第一章緒論礦用通風機行業(yè)概況世界各主要產煤國對礦井通風機需求逐年增加。原蘇聯(lián)主要產品Bц15型離心式通風機和BOд—18型軸流式通風機,離心式通風機直徑達3.12～4.17m,效率84%～86%,軸流式通風機直徑達1.18～4m,效率80%。美國礦井用的通風機以軸流式通風機為主,因為其調節(jié)范圍寬,加速性能、動態(tài)性能和運行效率優(yōu)于離心式通風機。其葉輪最大直徑達4.127m,最大功率7600kW,最高轉速3600r/min,動葉單獨可調。近70年來,通風機在采礦工程中的應用方式不斷變遷。從1922年J·R·羅賓遜所寫的“實用礦井通風”技術手冊時起,預示通風的控制由自然方式進入了機械方式。而此時所使用的大型、機械驅動的風機就是離心式的。當時的離心式風機運行速度低,大約300r/min,而且大部分是由蒸汽機驅動。20年代末至30年代初,礦井規(guī)模的擴大,要求增大風機的壓力和流量。由電機驅動的高速(700～800r/min)軸流式風機應運而生。它體積小且安裝費用低,在礦井通風的應用中占了統(tǒng)治地位。然而,由于開采方式的變更,礦井通風靜壓的需求逐步提高,離心式風機又成為礦井通風的一種較理想選擇。70年代,后退長壁開采方式被普遍采用。早期的長壁工作面寬90～120m,長1200～1800m。90年代的超大型工作面寬達275m,長達4440m。在國外即使采空區(qū)塌落而形成廢石充填區(qū),但由于開采工藝要求,氣流還需流通該區(qū)。塌落區(qū)的空氣阻力系數明顯高于開闊的風道,所以礦井主風扇還必須提高其壓力以滿足通風的需要。一些礦井曾嘗試采用高轉速的軸流風機(甚至為2級葉輪,1.5m直徑,運行轉速1780r/min)。但該類風機噪音大,普遍存在葉片及軸承的故障。1.2通風機在礦上的應用為了沖淡和排除井下的有害氣體和粉塵,為井下各巷道及采、掘工作面提供新鮮風流,保證井下工作人員有足夠數量、符合要求的空氣供呼吸,確保井下工作人員的人身安全,改善井下工作環(huán)境,在煤礦生產中必須不間斷地向井下供給大量的新鮮空氣。煤礦用主通風機就是向井下輸送空氣的設備,通常情況井下每采1t煤炭就要向井下輸送4～6t新鮮空氣,礦井主通風機的電耗平均約占煤礦電耗的8%～15%,它是煤礦井下通風不可缺少的安全設備,也是礦井的關鍵設備。在通風設備的選擇設計時,對其可靠性必須予以足夠的重視。隨著世界范圍內能源短缺和經濟增長對能源需求的增加,迫切要求人們節(jié)約能源和保護環(huán)境。而礦井主通風機每天都必須運行,選擇節(jié)電、低噪型通風機就顯得非常重要。20世紀80年代后,由于采用了新技術、新工藝,通風機的效率提高了5%～10%,擴大了調節(jié)范圍,提高變負荷條件下通風機的運行效率,是通風機運行的重要方面。有的國家還應用電腦優(yōu)化控制調節(jié),成為代表世界科技進步的趨勢之一。隨著社會的不斷發(fā)展,礦井主通風機會更加具備安全可靠、高效節(jié)能、低噪、自動化程度高和安裝簡便等特點,礦井理想的主通風設備會越來越多。通風機選型對經濟運轉的影響礦用通風機包括離心式和軸流式兩類。一般說,離心式通風機較之流式通風機的額定效率高,但效率曲線陡,高效區(qū)窄,平均效率低。所以這類風機與網路的適應性差,一旦網路特性發(fā)生變化,工況效率則必大幅下降。因此,離心式通風機較適合在整個運轉期間,網路阻力變化不大的礦井。而軸流式通風機雖最高效率不及離心機,但它的等效率曲線與網路特性曲線夾角很小,近似平行,故當網路特性發(fā)生變化時,工況效率的變化比離心式要小,所以運轉期間的平均效率較高。尤其是90年代初,我國開始生產的2K56、KZS型軸流式通風機,不僅最高效率比80年代生產的2K60要高,而且高效區(qū)普遍向低壓區(qū)移動,如表1所示,因而也就更適合我國礦井負壓普遍較低的實際。礦井通風機使用情況從我國的礦業(yè)發(fā)展過程看,五六十年代的中小礦井也大多采用離心式風機,隨著礦井規(guī)模不斷擴大,軸流式風機的采用逐漸增多,而且顯示出流量大、風量調節(jié)簡單、返風方便的優(yōu)點。今后會不會向國外那樣發(fā)展呢?根據我國礦井的開采工藝和有關規(guī)范規(guī)定分析認為:(1)雖然后退式長壁采煤方法在我國已普遍采用,但國內的采空區(qū)和塌陷區(qū)一般不需進行通風,而采取與工作面隔離的方式,因此礦井阻力不會大幅度增加;(2)目前我國礦井的采深普遍在600m以內,隨著礦井的開拓延深,工作面距離越來越遠,通風阻力也會不斷增加,在一定程度上選擇高靜壓的離心式風機要好于軸流式風機。例如,河南省某礦井開采深度大于500m時,最小負壓1143Pa,最大負壓2928Pa,風量,選擇G4-73-11No.28型離心式風機或BDK65A-10-No.28型軸流式風機都能滿足要求。當開采深度在700m水平時,采區(qū)工作面距離井口約7km,負壓將達到4020Pa,風量,這時如果仍利用原風井風機通風,軸流風機的靜壓就不夠了,而離心風機仍舊可以使用。但是,我國《煤礦設計規(guī)范》第10.1.5條明確規(guī)定“礦井通風的設計負,壓,不應超過2940Pa”,這在根本上限制了通風負壓。1.5國內使用的礦井主通風機簡介[2]目前,。我國煤礦在役的主要通風機,以下幾個系列的使用占有90%以上。這對有些礦井在通風機能力不足時的改造、對設計及現(xiàn)場選購通風機、對現(xiàn)有通風機改造起到參考和幫助的作用。1.5.12K系列通風機2K系列軸流通風機按輪轂比不同分為2K56、1K58、2K58、2K60和KZS等幾個系列,主要由沈陽鼓風機廠、沈陽風機廠和吉林鼓風機廠生產。葉輪直徑從1.12m～3.16m,可滿足不同大小礦井的需要。該系列通風機均為單、雙級葉輪,機翼為扭曲葉片,葉片角度可在較大范圍內進行有級(1K58、2K58、KZS)或無級(2K56、2K60)調節(jié),且均可直接反轉反風。這是我國煤礦以前用量較大、較多的一類通風機?？梢詽M足多數礦井對通風機低壓力、大風量的需要,剎車、測溫、測震基座等附屬裝置也較為齊全?，F(xiàn)場實測表明其靜壓效率可達75%以上,但氣動噪聲大。該系列通風機除適用于新建和改擴建礦井外,由于其外形與我國較早使用的70B2和2By型軸流通風機相近,更適用于對這類通風機的改造1.5.2BD(K)系列通風機近年來發(fā)展很快,生產廠家也較多,主要有湘潭平安、南陽、燕京等廠家,該系列通風機最大已經生產到了4m。該風機采用雙級雙電動機驅動結構,兩級葉輪相對并反向旋轉,其結構相當于兩臺同型號軸流通風機對接在一起串聯(lián)工作,因此被廣泛稱之為對旋通風機。由于這種結構可省去中間及后置固定導葉,且渦流損失較小,具有傳動損耗小、壓力高、高效范圍較寬、效率也較高的特點。廠家提供的通風機最大靜壓效率可達86%,現(xiàn)場實測其裝置靜壓效率可達77%。該系列通風機除了可在較大范圍內調整葉片角度外,還可對前后級安裝角度進行適當組合,并可單級運行,因此可調范圍更寬。但實測結果表明:單級運行時通風機的效率太低,僅有50%左右,不宜長期使用。此外,由于該系列通風機結構的整體性和密閉性均較好,且可以實現(xiàn)反轉反風,使用該系列通風機可以不建通風機房,不用反風道,具有基建工期短、節(jié)省基建費用等優(yōu)越性,適合于要求盡快投產的新建風井。1.5.3GAF系列通風機是在引進國外技術的基礎上,結合國內的實際情況加以改型改造的軸流通風機。該通風機具有風量風壓調節(jié)范圍寬、靜壓效率高、葉片角度調節(jié)自動化程度高等優(yōu)點,尤其是采用液壓調節(jié)和渦輪渦桿同步調節(jié)裝置調整葉片的通風機,改變葉片運行角度非常容易,特別適用于需要經常改變運行工況的礦井使用。此外,GAF系列通風機的葉輪直徑、輪轂比分檔較多,再加上葉片數和轉速等的變化,可形成上千種基本型號,上萬種標準產品,為用戶根據技術參數和使用要求進行量體裁衣式的選型提供了方便。由于葉片角度調整方便,這類通風機可通過改變風葉角度實現(xiàn)通風機反風,既不需要反風道,也不需要通風機反轉控制裝置,且反風量也滿足規(guī)程要求。但該類通風機與同等能力的其他系列通風機相比,初期投資較大。1.5.4G4—73、4我國礦井使用的離心式通風機主要就是這兩個系列,生產廠家較多。G4—73系列離心式通風機最初是為鍋爐通風(引風)設計的,后來被引用到礦井通風中并擁有一定的市場占有量。該系列離心式通風機的特點是特性曲線較平緩、無駝峰、運行噪聲較小、效率高。啟動時關閉調節(jié)門(也叫前導器),具有啟動功率較小,啟動容易的特點。運行時調節(jié)門可在0°～70°范圍內調節(jié),用以改變運行工況,還可通過配置不同轉速的電動機來改變其運行工況,適應性較好。4—72系列通風機的特性曲線較平緩,運行噪聲較小,效率高,適用于通風阻力不是太大的中小型礦井。我國地方煤礦的礦井中使用該系列通風機較多,由于機型小,配置電動機的容量也小,可配用380V或660V電壓的電動機,特別適用于無高壓(6000V)供電的礦井使用。但對初、后期風壓變化大的礦井,離心通風機的調節(jié)性能差。1.6離心通風機的應用現(xiàn)狀與經濟分析【1】鑒于我國風機的應用現(xiàn)狀,研究高效率的風機,再大幅度地提高風機本身的效率不大可能。目前,研究和應用最佳的風機調速才是降低風機電耗的最有效途徑。風機的耗電量與轉速的立方成正比。風機的轉速降低,其耗電量將以其立方的比例下降，例如:根據工藝要求,風機的風量下降到80%風機的轉速也下降到80%,其風機軸功率則到額定功率的51%;若風機的風量下降到50%，則風機的轉速也下降到50%,其風機軸功率降到額定功率的13%,節(jié)電87%;從節(jié)能角度以風機調速最為有利,調節(jié)范圍最大,其經濟也最佳。同時,采用變轉速調節(jié)后,可以降低噪聲,減輕引風機葉輪的磨損,延長葉輪的壽命。所以,風機的節(jié)能重點應放在風變轉速調節(jié)上。風機變轉速調節(jié),需要通過裝置來實現(xiàn)。1.7風機經濟性評價方法【1】采用“將來費用折算現(xiàn)值”的方法,對離心通風機調節(jié)方案進行經濟性評價。所謂“費用折算現(xiàn)值”是指購買附加設備費、安裝費，維持風機和附加設備在全部使用壽命期間運需的運行費、維修費的折算現(xiàn)值?？偓F(xiàn)值最小方案為最優(yōu)方案?！皩碣M用折算現(xiàn)值”法,較全面而準確地反映各方案經濟性的優(yōu)劣,風機改造時可作為主要的參考依據。將來折算現(xiàn)值的計算公式為F=T·TE+T·(HD·DF+WX)·Y式中F———將來費用現(xiàn)值,萬元T———風機臺數TE———風機和附加裝置的總投資,萬元HD———系統(tǒng)年耗電量,萬kW·h/aDF———電費,元/kW·hWX———風機和附加設備的年維修費,萬元Y———使用壽命,a1.8離心通風機幾種調速裝置的特點【1】離心通風機調速裝置有:液力耦合器、電磁滑差調速電機、雙速電機、晶閘管串級調速裝置及變頻調速裝置。1.8.1液力耦合器是利用流體的動能來傳遞功率的一種動力式傳動設備。安裝在電動機和風機之間,可以在電動機轉速不變的情況下,實現(xiàn)無級變速來改變風機的特性曲線和電動機的空載啟動。但液力耦合器在調速的過程中,存在著固有的滑差功率損失,所以傳動效率較低。液力耦合器裝置技術上比較成熟,在電廠風機中應用也較多,并取得了一定的節(jié)電效果,但不能盲目使用。經過調查得出,若風機的富裕量不是太大,那么節(jié)電效果就不明顯;若在鍋爐帶額定負荷時采用液力耦合器,不但不能省電,甚至還多耗電。電磁滑差調速電機能實現(xiàn)無級變速,速度調節(jié)平滑,無失控區(qū)能空載調速,轉速變化率小;其控制設備也簡單,初投資低,維護方便,節(jié)電效果明顯。但在調速時其轉差功率會以發(fā)熱形式損耗掉,所以經濟效益較低。雙速電機是采用單繞組變極方法實現(xiàn)速度變換的,初投資低,使用時能使整機結構緊湊,可降低噪聲和節(jié)約能源,維護也簡單。但低速時的啟動力矩小,往往需先在高速下啟動,然后再切換到低速運行。運行人員不敢在運行中進行變速操作,開關的可靠性也差。1.8.2晶閘串級調速就是在轉子繞組回路中串接一個反電勢,通過改變轉差率來調節(jié)繞線式異步電動機轉速的一種調節(jié)方法,該裝置不僅可以對電機進行無級變速,而且在調速時還可將轉差功率轉化為機械能加到負載,或轉化為電能返回電網,因而系統(tǒng)效率較高。該裝置的初投資較高,調速裝置需進行維護,還得采用繞線式電機,增加了維修工作量。1.8.3變頻調速是交流電動機調速的最新技術,是通過改變定子的供電電源頻率來改變旋轉磁場的同步轉速,從而改變轉子的轉速。對于交流電動機,轉速n與頻率f成正比,所以,連續(xù)調節(jié)電動機的頻率能改變電動機的轉速,鼠籠式三相異步電動機采用變頻方法可以實現(xiàn)無級變速。調節(jié)效率高、調速范圍大(電機可在0%～100%頻率轉速下運行),與其他調節(jié)裝置相比,性能最佳。當調速范圍在同步轉速的30%以上時,裝置本身的效率不低于90%。變頻調速不存在勵磁滑差損耗和擋板、閥門節(jié)流功率損耗,不存在轉差損耗,因此節(jié)能效果良好。1.9大型離心通風機葉輪的三維應力計算【9】利用三維有限元方法,對大型風機葉輪進行了強度的計算和分析。針對復雜形狀葉片———機翼型葉片的特點,對具有復雜葉片葉輪模型建立的方法進行了探討,并分析了整個葉輪的應力分布,在強度方面為葉輪的設計提供理論依據,以達到改進實際葉輪結構的目的。離心葉輪強度的常規(guī)算法僅反映葉輪平均應力的大概情況,不能很好地反映真實應力的分布。對實際葉輪的設計也就只能靠設定安全系數來保證葉輪的安全運行。有時為了保證強度,如果安全系數取得過大,就勢必會造成原材料的浪費,對降低生產成本不利;如果安全系數給得過小,又不能在強度方面得到保證。自從1960年克拉夫首次提出有限元的概念至今,有限元方法已發(fā)展成為數值分析計算中的一種有效方法。它同樣在風機行業(yè)中得到了廣泛的應用。目前,對有些離心壓縮機強度采用軸對稱有限元模型進行計算,這種有限元方法對實際的模型做了一些簡化(如將弧型葉片簡化成徑向直葉片,并將其擴散成一變剛度、變質量的盤型夾層),與實際情況不太相符,不能很好地真實反映整個葉輪的應力分布,這種簡化可能會影響結果的精確性。而且這種方法對機翼型葉片或曲線葉片的葉輪的計算存在一定的困難。對于三元流葉輪來說,葉片具有復雜的幾何形狀,如對帶有筋板的機翼型葉片的葉輪,采用三維有限元計算方法可以很好地處理模型上復雜的幾何問題,建立模型時不需做任何簡化,可按實際葉輪的幾何尺寸建立。故計算所建立的葉輪模型能較好地反映實際問題,并能更為詳細和準確地反映真實應力的分布,能得到不同位置的應力和位移值,并能確定最大應力所處的確切位置。從而為葉輪的三元流設計在強度方面提供理論依據并達到改進葉輪結構設計的目的。離心通風機的理論基礎2.1通風機的基本方程式離心通風機葉片入口和出口速度圖圖2-1葉片出入口速度圖表示相對速度；u表示圓周速度；c表示絕對速度，圓周速度u與絕對速度c之間的夾角用表示，稱絕對速度角；相對速度與圓周速度反方向的夾角用表示，稱為流動角。葉片切線與圓周速度反方向的夾角用表示，稱為葉片安裝角。則在葉片出入口得到下列關系式：圖2-2速度三角形氣體在葉輪內的流動過程可作一些假定，把它當作一元流動討論，即用流束理論進行分析，這些基本假定是：（1）通風機工作時沒有任何損失，則原動機加到通風機上的能量等于被輸送氣體所獲得的能量；（2）葉片數目無限多且無限薄，則氣流將被分成微小流束，其形狀和葉片完全一致，且葉片入口與出口沒有突然收縮和突然擴張現(xiàn)象，因此可認為沿圓周各點的速度相等；（3）氣體在作穩(wěn)定流動；（4）不考慮氣體壓縮性。原動機加到通風機軸上的外力矩為M(N*m)，設流過葉輪的理論流量為，流體密度為，為葉片出口處半徑，為葉片入口處半徑，在dt時刻流過葉輪的流體質量流量為dt,則葉輪進出口處流體相對于軸面的動量矩分別為單位時間內的動量矩變化等于根據以上假設和動量矩定理，上式應等于作用于該流體上的外力矩，此力矩即葉輪旋轉時給予該流體的轉矩M,則葉輪旋轉角速度為(rad/s)時，該力矩對流體所做的功率為M，則因，，，，則對理想流體而言，葉輪傳遞給流體的功率應該等于流體從葉輪所獲得的功率，即式中——單位重量流體通過無限多葉輪時所獲得的能量m（2—1）對風機而言，風壓，Pa,則風機的能量方程式為（2-2）上式即歐拉方程式，它是通風機，水泵，透平壓縮機等葉輪機械的基本方程式。有速度三角形得（2-3）當時，＝0，歐拉方程化簡為（2-4）=（2-5）因此，當，流體徑向流入葉輪時，獲得最大的理論能頭。由式（2-3）和（2-4）可知，與流體的密度無關，即與流體性質無關，如果泵與風機的尺寸相同，轉速相同，流量相等時，則流體所獲得的理論能頭相等，即泵產生的液柱與風機產生的氣柱高度相等。葉片出口安裝角對風機性能的影響總壓頭由兩部分組成，一部分為靜壓能：（2-6）另一部分為動壓能（2-7）反作用度表示靜壓能在總壓能中所占的比例，即（2-8）當＝0時，-＝在離心通風機中，一般，則上式變?yōu)椋剑?-9）由上式可見，值越大，葉輪出口動壓越小，在通風機擴壓部分把動壓變?yōu)殪o壓的損失就越小，對提高通風機效率越有利。由葉片出口速度圖得（2-10）把（2-10）代入（2-9）得＝＝(2-11)由圖2-1出口速度三角形得代入2-5式得（2-12）由式（2-12）可知，1.時，為正值，越小，越大，越小。當小到等于最小角時，此時代入式（2-12）得＝0這時葉輪未給予流體能量，這是的最小極限值。2.時，，此時＝0代入式（2-12）得3.時，為負值，越大，越大。當增加到等于最大角時，，此時代入式（2-12）得當＝時，表明當此時靜壓及動壓均為零，流體為獲得能量。當時，表明徑向式葉片流體機械獲得的靜壓頭及動壓頭各占一半。當時，表明此時流體機械獲得的總壓頭中全部為動壓頭。以上分析表明，隨出口安裝角增加，流體獲得的理論壓頭增加，反作用度減小，當從增加到時，理論壓頭則從零增加到最大值，即越大，流體從葉輪獲得的能量越多，因此，前彎式葉片產生的壓頭最大，徑向式葉片次之，后彎式最小。由以上分析可知，在相同的條件下，前彎式葉片產生的絕對速度比后彎式葉片大，而液體的流動損失與速度的平方成正比（）。因此，當流體流過葉輪及導葉或蝸殼時，其能量損失比后彎葉片大。同時為把動能轉為壓能，在能量轉換過程中，必然又伴隨著能量損失，因而其效率遠低于后彎式葉片。但前彎式葉片有以下優(yōu)點：當其和后彎式葉片的轉速，流量及產生的能頭相同時，可以減少葉輪外徑，因此，可以減小風機的尺寸，縮小體積，減輕質量。又因風機輸送的流體為氣體，氣體密度遠小于液體，而摩擦力正比于密度，所以風機損失的能量遠小于泵。2.3葉片出口角對風機性能的影響另解高效后向通風機葉片出口角的限值理想流模型等于出口氣流角,葉輪機械Euler方程的離心通風機全壓公式是式中H、Q———分別為全壓系數和流量系數、、———分別是葉輪出口直徑、寬度和葉片通道堵塞系數μ、———分別為有限葉片系數和葉輪流動效率由上式可知,如果后向通風機的越大,全壓就越高。但是出口角的增大會導致氣流滯后角的增大,葉片出口流動分離增大。這不僅會引起效率下降,全壓也上不去。在現(xiàn)有的工程設計中,不可能給出高效后向通風機葉片出口角的限值。對于中壓離心通風機可通過數值模擬得到:當出口角大于81后,一般不能再簡單地設想用提高出口角來提高風機全壓,因為這時隨著出口角增大,全壓將保持不變或下降,但效率已經下降。為此,提出中壓離心通風機高效后向通風機葉片出口角的限值為。離心通風機的理論特性曲線通風機的理論全壓與理論流量之間的關系曲線，叫做風機的理論全壓特性曲線。其中，——葉片出口直徑——葉片出口寬度式（2-11）右邊各量，除以外都是常量，故式（2-11）可寫成（2-13）式中A==常數，即流量等于零時的理論全壓；=常數在圖上，式（2-12）是一條直線。圖2-3通風機的理論全壓特性曲線當時，離心通風機的理論全壓曲線為距橫坐標軸，且與橫坐標平行的一條直線，不隨改變；當時，隨的增大而增高；當時，隨的增大而減小。理論功率：（2-13）圖2-4理論功率特性曲線根據以上分析，離心通風機的葉片出口角的大小對通風機的特性起著很重要的作用，根據角葉片可分為三種形式：（1）后向葉片，；（2）徑向葉片，；（3）前向葉片，圖2-5前向，徑向和后向葉片的比較由圖2-5可知，后向葉片，；徑向葉片，；前向葉片，。根據式2-5，在不變的條件下，理論全壓隨著的增大而增高。所以得到下表2-1超載能力后向小大高大徑向中中中中前向大小低?。ǔd能力：當通風機的流量增大時后向葉片通風機的功率增加最慢，前向葉片的功率增加最快，徑向葉片的功率在兩者之間）2.5通風機的實際特性曲線從關系式可知，考慮有限多葉片的影響后的理論全壓，是無限多葉片時理論全壓的k倍。葉輪內各部分損失與相應的速度平方成正比，因而與流量的平方成正比，可寫為式中為常數，與之間的關系曲線為一二次拋物線。沖擊損失可表示為式中為常數，為設計流量，當時，沖擊損失為零。當或時，有不同值。圖2-6用分析法繪制實際壓力特性曲線1-無限多葉片的理論曲線2-有限多葉片的理論全壓曲線3-考慮流動損失的性能曲線4-實際全壓特性曲線以上分析的曲線4未考慮通風機的容積損失，在一般情況下，容積損失很小，即實際流量Q與理論流量很接近，因此可把曲線4當作表示實際流量全壓P與實際流量Q之間關系的特性曲線，稱為實際全壓特性曲線。曲線M點的損失最小，效率最高。當容積損失較大時，應從曲線4中扣除容積損失，實際壓力特性曲線4或5是根據理論計算的，與實驗方法求出的實際全壓特性曲線有一定差距，圖2-7是用實驗方法求出的全壓特性曲線及實際功率曲線和效率曲線。某些前向離心通風機的實際壓力曲線，在小流量段出現(xiàn)駝峰形狀，如圖2-8，這是因為，當通風機的流量很小時，氣流只占葉道的一部分，因而葉道的有效斷面積減小，氣流速度增加，對于前向葉輪，氣流未充滿葉道時的全壓將升高;對于后向葉輪，氣流未充滿葉道時的全壓將降低。因此前向葉片的通風機在流量很小時，有可能因壓力增高而出現(xiàn)如圖2-8所示的駝峰，后向葉片的通風機則不能。2.6氣體在離心通風機葉輪內的實際流動情況實驗表明，如果在氣體運動的路徑上存在某物體，則在此物體以前和以后都要發(fā)生氣流擾動，當氣流到物體之前，速度就開始發(fā)生變化。氣流在進入輪也入口邊緣前，在葉輪旋轉方向有一預旋速度，即葉片入口處的氣流絕對速度不是沿半徑方向，而是向葉輪旋轉方向偏斜，當與的與方向一致時，稱為正預旋，反之為負預旋。如圖2-5所示，與的比值叫做預旋系數，以表示：圖2-10葉片入口前氣流的預旋實驗證明：由于也輪流道形狀不理想，特別是通風機在非設計流量下工作時，葉道內的氣流會產生附面層分離，分離區(qū)的位置和大小與葉片的形式及入口沖角大小有關。入口沖角，是指葉片入口角與入口相對速度與圓周切線所成角之差。由圖2-6可知，在設計流量下，入口相對速度沿切線方向進入葉道，它與圓周切線所成角等于葉片入口角，故沖角為零。當流量小于設計流量時，子午速度減小，入口相對速度與圓周切線所成角度小于葉片入口角，沖角為：圖2-11葉輪入口沖角稱為正沖角。當流量大于設計流量時，子午速度值增大，入口相對速度與圓周切線所成角大于葉片入口角，沖角為：稱為負沖角。2.7離心通風機最佳沖角的函數曲線[11]圖2-12最佳沖角函數曲線圖2示出了離心通風機的最佳沖角函數曲線?？v坐標KIZJ簡稱為葉輪葉片進口的最佳分離系數,橫坐標為葉輪葉片進口的最佳沖角。其一般分離系數和最佳分離系數的數學表達式為圖2-139-26模型級的特性曲線及沖角特性（1）（2）式中（3）（4）式中——葉輪進口平均直徑——葉輪葉片進口寬度——葉輪葉片進口安裝角——轉速——進口容積流量——最佳工況對應的進口容積流量當i<0時，葉片的工作邊形成封閉的渦區(qū)，而在非工作邊靠近葉輪出口處，由于氣流速度巨降，也能產生漩渦；當i>0時，葉片的非工作邊出現(xiàn)附面層分離，隨著流量的減小，則分離速度增大，引起很大的渦流損失。表2-2不同模型級的最佳沖角2.8最佳沖角函數曲線的應用最佳沖角函數曲線對從事離心通風機設計研究的技術人員十分有用。初步分析至少有如下幾個方面的用途:(1)從圖1和表1可以看出最佳沖角的變化范圍很大,遠遠超出了一般風機技術手冊中推薦的沖角變化范圍值。一般風機手冊或教材中推薦的沖角值為0°～5°(也有推薦-8°～8°)。而實際最佳沖角變化范圍為-10°～20°。所以設計模型級時應根據選擇的葉輪結構具體參數來決定,過去不知道這條最佳沖角函數曲線,所以也不知如何選擇,今后就可以參考圖1和表1來選擇了。(2)一般情況下，沖角為0°時損失最小,易獲得高效率。但從圖1上可看出最佳沖角為0°的極少,僅有代號為52的模型級，，其最佳沖角才接近0°。這就告訴設計者,設計工況下對應的最佳沖角是不能隨意選擇0°的。不同結構參數的模型級的最佳沖角一般都是不同的。(3)隨著技術的進步,一般大中型離心通風機的設計都逐步走向個性化設計,這是通風機技術發(fā)展的必然趨勢。但真正的離心通風機個性化設計并不是現(xiàn)在一般常用的變型設計方法這種方法達不到個性化設計的客觀要求。真正個性化設計,一種是按照模型級的氣動性能曲線和幾何參數來進行全相似設計,這種方法可靠性高,但有時受到轉速的限制很難實現(xiàn)。另一種是變型相似設計,即找一種性能參數相近的模型級,應用個性化設計計算軟件,對模型級進行切割計算,并保證新設計產品的葉輪和模型級的葉輪的進出口速度三角形保持基本相似。不管風機個性化設計軟件有多少種,其中至少有一種軟件系統(tǒng)中要運用到最佳沖角參數和最佳分離系數。(4)應用于模型級的開發(fā),當深刻理解掌握最佳沖角函數曲線之后,在開發(fā)新型模型級時會少走彎路,可節(jié)省模型級的試驗次數,并能盡快地設計出達到預期目標的模型級。(5)從圖1可以看出9-26模型級的最佳效率工況點距離喘振工況點比較近,說明這種模型級的特性曲線的形狀不夠理想。尤其對個性化設計選擇模型級的標準就更不理想,這種模型級的特性曲線就得進行改造,對于有經驗的模型級設計者來說,知道級的哪些流道結構尺寸對最佳沖角有影響,便會通過修改相應的結構尺寸來改變模型級特性曲線的形狀,以確保達到預期目標。2.9離心通風機性能曲線的擬合及應用研究用于表示離心通風機性能的主要參數,如壓力(H)、流量(Q)、功率(N)和效率(η)以及它們之間變化關系的曲線H=f(Q)、N=f(Q)、η=f(Q),目前仍很難用十分準確的計算方法求得。因此風機生產企業(yè)提供的兩種產品樣本———風機性能表或選擇性性能曲線,只能是以試驗數據為依據而編制或繪制出來。使用者通常采用手工作圖法和差值法來確定離心通風機的工作點,并與風網特性曲線相匹配,準確性差。另外,在風機運行過程中,風機工作狀況有時要根據風網運行的要求進行調節(jié),由于風機實際工作點參數受到風網特性與風機特性的綜合影響,依據風機產品樣本難以對風機運行時工作點偏移造成的效率及軸功率的變化進行量化分析。2.9.1離心通風機性能曲線擬合(1)曲線擬合原理由于離心通風機性能曲線H=f(Q)、N=f(Q)、η=f(Q)近似于拋物線,因此可以用最小二乘法構建離心通風機性能的數學模型,以二階或三階多項式進行曲線擬合。二階回歸曲線擬合方程為:。三階回歸曲線的擬合方程為：η0+C1Q+C2Q+C3Q。以上各式中,Q為離心通風機流量,m/h;H為離心通風機壓力,Pa;η為離心通風機效率,%;N為離心通風機軸功率,kW;均為回歸系數。(2)回歸系數求解對于回歸系數的求解,以往采用的方法是利用最小二乘法原理得到回歸曲線正規(guī)方程組(線性代數方程組),解該方程組得到各個回歸系數,計算、求解很煩瑣。實際上,應用Excel2000程序中的圖表功能,通過制作散點圖,可十分方便地確定風機回歸曲線擬合方程。操作方法如下:選擇數據(如表中流量和全壓兩組)→制作圖表→制作散點圖→添加趨勢線→設置趨勢線屬性→選擇采用二階多項式擬合并顯示公式→完成。第三章離心通風機的氣動設計3.1本設計的技術要求選型：目前,礦井通風設備有2種類型:離心式風機和軸流式風機。這兩種風機性能各異,各有所長。離心式風機結構緊湊,風壓高,可以通過調整風機主軸轉速來改變風機的工作狀態(tài),如果配置變頻調速裝置,可以很方便地做到這一點,以滿足礦井在不同時期的通風要求。該類型風機的價格也比同等能力的軸流風機要低。對于資金緊張,技術力量不足的中小型煤礦,也可以采取更換電機或改變電機與風機的轉速比來改變工況,以適應礦井開采后期的通風要求。但是離心風機的機房布置較為復雜,安裝工作量大,需要反風道反風,漏風損失較大。因此,從經濟的角度考慮,離心式風機用于地方中小煤礦作主通風機較為合適,但在安裝和日常維護上,對地方中小煤礦的要求很高。在山西煤礦安全裝備技術測試中心所測試的礦井中,用4—72型離心式風機作為主通風機的占了大多數。對于年產量6萬t,風量的中小煤礦,選用這種風機是合適的。7-35通風機的氣動設計采用了離心通風機現(xiàn)代設計方法,其特點是引入三維粘性數值方法來分析離心通風機內部復雜流場,考慮了其各部件間的相互影響,數值預估離心通風機性能,并對現(xiàn)有工程設計方法作了重大改進。它以良好的工程氣動設計為基礎,Navier-Stokes方程分析三維湍流場為關鍵,其中最困難的是葉輪—蝸殼耦合流場計算,最后用風機性能實驗來考核,三者有相互依賴關系,清華大學和北京西山風機廠經過4年多的共同努力,完成了這種高性能離心通風機現(xiàn)代設計方法,開發(fā)了一個離心通風機三維流場數值模擬軟件包,包括:(1)離心通風機進風口—葉輪耦合的子午通道流場數值模擬軟件,主要用來提供葉輪計算的進口流場和優(yōu)選高效進風口;(2)葉輪內部流場數值模擬軟件,主要用來優(yōu)選高效葉輪,并給出蝸殼計算的進口流場;(3)蝸殼內部流場數值模擬軟件,主要用來優(yōu)選高效蝸殼;(4)葉輪和蝸殼內部流場耦合計算及離心通風機整機性能預估的數值模擬軟件,主要用來考慮高效葉輪和高效蝸殼的耦合影響,并預估離心通風機整機性能;對5種風機的數值預估整機性能與實測結果相比,全壓和效率誤差均約2%,兩者吻合良好。7-35系列通風就是按此方法設計的,并于1999年11月獲得實用新型專利。用途：礦井通風型號：離心通風機，皮帶傳動技術要求:全壓P=2.9kP,流量Q=186000,空氣密度風機選型3.3風機的氣動力設計3.3.1選通風機轉速為n=700r/min，則其比轉速為，根據已知技術要求和風機比轉速，查離心通風機產品目錄知，4-72型離心通風機與設計要求最接近，故以4-72型離心通風機為原型進行設計。選擇葉片出口角由于比轉速較小，在后向葉輪中為了減少進口沖擊，和提高效率，選擇后彎機翼形葉片。葉片流型設計其他方法,現(xiàn)有工程設計習慣選用等減速或等當量擴張角流型,已得到一些好的葉片型線,但終究流型選擇的余地太小。工程設計中需要擴充可供選擇的流型,但由于新流型的使用要有實踐考核,不便輕易改變。現(xiàn)在有了三維數值模擬軟件,可先進行數值計算優(yōu)化,這樣就可大膽選擇新流型。為此提出一種擴充流型。它既包括已有的兩種流型(因為當a=0和c=0時,此流型即為等減速流型;當a=-1.5和c=0時,此流型即為等當量擴張角流型),又包含更多的流型優(yōu)化參數。在實際應用中,通過葉輪通道流場的三維數值模擬對此流型中的3個參數a、b和c的取值進行優(yōu)化,顯然可以選擇更好的葉片流型。工作面與非工作面上的顆粒脫離特性受升力及離心力的影響。在工作面上,升力與離心力都有助于脫離,而非工作面上,只有升力大于離心力及粘附力在表面法向的合力時才有可能脫離。用沉積與脫離理論能較全面地分析葉片表面的積灰機理。估算全壓系數查圖3-1全壓系數與出口角關系曲線得＝0.73圖3-1全壓系數與出口角關系曲線估算葉輪外緣圓周速度估算葉輪外緣出口直徑選擇＝2.22m，相應地＝81.33m/s計算風機流量系數流量系數的選定方法一般有:當時,選;當時,選當,并且比轉數ns=21～30時,選對于某些前向高壓小流量葉輪,為了便于焊接,需要加大,這時可選。這些原則性的論述,往往在操作上不易掌握,而系數的大小,對通風機性能的影響十分明顯。如取值越大,得到的b2越小,這時雖然有利于提高前向通風機的壓頭,但由于葉輪太薄難以施焊。對后向通風機來說,減小b2還會使壓頭下降。因此,正確選取的值至關重要。筆者根據多年的實踐,提出下列見解,愿與同行商榷。[10]1.對后向通風機來說,可按上述范圍選取值,經過數次試算,可得到滿意的b2。2.對前向通風機來說,當比轉數時,可用下式計算:（3.2.6—1）（3.2.6—2）當時,選當時,選系數ξ的取值范圍見表3-2。表3-2機號No4～7.18～16越小取值越大機號越小取值越大系數0.81～0.790.76～0.74計算風機的大量高效率離心通風機地統(tǒng)計數字表明，大部分情況下——葉片入口前氣流的子午速度——葉輪入口處氣流軸向速度可見，為減小葉道內的損失，氣流應該減速選擇徑向進氣選擇葉片入口前進氣速度（1）進口加速系數設計準則進口加速系數ε,就是葉輪進口軸向面積與周向面積之比,即這里,D1和b1分別為葉輪進口直徑和寬度。ε為氣流由軸向流動向徑向流動轉折時加速(ε≥1)或是減速(ε≤1)的程度。Eck提出的設計準則是ε≥1,認為進口流動加速能減少流動分離。9-19和6-41通風機研制時采用ε=0.7～0.8,因為葉輪進口流速低,對葉輪效率和噪聲有利,而進口減速帶來的擴壓分離由于葉輪的旋轉會減弱,但不能把進口加速系數取得更小。數值模擬優(yōu)化和實測結果表明,進口加速系數如果取得更小,結果會更好。為此,將此準則改為ε0.6,這樣在葉輪通道中的相對流速會更小,更有利于降低流動損失和噪聲。（2）由表3-3葉輪進口速度范圍選擇＝18m/s，表3-3葉輪進口速度范圍風機類型低壓風機10～14低中壓風機12～19中高壓風機15～30大型高壓風機30～50由于風機的＝0.164，，選擇葉輪入口直徑選擇C式懸臂支撐皮帶輪在軸承外測的葉輪，軸徑d=0葉片進口直徑取葉片入口圓周速度計算葉片入口前氣流角確定葉片入口角葉片安裝角隨葉輪形式不同而有所區(qū)別。試驗表明;最高效率點不一定完全發(fā)生在無沖擊入口時，故選擇葉片入口角時，應稍有較小的沖角。對于后向葉輪由于葉道內流動損失較小，因此的選擇應使葉片進口沖擊損失為最小。，而葉片進口安裝角。一般取。一般對于前向葉輪由于其葉道內流動分離損失較大，過小的進口安裝角將導致葉片彎曲度過大，分離損失增加。試驗表明：較大的進口安裝角雖使進口沖擊損失有所增加但葉道流動分離損失降低，兩相比較，效率反而有所提高。與后向葉輪比較其效率仍然較低。一般，當時，可取，甚至可取。葉片入口寬度選葉片數目Z片葉片數太少，一般會使葉道擴張角過大，容易引起氣流邊界層分離，效率降低;葉片數增多，能減少葉輪出口氣流的偏斜程度，提高壓力。但過多的葉片數會增加沿程摩擦損失和葉道進口的阻塞，也會使效率降低。一般葉片出口安裝角較大的葉輪，其葉道長度較短就容易引起當量擴張角過大，此時采用較多葉片數，反之葉片出口安裝角較小的葉輪，其葉道較長，葉道當量擴張角較小，此時可選取較少葉片數。一般說來，越小葉片數Z取得少些以免進口處葉片過于稠密，較大時葉片數Z可適當多些。對后向葉輪，取機翼形及弧形葉片j直線形葉片對前向葉輪，取葉片入口阻塞系數其中選用3mm優(yōu)質薄板葉片（）氣流進入葉片后的徑向分速度和氣流角選擇葉片出口徑向分速度選擇近似雙曲線規(guī)律的圓弧前蓋，故選用葉片出口寬度葉片出口阻塞系數葉片出口前徑向分速度無限葉片數氣流出口圓周速度估算壓力減小系數K無限葉片數氣流出口圓周速度校核全壓系數其中，流動效率說明本風機原選用之有一定余量，其誤差為葉輪出口前氣流速度及角度絕對速度角葉輪出口后氣流速度及角度絕對速度角校核（1）（2）葉輪出口和進口的速度比設計準則葉輪通道內的相對流動是擴壓的,其擴壓程度可用葉輪出口和進口的速度比來度量,即。它也是影響流動效率的一個重要參數。Eck建議關于的設計準則是,認為太小,會增大流動分離。9-19和6-41通風機研制時采用,認為葉輪高速旋轉可減少分離。通過數值模擬優(yōu)化和實測結果發(fā)現(xiàn),這個值如能取得更小,效果會更好。設計時采用了,這樣使得葉輪通道內相對流速更小,損失和湍流噪聲也會隨之減小,有利于設計出高效低噪的離心通風機。確定葉片弦長用平板葉片畫法圖3-2葉輪上葉片及其弦長選擇蝸殼寬度取采用平均速度計算蝸殼型線取確定蝸殼張開度A確定蝸殼繪制半徑按平均速度法，小正方基元作蝸殼型線蝸殼出口長度取，其中是螺線終了截面積，機殼出口截面積，故蝸殼出口速度蝸舌間隙和蝸舌頂端圓半徑r由作圖時再確定。風機軸功率及選擇電機功率風機效率取4-72同，為，則風機軸功率為選擇電動機儲備系數為1.15，則應用電動機功率為查電機行業(yè)產品標準，取所選電動機為：型號：JS2-400M2-8三相異步交流電動機;額定功率：190KW額定轉速：735r/min;額定電流：367A效率：92.5%功率因數：0.85額定轉矩:1.8

重量:1820Kg第四章礦用離心通風機的結構設計4.1前盤強度計算4.1.1前盤的基本形式由平直前盤、錐形前盤和弧形前盤三種，如圖3-2所示。其中：平直前盤葉輪因葉片進口轉彎后分離損失較大，其效率降低，但整個葉輪制造工藝簡單。而弧形前盤葉輪的效率較高，但整個葉輪制造工藝較復雜。錐形前盤葉輪效率、工藝則均居中。采用錐形前盤、弧形前盤與采用平直前盤相比，對前向葉輪其效率提高并不多，而對后向葉輪效率提高較為顯著。4-70，4-73型離心通風機均為弧形前盤、后向葉輪結構形式。圖4-2前盤基本形式無附加載荷的等后圓盤內孔處最大切向應力一個內徑為，外徑為的等后圓盤，當以角速度旋轉時，因本身離心力而產生的最大切向應力發(fā)生在內圓直徑上，且此最大切向應力大于最大切向應力，，故計算圓盤強度時，只計算其內孔徑處的切向應力即可。圓盤因本身離心力在圓盤內孔處產生的最大切向應力為：葉片離心力在圓盤中產生的切向應力為：半圓盤質量其中半圓盤材料密度取為，圓盤厚度取為半圓盤離心力其中，半圓盤重心半徑，圓盤旋轉角速度單個葉片離心力其中，葉片重心半徑單個葉片質量葉片離心力引起的輪盤附加應力為其中，半圓盤上半數葉片離心力的總垂直分力為,——葉片離心力的分配系數，前盤取，后盤取。最大切向應力取后盤材料鋼，其許用切向應力為安全系數經校核前盤設計滿足強度要求圖4-3葉輪前后盤后盤強度計算圓盤因本身離心力在圓盤內孔處產生的最大切向應力為：其中，輪轂直徑半圓盤離心力其中，半圓盤質量半圓盤重心半徑：葉片離心力引起的輪盤附加應力為：其中，半圓盤上半數葉片離心力的總垂直分力為,——葉片離心力的分配系數，前盤取，后盤取。最大切向應力取后盤材料鋼，其許用切向應力為安全系數經校核前盤設計滿足強度要求鉚釘強度計算鉚釘直徑取鉚釘數量取個當葉輪旋轉時，葉片前、后盤的連接鉚釘，承受葉片離心力。假定葉片與后盤相連的鉚釘承受葉片離心力的百分之百。后盤與軸盤相連接鉚釘的最大剪切應力：離心通風機的扭矩為其中，軸功率，轉速鉚釘所在圓周半徑處，每個鉚釘所承受的剪切應力為：其中，鉚釘所在半徑鉚釘材料取35號鋼。其許用剪切應力為安全系數經校核鉚釘選材滿足強度要求。主軸強度計算4.5.1軸的最大彎矩葉輪經過平衡后，仍有允許的殘余不平衡重量。該重量造成葉輪重心與主軸旋轉中心線有一定的距離，此距離一般為，為安全起見，計算時取，因此，由于葉輪重心與主軸旋轉不一致而產生的不平衡力為：圖4-4軸剖面圖其中，葉輪質量葉輪質量與其不平衡力之和為：皮帶輪質量與其拉力之和本通風機選用帶傳動，帶拉力為其中，皮帶輪節(jié)圓直徑，。帶輪質量與帶拉力之和為：軸的最大彎矩因為由葉輪產生的不平衡力之和與代論的拉力之和相差不大，故選擇式傳動。圖4-5各部分參數為——支撐點至葉輪重心的距離，——支撐點至皮帶輪重心的距離，——兩個裝軸承之間軸段的距離，——支撐點至支撐軸承的軸重心的距離，——兩支承間軸的質量，——懸臂軸，葉輪斷軸的質量，——懸臂軸，帶輪端軸的質量?！吸c的反作用力——支撐點的反作用力——支撐點處的彎矩，——支撐點處的彎矩最大彎曲應力為軸的轉矩和復合應力主軸轉矩扭轉剪應力 d——安裝葉輪處直徑最大彎曲應力軸的最大復合應力，位于支撐點處軸材料選用25號優(yōu)質碳素鋼，其許用應力為安全系數經校核軸的設計滿足強度要求。主軸的臨界轉速（1）兩軸承支撐間跨距葉輪重心到最近支撐點距離主軸懸臂端直徑兩軸承支撐間直徑式傳動主軸的臨界轉速為：安全系數轉子臨界轉速遠高于所選風機轉速，可使通風機安全運行。軸向推力計算通風機轉子工作時，蝸殼內氣流的靜壓大于葉輪進口的靜壓，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，因此，軸向推力方向是由葉輪的后盤向著葉輪的進口。設軸向推理力為軸向推力徑向負荷由前述因為，所以取軸向負荷靜負荷從軸承樣本查得（5）軸承壽命指數，查表【2】5-3得，選擇深溝球軸承：代號：60000型6244；基本額定載荷；極限轉速（）脂：1200，油：1600（6）徑向系數及軸向系數查【5】表11-15得，（7）當量負荷（8）壽命指數對于球軸承選(9)轉速因數（10）壽命因數其中取軸承基本額定壽命為（11）額定動負荷所選軸承基本額定載荷所需額定載荷，所選軸承滿足要求。第五章礦用離心通風機主要零部件的強度較核5.1軸承的校核圖5-1軸承受力圖所需軸承最小壽命軸承受力所選軸承基本額定負荷查【5】表11-18取派生軸向力計算式為派生軸向力——6000型和7000型軸承，在計算軸承得徑向負荷時，要考慮其派生軸向力。由于軸承的本身結構特點，工作時，滾動體和內外圈滾道接觸處存在著接觸角，當它只承受徑向負荷時，承受負荷的第個滾動體的法向力可分解為徑向力和軸向力，各滾動體上的軸向力的合力，，即為軸承內部的派生軸向力，派生軸向力的計算公式為;因為，查【5】表11-15取表5-1徑向系數，軸向系數和軸承代號深溝觸球軸承00000.0250.040.070.310.370.44100.562.01.21.0100.60.5則軸向負荷因為，則把軸承向右推，根據軸上軸向力的平衡條件;計算軸承的當量動負荷軸承一(圖5-1左軸承)查【5】表11-16，取沖擊負荷系數表5-2沖擊負荷系數負荷性質舉例無沖擊或輕微沖擊中等沖擊強大沖擊1.0～1.21.2～1.81.8～3.0電機，氣輪機，通風機，水泵車輛，機床，內燃機破碎機，軋鋼機，石油鉆機因為，查【5】表11-15得，當量動負荷為：軸承二（圖5-1右軸承）因為，查【5】表11-15得，校核軸承壽命由于軸承工作溫度，查【5】表11-13得溫度系數。由于，故只需按軸承二計算軸承壽命，則表5-3溫度系數工作溫度1251501752002252503001.000.950.900.850.800.750.700.60，說明所選軸承壽命滿足要求。驗算軸承靜負荷查【5】表11-15得，故當量靜負荷為：查【5】表11-20，取安全系數.則 表5-4安全系數使用要求或負荷性質對旋轉精度及平穩(wěn)性要求較高，或承受較大的沖擊負荷正常使用對旋轉精度及平穩(wěn)性要求較低，沒有沖擊負荷1.2～2.50.8～1.20.5～0.8選取60000型6424軸承滿足使用要求。葉片強度計算圖5-2平底機翼型葉片剖面圖葉片重心繪圖方法：用一定比例準確繪出葉片截面，將葉片工作面分為i等份，設每個等份面積為。各等分面積的重心位置和，然后計算重心葉片工作面橫斷面積的重心位置為;同理，將葉片工作面的橫截面積也分成i等分，每等分面積為，按類似公式可求出葉片非工作面橫截面積的坐標。設至的距離為，至的距離為，且，則K可以從圖上量得，求出值后，重心C即確定求出重心C后，計算離心力P()通過葉輪中心o和葉片重心C的離心力P可分解為法向力和切向力，葉片在和的作用下，在相應的方向發(fā)生彎曲。因方向的抗彎截面模數比方向的要大得多，故可略去由力引起的彎曲應力，只計算由引起的彎曲應力依此方法計算得葉片工作面中心為:葉片非工作面中心為;則葉片重心為：單個葉片質量計算如圖5-2，應用微元面積法其中，葉片材料密度非工作面面積和工作面面積之和為葉片鋼板厚度單個葉片離心力（與前盤強度計算中單個葉片離心力同）由圖得，得法向分力；切向分力整個葉片對軸的慣性矩翼型表面到葉片重心的距離作圖知，抗彎截面模數葉片弦長依據圓弧板葉片畫法近似得葉片弦長葉片最大彎矩葉片最大彎曲應力葉片選材選擇號優(yōu)質碳素鋼，其許用應力為安全系數，則葉片設計滿足需求。5.3帶傳動設計計算帶傳動與齒輪傳動相比，具有下列主要特點：1.帶具有良好的撓性和彈性，有吸震和緩沖左用，因此帶傳動平穩(wěn)，噪聲小。2.過載時，帶與帶輪間可以產生相對滑動，可以防止損壞其它零件，起到安全保護的作用。3.結構簡單，裝卸方便，制造容易，成本低。4.適合于兩軸中心距較大的傳動。其主要缺點是：1.帶是彈性體，在傳動中存在著彈性滑動，故不能保證準確的傳動比。2.傳動效率低。3.不宜在高溫，易燃場合使用。4.帶傳動的結構尺寸較大，不夠緊湊。（1）選擇帶的型號在帶傳動中，常用的有平帶、普通帶傳動，平帶的橫截面為扁平矩形，這種帶傳動結構最簡單，帶輪制造容易，在中心距較大的場合應用較多。普通帶橫截面是梯形，工作時其兩側與輪槽面相接觸。與平帶相比，普通帶傳動允許的傳動比大，結構較緊湊，并且已經標準化、大量生產等優(yōu)點，因此帶傳動應用最廣。本離心通風機即選擇帶傳動。由【5】表9-4查得工作情況系數，計算功率已知小帶輪轉速（等于電動機轉速），大帶輪轉速（等于通風機轉速），按和初選膠帶類型為：窄帶圖5-3計算功率與小帶輪的關系曲線（2）小帶輪基準直徑按【4】表10-10最小基準直徑初選，取最大值大帶輪基準直徑彈性滑移系數，取簾布結構，（線繩結構）按【4】表10-11最小基準直徑系列表圓整，圖5-4皮帶輪簡圖帶速膠帶高查表5-5普通V帶截面尺寸，得表5-5普通V帶截面尺寸型號YZABCDE節(jié)寬5.38.51114192732頂寬b6.010.013.017.022.032.038高度h4.06.08.011.014.019.025.0楔角40°初定中心距取所需基準長度基準帶長按基準長度系列表選取，中心距小帶輪包角單根膠帶在特定條件下傳遞得功率由表【4】10-12選定，小帶輪包角系數按由【4】表10-13選定，表5-5包角系數小輪包角1.000.990.980.960.950.930.920.910.890.880.860.840.820.780.730.68長度修正系數根據由【4】表10-14選定，帶根數，圓整得根帶選材因為帶速，所以選用灰鑄鐵。 5.4鍵的擠壓強度計算常用鍵聯(lián)接有平鍵，半圓鍵，鍥型鍵，切向鍵及花鍵等，本設計選用半圓鍵聯(lián)接，半圓鍵的特點是半圓形的鍵在軸上半圓形的鍵槽中能繞其圓心擺動，可適應輪轂槽底的斜度變化，裝配方便，工藝性好，尤其適用于錐形軸和輪轂的聯(lián)接;缺點是軸上的鍵槽較深，對軸的削弱強度較大，多裝于軸端。鍵的擠壓強度計算；（3.13――1）鍵的剪切強度計算；（3.13――2）實踐表明，滿足式（3.13――1）的鍵聯(lián)接，都能滿足式（3.13――2）。一般驗算，只驗算擠壓強度。鍵的尺寸選擇鍵寬鍵高鍵長鍵與輪轂的接觸高度鍵的計算長度軸直徑鍵聯(lián)接所傳遞的扭矩與軸盤聯(lián)接的鍵平均擠壓應力許用擠壓應力：材料――鋼，載荷性質――沖擊載荷，，所選鍵滿足強度要求聯(lián)接皮帶輪的鍵鍵長鍵聯(lián)接所傳遞的扭矩平均擠壓應力許用擠壓應力：材料――鋼，載荷性質――沖擊載荷，，所選鍵滿足強度要求。第六章離心風機空氣動力噪聲6.1離心風機噪聲產生機理【12】離心風機在運行中產生的噪聲,主要包括空氣動力噪聲和機械振動噪聲及二者相互作用產生的噪聲三部分,其中空氣動力噪聲起主要作用.產生空氣動力噪聲的原因主要有以下幾個方面:（1）葉片作周期運動使空氣質點受到周期性力作用而產生的沖擊壓力波以聲速傳播所產生的噪聲.其基本頻率，公式中n—葉輪每秒鐘的轉速;—葉片數.（2）高速氣流的方向在蝸舌處發(fā)生周期性變化而產生沖擊噪聲.（3）流道內氣流由于粘性在葉片界面上產生邊界層分離而引起的渦流噪聲.其頻率，公式中k—常數0.115～0.122;v—葉片相對于氣體的速度;D—葉片在氣體進口方向的寬度.（4）葉輪與機殼的間隙也是產生渦流噪聲的一個重要噪聲源.如果沿圓周方向上的間隙不是常數,則氣流的渦流噪聲將出現(xiàn)周期性變化.6.2離心風機的降噪方法【12】【22】離心風機在結構設計中的降噪方法從離心風機氣動噪聲產生的原因來看,葉輪與蝸殼的結構參數對內部流動狀態(tài)和聲學特性起著決定性作用,因此葉輪與蝸殼結構參數的合理設計不但可獲得較高的效率,而且可獲得令人滿意的噪聲特性.具體地說,可從以下幾個方面來考慮降低噪聲.（1）采用多翼風機,降低圓周速度多翼風機采用前向葉片,增大了葉柵的氣動力載荷,在得到同樣流量和全壓的情況下可以使葉輪葉片的圓周速度適當降低.因離心風機噪聲的輻射聲功率與其圓周速度的5～7次方成正比,因此降低了圓周速度,就可使風機噪聲級顯著下降.最典型的例子是深型家用抽排油煙機和空調室內機的離心風機葉輪結構.在多翼風機中,還可以通過適當增大葉輪子午面的寬度和葉片數目來降低噪聲級.低噪聲多翼風機的氣動參數為:葉輪內外徑之比(即輪徑比)為0.182～0.188,葉片數Z的選取應保證獲得最佳的葉列節(jié)弦比(即葉列節(jié)距與葉片弦長之比),其值約為0.171～0.179,葉輪寬度的確定與蝸殼參數相匹配.（2）合理的蝸殼型線采用變螺旋角蝸殼,可以降低風機噪聲.這是因為采用變螺旋角蝸壁,其蝸舌處的螺旋角有意放大,一方面可用較大的蝸舌區(qū)域空間彌補因葉輪外徑增加而使蝸舌間隙減小的缺陷,同時可緩解蝸舌處氣流角與蝸壁螺旋角不一致的矛盾.另一方面采用變螺旋角蝸殼可以減小蝸殼的最大徑向尺寸,使結構尺寸更緊湊.（3）合理的蝸舌半徑和蝸舌間隙由于氣體有粘性,在葉輪葉片上形成附面層,附面層在翼型后方作為翼型的尾跡出現(xiàn),從而使出口氣流的速度和壓力不均勻.這種不均勻的氣流作用在蝸殼蝸舌上形成壓力脈動即噪聲.研究表明,增大蝸舌間隙和增大蝸舌半徑均可減小上述壓力脈動所產生的噪聲.（4）蝸舌傾斜降低噪聲的原因在兩方面:1.蝸舌傾斜可使從輪盤側到輪蓋側的蝸舌間隙和蝸舌半徑逐漸增大,減小了輪蓋側的氣流脈動,從而降低了噪聲.2.傾斜蝸舌使葉片上的氣流脈動從輪盤側到輪蓋側產生一定的相位差,不同相位的氣流脈動所產生的噪聲波相互疊加的結果小于直蝸舌處同相位氣流脈動所產生噪聲波的疊加.研究表明傾斜蝸舌的降噪作用在間隙較小時效果明顯.（5）采用長短葉片改善流動條件在離心風機中,常規(guī)的等長度葉片葉輪,當葉片數目較少時,在葉柵出口部分產生氣流分離;而當葉片數目較多時,又容易使葉柵進口段發(fā)生堵塞.因此在主葉柵后半部分加入短葉片分流,可改善通道流動條件,既減少葉片出口處氣流分離又可防止進口堵塞.研究表明,分流葉片的相對長度對離心風機的氣動性能和聲學特性均有影響,若分流葉片長度過短,則不能充分發(fā)揮改善流動條件的優(yōu)勢;若分流葉片長度過長,雖然分流作用加強,但有可能引起分流葉片進口處堵塞而產生旋渦,而且這與主葉片進氣口附近氣流沖擊區(qū)靠得很近,有可能相互影響使進口流場惡化.（6）利用聲學共振降低噪聲在離心風機蝸舌處設置聲學共振器,當噪聲聲波傳到共振器時,小孔孔頸和腔體中的氣體在聲波作用下振動,由于運動氣體具有一定的質量,會抗拒由聲波作用引起的氣流振動,同時因氣體有粘性,在小孔孔頸和腔體壁面上會產生摩擦和阻尼,從而消耗一部分噪聲能量.當噪聲聲波的頻率與共振器的固有頻率相同時,會產生共振,振幅最大,消耗的聲能也最多.研究表明,共振腔長度為1?4波長,蝸舌間隙較小()時降噪效果顯著;另外,孔徑大小和穿孔率對聲學特性均有影響,一般情況下,孔徑取d=2～3mm,穿孔率取10%～20%,對不同的共振器應根據風機的噪聲譜對孔徑和穿孔率進行優(yōu)化.若采用雙聲學共振器腔體平行地設置在機殼寬度方向上,可以進一步降低風機噪聲.通過實驗表明,合理選擇兩共振器的寬度,并選取合適的孔徑、穿孔率和腔體長度,可使離心風機的基頻噪聲降低2512dB,一次諧波噪聲降低1613dB,總噪聲級下降917dB(A),可比單聲學共振器多降噪314dB(A).第七章邊界層測量方法簡介7.1邊界層簡述7.1.1速度邊界層【20】【29】一平板靜止不動，當流體以速度平行于平板流過時，由于流體的粘性，平板壁面上流體的速度為零。根據實際觀察，自壁面沿其法向方向向外，流體的速度逐漸增加，直至接近來流的速度值。這一速度變化的區(qū)域，對高粘度值、速度又很低的流體（即小雷諾數流體）來說，其厚度是較大的；對低粘度值、速度又不低的流體（即高雷諾數流體）來說，其厚度是較小的。針對高雷諾數的流動，普朗特把貼近壁面、流體速度發(fā)生急劇變化的薄層稱為邊界層，如下圖所示：圖7-1邊界層的發(fā)展從y=0、u=0開始，u隨著y方向離壁面距離的增加而迅速增大；經過厚度為δ的薄層，u接近主流速度u∞?y=δ薄層—流動邊界層或速度邊界層?δ—邊界層厚度?定義：處離壁的距離為邊界層厚度?邊界層內：平均速度梯度很大；y=0處的速度梯度最大滿足牛頓粘性定：圖7-2邊界層受力分析?臨界距離：由層流邊界層開始向紊流邊界層過渡的距離?臨界雷諾數：?粘性底層（層流底層）：緊靠壁面處，粘滯力會占絕對優(yōu)勢，使粘附于壁的一極薄層仍然會保持層流特征，具有最大的速度梯度速度邊界層內流體的流動狀態(tài)粘性流體的流動狀態(tài)可分為層流和湍流。當流體微團成層地運動而不存在脈動時，這種狀態(tài)稱為層流；而當流體微團做無規(guī)則的瞬息變化時，這種流動狀態(tài)稱為湍流(或稱紊流)。流體微團的湍流可視為尺寸極小的漩渦不斷相互摻混的結果。1883年，雷諾在直圓管中通過試驗，得到了由層流向湍流轉換的臨界雷諾數7.2邊界層測量方法簡介7.2.1粒子成像速度計(PIV)【17】ParticleImageVelocimeter70年代末由固體力學散斑法發(fā)展起來的粒子圖象測速（ParticleImageVelocmetry簡稱PIV）技術，突破傳統(tǒng)單點測量的限制，可同時無接觸測量流場中一個截面上的二維流速分布，且具有較高的測量精度。PIV技術的基本原理是：在流場中撒布示蹤粒子，并用脈沖激光片光源入射到所測流場區(qū)域中，通過連續(xù)兩次或多次曝光獲得PIV底片。采用光學楊氏條紋法或自相關法逐點處理PIV底片獲得流場二維速度分布。粒子圖象測速技術分兩大部分：粒子圖象底片形成技術及粒子圖象底片判讀技術?，F(xiàn)在粒子圖象底片形成可以直接由攝像機拍攝下來，保存在計算機中，以便進一步處理。利用拍攝的照片可以進行定性分析，與數值仿真的結果進行對比，還可以通過底片判讀技術來實現(xiàn)定量處理。YX粒子第一個的像t后，粒子第二個的像t2t1t2t1圖7-3PIV原理圖7.2.2相位多普勒粒子分析儀（PDPA）【17】

PhaseDopplerParticleAnalyzer相位多普勒粒子分析儀顧名思義是利用多普勒效應來測量運動粒子的相關特性。它是由激光多普勒測速儀發(fā)展而來的，至今已有近二十年的歷史。PDPA所依據的基本光學原理是Lorenz－Mie散射理論。如同聲波的多普勒效應一樣，光源與物體相對運動也具有多普勒效應。在PDPA中，依靠運動微粒的散射光與照射光之間的頻差來獲得速度信息，而通過分析穿越激光測量體的球形粒子反射或折射的散射光產生的相位移動來確定粒徑的大小。mmP=2P=0P=1圖7-4PDPA原理圖熱線測速儀（HWA）【17】HotWireAnemometer是將流體速度信號轉變?yōu)殡娦盘柕囊环N測速儀器，也可用于測量流體的溫度。其基本原理是，將一根細的金屬絲放在流體中，通過電流加熱金屬絲，使其溫度高于流體的溫度，因此將金屬絲稱為“熱線”。當流體沿垂直方向流過金屬絲時，將帶走金屬絲的一部分熱量，使金屬絲溫度下降。熱線在氣流中的散熱量與流速有關，散熱量導致熱線溫度變化而引起電阻變化，流速信號即轉變成電信號。熱線測速儀的優(yōu)點是：（1）體積小，對流場干擾??；（2）頻率響應高，可達1MHz。（3）測量精度高，重復性好。（4）適用范圍廣。不僅可用于氣體也可用于液體，在氣體的亞聲速、跨聲速和超聲速流動中均可使用；可以測量平均速度，也可測量脈動值和湍流量；還可以測量多個方向的速度分量。7.23.2熱線測速儀的缺點是：探頭對流場有一定干擾，熱線容易斷裂。熱線測速儀的主要用途是：（1）測量平均流動的速度和方向。（2）測量來流的脈動速度及其頻譜。（3）測量湍流中的雷諾應力及兩點的速度相關性、時間相關性。（4）測量壁面切應力（通常是采用與壁面平齊放置的熱膜探頭來進行的，原理與熱線測速相似）。（5）測量流體溫度（事先測出探頭電阻隨流體溫度的變化曲線，然后根據測得的探頭電阻就可確定溫度。除此以外還開發(fā)出許多專業(yè)用途。7.2.4激光多普勒測速（LDV）【17】LaserDopplerVelocimeter激光多普勒流速計是以浮游在流體中的微小粒子的速度等于流體質點的速度為測量前提的，根據離子散射出的光的多普勒頻移，可求出粒子速度，也即流體質點的速度。其基本原理是多普勒效應和光的干涉理論。LDV的具體光學系統(tǒng)有許多種，主要由激光器、分束器、檢測器、信號處理設備等組