《船用離心通風機設(shè)計》12000字（論文）

緒論1.1離心通風機的結(jié)構(gòu)形式及主要部件離心通風機設(shè)備，是利用電機提供機械能，來增大流過設(shè)備的流體的壓力，自動輸送流體的機械設(shè)備。因為要求外界機械能，因此是從動式機械設(shè)備。因為它具備能自動輸送氣體的特征，在指定的場所大力發(fā)揮著關(guān)鍵的作用。假如加工廠與礦井中經(jīng)常會產(chǎn)生有毒危險氣體或者可燃性爆炸性氣體，要求及時有效通風。這個時候能夠運用這類機器設(shè)備，在短時間內(nèi)實現(xiàn)換氣的發(fā)展目的。通風機在生產(chǎn)中的使用，節(jié)約了生產(chǎn)成本，降低了作業(yè)人員的工作風險，保護了作業(yè)人員的生命安全。因為這一特征，它在第二產(chǎn)業(yè)生產(chǎn)加工里被大規(guī)模應(yīng)用和推廣。本次我的設(shè)計是船舶用離心式通風機的結(jié)構(gòu)和參數(shù)。離心式通風機的主要結(jié)構(gòu)有葉輪、聯(lián)軸器、調(diào)節(jié)門、機殼、軸五部分。葉輪是它的主要做功原件，它可以利用電機供能快速機械旋轉(zhuǎn)，來加大通道中空氣的實際有效流速，進而形成風能壓力；它還可以將氣體的動能轉(zhuǎn)化成勢能。離心通風機進風通常都是中心軸向的，排出一般是徑向的。離心式通風機按葉輪分類可以劃分為前傾、徑向、后傾三類形態(tài)。按照通風機工作時所能提供壓力大小，可分為低壓、中壓、高壓等。在五大組成部分結(jié)構(gòu)里，葉殼部件發(fā)揮著關(guān)鍵性影響，它位于通風機進口，向設(shè)備內(nèi)引進氣體。并且在出口處可以使氣體排出。在這個過程里還可以把一些氣體的動能轉(zhuǎn)化成壓能，這部分具有較高靜壓能的氣流從出風口被排出。通風機是需要電機來帶動軸旋轉(zhuǎn)的從動設(shè)備，這個時候因為每段中心軸相互之間尺寸參數(shù)不同，要用聯(lián)軸器來保障兩軸之間的可靠運轉(zhuǎn)。并且聯(lián)中心軸控制器設(shè)備可以穩(wěn)定自動傳遞旋轉(zhuǎn)力矩并且可以固定好葉輪部件。通風流量就是經(jīng)過調(diào)節(jié)控制門這類設(shè)備來完成。其他零部件則用于保證主軸的有效機械傳動，使葉輪正常機械旋轉(zhuǎn)，保證流體輸出的精確度。表1.1風機設(shè)備機械傳動模式及特征1.2通風機的分類因為在日常生活里，通風機設(shè)備的主要用途十分多，因此在不相同實際狀況下針對不相同作用的通風機有很多的分類方法。按照通風機工作時所能提供壓力大小分類可分為高、中、低壓通風機三種。低壓通風機運行時提供的壓力最大不超過100毫米水柱，中壓和高壓通風機產(chǎn)生的壓力范圍分別是0.115~0.35MPa和大于0.35MPa。低壓風機設(shè)備一般用于建筑物的通風和加工廠。高壓風機則用于強制增壓，在各種灌裝機設(shè)備、電焊機設(shè)備、食用商品等各種產(chǎn)業(yè)都有著大量使用。根據(jù)工作原理分類，通風機可劃分為透平式、容積式和噴射式，其中透平式風機又可分為軸流式、離心式和混流式。軸流風機是市場上賣得最普遍的，所謂“軸流式”，即氣體平行于風機主軸流動。軸流式風機一般用在流量大且壓力小的地方，如電風扇等。離心式通風機是通過電機帶動葉輪旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心力而增大流體靜壓和流速的通風機設(shè)備，如鼓風機等?；炝魇斤L機結(jié)合了以上兩種風機的特征，在外觀上，混流風機一般會與軸流風機類似。氣體在混流式風機內(nèi)部的流動既有軸向，又有徑向。一般使用比普通連接更加牢固的焊接作為連接方式?；炝魇斤L機的出口壓力非常的穩(wěn)定。容積式風機又可分為往復式和回轉(zhuǎn)式，往復式風機通過活塞的往復運動帶動氣體流動，如氣缸?；剞D(zhuǎn)式通風機的旋轉(zhuǎn)構(gòu)件高速機械轉(zhuǎn)動，旋轉(zhuǎn)構(gòu)件和蝸殼間的空間大小會發(fā)生周期性的變化，依靠這種空間的變化來工作。噴射式通風機在工作時，流體經(jīng)過加速獲得非常高的靜壓能，從噴嘴中排出，帶走周圍氣體，減小周圍氣壓，來吸入氣體，在混合室中，氣體和流體進行能量交換。1.3船舶用離心式通風機主要特性參數(shù)與特征曲線船舶用離心通風機有很多參數(shù)，用于表示它的性能和規(guī)格。想要合理地使用通風機，就必須透徹地分析這些參數(shù)的意義。主要參數(shù)有：全壓、流量、額定功率、工作效率以及轉(zhuǎn)速。它們確定了一臺通風機的性能，決定了這臺通風機的適用場合。其中，實際流量根據(jù)實際有效體積實際流量計算。設(shè)備機械工作效率直觀的體現(xiàn)了這臺通風機的能耗，所以它是綜合系統(tǒng)設(shè)計時最為關(guān)鍵的是一個系數(shù)。下面列舉出了不相同機械傳動模式下的設(shè)備機械工作效率的參照數(shù)值。直接機械傳動：1.0；聯(lián)軸器傳動：0.98；減速器傳動：0.95；V帶傳動：0.92。確定的工作條件下，這些重要參數(shù)的關(guān)系能夠用分布曲線圖像代表，稱之為通風機設(shè)備的特征分布曲線，觀察此曲線，可以找到最佳的運行工況點。圖1.1離心通風機設(shè)備作用功能分布曲線1.4通風機噪音防治通風機由于是流體傳輸設(shè)備，氣體在其內(nèi)部高速流動的過程中，必然會產(chǎn)生很大的噪聲。噪聲不但會造成周圍生態(tài)環(huán)境的破壞，還會影響到生產(chǎn)作業(yè)人員的身體健康。所以，通風機噪聲的防治刻不容緩。在工業(yè)中，我們要對通風機的的噪聲進行治理，以達到相應(yīng)的行業(yè)標準。在各種各樣的通風機設(shè)備中，由于工作原理各不相同，內(nèi)部結(jié)構(gòu)各不相同，導致了產(chǎn)生噪音的原因也各不相同。我們需要研究分析不同種類通風機產(chǎn)生噪音的原因，針對這些原因，確定各不相同的噪聲防治方法和消音模式?？諝庠肼曇话氵h大于設(shè)備噪聲，所以我們一般情況下都是想要選擇降低風機設(shè)備在工作時產(chǎn)生的空氣噪聲。而空氣噪聲又分為沖擊噪聲和渦流噪聲，其中，沖擊噪聲與空氣高速流動形成的沖擊波有關(guān)。葉輪高速旋轉(zhuǎn)，使氣體受到周期性的沖擊力，形成沖擊波從而產(chǎn)生震動，導致了噪聲的產(chǎn)生，這種噪聲的強度由葉片的形狀、尺寸等決定。渦流噪聲主要是，葉輪高速旋轉(zhuǎn)，氣流脫離了葉輪或者氣流脫離了吸入口，導致了渦流形成，從而產(chǎn)生渦流噪聲。在我們了解了這些噪聲的產(chǎn)生原理之后，我們就可以推斷，這兩種空氣噪聲都應(yīng)該通過優(yōu)化通風機的結(jié)構(gòu)設(shè)計和內(nèi)部構(gòu)造來減小防治。然而，在實際設(shè)計過程里，通風機內(nèi)部構(gòu)造非常的復雜，想要通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)設(shè)計來降低噪聲是非常困難的。因此，我們只能通過阻斷噪聲的傳播途徑來達到噪聲防治的目的。我們知道，通風機的噪音一般是從機殼里傳出來的，我們可以考慮在出氣口添加一個消音器來阻斷噪聲的傳播。而消音器這種特殊設(shè)備多種多樣，而且各種消音器的工作特征也不一致，所以我們需要按照通風機的內(nèi)部結(jié)構(gòu)設(shè)計來選擇合適的消音器。1.5通風機常見故障檢修在正式使用之前，通風機需要進行測試和試運行。在這個過程中，可能會發(fā)生意料之外的故障問題。我們有必要檢修維護并提出全面的解決方案。為了在我們的日常生產(chǎn)中確保正常的機械運轉(zhuǎn)，我們必須要找到最科學嚴謹?shù)慕鉀Q方案。一般的故障有振動的故障，中央軸承的過熱，潤滑系統(tǒng)的問題，以及空氣量的減少。震動問題故障對于設(shè)置了隔振器的離心通風機設(shè)備，震動故障的主要原因在于隔振器的安裝位置不科學。此時，我們可以通過糾正隔振器的位置來排除故障。軸承過熱軸承過熱的主要原因是，軸承與軸的配合沒有留出些許間隙，軸在高速旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生熱量，使軸承受熱膨脹，更加加劇了摩擦，加劇了熱量的產(chǎn)生。所以我們要通過增加配合間隙，來排除故障。潤滑體系問題故障潤滑體系是保障通風機設(shè)備平穩(wěn)運行工作的主要條件，潤滑體系故障的主要原因在于潤滑油質(zhì)量不符合設(shè)計要求，潤滑系統(tǒng)配合間隙過小等。我們可以通過排查這兩點，解決這個問題。風量減少其根本原因有三個：首先，實際轉(zhuǎn)速減少，可以通過測試轉(zhuǎn)速解決；第二是管路阻塞，可以檢查管路來解決；最后是密封泄漏，重新進行系統(tǒng)性的密封可以解決此問題。1.6通風機的前景展望隨著節(jié)能減排的概念逐漸深入人心，通風機的發(fā)展方向也越來越趨向節(jié)省能耗，如在風機的設(shè)計及制造技術(shù)上，采用可控渦三元葉輪設(shè)計技術(shù)，抑制葉根區(qū)強烈的旋渦流動和減少分離損失，同時采用有限元分析軟件對產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)強度、葉片和輪轂的應(yīng)力及固有振動模態(tài)進行量化分析，確保產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)強度和使用壽命，提高風機的運行效率和安全性能其次，通過對通風機的內(nèi)部結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，提升其工作效率，以達節(jié)能減排目的。目前我國的通風系統(tǒng)裝置大多采用傳統(tǒng)的定流量設(shè)計，風機始終在工頻工況下運行，不能根據(jù)實際的熱量變化進行流量調(diào)節(jié)，導致能量的浪費。如在通風系統(tǒng)應(yīng)用廣泛的地鐵隧道領(lǐng)域，圍繞節(jié)能降耗，智能化高效節(jié)能技術(shù)研究集中于采用光電、溫度傳感技術(shù)，進行列車實時定位，實現(xiàn)根據(jù)列車運行位置和狀態(tài)與風機運行工況的動態(tài)匹配，應(yīng)用智能變頻調(diào)節(jié)，使軌頂風機排熱運行更加節(jié)能。智能化在節(jié)能降耗上的優(yōu)勢顯著，是未來通風系統(tǒng)發(fā)展的趨勢之一。2.氣動設(shè)計已知：大氣壓P=101325Pa，溫度T=293K，流量Q=21400m3/h，全壓Ptf=598Pa，傳輸介質(zhì)為空氣。根據(jù)這些參數(shù)，進行氣動設(shè)計。2.1通風機型式選擇及計算比轉(zhuǎn)速 Qv0由綜合系統(tǒng)設(shè)計系數(shù)得Ptf=598Pa<2500Pa，那么本次綜合系統(tǒng)設(shè)計里能夠忽視氣體可壓縮處理性的影響作用。應(yīng)用直接機械傳動，選用機動設(shè)備的實際轉(zhuǎn)速為600轉(zhuǎn)/分鐘。運算比轉(zhuǎn)速： ns=5.54n運算出的比轉(zhuǎn)速ns=67.07轉(zhuǎn)/分鐘，由于比轉(zhuǎn)速的范圍15<ns<80，我選擇了離心通風機。又由于ns分布于40～76之內(nèi)，葉輪形式我選用單吸式。又因為比轉(zhuǎn)速位于20~90間，所以葉片形式我選用后彎圓弧式。2.2計算葉片出口角β2A和壓力系數(shù)ψtβ2A的實際大小和許多影響因素相關(guān)，例如：通風機的大小尺寸、工作效率、噪音大小等，要放在一起考慮。我選用的葉片是后彎圓弧葉片，參考資料信息，了解到一些通風機設(shè)備的設(shè)計經(jīng)驗，為獲得較大工作效率，針對后彎圓弧葉片式通風機，一般在β2A=30°~60°范圍里選用。由此可知，選用葉片設(shè)備的對外出口角為：β2A=50°。估計全壓系數(shù)：ψt2.3選定葉輪外圈圓周速度u2 u2=2.4選定葉輪外徑D2 D2=確定為D2=1.00m當D2=1.00m時，u2為： u2=全壓系數(shù)： ψt=依據(jù)全壓系數(shù)與葉片設(shè)備對外出口角的范圍，驗算校對運算出的全壓系數(shù)ψt與選擇的葉片設(shè)備對外出口角β2A是否適合。它們的作用范圍在表2.3里列舉出。表2.1作用范圍對照表根據(jù)以上表格能夠得知：全壓系數(shù)ψt與葉片設(shè)備對外出口角β2A取值合適。2.5確定葉輪進口直徑D0和葉片出口直徑D1通常情況下確定為D0=D1。流量系數(shù)： ?=Qv那么：D=0.514～0.726m取D0=600mm。葉片最大入口直徑： D1max=取D1max=620mm。葉片最小入口直徑： D1min=取D1min=580mm。葉片入口平均直徑： D1m=因此：D0=D1=600mm。2.6確定進口寬度b1和葉片進口角β1A由于通風機是自由進氣，所以通風機設(shè)備選用弧形前盤，所以d=0。 ξ=0.488100n取ξ=0.5，葉片進口寬度b1為： b1=確定為容積參數(shù)ηv=0.98，子午速率為： C1m'估計葉片進口角： β1A=arctan2.7葉片數(shù)目Z的確定葉片設(shè)備數(shù)為： z=8.5sinβ葉片數(shù)通常為12~16?？紤]到計算便利，選取為Z=16。2.8確定葉片出口寬度b2葉片設(shè)備對外出口寬度根據(jù)計算公式運算： b2=取b2=0.19m。校核當量角： tan?θ葉片厚度取δ1=δ2=0.005m。阻塞系數(shù)τ1、τ2可由如下方程式運算： τ1=1?δ1 τ2=1?葉片長度：l=D2把數(shù)據(jù)代入，計算可知：tanθ則，θ2所以選用合適。2.9校核全壓2.9.1通風機理論全壓Pth經(jīng)過我們在流體機械設(shè)備里所學到的歐拉運算方程式，我們知道，針對其原理全壓Pth∞在不相同葉片設(shè)備數(shù)量下存在不相同的運算方程式，如果葉片數(shù)量為無限多的時候，其運算方程式為： Pt?o=ρ其中： C2m∞=得： Pt?∞=1.1994×環(huán)流系數(shù)K： K=11+sin理論全壓： Pt?=K2.9.2容積效率和泄漏量查閱參考資料，取徑向間隙δr=0.005m，取間隙邊緣收縮系數(shù)α=0.7m。 ?Q（2.29）考慮泄露后的流量： Qt?=容積效率： ηv=2.9.3驗算全壓子午速度： C1m'進入入口后的速度： C1m= ω1=出口前的速度： C2m= ω2=出口之后的速度： C2m' C2u∞= C2u' C2'估計通風機總流動損失： ΔP?f轉(zhuǎn)變損失： ΔPr=?。害诺茫?ΔPr葉道內(nèi)部損失： ΔPimp?。害诺茫?ΔPimp額定工況下，沖擊載荷損失為： ΔPs蝸殼內(nèi)部流動損失： ΔPv取ε得： ΔPv所以： ΔP?f實際全壓為： PtF=因此：PtF?由于最終運算結(jié)果為3.40%<5.0%，因此所確定的數(shù)據(jù)是科學的。流動效率： η?=2.10確定風機的功率輪阻損失取β=0.88( ΔP（2.53）內(nèi)部功率： Ni=內(nèi)部機械效率： ηim=通風機設(shè)備內(nèi)部效率為： ηi=運算軸功率，取=98%，則： Ns=安全系數(shù)：k=1.15，得通風機功率： N=kNs2.11繪制葉片的型式葉片寬度從入口到出口是在慢慢改變的，從C1m=11.75m/s改變到C2m=11.16m/s，看作為數(shù)學線性改變的，因為C1m≈C1m?，C2m≈C2m?，那么可以看成是從C1m?數(shù)學線性改變到C2m?，因此： b=Qt?其中：μ=0.92。在R1~R2相互之間等分出來十份，將結(jié)果列入表2.3。表2.3R和b相互關(guān)系運算最終結(jié)果得：圖2.1葉輪部件寬度b與葉輪部件半徑R的相互關(guān)系2.12選取通風機葉片各尺寸圓弧半徑Rk： Rk=中心圓半徑R0：R0=圖2.2葉片設(shè)備主要系數(shù)3結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1蝸殼尺寸設(shè)計蝸殼是收集與導流剛剛離開葉輪的流體，將流體中的一些動壓能擴壓，轉(zhuǎn)化成靜壓能的構(gòu)件，在離心式通風機中有著必不可少的作用。查閱資料，根據(jù)離心式通風機對動壓能的要求，本次設(shè)計蝸殼型線選擇圓弧形。3.1.1蝸殼寬度蝸殼寬度： B=(1.3～2.2)b2取B=0.400m本次綜合系統(tǒng)設(shè)計應(yīng)用等邊基元法。蝸殼截面出口張開度A： A=Qv0基變長度a為： a=A4D2=1m蝸殼型線各半徑：RaRbRc=Rd3.1.2蝸殼出口的運算 C=(1.3～1.4)A=(1.3～1.4)×0.698=0.907～0.977m （3.8）選取C=0.95m。蝸殼對外出口后一般均會設(shè)立一擴壓控制器設(shè)備，最優(yōu)的出口擴壓角度具體如下所示。為了減少降低總有效長度，可以適時增大。擴壓角θ范圍是：6°~8°，這一次我取θ=7°。3.1.3蝸舌尺寸的確定淺舌容易導致葉輪部件暴露非常多，使風機設(shè)備作用功能分布曲線破壞；相反，深舌分布曲線不會被破壞，但噪聲會增大。蝸舌與葉輪間間隙t： t=(0.05～0.10)D2?。簍=0.07m。蝸舌頂端的圓弧半徑r為： r=(0.03～0.06)D2確定為：r=0.04m。得到蝸殼型線如下：圖3.1蝸殼型線3.2調(diào)節(jié)門結(jié)構(gòu)設(shè)計調(diào)節(jié)門的主要作用為控制通過風機的流體流量，它的位置在風機進風口前。它的結(jié)構(gòu)一般是百葉窗擋板式，擋板葉片的轉(zhuǎn)動范圍為0~90，在開啟和關(guān)閉的過程中，要求調(diào)節(jié)門的動作時間不超過50秒。擋板的形式有很多種，其中，機翼式擋板風阻小，葉片剛度高，所以本次設(shè)計我選擇機翼式擋板，以適用于調(diào)節(jié)門的強度和風機的效率要求。調(diào)節(jié)門的驅(qū)動方式也多種多樣，其中，電動驅(qū)動具有反應(yīng)靈敏、動作可靠的優(yōu)點，并且可以實現(xiàn)遠程操控，這是手動驅(qū)動所不具備的，所以我選用電動驅(qū)動。調(diào)節(jié)門的進口直徑在實際的離心式通風機設(shè)計中，一般都應(yīng)取為與葉輪直徑相等的值，即600mm，由于法蘭連接連接可靠，易于拆裝維修，我選擇用法蘭連接的方式連接它與集流器，法蘭孔直徑應(yīng)該比調(diào)節(jié)門的進口直徑稍大一些，我取650mm，調(diào)節(jié)門最大直徑取700mm。3.3集流器的設(shè)計集流器設(shè)備的基本結(jié)構(gòu)有很多不同類型，選用恰當?shù)募骺刂破髟O(shè)備，通風機設(shè)備的工作效率就會提升10.0%~150%。它的組成構(gòu)造具體形狀以及葉輪部件入口實際間隙的實際大小都是潛在干擾通風機設(shè)備工作效率的重要影響因素。為了促使集流控制器設(shè)備的大力發(fā)揮分布空間更大，集流作用效果更加良好，把其間隙設(shè)計為3mm，其中，中部直徑設(shè)計為440mm。通常取當量收縮角Φ=40°~60°，我取Φ=50°。3.4設(shè)計船舶用離心式通風機的傳動組參考依據(jù)第1章里的表1.1，本次風機設(shè)備機械傳動模式確定為D式機械傳動。主軸額定功率：Ns=6.21kW電機額定功率：P=7.14kW風機實際轉(zhuǎn)速：n=600轉(zhuǎn)/分鐘3.4.1計算軸上轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×3.4.2主軸的材料選擇我選用45號鋼作為主軸材料，經(jīng)過機械設(shè)備設(shè)計手冊查閱相關(guān)資料可知它的機械性能：σb=600MPa，σs=355MPa。3.4.3估算最小軸徑45號鋼，查得：A0=126~103，則d0為： d0=在中心軸與輪盤與聯(lián)軸器設(shè)備展開連接的時候，為了提升其穩(wěn)定性，我選用鍵連接的模式。將中心軸的軸徑增大7.0%，為30.78~25.16毫米；但是因為中心軸在機械轉(zhuǎn)動過程里受到扭轉(zhuǎn)作用力，所以它通常被當作最小直徑dmin。確定最小軸徑的時候，要比d0稍大，我取dmin=35毫米。3.4.4選擇聯(lián)軸器因為在離心式通風機運行的過程中，軸的轉(zhuǎn)矩基本上變化很小，我們可以把它看做一個恒定的值，取負荷系數(shù)：KA=1.3，而其扭轉(zhuǎn)力矩可知： Tca=KAT1按照GB/T5843-2003選用聯(lián)軸器，型號為GY5Y35×823.4.5軸承的選擇軸承在機械設(shè)備中具有舉足輕重的作用，它具有支撐機械旋轉(zhuǎn)體、降低設(shè)備在傳動過程中的摩擦系數(shù)的作用。按照不同的分類方式，軸承可以被分為很多種，其中角接觸球軸承更加適用于本次設(shè)計。角接觸球軸承，顧名思義，就是套圈與球之間存在一個接觸角的軸承，這種軸承適用于轉(zhuǎn)速較大，既有軸向應(yīng)力又有軸向應(yīng)力的場合。一般情況下，接觸角的值取15°，30°或40°，軸承承載軸向載荷的能力隨著接觸角的增大而增大，但是為了適用于更大的轉(zhuǎn)速，接觸角越小越好。本次設(shè)計中，由于軸向載荷不是特別大，而對轉(zhuǎn)速的要求很高，所以我取接觸角為15°。并且，角接觸球軸承還在提高精度、控制噪聲、降低摩擦力矩、提高最大轉(zhuǎn)速等方面具有其他種類軸承所不具備的優(yōu)越性。因此，我選擇角接觸球中心軸承。3.4.6主軸結(jié)構(gòu)在中心軸綜合系統(tǒng)設(shè)計過程里，其具體系數(shù)是通過很多種不同影響因素的一起作用影響的。（1）中心軸直徑的確定為了方便生產(chǎn)加工，在設(shè)計中心軸的直徑時，要最理想化的運用普遍常用標準，并且應(yīng)用參考標準之后，可以便利專業(yè)工作者裝配設(shè)計。而中心軸的最低有效直徑通常由實踐經(jīng)驗所明確。為了簡單化論述介紹各段中心軸的數(shù)據(jù)，我把中心軸按段分，從左到右依次是1~7，具體如下圖4.1所示。軸7在裝配時連接聯(lián)軸器，我選用的聯(lián)軸器為：GY5所以在設(shè)計時，軸7的直徑的取值應(yīng)與聯(lián)軸器的內(nèi)徑數(shù)值相等，也就是d7=35毫米。聯(lián)軸器左端和中心軸6接觸，所以確定直徑時，設(shè)計中心軸6直徑比中心軸7的中心軸徑大5~10mm，也就是d6=45mm。軸3與軸5的作用都是裝配軸承，而這兩段軸所裝配的軸承型號相同，所以軸3與軸5的直徑都應(yīng)取軸承內(nèi)徑，即d3=d5=50mm。在通風機的運行過程中，對軸4的強度要求較高，所以軸4的直徑應(yīng)該略大于主軸的其他部分，我將軸4的直徑取為：d4=55mm。思考到美觀與生產(chǎn)加工便利，中心軸2與中心軸6設(shè)計成大小一致的兩段主軸，也就是d2=d6=45毫米。軸1在裝配時連接軸盤，所以在設(shè)計時，軸1的直徑的取值應(yīng)該等于軸盤連接孔的內(nèi)徑的值，也就是d1=35毫米。（2）明確各軸段長度設(shè)計主軸長度時，有一個特別容易忽略的細節(jié)，那就是聯(lián)軸器外一般會設(shè)置一個軸端擋圈，在裝配的時候，要盡可能規(guī)避它和中心主軸端面形成作用壓力。思考到這一影響因素的影響作用，軸7要比半聯(lián)軸器圓孔短2～3mm。我選擇的聯(lián)軸器的轂孔長度為82mm，則軸7的長度?。簂7軸1的長度和中心軸盤的圓孔轂長度相同，也就是：l1軸3與中心軸5的作用是安裝軸承與擋油環(huán)，它們的長度應(yīng)等于軸承寬度加擋油環(huán)的厚度，即l3軸承端蓋直徑應(yīng)與軸承直徑相等，也就是D=90mm。固定螺栓共有4個，直徑d3那么：dDDe=1.2e≥e1，DDD箱體壁厚δ1=8mm，則：m=(l1+端蓋寬度： B=e+m=18mm （3.15傳動部件需要保養(yǎng)，一般情況下要定期拆裝注油，考慮到保養(yǎng)設(shè)備所需要的操作空間，半聯(lián)軸器到中心軸承端蓋部件外端面之間留出28mm的空間，那么軸6的長度： l6=e+2m+28=54mm （軸4的長l4的確定經(jīng)過深入思考材料的強度、剛度等力學性能，額定工況下的受力情況和強度要求，取l4軸2的作用是安裝軸承端蓋部件，并且軸2還要與蝸殼保持一定的距離，則： l2=100+54=154mm 3.4.7制定零件的裝配方案主軸上的零件，一定要以一定的順序依次安裝，這個順序由主軸的設(shè)計決定。由于裝配不合理會造成設(shè)備無法正常運行，還會釀成生產(chǎn)事故，造成操作人員的生命安全受到損害，甚至威脅到企業(yè)的經(jīng)濟財產(chǎn)安全，所以，合理的安排主軸零件裝配順序是必不可少的步驟。本次裝配設(shè)計方案具體如下所示：往主軸上安裝零件時，要從直徑最大的那段主軸開始，依次向外逐個安裝。一定要注意的是，安裝每個零件的時候，都要準確的進行軸向與周向的定位，從而保障安裝設(shè)置結(jié)束之后可以正常機械運轉(zhuǎn)與工作。在展開拆卸檢修的時候，順序和安裝設(shè)置時完全相反，先展開外部零部件的拆卸檢修，之后按照順序分別展開拆卸檢修。本次我設(shè)計出來的主軸尺寸如示意圖3.2所示。圖3.2主軸結(jié)構(gòu)示意圖3.4.8軸上零件的定位零部件與主軸的配合要求軸向和周向準確定位，防止滑動，來保障主軸與主軸上零部件可以正常的機械轉(zhuǎn)動與工作。我在軸1與軸7上開鍵槽。需選用兩個鍵，由于軸1與軸7具有一樣的直徑，為35mm，且軸1長度為60mm，軸7長度為80mm。那么可以按照機械設(shè)備設(shè)計手冊GB/T1096-2003選用恰當?shù)逆I。兩個鍵的類型都選擇A型平鍵，軸1上的鍵為：b×h=12×8，l=50mm，軸7上的鍵為：b×h=12×8，l=70mm。在本次設(shè)計中軸向通常是由軸肩來進行定位。3.5零部件材料的選擇主軸材料：主軸一般要具備比較大的強度。通常材料選擇合金鋼或者碳鋼，綜合適用性與經(jīng)濟性，中心主軸物質(zhì)材料我選擇45號鋼，45號鋼這一材料由于具有優(yōu)良的強度、剛度等力學性能，可以適用于我的主軸設(shè)計。葉輪部件與葉片設(shè)備：本次設(shè)計中，由于離心式通風機所輸送的中間介質(zhì)為空氣，所以葉片在離心式通風機運行時所承載的負荷很小。查GB/T700-1998，將葉片材料選為Q235?？紤]離心式通風機在運行時對輪盤的作用力以及強度要求，前盤與后盤的材料選用Q345。4各零件質(zhì)量及強度校核4.1各零件質(zhì)量葉輪質(zhì)量： m1=m2前盤厚度取6mm。前輪盤弧長：l=2πR×β360°前盤質(zhì)量：m=π×[=22.49kg （4.后盤質(zhì)量： m4（4.4）軸盤體積：V1=π(R.V=0.89×10V=V軸盤質(zhì)量：m2=ρV=7.85×10葉片面積：S5=12葉片質(zhì)量：m5=16×0.0583×0.005×7.85×103葉輪質(zhì)量：m1=6.6+22.49+23.66+36.61=89.36kg 主軸質(zhì)量： m×7.85×10聯(lián)軸器質(zhì)量： m7=5.43kg4.2葉片強度校核本次設(shè)計選用平板葉片。由于葉片形狀復雜，計算強度十分的困難，我們近似的把它當作受均布載荷的梁，進行計算。當葉輪旋轉(zhuǎn)的角速度為ω時，單個葉片的離心力可用如下運算方程式運算： F=mω2這里：Rc=葉片寬度：b=b單個葉片質(zhì)量：m=m5我設(shè)計的葉片參數(shù)：l=0.22m；δ=0.005m；葉輪角速度：ω=單個葉片形成的離心作用力：F=ρ=0.38×0.22×0.005×=4011.69N（4.18）只算法向作用力： F1=F葉片最大彎矩： Mmax=最大彎曲變形應(yīng)力：σmaxQ345的屈服點σs=345MPa。根據(jù)上述運算能夠得知：σmax<σs，因此強度合理。4.3計算輪盤強度4.3.1等厚圓盤的強度計算由輪盤離心力產(chǎn)生的切應(yīng)力：σ（4.22）輪盤自重離心力：Ff（4.23）單個葉片離心力：F=mω輪盤附加應(yīng)力：σt2輪盤的最大切應(yīng)力為：σmax=Q235的屈服點σs安全系數(shù)：K=σ所以，輪盤強度合格。4.3.2軸盤材料的選擇軸盤材料的選擇要參考軸盤最大直徑處的線速度，它的值是： un=當un<304.4葉輪用鉚釘強度計算本次設(shè)計，葉輪連接方式選擇比較簡易與快捷的鉚釘鏈接。選用Φ10鉚釘，數(shù)量Z=8，直徑取。彎矩：Mn這里，n是葉輪的實際轉(zhuǎn)速，N是額定功率。鉚釘能承載的最大剪力：τ=Mn4.5校核鍵的強度由前文知，軸7上選用的鍵的尺寸是：b×h=12×8，l=70mm，鍵的類型是A型平鍵。軸7直徑d=35毫米；鍵與聯(lián)軸器 σp=由前文知，軸1上選用的鍵的尺寸是：b×h=12×8，l=50mm，查，選擇型普通平鍵。d=35，鍵與聯(lián)軸器 σp=表4.1鍵鏈接的許用壓縮應(yīng)力參考表4.1，可知，選取的鍵強度合格。4.6軸的強度校核4.6.1軸的載荷葉輪重力加不均衡力：G=882.8N （4.33）主軸重力：G4G5G6聯(lián)軸器重力： G3=4.6.2軸的彎矩由前文主軸設(shè)計部分經(jīng)過簡單計算可知l1=230mm=0.23m在這其中：l—支承點A與支承點B之間主軸的跨距，m；l1—支承點A至葉輪中心的距離，m；l3—支承點B至聯(lián)軸器中心的距離，m。主軸最大彎矩：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）彎曲變形應(yīng)力：MAMBMmax=4.6.3軸的轉(zhuǎn)矩 T=9551pn45號鋼的屈服點σs [σ]=σs這里的n的值一般取2.5~3.0，我取2.7?？箯澖孛嫦禂?shù)W=πd232，主軸直徑： d≥32M我設(shè)計的主軸的最小直徑為35mm，大于16.34mm，所以軸的強度合理。圖4.1主軸受力圖與彎矩圖4.7穩(wěn)定性校核臨界轉(zhuǎn)速： nc=鋼材彈性模量。又由前文得：m1代入式4.46得：nc=15由于： n=600r/min<0.75本次船舶用離心式通風機設(shè)計合理。4.8校核軸承的使用時長本次設(shè)計選用角接觸球軸承。徑向作用力：FrA=1141N，F(xiàn)rB=39.11N。軸承受力： FdA FdB又： FrAF則：X1=0.41， FrBF則：X2=0.41，載荷系數(shù)?。篺p當量動載荷： P1（4.53） P2（4.54）使用時長： Ln=校核合適，因此軸承符合壽命要求。

結(jié)論在本次設(shè)計中，我選擇的課題是21400m3/h船舶用離心通風機設(shè)計。在本文中，我首先介紹了通風機的用途和它在生產(chǎn)過程中的重要性，其次敘述了通風機的幾種分類方式，再者還論述了通風機常見的故障以及解決辦法，并且引申了通風機噪聲的防治問題。通過查詢大量的學術(shù)資料，我對通風機有了全方位的認識與了解。通風機行業(yè)的前景光明，我也對這個行