已知：风机型号：Y4-73_-11No21D选用电机型号：Y2-355M1-8,电机功率132kW,转速740r/min，风机转速730r/min，全压1800Pa;
一、 叶片强度计算：
由于本风机叶片为机翼型叶片，对机翼型叶片常假设为椭圆形处理，叶片的重心为椭圆的形心O,在忽略筋板对强度的有利影响的条件下，把整个叶片看作承受均布载荷的梁。
叶片强度设计计算
已知：
叶片个数Z=12
叶片重心至叶轮中心距R=0.885m;
单个叶片的质量为m=53kg;
半径R处的安装角为β=45°；
叶片近似椭圆几何尺寸a1=0.02495m; a2=0.01395m
b1=0.27825m;b2=0.25825m
叶片平均宽度b=0.5843m
那么叶片的抗弯截面模数W2近似为：
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
如图[1]所示叶片受力分析可知，只须计算p1所产生的弯曲应力
p1=pcosβ=mRω2cosβ=mR（nπ/30）2cosβ
故p1=53×0. 885×[(730×π)/30] 2 ×cos45°
=1.94×105 N
叶片所受的弯距为：
M1max= p1b/ W1
=1.94×105×0.5843=113354.2N.m
叶片所受的弯曲应力
σmax= M1max/12
= [113354.2/(1.139×10-4)]/12
=82.9 Mpa
材料选：材料Q345查阅参考文献[1]材料的强度极限σb =430~670Mpa,j计算取430Mpa，取安全系数S=1.6则
[σb] max=σb/S=268.75Mpa
显然，σmax<[σb] max即安全。
结论：经以上计算说明可知，叶片强度能满足要求，设计合适。
二、 前盘及后盘的强度计算
概述：离心风机的前盘及后盘的最大切向应力由两部分组成，一部分是圆盘本身离心力产生，另一部分是由叶片离心力所致，因而，只须考虑计算校核此即可。
1、 前盘的计算
（1） 前盘本身离心力
已知：前盘内径D1 =1492mm,外进径 D2 =2130mm,厚度δ前盘=10mm对于钢制圆盘
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为前盘外径D2的线速度
（2） 叶片离心力在产生的附加应力
σt2=σt1×P t/ P f-------------------------（3）
式中P t-----半圆盘上叶片的总离心力（N）
P f-----半圆盘的离心力（N）
σt1-----不考虑叶片离心力时轮盘的应力（N/m 2）
P f=mRcω2=δ前盘ρω2 （D23 –D13）/12
=654δ前盘ω2 （D23 –D13）
=654×0.010×（π×730/30）2×（2.133 –1.4923）
=242152N
已知一个叶片的质量为53kg,叶片重心所在半径为0.0885m,则一个叶片产生的离心力为
P=mRc叶重心ω2=53 ×0. 885×（π×730/30）2
=273831N
半圆盘上(Z/2)个叶片产生的离心力的总垂直分力为
P t=k(Z/2) P m=kZP/π
式中P m------为叶片转半圈所产生的离心力的平均垂直分力
k----为叶片离心力的分配系数，前盘取k=0.5,后盘取k=1
故：由（3）式可得，
σt2=(55.68×0.5×12×273831/π)/ 242152
=120.31MPa
因而，前盘最大切应力为
σmax=σt1+σt2
=55.68+120.31
=175.99 MPa
材料选：材料Q345查阅参考文献[1]材料的强度极限σb =430~670Mpa,j计算取430Mpa，取安全系数S=1.6则
[σb] max=σb/S=268.75Mpa
显然，σmax<[σb] max即安全。
结论：经以上计算说明可知，前盘强度能满足要求，设计合适
2、后盘的计算
（3） 后盘本身离心力
已知：后盘内径D1 =640mm,外进径 D2 =2130mm,材料厚度为δ后盘=16mm对于钢制圆盘
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为前盘外径D2的线速度
（4） 叶片离心力在产生的附加应力
σt2=σt1×P t/ P f-------------------------（3）
式中P t-----半圆盘上叶片的总离心力（N）
P f-----半圆盘的离心力（N）
σt1-----不考虑叶片离心力时轮盘的应力（N/m 2）
P f=mRcω2=δ后盘ρω2 （D23 –D13）/12
=654δ后盘ω2 （D23 –D13）
=654×0.016×（π×730/30）2×（2.133 –0. 643）
=574322N
已知一个叶片的质量为叶片53kg,叶片重心所在半径为0.885m,则一个叶片产生的离心力为
P=mRc叶重心ω2=53 ×0.885×（π×730/30）2
=273830.39 N
半圆盘上(Z/2)个叶片产生的离心力的总垂直分力为
P t=k(Z/2) P m=kZP/π
式中P m------为叶片转半圈所产生的离心力的平均垂直分力
k----为叶片离心力的分配系数，前盘取k=0.5,后盘取k=1
故：由（3）式可得，
σt2=[43.7×1×12×273830.39]/π]/ 574322
=79.6MPa
因而，前后盘最大切应力为
σmax=σt1+σt2
=43.7+79.6
=123.3 MPa
材料选：材料Q345查阅参考文献[1]材料的强度极限σb =430~670Mpa,j计算取430Mpa，取安全系数S=1.6则
[σb] max=σb/S=268.75Mpa
显然，σmax<[σb] max即安全。
结论：经以上计算说明可知，前盘强度能满足要求，设计合适
三、 螺栓强度设计计算
已知：叶轮的转速为n=730r/min,风机的功率为P=115kW，则扭距为
Mn=9550×P/n=9550×115/730=1504N.m
铰制孔螺栓M20强度等级8.8级,则查参考文献[3]表5-11可知
Sτ=3.5~5,查表5-9知σs=800Mpa计算取Sτ=5按最不利条件考虑。许用剪应力为
[Sτ]= σs/Sτ=800/5=160Mpa
对铰制孔螺栓在转距Mn的作用下，各螺栓受到剪切和挤压作用。由于螺栓组对中心O越远，剪切变形越大则由参考文献[3]第80页式（5-28）可得：
最大工作剪力F max= Mnr max/(∑r2)
=15040×0.365/(12X0.3652)
=3433.79N
铰制螺栓所在的圆周半径为r=0.365m,螺栓个数Z=12,铰制螺栓的直径d=0.021m则每个螺栓承受的平均应力为：
τ=F max/(πd2 r/4)
=3433.79/ (π×0.0212×0.365/4)
=27.18Mpa
结论：τ< [τ]=160Mpa即强度合适
四、 主轴临界转速的计算设计
已知：叶轮重量G=1420kg=14200N,轴承支撑跨距l=960mm,支点到叶轮重心的距离a=660mm,悬臂端轴直径d1=165mm,支撑间的轴的直径d2=185mm,则轴的临界转速：
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
结论：已超过1.6倍，即运行安全
五、轴承寿命的验算
已知：选用轴承型号为左边为22238和右边为2个6232
由手册查得轴承有关数据如下：
22238额定动载荷为Cr=865000, 额定静载荷C0r=1620000其规格尺寸为d×D×B=190×340×92
6232额定动载荷为Cr=166000, 额定静载荷C0r=218000其规格尺寸为d×D×B=160×290×48
（1） 通风机的轴向推力
通风机工作时，蜗壳内气流的静压大于叶轮进口的静压，而叶轮前后盘上的静压几乎相等，只有叶轮进口的静压低于叶轮后盘的静压，故轴向推力沿轴向指向进风口。
Pa≈(P2-P1) πD0 2/4≈PπD0 2/4
式中P2---为蜗壳内的静压（Pa）
P1---为叶轮进口处的静压（Pa）
D0---叶轮进口处的直径（m）
P---通风机的全压（Pa）
Pa≈1800×π×1.492 2/4=3145N
如图示：设叶轮的重力为G,则G=14200N,
另外已知叶轮与左轴承之间的悬臂端La=660mm,轴承的跨距L=960mm;
（1）在垂直面内：
对右支点求距：
列平衡式：GLa= RR L带入数据整理可得：
RR= GLa /L=14200×660/960
=9763N
RL=G- RR=14200-9763
=4437N
RR 与RL方向垂直向上
(3)轴承寿命的验算
由计算知右边的一对轴承受载荷最大且轴承额定动载荷小于左边轴承动载荷只需验算此轴承寿命即可
那么单个轴承受的载荷为：RR=9763N
求比值：
A/ C0r=3145/218000=0.01443,按线性插值法可求得：
e=0.207
A/R= Pa/RR=3145/9763=0.322>e=0.207
则由表查得X=0.56,Y=1.6093
即当量载荷为
P= XR+YA=0.56×9763+1.609×3145=10527.5N
式中
X---为径载荷系数
Y---为轴向载荷系数
轴承寿命为
Ln=106(C/ PR) ε/60n=106×(2×166000/10527.5)3/(60×730)
=81y
六|、联轴器的选择
由三计算可知扭距Mn=1504N.m取载荷系数K=1.3则
[Mn]= KMn=1.3×1504=1955.2N.m
查手册可知选HL8联轴器。HL8联轴器的公称扭距Tn=10000N.m
参考文献：
[1]《通风机》 华中工学院 李庆宜 主编 机械工业出版社 1981年9月第一
版
[2]《离心式通风机》 沈阳鼓风机研究所 东北工学院流体教研室 机械工业出版社 1984年6月第一版
[3]机械设计手册（第3卷、第4卷） 徐 灏 主编 机械工业出版社 1991年9月北京第一版
[4]SKF轴承综合型录 上海科学技术出版社 1991年4月第一版
[5] 袖珍 世界钢号手册 第2版 林惠国 林 钢 马跃华主编 机械工业出版社 1998年5月第2版
