礦用軸流式通風(fēng)機結(jié)構(gòu)設(shè)計【說明書+CAD】

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摘 要 分析此次通風(fēng)機結(jié)構(gòu)設(shè)計，屬于礦用軸流通風(fēng)機，考慮到開采時會有大量的有害氣體溢出，而且包含可能引起爆炸的高濃度瓦斯氣體的原因。隨著開采深度的增加，氣溫也要逐漸升高，這些因素對于井下工作人員的身體健康和礦井的安全生產(chǎn)都是極為不利的，更嚴重的會對井下工作人員和礦井安全產(chǎn)生巨大危害。調(diào)查了國內(nèi)當今的趨勢，此設(shè)計采用對選礦用通風(fēng)機，采用兩極電機驅(qū)動的方式，對對旋風(fēng)機的優(yōu)點進行了進一步的了解，故采用對旋風(fēng)機。 根據(jù)所給的設(shè)計參數(shù)及有關(guān)的設(shè)計要求。具體內(nèi)容包括：通風(fēng)方式的選擇，總體結(jié)構(gòu)方案的確定，葉輪的設(shè)計，疏流罩、擴散器和集流器的設(shè)計和選擇，通風(fēng)機消聲裝置的設(shè)計。本次設(shè)計更加注意對旋通風(fēng)機的消音問題，注重了電動機的隔爆設(shè)計。 關(guān)鍵詞:對旋;防暴;軸流通風(fēng)機;消音器 Abstract The structural design, the ventilator tomography belongs to mine axial fan, considering the mining will have plenty of harmful gases, and can cause high concentrations of gas explosion. Along with the increase of mining depth, temperature will gradually rise, these factors for underground work personnel's health and safety of coal production are extremely detrimental to the more serious, the working personnel of underground mine safety hazards and tremendous. A survey of the current trend of domestic, the design of the concentration polarization, with fan motor driving mode, on the merits of the whirlwind machine, the further understanding of cyclone machine. According to the design parameters and design requirements. Contents include: overall selection of ventilation, design, structural design, flow of the impeller, diffuser, and runoff, design and selection of the design of fan silencer. The design of the ventilator to pay more attention to the problem, pay attention to the motor deadened the isolation design. Keywords To spin riot axial fan muffler 48 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 選題的意義 1 1.2 國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 1 1.3 設(shè)計的主要內(nèi)容 3 第2章 結(jié)構(gòu)設(shè)計方案的選擇和確定 4 2.1 結(jié)構(gòu)方案圖的選擇 4 2.2 比較兩種結(jié)構(gòu)的優(yōu)缺點 5 第3章 通風(fēng)機總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 10 3.1 通風(fēng)方式的確定 10 3.1.1 抽出式通風(fēng) 10 3.2.2 壓入式通風(fēng) 10 3.2 結(jié)構(gòu)方案簡圖設(shè)計 12 3.3 主要結(jié)構(gòu)形式的選取 12 3.3.1 擴散器 13 3.3.2 集流器與流線罩 14 3.3.3 葉輪 14 3.3.4 外殼 15 3.3.5 確定通風(fēng)機各級風(fēng)壓比 15 3.3.6 選擇電動機的功率和型號 15 第4章 葉輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 18 4.1 第一級葉輪的設(shè)計 18 4.1.1 確定葉輪轂比及輪轂直徑 18 4.1.2 確定計算截面 20 4.1.3 葉片幾何尺寸的計算 20 4.1.4 葉片的繪制 23 4.1.5 葉輪強度計算 25 4.1.6 鍵的校核 28 4.2 第二級葉輪的設(shè)計 29 4.2.1 確定葉輪轂比及輪轂直徑 29 4.2.2 確定計算截面 30 4.2.3 葉片幾何尺寸的計算 31 4.2.4 葉片的繪制 33 第5章 主要結(jié)構(gòu)部件的設(shè)計選型 36 5.1 集流器與流線罩的設(shè)計 36 5.1.1 集流器的設(shè)計 36 5.1.2 流線罩的設(shè)計 36 5.2 擴散器的設(shè)計 38 5.3 通風(fēng)機軸向間隙和徑向間隙 38 5.3.1 徑向間隙的計算 38 5.3.2 軸向間隙的計算 39 5.4 風(fēng)筒的選擇 40 5.4.1 風(fēng)筒選用要求 40 5.4.2 局部通風(fēng)機的風(fēng)筒選型 41 第6章 消聲器的設(shè)計 42 結(jié)論 44 致謝 45 參考文獻 46 附錄 47 CONTENTS Abstract 2 Chapter 1 Introduction 1 1.1 The topic 1 1.2 Status and development trend 1 1.3 The main contents of the design 3 Chapter 2 The selection of design scheme and structure 4 2.1 Structure scheme selection of diagram 4 2.2Compare the advantages and disadvantages of the two kinds of structure 5 Chapter 3 Fan structural design 10 3.1 Ventilation 10 3.1.1 Drawer-type ventilation 10 3.2..2 In ventilated 10 3.2 Structure scheme design diagram 12 3.3 The main structure form 12 3.3.1 Diffuser 13 3.3.2 Collecting and streamline mask 14 3.3.3 Impeller 14 3.3.4 Shell 15 3.3.5 Determine the ventilator than at wind 15 3.3.6 Choose the motor power and models 15 Chapter 4 Impeller structure design 18 4.1 The first level of the impeller design 18 4.1.1 Determine diameter wheel rims leaves ratio 18 4.1.2 Determine the computation section 20 4.1.3 Blade geometry size calculation 20 4.1.4 The blade 23 4.1.5 Impeller strength calculation 25 4.1.6 The key 28 4.2 Article 2 the impeller's design 29 4.2.1 Determine diameter wheel rims leaves ratio 29 4.2.2 Determine the computation section 30 4.2.3 Blade geometry size calculation 31 4.2.4 The blade 33 Chapter 5 The main structure parts design selection 36 5.1 Collecting and streamline cover design 36 5.1.1 Collecting design 36 5.1.2 Streamline cover design 36 5.2 Diffuser design 38 5.3 Fan radial clearance and axial clearance 38 5.3.1 Radial clearance 38 5.3.2 The axial clearance 39 5.4 The washroom 40 5.4.1 Hair chooses requirements 40 5.4.2 The selection of local-ventilator hair-dryer 41 Chapter 6 The muffler design 42 Theory 44 Cause 45 Participation in exam 46 Attached 47 第1章 緒 論 煤礦井工生產(chǎn)是地下作業(yè)，自然條件比較復(fù)雜。地面空氣在進入井下并流經(jīng)各作業(yè)場所的過程中，將摻入有毒有害氣體和礦塵，成分逐漸發(fā)生變化。同時，由于地?zé)嶙饔?，人體和機械的散熱、水分的蒸發(fā)等，井下空氣的溫度和濕度都會顯著提高，造成不良的氣候條件。因此，對礦井必須進行通風(fēng)。 1.1 選題的意義 煤礦的生產(chǎn)是地下作業(yè)，自然條件比較復(fù)雜，當?shù)孛婵諝膺M入礦井以后，在成份上發(fā)生了變化。這是生產(chǎn)過程中產(chǎn)生過程中產(chǎn)生巖塵、煤塵和炮煙，煤和其它物質(zhì)氧化，人的呼吸以及煤與圍巖散發(fā)出各種有害氣體等，使礦內(nèi)空氣中氧的含量相對的減少，空氣的濕度、溫度和壓力等也發(fā)生變化，若空氣中氧的含量降低到17%以下時，人在工作時就會感到呼吸急促；降低到6%時，人就有死亡的危險。所以必須利用通風(fēng)機或自然風(fēng)壓對礦井進行通風(fēng)。礦井通風(fēng)的基本任務(wù)是： （1）供給井下人員足夠的新鮮空氣，《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定，每人每分鐘供應(yīng)空氣量不得少于4m3； （2）把有害氣體和礦塵稀釋到安全濃度以下，并排除礦井： （3）保證井下有適宜的氣候條件（及適宜的濕度與溫度），以利于工人勞動和機器的運轉(zhuǎn)。 礦井通風(fēng)工作對于保證礦井安全生產(chǎn)，創(chuàng)造良好的氣候條件提高勞動生產(chǎn)率，具有十分重要的意義[2]。 礦井新建、擴建或生產(chǎn)時，都要掘進巷道，在掘進過程中，為了供給工作人員呼吸新鮮空氣，稀釋和排出從煤(巖)體涌出的有害氣體、爆破產(chǎn)生的炮煙和礦塵，以及創(chuàng)造良好的氣候條件，對掘進工作面進行通風(fēng)。 1.2 國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 我國礦用主扇已經(jīng)歷了半個世紀的發(fā)展歷程。不適合國情的仿制的70B2型曾“統(tǒng)治”我國煤礦30余年。至今仍有煤礦在繼續(xù)使用這種早已被國家勒令淘汰的產(chǎn)品。隨之，國人自行設(shè)計制造的2K60和K58型推廣應(yīng)用了不到10年就已停止生產(chǎn)此時引進德國的GAF型主扇技術(shù)，以洋品牌的產(chǎn)品形象打入市場。盡管人們稱贊此型風(fēng)機的性能與可靠性，但洋品牌價格太貴，用戶難以接受。于是，我國煤礦曾一度出現(xiàn)主扇短缺的被動局面。 面對嚴峻形勢，國內(nèi)風(fēng)機行業(yè)形成了兩條戰(zhàn)線。一是自主開發(fā)。這條戰(zhàn)線在認真總結(jié)經(jīng)驗教訓(xùn)，大力改進2K60型結(jié)構(gòu)，不斷提高K58型制造質(zhì)量的同時，積極自主地發(fā)出2K56新型主扇，以迎接新的機遇和挑戰(zhàn)；二是引進國外技術(shù)。早已引進的GAF型主扇技術(shù)在加快消化吸收的步伐，力爭全面實現(xiàn)國產(chǎn)化，降低成本，提高競爭力。隨后，某些高等學(xué)府和科研院所的某些學(xué)者與專家亦開始向?qū)πV用主扇進發(fā)，他們一方面把對旋風(fēng)機的研究作為獲得學(xué)位的課題；一方面將其成果轉(zhuǎn)化為生產(chǎn)力，極力向鄉(xiāng)鎮(zhèn)、民營乃至國有企業(yè)轉(zhuǎn)讓技術(shù)，從而名利雙收。于是，20世紀90年代，特別是1995年以來，我國礦用主扇掀起了一股對旋熱。于是，對旋主扇的選型與應(yīng)用成為煤炭行業(yè)的一種 20世紀90年代，我國引進日本反旋式扇風(fēng)機，并開發(fā)了低噪聲對旋局部通風(fēng)機系列（壓入式）。該系列風(fēng)機由于其風(fēng)壓高，風(fēng)量大，噪聲低，效率高而被廣泛應(yīng)用于煤礦和礦山工程局部通風(fēng)。且開發(fā)設(shè)計者了這樣的商業(yè)宣傳: 壓力特性和功、通對其進行用化）設(shè)計，其機械和電氣規(guī)范設(shè)計和制造，體積小，質(zhì)量輕、成本低，堅固耐用、安全率曲線均適合于煤礦采掘通風(fēng)需求，且按“三化”（系列化、標準化可靠，能夠承受相當惡劣運轉(zhuǎn)環(huán)境，具有令人滿意和足夠長時間無需維修的設(shè)計使用壽命.現(xiàn)在全國上百家工廠和公司，生產(chǎn)幾十種不同型號和規(guī)格的礦用局部通風(fēng)機，并且全國礦用風(fēng)機形成一股對旋熱，而實際上, 我國目前煤礦用局部通風(fēng)機雜、亂、差，且效率低，噪聲高. 全國大小煤礦瓦斯爆炸事故頻繁發(fā)生.令人擔(dān)心的是：由于開發(fā)設(shè)計者對對旋局部通風(fēng)機沒有實事求是地宣傳和運作，致使我國礦用局部通風(fēng)機的開發(fā)、生產(chǎn)和推廣應(yīng)用進入了誤區(qū)。 這種通風(fēng)機只有兩個對旋的葉輪，而沒有固定式導(dǎo)流葉片。對旋式兩級通風(fēng)機具有與一般兩級軸流通風(fēng)機相同的壓力系數(shù)和比轉(zhuǎn)數(shù)。這種風(fēng)機的壓力系數(shù)、流量系數(shù)和輪轂相對直徑值與一般通風(fēng)機相同，但其壓力曲線稍微陡一些，則更適合長距離通風(fēng)。 當前世界先進工業(yè)國家風(fēng)機產(chǎn)品開發(fā)的主要特點是： 1.以節(jié)能、節(jié)約資源為核心，提高單件效率和耐久性，進而提高整個系統(tǒng)的效率。 2.加強系統(tǒng)的自動化、事故警報系統(tǒng)的研制，節(jié)省維護、監(jiān)控方面的人力。 3.為提高競爭能力，力求包括附屬部件在內(nèi)的產(chǎn)品標準化和組合化。 4.進一步加強了對低噪聲、低振動技術(shù)的研究。 5.不斷針對新的需要，開發(fā)新的產(chǎn)品。 6.在工藝上引進柔性制造系統(tǒng)，最大限度地提高產(chǎn)品生產(chǎn)的自動化程度。 風(fēng)機產(chǎn)品大多根據(jù)用戶需要有不同特性要求，多屬小批量生產(chǎn)，特別是一些大型風(fēng)機產(chǎn)品甚至是單件小批生產(chǎn)，對工藝要求復(fù)雜。目前國內(nèi)生產(chǎn)自動化程度很低，而國外通過研制和采用柔性制造系統(tǒng)，提高了生產(chǎn)的自動化程度。以美國為例，中小風(fēng)機的生產(chǎn)已全部通過自動線完成，從工藝角度提高了產(chǎn)品質(zhì)量，降低了產(chǎn)品成本。 1.3 設(shè)計的主要內(nèi)容 設(shè)計的內(nèi)容及工作量是確定對旋軸流式礦井通風(fēng)機結(jié)構(gòu)設(shè)計總體方案設(shè)計，總體結(jié)構(gòu)及其組成，掌握軸流風(fēng)機工作原理，主要工況參數(shù)的意義。完成主要機械部分設(shè)計。對旋軸流式礦井通風(fēng)機過流部件由集流器，葉輪，擴散器等幾部分組成。具體設(shè)計內(nèi)容包括：擬定總體結(jié)構(gòu)方案的確定，葉輪的設(shè)計計算，疏流罩的設(shè)計計算，擴散器的設(shè)計計算，集流器的設(shè)計計算，殼體的設(shè)計，法蘭等零件的選型校核。保證設(shè)計參數(shù)流量達到Q=25m3/s全壓達到H=3000Pa。此外還包括設(shè)計說明書的編寫，對旋軸流通風(fēng)機的總體結(jié)構(gòu)分析設(shè)計，對旋軸流通風(fēng)機葉輪結(jié)構(gòu)分析設(shè)計，外文資料的翻譯工作。圖紙的繪制工作。包括：總體裝配圖 1張；第一級葉輪零件圖 1張；第二級葉輪零件圖1張;第二級風(fēng)筒結(jié)構(gòu)1張； 第2章 結(jié)構(gòu)設(shè)計方案的選擇和確定 2.1 結(jié)構(gòu)方案圖的選擇 根據(jù)老師所給的任務(wù)書，通過查閱圖書館的資料，選擇了兩種不同的結(jié)構(gòu)設(shè)計方案，其結(jié)構(gòu)如下圖2-1。 1-集流器;2-隔爆電機;3-第一級葉輪;4-第二級葉輪;5-擴散器 圖2-1 對旋軸流通風(fēng)機示意圖 由上圖可知,采用兩級電動機帶動葉輪,兩級葉輪以相反的方向旋轉(zhuǎn),電機軸直接帶動葉輪,大大提高了傳動效率,這種對旋風(fēng)機大范圍的應(yīng)用在礦山機械中,是目前使用較廣的礦用通風(fēng)機. 1-主機;2隔爆密閉罩;3-葉輪;4-擴散器 圖2-2 一般通風(fēng)機結(jié)構(gòu)示意圖 2.2 比較兩種結(jié)構(gòu)的優(yōu)缺點 這兩種方案各自有其優(yōu)缺點,圖2-2，由文獻[22]其特點如下: （1） 采用電機與葉輪直連的風(fēng)機，結(jié)構(gòu)簡單，改變了煤礦抽出式軸流風(fēng)機全部采用皮帶輪傳動或長軸傳動的復(fù)雜結(jié)構(gòu)利于運行和維修。 （2） 該風(fēng)機配套YB系列的隔爆型三相異步電動機，在電機外面安裝全封閉型并具有一定耐壓強度的密散熱罩，及氣壓平衡管，使電機始終處于無瓦斯空氣中運行，以達到煤礦有關(guān)隔爆規(guī)程要求。 （3） BK系列為單級工作論結(jié)構(gòu)，風(fēng)機遇擴散器之間設(shè)置后導(dǎo)葉，以提高靜壓效率。該機葉輪最高效率為0.93，全部裝置最高全壓效率為0.75，因此，效率較高，節(jié)能效果顯著，采用該機通風(fēng)比此前實用的多臺局扇并聯(lián)，即以局扇代主或者局群通風(fēng)可節(jié)電0.6-0.8，該機可反轉(zhuǎn)反風(fēng)，其反風(fēng)量可達正常風(fēng)量的0.65-0.85，不必另設(shè)反風(fēng)道，具有節(jié)約基建資金和反風(fēng)速度快的特優(yōu)點。 （4） 葉輪的葉片安裝角可以調(diào)整，可根據(jù)生產(chǎn)的要求來調(diào)整葉片安裝角度，該機采用特殊設(shè)計，性能曲線無駝峰，在任何網(wǎng)絡(luò)阻力情況下，均能穩(wěn)定運行。 由圖2-1可以看出，參考文獻[20]可知,對旋風(fēng)機的特點如下： （1） 傳動效率高。葉輪直接安裝在電機軸上,改變了傳統(tǒng)的傳動結(jié)構(gòu),既避免了傳動裝置的頻繁損壞,減少了能量損耗,也提高了風(fēng)機裝置的傳動效率,同時也提高了使用效率。 （2） 對旋軸流通風(fēng)機最高壓力點的壓力值較高，一般比普通帶后導(dǎo)的軸流風(fēng)機的壓力高1.2～1.3倍。 （3） 靜壓效率高。由于采用對旋結(jié)構(gòu)，減少了兩級工作輪之間中的導(dǎo)葉，降低了風(fēng)機內(nèi)部阻力損失，提高了風(fēng)機的靜壓效率。 （4） 最高效率高，高效運行范圍廣。對旋風(fēng)機比前置導(dǎo)葉兩級風(fēng)機的最高效率高出約8%，比后置靜葉型兩級普通風(fēng)機最高效率高4%～5%，其高效運行范圍廣. （5） 軸流對旋風(fēng)機使用靈活。對旋風(fēng)機兩級工作輪分別由兩臺電機驅(qū)動，因而對旋風(fēng)機對應(yīng)不同的使用狀態(tài)，可進行各式各樣的組合，使其中一級空轉(zhuǎn)可組成前導(dǎo)加動葉級或動葉加后導(dǎo)葉級，亦可配備一個靜葉作為附件，可以調(diào)節(jié)柵距以實現(xiàn)變風(fēng)量調(diào)節(jié)。對旋風(fēng)機可變轉(zhuǎn)速和兩轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速比來調(diào)節(jié)流量，這是對旋風(fēng)機所特有的。 (6) 對旋軸流對旋風(fēng)機，有良好的逆向送風(fēng)性能，回風(fēng)量可達到60%～70%的送風(fēng)量。由于對旋風(fēng)機可以利用電機的反轉(zhuǎn)反風(fēng)，既不需建擴散器和擴散塔，也不需建風(fēng)機房和反風(fēng)道，施工工藝簡單，因此可大大縮短工期。與其他風(fēng)機相比，其輔助設(shè)備少，控制環(huán)節(jié)少，安全可靠性好，可節(jié)約70%的土建工程費 但是對于設(shè)計對旋風(fēng)機來說還有問題，問題如下： （1） 對旋風(fēng)機中電動機的散熱問題。由于在對旋軸流式通風(fēng)機中，電機是與葉輪直聯(lián)，固定于風(fēng)機中，電機工作在含有高瓦斯?jié)舛鹊臍怏w之中，所以就無法使用風(fēng)機中自身風(fēng)流來散熱。而普通軸流式風(fēng)機，電機置于自由大氣中，可以充分利用這個得天獨厚的條件。 （2） 電機的防爆問題。與普通軸流風(fēng)機的電機放在風(fēng)機外面相比，相當于把井上主扇送回到井下的惡劣環(huán)境中，因此電機要防爆。但是，風(fēng)機的II級電機隔流腔內(nèi)可能存在瓦斯超限。隨著抽出式對旋風(fēng)機的投入使用，發(fā)現(xiàn)其第一級風(fēng)機的I級電動機隔流腔內(nèi)瓦斯?jié)舛冗_到0.1%～0.3%，與周圍環(huán)境中的瓦斯?jié)舛认嗤淮嬖诎踩[患；而其第二級風(fēng)機的II級電動機隔流腔內(nèi)瓦斯?jié)舛冗_到2.2%～2.8%，存在著隔流腔內(nèi)瓦斯?jié)舛瘸迒栴}，造成II級電動機周圍瓦斯聚集。 （3） 軸伸端軸承使用壽命短。由于風(fēng)機葉片產(chǎn)生的軸向力、旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)的殘余不平衡力、電磁拉力、風(fēng)量風(fēng)壓變化將產(chǎn)生的推力等，這些風(fēng)機運轉(zhuǎn)中的徑向力、軸向力形成當量動負荷，對軸承壽命威脅是致命的損壞因素。所以靠近電機軸伸端的軸承容易抱軸、燒毀，嚴重時整個定子繞組被燒毀，這不僅降低了軸承的使用壽命，同時降低了風(fēng)機的使用壽命。這一點尤其在局扇上較為突出。 （4） 軸流式通風(fēng)機后級電機容易燒壞。軸流通風(fēng)機壓力大，通風(fēng)距離長，通風(fēng)距離與流量成反比，只要通風(fēng)距離稍微增大，如果兩級葉輪設(shè)計的匹配性不好，II級電機負載增加比第一級快，當達到一定通風(fēng)距離時，雖然兩級風(fēng)機的總功率尚未達到單級的2倍，但是II級電機的負載已遠遠超出了額定功率，造成II級電機的超載運行，從而導(dǎo)致電機的燒毀。 （5） 如果沒有消聲裝置，風(fēng)機的噪聲大。在煤礦因為風(fēng)機的噪聲大，而掩埋了其它設(shè)備不正常運轉(zhuǎn)聲音和其他的的報警聲音，從而導(dǎo)致了不少的惡性事件。降低風(fēng)機的噪聲，勢在必行。 針對以上問題提出的解決措施如下: （1） 針對對旋風(fēng)機中電機散熱的問題 由風(fēng)機的工作環(huán)境(含有大量瓦斯和煤塵，氣體潮濕)決定了電機不能由風(fēng)機的風(fēng)流來冷卻，而且電機還必須和風(fēng)機內(nèi)的爆炸性氣體隔離，在這種情況下，經(jīng)過專家的研究，采用了隔流腔結(jié)構(gòu)。隔流腔的結(jié)構(gòu)如圖2-3 圖2-3 隔流腔結(jié)構(gòu)示意圖 在上圖的結(jié)構(gòu)中，電機被一特殊的密閉腔密閉，使電機不僅能夠通過進、出氣翼管從風(fēng)道之外獲得新鮮風(fēng)流來冷卻，而且有效地防止了因電氣火花點瓦斯而引起瓦斯煤塵爆炸事故。 （2） 針對電機的防爆問題。 針對對旋風(fēng)機的工作環(huán)境，電機的防爆是最重要的問題。當然首先應(yīng)該選用防爆電機，其次就是隔離電機。隔離同樣采取上述結(jié)構(gòu)圖中的方式，相對I級主風(fēng)流道而言，I級隔流腔內(nèi)氣體處于正壓狀態(tài)，主風(fēng)流道的含瓦斯氣體的污風(fēng)不可能向I級隔流腔泄漏，I級隔流腔內(nèi)的I級電動機始終處于新鮮風(fēng)流下工作，不存在安全隱患；而II級主風(fēng)流道的風(fēng)流則處于正壓狀態(tài)，遠高于II級隔流腔中的靜壓，因此，II級主風(fēng)流道中含瓦斯氣體的污風(fēng)可能向II級隔流腔中泄漏，其泄漏有3個途徑:①隔流腔焊縫不連續(xù)、不嚴實，導(dǎo)致瓦斯從焊縫處內(nèi)泄;②電動機安裝面及隔流腔后蓋處密封不好，導(dǎo)致瓦斯內(nèi)泄;③電動機軸承處泄漏。前兩種情況可以通過加強焊接質(zhì)量、電動機安裝面加強密封等技術(shù)措施解決，但對軸承處的泄漏，可以采用負壓腔體結(jié)構(gòu)，負壓腔安裝在II級電動機軸伸端的軸承前端，通過負壓腔的安裝，可以使II級電機隔流腔內(nèi)的氣壓大于流道內(nèi)的壓力，有效的防止了有害氣體進入II級隔流腔，解決了II級隔流腔內(nèi)瓦斯的超限問題。 （3） 針對電動軸伸端軸承使用壽命短的問題 經(jīng)研究也提出了一些整改措施。對旋風(fēng)機在運行時軸承不僅承受徑向力，尤其對于高壓風(fēng)機軸承還承受著很大軸向力。長期在這種情況下工作就會導(dǎo)致軸承燒壞、抱軸的危險。通過合理設(shè)計軸承室的結(jié)構(gòu)，改進軸承結(jié)構(gòu)的方式，合理選用耐高溫的潤滑脂，來防止軸承的損壞，延長軸承的使用壽命，從而延長了風(fēng)機的使用壽命。 （4） 針對軸流式通風(fēng)機后級電機容易燒壞的問題 后級電機容易燒壞，從現(xiàn)場電機燒毀的情況來看，主要原因:一是長距離送風(fēng)時風(fēng)量減少，電機冷卻效果不好；二是長距離送風(fēng)時，II級電機的負載增大，超載運行。因此，在解決電機燒毀問題時，必須從這三個方面入手:第一，可以通過提高電動機的散熱效果著手，這一點，上面已經(jīng)闡述過。第二，改進葉型結(jié)構(gòu)，防止電機超載運行。第三，合理分配風(fēng)機前后兩級葉輪的壓力負載。改進前后的風(fēng)機性能功率曲線。由圖中可以看出改進設(shè)計后，一級風(fēng)機的最大功率有所增大，而二級風(fēng)機的最大功率減少，減小的幅度大于一級葉輪增大的幅度。當通風(fēng)阻力(距離)發(fā)生變化時，第一級風(fēng)機的負載首先達到最大值，然后逐漸減小，而第二級風(fēng)機的負載隨通風(fēng)距離的增大而增大，直至達到最大值，然后通風(fēng)阻力再增大時，第二級風(fēng)機的輸出功率將逐漸減少，輸出功率最大 不超過額定功率的95%，使II級電機輸出功率永不過載. （5） 針對如果沒有消聲裝置,風(fēng)機噪聲大的問題 風(fēng)機只要運轉(zhuǎn)，就會有噪聲，風(fēng)機的噪聲的大小也是衡量一個風(fēng)機好壞的標準。通風(fēng)機在工作時，產(chǎn)生的噪聲主要包括空氣動力性噪聲和機械性噪聲。其中，空氣動力性噪聲的強度最大，是通風(fēng)機噪聲的主要成分?？諝鈩恿π栽肼曈职ㄐD(zhuǎn)噪聲和渦流噪聲。旋轉(zhuǎn)噪聲屬于偶極子聲源，它主要與葉片數(shù)和轉(zhuǎn)速有關(guān)，其強度大致與速度的10次方成正比。渦流噪聲的強度與氣流速度的6次方成正比。從通風(fēng)機噪聲產(chǎn)生的機理及其特性可以看出，最優(yōu)化的氣動性能設(shè)計是獲得最低空氣動力性噪聲的根本方法。此外，其通流部位的合理設(shè)計與匹配不但可以獲得較高的效率，而且其噪聲也可得到控制。可以通過增加葉柵氣動力載荷，盡可能降低圓周速度，適當減小輪轂比，降低軸向速度，不等間距動葉和合理的葉片數(shù)，合理的軸向間隙和徑向間隙，采用彎掠葉片的方法來降低風(fēng)機噪聲。上面是從聲源上控制噪聲，為了防止噪聲的傳播，可以從傳播體途徑上控制噪聲。對于局扇，在通風(fēng)機輻射的噪聲中，其進出口部位輻射的噪聲強度最大。抑制這部分噪聲最有效的措施是在通風(fēng)機的進出氣口安裝消聲器。目前在市場上的消聲器很多，對旋風(fēng)機應(yīng)用較多的是穿孔板消聲器。消聲材料夾放在風(fēng)機的內(nèi)筒和外筒之間，內(nèi)筒為微穿孔板結(jié)構(gòu)，內(nèi)筒可以從外筒中抽出，方便消聲材料的更換或者清洗。 對于主扇，一般采用加裝隔聲罩或蓋風(fēng)機房。加裝隔聲罩就是將通風(fēng)機用密閉的罩包圍起來，罩內(nèi)可加吸聲結(jié)構(gòu)，噪聲在罩內(nèi)多次反射，大部分聲能被吸收，使噪聲大大降低。現(xiàn)場采用較多的是蓋風(fēng)機房，在房內(nèi)采取隔聲、加消聲器等措施，這樣機房內(nèi)的噪聲雖然較大，但外界噪聲則小得多。 第3章 通風(fēng)機總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1 通風(fēng)方式的確定 通風(fēng)機通風(fēng)按其工作方式不同分為壓入式、抽出式二種。 3.1.1 抽出式通風(fēng) 抽出式通風(fēng)是把局部通風(fēng)機安裝在離巷道口10m以外的回風(fēng)側(cè)。新鮮風(fēng)流沿巷道流入，污風(fēng)通過鐵風(fēng)筒由局部通風(fēng)機排出。在瓦斯礦井中一般不使用抽出式通風(fēng)。 抽出式通風(fēng)的優(yōu)點很多：（1）污風(fēng)經(jīng)風(fēng)筒排出，掘進巷道中為新鮮風(fēng)流，勞動衛(wèi)生條件好；（2）放炮時人員只需撤到安全距離即可，往返時間短；（3）而且所需排煙的巷道長度為工作面至風(fēng)筒吸入口的長度，故排煙時間短，有利于提高掘進速度。 圖3-1 抽出式通風(fēng) 抽出式通風(fēng)的缺點是（1）風(fēng)筒吸入口的有效吸程短，風(fēng)筒吸風(fēng)口距工作面距離過遠則通風(fēng)效果不好，（2）過近則放炮時易崩壞風(fēng)筒；（3）因污風(fēng)由局部通風(fēng)機抽出，一旦局部通風(fēng)機產(chǎn)生火花，將有引起瓦斯、煤塵爆炸的危險，安全性差。在瓦斯礦井中一般不使用抽出式通風(fēng)。 3.1.2 壓入式通風(fēng) 壓入式通風(fēng)是把局部通風(fēng)機和啟動裝置安裝在離掘巷道口10m外的進風(fēng)側(cè)，局部通風(fēng)機把新鮮風(fēng)流經(jīng)風(fēng)筒壓送到掘進工作面，污風(fēng)沿巷道排出。工作面爆破后，煙塵充滿迎頭形成炮煙拋擲區(qū)。風(fēng)流由風(fēng)筒射出后，按紊動射流的特性使炮煙被卷吸到射出的風(fēng)流中，二者摻混共同向前移動。用于以排出瓦斯為主的煤巷、半煤巖巷掘進通風(fēng)。其機構(gòu)如圖3-2所示 壓入式通風(fēng)的優(yōu)點: （1）局部通風(fēng)機和啟動裝置都位于新鮮風(fēng)流中，不易引起瓦斯和煤塵爆炸，安全性好； （2）風(fēng)筒出口風(fēng)流的有效射程長，排煙能力強，工作面通風(fēng)時間短； （3）可用柔性風(fēng)筒，其成本低、重量輕，便于運輸，而抽出式通風(fēng)的風(fēng)筒承受負壓作用，必須使用剛性或帶剛性骨架的可伸縮風(fēng)筒，成本高，重量大，運輸不便。 壓入式通風(fēng)的缺點: （1）污風(fēng)沿巷道排出，污染范圍大； （2）炮煙從掘進巷道排出的速度慢，需要的通風(fēng)時間長。適用于以排出瓦斯為主的煤巷、半煤巖巷掘進通風(fēng)。 圖3-2 壓入式通風(fēng) 從以上比較可以看出，兩種通風(fēng)方式各有利弊。但壓入式通風(fēng)安全可靠性較好、經(jīng)濟性好、通風(fēng)距離遠等優(yōu)點。故在煤礦中得到廣泛應(yīng)用?？紤]到本風(fēng)機應(yīng)用環(huán)境為礦井掘進段，瓦斯含量較高并且電動機的散熱等都要依靠流動的空氣，通風(fēng)機中的消聲材料應(yīng)避免灰塵大的地方，應(yīng)在上風(fēng)端等等因素考慮，故采用壓入式。 3.2結(jié)構(gòu)方案簡圖設(shè)計 采用多段式殼體。已知設(shè)計參數(shù)Q=25m3/s、全壓達到H=3000Pa，一般的礦用軸流式風(fēng)機主要氣動部件有葉輪，外殼，集流器，疏流罩以及出口處的擴散器組成軸流通風(fēng)機。但對旋通風(fēng)機兩級葉輪使用兩個電動機驅(qū)動，以電機直接驅(qū)動，并且兩個葉輪之間互為導(dǎo)葉。將風(fēng)機葉輪、電動機、集流器、擴散器等分別裝各段殼體，殼體與法蘭焊接在一起，然后用螺栓將這些零件緊固在一起。對旋軸流的條件下，設(shè)計所需風(fēng)機風(fēng)壓。因此不需要導(dǎo)葉總體的機構(gòu)設(shè)計如圖3-3。 1-集流器;2-隔爆電機;3-第一級葉輪;4-第二級葉輪;5-擴散器 圖3-3 對旋軸流通風(fēng)機示意圖 3.3 主要結(jié)構(gòu)形式的選取 在進行葉輪葉柵氣動設(shè)計計算時，必須合理選取葉輪的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，如輪轂比，外徑，葉片數(shù)等，以保證軸流通風(fēng)機設(shè)計所需要的滿足的壓力，流量得以實現(xiàn)。 3.3.1 擴散器 軸流通風(fēng)機級的出口動壓在全壓中所占的比例比離心通風(fēng)機大的多，這是因為軸流風(fēng)機工作時，通風(fēng)機級的出口氣流軸向速度相當大，與之相對應(yīng)的動壓約占通風(fēng)機全壓的30%-50%為了減少軸流風(fēng)機出口流速，提高靜壓，同時由于井下的空氣潮濕有毒,所以作為擴散器口消聲器的吸聲材料應(yīng)具有防潮，防腐和阻燃性質(zhì)。此外由于通風(fēng)機的出口處安裝擴散器還可以顯著降低通風(fēng)機的排氣噪音。一般由錐形筒芯和風(fēng)筒組成,裝在風(fēng)機出口側(cè)。因此對于對旋的軸流通風(fēng)機更要加擴散器以減少噪音。 （1）擴散筒的形式。擴散筒的結(jié)構(gòu)形式隨外筒和芯筒（整流體）的型式不同而異，如圖3-4所示。等直徑外筒及錐形或等直徑整流體，比流線型整流體制造更方便。從工藝考慮，流線型外殼加工不方便，增加成本；從工作環(huán)境考慮，采礦掘進面工作空間相對狹小，不適用流線體外殼。再者通風(fēng)機的后面還要連接管道，流線體連接管道有一定的不方便。 （2） 擴散筒的效率[22]。對于一般通風(fēng)機，可取 （3） 擴散筒尺寸的確定。擴散筒的長度L可以按經(jīng)驗公式選擇： ， 式中，L-擴散筒長度，D-擴散筒進口直徑。 由于后導(dǎo)葉出來的氣流，其扭矩很小，故通常認為氣流是軸向流入擴散筒。為了保證在擴散筒中流動時流動損失較小，擴散筒的擴壓不能太大。 圖3-4 擴散筒的型式 3.3.2 集流器與流線罩 集流器與流線罩一起，組成了光滑的漸縮形流道。其作用是使氣流在其中得到加速，以便在損失很小的條件下，能在軸流通風(fēng)機級的入口前面建立起均勻的速度場和壓力場。通風(fēng)機級的入口條件對于通風(fēng)機的工作有很大的影響，如果在設(shè)計中缺少其中任何一個部件，以及設(shè)計不甚合理，都會惡化級的入口條件，使得通風(fēng)機性能變壞。 集流器對于軸流通風(fēng)機的性能有很大的影響，實驗表明沒有集流器的軸流通風(fēng)機比具有集流器的通風(fēng)機的全壓及全壓效率分別低10%-12%及10%-15%。有急流氣的通風(fēng)機的流量系數(shù)也要增加一些[4]。 集流器是強力風(fēng)機上的一個關(guān)鍵部件，它是用2mm厚的A3鋼板，通過剪板、焊接、翻邊制成。 由于其直徑較大，板厚較薄，在翻邊時容易起皺和出現(xiàn)裂紋，這是不允許的。 以前生產(chǎn)廠家做了一付工裝，焊成喇叭口，將圓弧部分在工裝上用手工一點一點敲成的。作用是使氣流順利地進入風(fēng)機的環(huán)行入口信道，并在葉輪入口處,形成均勻的速度場。目前，礦用通風(fēng)機集流器型線為圓弧形，疏流罩的型面為球面或橢球。 這里為了提高通風(fēng)量和通風(fēng)效率采用橢圓形的流線罩,集流器為圓弧形。 3.3.3 葉輪 葉輪是風(fēng)機的主要部件，決定著風(fēng)機性能的主要因素是風(fēng)機翼型，葉輪外徑，外徑對輪轂直徑的比值和葉輪轉(zhuǎn)速。適用于礦用風(fēng)機的翼型有對稱翼型，CLARK-Y翼型，LS翼型和RAF-6E等。葉輪外徑和風(fēng)機軸轉(zhuǎn)速決定圓周速度，直接影響到風(fēng)機全壓。輪轂比與風(fēng)機比轉(zhuǎn)數(shù)有關(guān)。一般說來,輪轂比大時,軸向速度Ca增大，葉片數(shù)目z和葉片相對寬度b/l(b為弦長，l為葉展)也相應(yīng)增大,風(fēng)機的風(fēng)壓系數(shù)提高；反之。輪轂比小,多數(shù)取0.6，風(fēng)壓系數(shù)也較低。葉輪葉片安裝角直接影響旋繞速度的增量，影響風(fēng)機全壓。通常，可在10～45°范圍內(nèi)調(diào)整[4]。這里的選用LS翼型與輪轂直接直接用鋁合金鑄造而成，之后再進行修整由于葉輪是通風(fēng)機一個重要的部件因此要對其的加工要有嚴格的要求。對于一臺軸流式通風(fēng)機而言，葉輪是其核心的部件，也是最難加工的部件，在鑄造葉輪的時候為了加強葉輪的強度，因此在葉輪的中心加一個已經(jīng)用車床車好一個心，這樣即加強了葉輪的強度，同時也提高加工的精度，加少了鑄造工藝的難度。這樣減輕了鑄造后的加工量特提高了加工的精度。在材料方面由于近年來鎂合金的價格不斷地下降因此和鋁合金的價格相差不多，但性能卻遠優(yōu)于鋁合金。其特點是：密度小（1.8g/cm3左右），比強度高，彈性模量大，消震性好，承受沖擊載荷能力比鋁合金大，耐有機物和堿的腐蝕性能好。質(zhì)量輕、剛性好、具有一定的耐蝕性和尺寸穩(wěn)定性、抗沖擊、耐磨、衰減性能好及易于回收；另外還有高的導(dǎo)熱和導(dǎo)電性能、無磁性、屏蔽性好和無毒的特點。因此這里選用鎂合5A06金進行鑄造。 3.3.4 外殼 對旋通風(fēng)機的噪音問題也比其它的軸流通風(fēng)機的噪音大，因此要在通風(fēng)機的殼體上加裝消音裝置，以減少通風(fēng)機產(chǎn)生的噪音對人身體產(chǎn)生的危害。為了減少體積選擇把消音材料放在外殼體與內(nèi)殼體之間，這樣能具有良好的消音效果還能不會影響通風(fēng)機的體積。同時由于我要設(shè)計的風(fēng)機要應(yīng)用于井下，由于井下的掘進面是一個粉塵很大的空間，通風(fēng)機的消音材料要求一個小粉塵的工作環(huán)境，以發(fā)揮其良好的靜音效果。風(fēng)機外殼呈圓筒形,重要的是葉輪外緣與外殼內(nèi)表面的徑向間隙應(yīng)盡可能地減小。這樣也會降低風(fēng)機的噪音。 3.3.5 確定通風(fēng)機各級風(fēng)壓比 風(fēng)機的風(fēng)壓比是決定各級葉輪和導(dǎo)葉的主要參數(shù)之一。通常，前后兩級葉輪分別用等功率、等轉(zhuǎn)速的電動機驅(qū)動，因而他們的轉(zhuǎn)速比n1/n2=1.對旋軸流通風(fēng)機的全壓為兩個葉輪全壓之和，從合理分配前后兩級葉輪的壓力負載角度看，兩個葉輪最佳的理論全壓各位通風(fēng)機理論全壓的一半，這樣設(shè)計不僅能夠保證通過兩級葉輪氣流比較平穩(wěn)，滿足對旋軸流通風(fēng)機氣流的連續(xù)性條件，有利于提高風(fēng)機的全壓效率，因此兩個葉輪的全壓各為通風(fēng)機全壓的一半。 3.3.6 選擇電動機的功率和型號 按下式計算電動機功率為: 式中─電動機功率儲備系數(shù)，對于軸流風(fēng)機，一般。 選擇電動機YB250M-2,技術(shù)數(shù)據(jù)如下： 額定功率為55KW 效率91.5% 功率因數(shù)0.89 電流59.1A 轉(zhuǎn)動慣量=1.0096K 表3-1 方案的選擇結(jié)果 n/(r/min) 2970 備注 /Pa 1500 341 級型式 K+K —— 0.32 由級型式的范圍 0.85 —— 計算D/m 0.56 圓整D/m 0.6 按文獻[7] /（m/s） 93 軸流通風(fēng)機提高轉(zhuǎn)速可以減少葉輪直徑及機器尺寸，并有利于提高通風(fēng)機的效率。但是轉(zhuǎn)速的提高也受到一定的限制。如果提高轉(zhuǎn)速使通風(fēng)機的比轉(zhuǎn)速增加，有可能得不到合理的通風(fēng)機級數(shù)，而且增加了圓周速度，從而使通風(fēng)機噪音增加。 對于對旋通風(fēng)機級數(shù)一般為兩級，在機械設(shè)計中在滿足要求的情況下機械結(jié)構(gòu)越簡單越好，因此先選擇兩級的形式。 圓周速度是軸流通風(fēng)機設(shè)計中的重要參數(shù)之一。實踐表明，提高軸流通風(fēng)機的圓周速度，可以提高風(fēng)機的全壓H。實驗證實，葉輪葉頂圓周速度=(60-100)m/s比較合適。但是圓周速度的提高，風(fēng)機的噪音也將隨之提高，因為通風(fēng)機的旋轉(zhuǎn)的噪音與ut10成正比，而渦流噪音與ut6成正比 [4]。 葉輪直徑D是軸流通風(fēng)機的一個重要結(jié)構(gòu)參數(shù)，其大小直接影響通風(fēng)機的性能和結(jié)構(gòu)。常用的一種方法是根據(jù)大量試驗研究現(xiàn)有通風(fēng)機的統(tǒng)計資料。人們發(fā)現(xiàn)葉輪直徑D與全壓H、流量、及轉(zhuǎn)速n之間存在一定的關(guān)系，即與通風(fēng)機的比轉(zhuǎn)速ns存在一定的關(guān)系。 分別計算各種預(yù)選方案中通風(fēng)機的計算比轉(zhuǎn)數(shù)ns，由比轉(zhuǎn)數(shù)ns查得對應(yīng)軸流風(fēng)機的全壓系數(shù)及全壓效率。初步計算出不同方案通風(fēng)機的葉輪直徑D，然后圓整為標準直徑，在求出其葉頂圓周速度。具體計算結(jié)果列與上表3-1。 當設(shè)計參數(shù)給定后，可計算出比轉(zhuǎn)數(shù)，根據(jù)比轉(zhuǎn)數(shù)的大小即可決定采用哪種型式的通風(fēng)機[4]。 計算流量系數(shù) = = 0.95 計算全壓系數(shù) ==0.3 第4章 葉輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.1 第一級葉輪的設(shè)計 4.1.1 確定葉輪轂比及輪轂直徑 在軸流通風(fēng)機中，葉輪輪轂直徑通常用它的相對值來表示，稱為通風(fēng)機的輪轂比。 當通風(fēng)機的比轉(zhuǎn)數(shù)為341時，可選用=0.6。按表4-1當=0.3時=0.5-0.6.取=0.6是合適的。 表4-1 不同全壓系數(shù)時所推薦采用的輪轂比 0.2 0.2-0.4 >0.4 0.35-0.45 0.5-0.6 0.6-0.7 由此得到葉輪輪轂直徑 =0.60.6=0.36m （4-1） 為判斷葉輪葉片和后導(dǎo)流器根部是否會發(fā)生氣流分離，應(yīng)該驗算是否所取的輪轂比： 求得通風(fēng)機的軸向速度 m/s （4-2） 則得到通風(fēng)機的無因次軸向速度為 （4-3） 由表3-1的計算結(jié)果得到通風(fēng)機的全壓效率=0.85，則通風(fēng)機的理論全壓系數(shù)為： （4-4） 最佳計算參數(shù)，查得。[4]可計算出第一級風(fēng)機葉輪的計算函數(shù)為 （4-5） 可以計算葉輪的最小允許輪轂比為 （4-6） 由于所決定的輪轂比,所以滿足葉輪的最小允許輪轂比。 對于導(dǎo)流器，可計算函數(shù)為： （4-7） 可以得到導(dǎo)流器的最小允許輪轂比為： （4-8） 由于所決定的輪轂比=0.6＞，所以在后導(dǎo)流器葉片根部也不會產(chǎn)生氣流分離 4.1.2 確定計算截面 將整個葉片分成5個計算截面，其中相對半徑為 （4-9） 其它計算截面半徑可按 （4-10） 式中 ——第個計算半徑； ——從輪轂截面算起的計算截面序號， =1，2，……N； N——計算截面數(shù)，常取5-7個。 各計算截面葉片環(huán)氣流參數(shù)和空氣動力負荷系數(shù)計算，各計算截面的空氣動力負荷系數(shù)均未超過1.0，所以按孤立。翼型法設(shè)計是合適的。 4.1.3 葉片幾何尺寸的計算 計算結(jié)果列于表4-2中。 選用LS翼型，該翼型的性能曲線可見是光滑的，翼型的斷面坐標值列于表4-4。 根據(jù)前述對翼型相對厚度的選取原則，在葉根及葉頂截面分別為0.1 和0.8，中間各截面的可按直線規(guī)律變化，通過差值計算得出。 葉根及葉頂?shù)娜~片總寬度由計算得到而中間各截面的可按直線規(guī)律變化，通過差值計算得出。對于葉片數(shù)目的選擇計算，由表4-3，當時，Z=6-12。又由式 （4-11） 當=0.5-0.7時，=0.9-1.5[4] 所以取Z=8。 表4-2 葉輪氣流參數(shù)和幾何尺寸計算表 項目及公式 單位 計算截面 備 注 1 2 3 4 5 m 0.180 0.216 0.247 0.275 0.3 m； 0.6 0.72 0.82 0.92 1 m為葉輪半徑 m/s 55.95 67.14 76.78 85.48 93.26 r/min m/s 26.28 21.90 19.15 17.20 15.76 等環(huán)量設(shè)計時沿葉高為常數(shù) m 138.26 138.26 138.26 138.26 138.26 等環(huán)量設(shè)計時沿葉高為常數(shù) m/s 144.74 149.24 153.73 158.17 162.50 C1u=0 (°) 72.80 67.88 64.07 60.94 58.30 0.36 0.30 0.25 0.22 0.20 續(xù) 項目及公式 單位 計算截面 備注 1 2 3 4 5 1.025 — — — 0.87 0.35 — — — 0.23 0.66 0.60 0.54 0.48 0.43 中間各界面差值計算 m 0.35 0.32 0.29 0.25 0.23 1.03 0.94 0.91 0.89 0.87 (°) 6.53 6.21 5.92 5.68 5.46 (°) 79.33 74.09 69.99 66.62 63.76 mm 82.5 75 67.5 60 53.8 mm 8.3 7.5 6.8 6.0 5.4 表4-3 葉片數(shù)目與輪轂比之間的關(guān)系 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 Z 2-6 4-8 6-12 8-16 10-20 4.1.4 葉片的繪制 根據(jù)所選擇的翼型坐標，計算結(jié)果列于表4-4中。 表4-4 弦長b在葉柵額線及葉柵軸向方向的投影 B投影 單位 相對半徑 0.60 0.72 0.82 0.92 1.00 mm 81.1 72.1 63.4 55.1 48.3 mm 15.3 20.6 23.1 23.9 25.3 各計算截面翼型的重心坐標、中心距翼型前后緣的距離在葉柵額線及葉柵軸向方向的投影列于表4-5中。 表4-5 氣流參數(shù)及葉片幾何尺寸沿相對半徑的變化 項目 單位 相對半徑 0.60 0.72 0.82 0.92 1.00 mm 36.7 33.4 30.0 26.7 23.9 mm 3.5 3.2 2.9 2.5 2.3 mm 36 32 28 25 21 mm 6.8 9.2 10.3 10.6 10.9 mm 45.1 40.1 35.4 30.1 27.3 mm 8.5 10.4 12.8 13.3 14.4 LS翼型的原始翼型為英國LS螺旋槳翼型，后來稍加修改用于軸流通風(fēng)機。其坐標如表4-6所示。 表4-6 LS翼型斷面坐標值 距前緣 點距離 5 10 20 30 40 50 60 70 80 90 上表面 坐標 59.12 78.6 96.1 100 99.1 96.1 87.3 74.7 57.2 36.9 計算出各計算截面的翼型向何尺寸，翼型重心位置等，最后結(jié)合各計算截面上的葉片寬度和葉片安裝角即可繪制各計算截面的葉片翼型圖。上述計算結(jié)果實際上給出了不同半徑上長度為的葉片，將這些葉片依次組合在一起便構(gòu)成了一個完整的葉片。如圖4-2。 LS翼型圖如圖4-1所示 圖4-1 LS翼型結(jié)構(gòu)圖 圖4-2 計算截面圖 4.1.5 葉輪強度計算 軸流通風(fēng)機的葉輪旋轉(zhuǎn)，葉片受離心力和氣流流動引起的壓力，前者引起拉伸，后者導(dǎo)致彎曲。 葉片根部的離心力最大，一般來說，葉片根部的拉伸應(yīng)力也最大。 式中 —葉片根部的離心拉應(yīng)力，單位為N/m3 —葉片根部所受離心力，單位為N —葉片根部最小截面積，單位為m2 由于本設(shè)計的葉片均為變截面葉片，所以要按照變截面的離心力算法計算離心力。將葉片近似看成葉片截面弦長和相對厚度從葉根到葉頂線性變化（葉根大、葉頂?。?，葉片弦長、相對厚度可以表示為： 式中—半徑處的截面弦長，單位為m； —葉根截面弦長，單位為m； —弦長沿徑向變化的系數(shù)； —葉片任意截面所在半徑，單位為m —葉根半徑，單位為m； —半徑處的截面的相對厚度； —葉根截面相對厚度； —相對厚度沿徑向變化的系數(shù)； —葉輪半徑處葉片截面離葉根的距離，單位為m 那么，如果葉片截面輪廓線是按弦長b及厚度c線性變化的，葉根截面面積為則葉輪半徑r處的葉片截面積為 （1+k1x）2（1+k2x） (4-12) 整個葉片的體積V（單位為m3）按下式計算 (4-13) 葉片質(zhì)心與葉輪旋轉(zhuǎn)中心距離（單位為m） = (4-14) 計算葉片所受的離心力 （4-15) 式中—葉片長度，單位為m。 利用上式可以比較精確的求出葉根的離心力。由于葉片是邊截面的，應(yīng)根據(jù)文獻[4]的變截面葉片的葉根離心力的計算公式計算離心力。如前所述，可以知道的已知條件為： B=0.102m，m, m,m,m。 可以得到 =6.0105N 通過CAD軟件計算葉根截面面積。 60MPa 式中為5A06的拉伸極限強度。所以葉輪選擇5A06可以滿足條件。 4.1.6 鍵的校核 選用鍵18×50(GB/T 1095-1979)，其機構(gòu)如圖3-5所示 鍵的尺寸為b=18mm,h=7mm,a=60mm，l=50mm。 1. 計算鍵的剪切力： 式中 — 鍵所傳遞的扭矩，N/ m2； — 軸徑，m； — 鍵的寬度,m； — 剪切應(yīng)力,N； 圖3-5 鍵結(jié)構(gòu)簡圖 — 鍵的許用剪切應(yīng)力，一般鍵為45號鋼，可取 。 可知鍵是安全的。 2. 計算鍵的擠壓應(yīng)力： N/m2 — 許用擠壓應(yīng)力，一般應(yīng)按輪轂材料進行校核，因為輪轂材料的許用擠壓應(yīng)力較鍵的要求，45號鋼的許用擠壓應(yīng)力可取 鍵的選用符合設(shè)計要求。電動機的軸是經(jīng)過校核的，所以不用再慮，所以電動機軸上的鍵也是安全的 4.2 第二級葉輪的設(shè)計 4.2.1 確定葉輪轂比及輪轂直徑 在對旋通風(fēng)機中前后兩級葉輪由于在同一個風(fēng)筒能工作因此葉輪的輪轂比保持一致=0.6，軸向速度相等。但前后兩級葉輪所處的環(huán)境不相同因此還要進行下面的計算。 為判斷葉輪葉片和后導(dǎo)流器根部是否會發(fā)生氣流分離，應(yīng)該驗算是否所取的輪轂比： 則得到通風(fēng)機的無因次軸向速度由式3-3為 最佳計算參數(shù)，查得取 n1= -0.6。[4]可計算出第二級風(fēng)機葉輪的計算函數(shù)為 可以計算葉輪的最小允許輪轂比由式4-6為 由于所決定的輪轂比,所以在葉輪葉片根部不會產(chǎn)生氣流分離。 對于導(dǎo)流器，可計算函數(shù)為： == 可以得到導(dǎo)流器的最小允許輪轂比由式4-8為： 由于所決定的輪轂比=0.6＞，所以在后導(dǎo)流器葉片根部也不會產(chǎn)生氣流分離 4.2.2 確定計算截面 將整個葉片分成5個計算截面，其中相對半徑由式4-9為 其它計算截面半徑可按式3-10計算 各計算截面葉片環(huán)氣流參數(shù)和空氣動力負荷系數(shù)計算，各計算截面的空氣動力負荷系數(shù)均未超過1.0，所以按孤立翼型法設(shè)計是合適的。 4.2.3 葉片幾何尺寸的計算 計算結(jié)果列于表4-7中。 選用LS翼型，該翼型的性能曲線可見是光滑的，翼型的斷面坐標值列于表 根據(jù)前述對翼型相對厚度的選取原則，在葉根及葉頂截面分別為0.1和0.8，中間各截面的可按直線規(guī)律變化，通過差值計算得出 表4-7葉輪氣流參數(shù)和幾何尺寸計算表 項目及公式 單位 計算截面 備 注 1 2 3 4 5 m 0.180 0.216 0.247 0.275 0.3 m 0.6 0.72 0.82 0.