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    由于公式(3-192)中的q是計(jì)算流量qc,按公式(3-192)所繪出的機(jī)殼當(dāng)然只適用于計(jì)算工況。當(dāng)通風(fēng)機(jī)的流量大于流量qc,即q&g;qc時(shí)，將使通風(fēng)機(jī)出口附近的流線背向葉輪方向傾斜,如圖3-83所示。因此,有一部分氣體未進(jìn)入機(jī)売的螺形部分,而直接流向出口,結(jié)果在機(jī)殼內(nèi)螺形部分里的流動(dòng)情況,與計(jì)算工況下的流動(dòng)差不多。同理,當(dāng)風(fēng)量小于計(jì)算流量qc即q&l;qc時(shí),將有部分氣體不流向出口,而重新進(jìn)人機(jī)殼的螺形部分,使機(jī)殼內(nèi)螺形部分的流動(dòng)情況與計(jì)算工況差不多。由上述可知,不論通風(fēng)機(jī)的風(fēng)量大于或小于計(jì)算流量,螺形部分內(nèi)的速度幾乎不變。 機(jī)殼的尺寸與圖3-84中張開度A有關(guān)。A的求法如下：  

   機(jī)殼的任務(wù)是將離開葉輪的氣體導(dǎo)向機(jī)殼出口,并將氣體的一部分動(dòng)能轉(zhuǎn)變?yōu)殪o壓。 為了制造方便,離心通風(fēng)機(jī)的機(jī)殼普遍采用矩形截面、如圖3-82所示,機(jī)殼的寬度B比葉輪出口寬度b2大得多、氣體流出葉輪后,由于流道斷面突然增大,流速急剛改變。為氣流離開葉片后的絕對(duì)速度,a'是它的氣流角。c為機(jī)殼內(nèi)距輪心R處的氣流絕對(duì)速度,a為其氣流角。氣流在機(jī)売內(nèi)的運(yùn)動(dòng),可作如下假設(shè) 1)氣流在機(jī)殼中的流動(dòng)為穩(wěn)定流動(dòng),因此流體質(zhì)點(diǎn)的流線即為它的軌跡。    

    當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷p是一假定負(fù)荷,在此負(fù)荷作用下,軸承的壽命和實(shí)際負(fù)荷條件下的壽命相同。對(duì)深溝球軸承,當(dāng)動(dòng)負(fù)荷是一假定徑向負(fù)荷;對(duì)推力軸承,當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷為ー假定軸向負(fù)荷;對(duì)角接觸球軸承,當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷為使套圖產(chǎn)生純徑向位移的假定負(fù)荷的徑向分量。 深汋球軸承和角接觸球軸承,常常同時(shí)承受徑向負(fù)荷和軸向負(fù)荷,因此必須換算為當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷進(jìn)行計(jì)算。當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷的計(jì)算式如下:    

   任何一個(gè)滾動(dòng)軸承不可能無限期運(yùn)轉(zhuǎn)下去，在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中.由于各種原因,可使軸承損壞。如安裝不當(dāng),潤滑不良,其中混雜水分和灰塵等,都可使軸承過早損壞。在安裝、潤滑、維護(hù)都正常的情況下,絕大多數(shù)軸承是由于承受反復(fù)應(yīng)力的作用而疲勞破壞。因此,滾動(dòng)軸承的壽命,系指一個(gè)軸承中任一滾動(dòng)體或任一滾道出現(xiàn)疲勞剝落前的總轉(zhuǎn)速(單位是一百萬轉(zhuǎn),即1061/s)或在一定轉(zhuǎn)速下的工作小時(shí)數(shù)。     對(duì)于同一批相同的軸承在相同條件下運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),有0%的軸承不發(fā)生疲勞剝落現(xiàn)象。此時(shí)的總轉(zhuǎn)速稱為軸承的額定壽命滾動(dòng)軸承的壽命L與軸承的當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷p有關(guān),即負(fù)荷越大,壽命越短;另外還與軸承本身所能承受的額定動(dòng)負(fù)荷C有關(guān),即額定動(dòng)負(fù)荷C越大,壽命越長。其計(jì)算公式如下:    對(duì)于轉(zhuǎn)速較高的軸(n&g;10/min),可按基本額定動(dòng)負(fù)荷計(jì)算值選擇軸承,然后校核其額定靜負(fù)荷(見附錄D)是否滿足要求。當(dāng)軸承可靠性為0%、軸承材料為常規(guī)材料(各軸承尺寸性能表中所列基本額定動(dòng)負(fù)荷均為常規(guī)材料,即普通電爐軸承鋼的情況)并在常規(guī)條件運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),取500h作為額定壽命的基準(zhǔn),同時(shí)考慮溫度、振動(dòng)、沖擊等變化,則軸承基本額定動(dòng)負(fù)荷可按式(8-61b)進(jìn)行簡(jiǎn)化計(jì)算。 fm-力矩負(fù)荷系數(shù),力矩負(fù)荷較小時(shí)1.5,力矩負(fù)荷較人時(shí)2 fd一沖擊負(fù)荷系數(shù) fT一溫度系數(shù); C一軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動(dòng)負(fù)荷(N); Ca一軸承尺寸及性能表中所列軸向基本額定動(dòng)負(fù)荷(N)        

   由于離心通風(fēng)機(jī)的轉(zhuǎn)速比較低,一般都在3000/min以下,滾動(dòng)軸可以滿足設(shè)計(jì)要求。所以.目前通風(fēng)機(jī)的軸承普避采用液動(dòng)軸承。另外,滾動(dòng)軸承的選用和維護(hù)也比滑動(dòng)軸承簡(jiǎn)單方便。    產(chǎn)品設(shè)計(jì)中必須按載荷性質(zhì)和作條件,合理地選擇滾動(dòng)軸承.并對(duì)所選用軸承的使用壽命進(jìn)行驗(yàn)算。其方法一般在設(shè)計(jì)手冊(cè)或軸承樣本中均有規(guī)定。    現(xiàn)根據(jù)通風(fēng)機(jī)的實(shí)際情況,推薦滾動(dòng)軸承的使用壽命。如下:一般用的低、中、高壓離心通風(fēng)機(jī)不低于10000h;鍋爐用離心通風(fēng)機(jī)不低于20000h;礦用離心通風(fēng)機(jī)不低于50000h，其他特殊用途的通風(fēng)機(jī),應(yīng)根其使用的具體情況而定。

    通風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子工作時(shí),蝸殼內(nèi)氣流的靜壓大于葉輪進(jìn)口的靜壓。葉輪前、后盤上的靜壓幾乎相等,只有葉輪進(jìn)?的靜壓低于葉輪后盤的靜壓。因此,軸向推力方向如圖8-32所示,是由葉輪的后盤向著葉輪的進(jìn)口。設(shè)軸向推力為P2,則   雙吸人離心通風(fēng)機(jī)是從葉輪兩側(cè)進(jìn)口同時(shí)進(jìn)氣,軸向推力互相平衡,可不考慮軸向推力對(duì)軸承壽命的影響。  

   通風(fēng)機(jī)氣動(dòng)力計(jì)算的已知條件,包括性能參數(shù)〔流量及全壓)和一-些其他要求。假如所給的參數(shù)不足標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài),應(yīng)換算成標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下的流量g和壓力p,作為計(jì)算的原始依據(jù)。    首先選通風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速n,并根據(jù)公式(3-23)及公式(3-30)分別求出比轉(zhuǎn)數(shù)n及速度系數(shù)a按照3.1節(jié)所述的內(nèi)容,確定葉輪吸氣口數(shù)日;由?343及圖3-4,査出通風(fēng)機(jī)內(nèi)部效率及通風(fēng)機(jī)全效率。    其次,根據(jù)設(shè)計(jì)項(xiàng)所提出的要求,預(yù)選葉片出口角度:利用圖3,-40或圖3-41,定出通風(fēng)機(jī)全玉系數(shù);由公式(3-117)及公式(3-118),計(jì)算出葉片出門的國周速度及其直徑。由于轉(zhuǎn)速及葉片出門角度的不同,致使通風(fēng)機(jī)的效率、圓周速度及片外徑等都有所變化。這就要求通過不同方案的比較,最斤確定出計(jì)算時(shí)所需婁的轉(zhuǎn)速n及葉片出口角度x。    依此,決定出氣動(dòng)力計(jì)算所需要的p、d2及根據(jù)本章所述的方法,分別確定葉輪入口直徑Do、叫片入口寬度b、葉片人口安裝角1、葉片數(shù)z及葉片出口寬度b2。然后根公式(3-J19）驗(yàn)算通風(fēng)機(jī)的全壓P、在滿足所需要的通風(fēng)機(jī)全壓以后,根據(jù)計(jì)算出的幾何尺寸,來繪制葉輪的子午截面和葉片的型線。  

    對(duì)于一般葉輪,葉片人口寬度可由公式(3-138)確定。從公式(3-177)可知,增加葉片相對(duì)寬度b,流量系數(shù)就 增加。所以,多葉型葉輪的相對(duì)寬度b(=b1=b2)比一般葉輪寬。但是,寬度也不能過大,否則靠近前盤處將形成大 的渦區(qū)或倒流,引起效率的降低。圖3-72為正常寬度葉輪和寬嫂過大時(shí)氣流沇動(dòng)的比較。    

(1)先減速后加速的流道葉片中心角&dela;=90°,如圖3-70a所示。該葉道的特點(diǎn)是葉道入口寬度a較小,向后逐漸增大,繼之又逐漸變 小。氣流先減速,后加速,在葉道內(nèi)形成渦區(qū),損失大,效率低。這種葉道在現(xiàn)在的設(shè)計(jì)中很少采用。   (2)氣流速度基本不變的流道這種葉道的特點(diǎn)是葉道截面寬度a變化不大(見圖3-70b):相對(duì)速度基本保持不變,即1如w2。這可 以減少葉道內(nèi)渦區(qū)的形成,通風(fēng)機(jī)的效率較前者高些。這種流道的中心角&dela;≤90°或180-(&bea;1A+B24)≤90°   3)加速流道這種流道的特點(diǎn)是氣流在葉道由于流道截面積的不斷減小而被加速,可消除葉片入口處的滿流。因此,效率高,噪聲 低。這種流道除了葉片中心角お&g;0F以外,&bea;1A較大,而B2A較小。如圖3-70c所示葉輪中,&dela;=108、&bea;1A=60°,&bea;2A==12°:有時(shí) 稱這種葉輪為強(qiáng)前向葉輪。如圖3-70d所示葉輪中,=P、B1A=72、お=108°。該通風(fēng)機(jī)的壓力系數(shù)ψ=1.5,流量系數(shù)P=1.0, 全壓效率C=0.7  

由于結(jié)構(gòu)上的特點(diǎn),它的性能與般通風(fēng)機(jī)有所不同。 1.流量系數(shù)大，假設(shè)不考慮容積損失且氣流充滿流道,則通風(fēng)機(jī)流量系數(shù)為:   由于の,及b都大,故這種通風(fēng)機(jī)的流量系數(shù)大 2.壓力系數(shù)較高 由于葉片為前向或強(qiáng)前向,故壓力系數(shù)較高。一般ψ=2~3 3.效率低 前向及強(qiáng)前向葉輪,氣流在擴(kuò)壓部分中能量轉(zhuǎn)換時(shí)損失人。加上這種通風(fēng)機(jī)葉片短而寬,且彎曲度較大,氣流在葉道中分離嚴(yán)重。因此這種通風(fēng)機(jī)的效率低。 由于葉片短而寬,及葉輪剛度差,這種通風(fēng)機(jī)的大圓局速度很低,一般2≤40m/s,因此噪聲也較低。多葉式通風(fēng)機(jī)壓力系數(shù)雖然比較高,但是由于圓周速度u2比較低、它所產(chǎn)生的最大壓力并不太高。 綜合述可知,這種通風(fēng)機(jī)有壓力系數(shù)高,流量系數(shù)大及嗓音較低等優(yōu)點(diǎn)。缺點(diǎn)是效率低。它多用于小型通風(fēng)機(jī)。