng)力（N/m 2）
P f=mRcω2=δ前盤ρω2 （D23 –D13）/12
=654δ前盤ω2 （D23 –D13）
=654×0.010×（π×730/30）2×（2.133 –1.4923）
=242152N
已知一個葉片的質(zhì)量為53kg,葉片重心所在半徑為0.0885m,則一個葉片產(chǎn)生的離心力為
P=mRc葉重心ω2=53 ×0. 885×（π×730/30）2
=273831N
半圓盤上(Z/2)個葉片產(chǎn)生的離心力的總垂直分力為
P t=k(Z/2) P m=kZP/π
式中P m------為葉片轉(zhuǎn)半圈所產(chǎn)生的離心力的平均垂直分力
k----為葉片離心力的分配系數(shù)，前盤取k=0.5,后盤取k=1
故：由（3）式可得，
σt2=(55.68×0.5×12×273831/π)/ 242152
=120.31MPa
因而，前盤最大切應(yīng)力為
σmax=σt1+σt2
=55.68+120.31
=175.99 MPa
材料選：材料Q345查閱參考文獻[1]材料的強度極限σb =430~670Mpa,j計算取430Mpa，取安全系數(shù)S=1.6則
[σb] max=σb/S=268.75Mpa
顯然，σmax<[σb] max即安全。
結(jié)論：經(jīng)以上計算說明可知，前盤強度能滿足要求，設(shè)計合適
2、后盤的計算
（3） 后盤本身離心力
已知：后盤內(nèi)徑D1 =640mm,外進徑 D2 =2130mm,材料厚度為δ后盤=16mm對于鋼制圓盤
σt1=6476u22[1+0.212(D1/ D2) 2]
=6476×（π×2.13×730/60）2×[1+0.212×(0.64/2.13) 2]
=43.7Mpa
式中u1為前盤外徑D2的線速度
（4） 葉片離心力在產(chǎn)生的附加應(yīng)力
σt2=σt1×P t/ P f-------------------------（3）
式中P t-----半圓盤上葉片的總離心力（N）
P f-----半圓盤的離心力（N）
σt1-----不考慮葉片離心力時輪盤的應(yīng)力（N/m 2）
P f=mRcω2=δ后盤ρω2 （D23 –D13）/12
=654δ后盤ω2 （D23 –D13）
=654×0.016×（π×730/30）2×（2.133 –0. 643）
=574322N
已知一個葉片的質(zhì)量為葉片53kg,葉片重心所在半徑為0.885m,則一個葉片產(chǎn)生的離心力為
P=mRc葉重心ω2=53 ×0.885×（π×730/30）2
=273830.39 N
半圓盤上(Z/2)個葉片產(chǎn)生的離心力的總垂直分力為
P t=k(Z/2) P m=kZP/π
式中P m------為葉片轉(zhuǎn)半圈所產(chǎn)生的離心力的平均垂直分力
k----為葉片離心力的分配系數(shù)，前盤取k=0.5,后盤取k=1
故：由（3）式可得，
σt2=[43.7×1×12×273830.39]/π]/ 574322
=79.6MPa
因而，前后盤最大切應(yīng)力為
σmax=σt1+σt2
=43.7+79.6
=123.3 MPa
材料選：材料Q345查閱參考文獻[1]材料的強度極限σb =430~670Mpa,j計算取430Mpa，取安全系數(shù)S=1.6則
[σb] max=σb/S=268.75Mpa
顯然，σmax<[σb] max即安全。
結(jié)論：經(jīng)以上計算說明可知，前盤強度能滿足要求，設(shè)計合適
三、 螺栓強度設(shè)計計算
已知：葉輪的轉(zhuǎn)速為n=730r/min,風(fēng)機的功率為P=115kW，則扭距為
Mn=9550×P/n=9550×115/730=1504N.m
鉸制孔螺栓M20強度等級8.8級,則查參考文獻[3]表5-11可知
Sτ=3.5~5,查表5-9知σs=800Mpa計算取Sτ=5按最不利條件考慮。許用剪應(yīng)力為
[Sτ]= σs/Sτ=800/5=160Mpa
對鉸制孔螺栓在轉(zhuǎn)距Mn的作用下，各螺栓受到剪切和擠壓作用。由于螺栓組對中心O越遠，剪切變形越大則由參考文獻[3]第80頁式（5-28）可得：
最大工作剪力F max= Mnr max/(∑r2)
=15040×0.365/(12X0.3652)
=3433.79N
鉸制螺栓所在的圓周半徑為r=0.365m,螺栓個數(shù)Z=12,鉸制螺栓的直徑d=0.021m則每個螺栓承受的平均應(yīng)力為：
τ=F max/(πd2 r/4)
=3433.79/ (π×0.0212×0.365/4)
=27.18Mpa
結(jié)論：τ< [τ]=160Mpa即強度合適
四、 主軸臨界轉(zhuǎn)速的計算設(shè)計
已知：葉輪重量G=1420kg=14200N,軸承支撐跨距l=960mm,支點到葉輪重心的距離a=660mm,懸臂端軸直徑d1=165mm,支撐間的軸的直徑d2=185mm,則軸的臨界轉(zhuǎn)速：
nc=166×10 3d22/SQR{Ga3[(d2/ d1) 4+(l/a)]}
=166×10 3×1852/SQR{14200×6602×[(185/ 165) 4+(960/660)]}
≈41466r/min
nc / n =41466/730=56
結(jié)論：已超過1.6倍，即運行安全
五、軸承壽命的驗算
已知：選用軸承型號為左邊為22238和右邊為2個6232
由手冊查得軸承有關(guān)數(shù)據(jù)如下：
22238額定動載荷為Cr=865000, 額定靜載荷C0r=1620000其規(guī)格尺寸為d×D×B=190×340×92
6232額定動載荷為Cr=166000, 額定靜載荷C0r=218000其規(guī)格尺寸為d×D×B=160×290×48
（1） 通風(fēng)機的軸向推力
通風(fēng)機工作時，蝸殼內(nèi)氣流的靜壓大于葉輪進口的靜壓，而葉輪前后盤上的靜壓幾乎相等，只有葉輪進口的靜壓低于葉輪后盤的靜壓，故軸向推力沿軸向指向進風(fēng)口。
Pa≈(P2-P1) πD0 2/4≈PπD0 2/4
式中P2---為蝸殼內(nèi)的靜壓（Pa）
P1---為葉輪進口處的靜壓（Pa）
D0---葉輪進口處的直徑（m）
P---通風(fēng)機的全壓（Pa）
Pa≈1800×π×1.492 2/4=3145N
如圖示：設(shè)葉輪的重力為G,則G=14200N,
另外已知葉輪與左軸承之間的懸臂端La=660mm,軸承的跨距L=960mm;
（1）在垂直面內(nèi)：
對右支點求距：
列平衡式：GLa= RR L帶入數(shù)據(jù)整理可得：
RR= GLa /L=14200×660/960
=9763N
RL=G- RR=14200-9763
=4437N
RR 與RL方向垂直向上
(3)軸承壽命的驗算
由計算知右邊的一對軸承受載荷最大且軸承額定動載荷小于左邊軸承動載荷只需驗算此軸承壽命即可
那么單個軸承受的載荷為：RR=9763N
求比值：
A/ C0r=3145/218000=0.01443,按線性插值法可求得：
e=0.207
A/R= Pa/RR=3145/9763=0.322>e=0.207
則由表查得X=0.56,Y=1.6093
即當量載荷為
P= XR+YA=0.56×9763+1.609×3145=10527.5N
式中
X---為徑載荷系數(shù)
Y---為軸向載荷系數(shù)
軸承壽命為
Ln=106(C/ PR) ε/60n=106×(2×166000/10527.5)3/(60×730)
=81y
六|、聯(lián)軸器的選擇
由三計算可知扭距Mn=1504N.m取載荷系數(shù)K=1.3則
[Mn]= KMn=1.3×1504=1955.2N.m
查手冊可知選HL8聯(lián)軸器。HL8聯(lián)軸器的公稱扭距Tn=10000N.m
參考文獻：
[1]《通風(fēng)機》 華中工學(xué)院 李慶宜 主編 機械工業(yè)出版社 1981年9月第一
版
[2]《離心式通風(fēng)機》 沈陽鼓風(fēng)機研究所 東北工學(xué)院流體教研室 機械工業(yè)出版社 1984年6月第一版
[3]機械設(shè)計手冊（第3卷、第4卷） 徐 灝 主編 機械工業(yè)出版社 1991年9月北京第一版
[4]SKF軸承綜合型錄 上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 1991年4月第一版
[5] 袖珍 世界鋼號手冊 第2版 林惠國 林 鋼 馬躍華主編 機械工業(yè)出版社 1998年5月第2版
