由于公式(3-192)中的q是计算流量qc,按公式(3-192)所绘出的机壳当然只适用于计算工况。当通风机的流量大于流量qc,即q&g;qc时，将使通风机出口附近的流线背向叶轮方向倾斜,如图3-83所示。因此,有一部分气体未进入机売的螺形部分,而直接流向出口,结果在机壳内螺形部分里的流动情况,与计算工况下的流动差不多。同理,当风量小于计算流量qc即q&l;qc时,将有部分气体不流向出口,而重新进人机壳的螺形部分,使机壳内螺形部分的流动情况与计算工况差不多。由上述可知,不论通风机的风量大于或小于计算流量,螺形部分内的速度几乎不变。 机壳的尺寸与图3-84中张开度A有关。A的求法如下：  

   机壳的任务是将离开叶轮的气体导向机壳出口,并将气体的一部分动能转变为静压。 为了制造方便,离心通风机的机壳普遍采用矩形截面、如图3-82所示,机壳的宽度B比叶轮出口宽度b2大得多、气体流出叶轮后,由于流道断面突然增大,流速急剛改变。为气流离开叶片后的绝对速度,a'是它的气流角。c为机壳内距轮心R处的气流绝对速度,a为其气流角。气流在机売内的运动,可作如下假设 1)气流在机壳中的流动为稳定流动,因此流体质点的流线即为它的轨迹。    

    当量动负荷p是一假定负荷,在此负荷作用下,轴承的寿命和实际负荷条件下的寿命相同。对深沟球轴承,当动负荷是一假定径向负荷;对推力轴承,当量动负荷为ー假定轴向负荷;对角接触球轴承,当量动负荷为使套圖产生纯径向位移的假定负荷的径向分量。 深汋球轴承和角接触球轴承,常常同时承受径向负荷和轴向负荷,因此必须换算为当量动负荷进行计算。当量动负荷的计算式如下:    

   任何一个滚动轴承不可能无限期运转下去，在运转过程中.由于各种原因,可使轴承损坏。如安装不当,润滑不良,其中混杂水分和灰尘等,都可使轴承过早损坏。在安装、润滑、维护都正常的情况下,绝大多数轴承是由于承受反复应力的作用而疲劳破坏。因此,滚动轴承的寿命,系指一个轴承中任一滚动体或任一滚道出现疲劳剥落前的总转速(单位是一百万转,即1061/s)或在一定转速下的工作小时数。     对于同一批相同的轴承在相同条件下运转时,有0%的轴承不发生疲劳剥落现象。此时的总转速称为轴承的额定寿命滚动轴承的寿命L与轴承的当量动负荷p有关,即负荷越大,寿命越短;另外还与轴承本身所能承受的额定动负荷C有关,即额定动负荷C越大,寿命越长。其计算公式如下:    对于转速较高的轴(n&g;10/min),可按基本额定动负荷计算值选择轴承,然后校核其额定静负荷(见附录D)是否满足要求。当轴承可靠性为0%、轴承材料为常规材料(各轴承尺寸性能表中所列基本额定动负荷均为常规材料,即普通电炉轴承钢的情况)并在常规条件运转时,取500h作为额定寿命的基准,同时考虑温度、振动、冲击等变化,则轴承基本额定动负荷可按式(8-61b)进行简化计算。 fm-力矩负荷系数,力矩负荷较小时1.5,力矩负荷较人时2 fd一冲击负荷系数 fT一温度系数; C一轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动负荷(N); Ca一轴承尺寸及性能表中所列轴向基本额定动负荷(N)        

   由于离心通风机的转速比较低,一般都在3000/min以下,滚动轴可以满足设计要求。所以.目前通风机的轴承普避采用液动轴承。另外,滚动轴承的选用和维护也比滑动轴承简单方便。    产品设计中必须按载荷性质和作条件,合理地选择滚动轴承.并对所选用轴承的使用寿命进行验算。其方法一般在设计手册或轴承样本中均有规定。    现根据通风机的实际情况,推荐滚动轴承的使用寿命。如下:一般用的低、中、高压离心通风机不低于10000h;锅炉用离心通风机不低于20000h;矿用离心通风机不低于50000h，其他特殊用途的通风机,应根其使用的具体情况而定。

    通风机转子工作时,蜗壳内气流的静压大于叶轮进口的静压。叶轮前、后盘上的静压几乎相等,只有叶轮进니的静压低于叶轮后盘的静压。因此,轴向推力方向如图8-32所示,是由叶轮的后盘向着叶轮的进口。设轴向推力为P2,则   双吸人离心通风机是从叶轮两侧进口同时进气,轴向推力互相平衡,可不考虑轴向推力对轴承寿命的影响。  

   通风机气动力计算的已知条件,包括性能参数〔流量及全压)和一-些其他要求。假如所给的参数不足标准状态,应换算成标准状态下的流量g和压力p,作为计算的原始依据。    首先选通风机转速n,并根据公式(3-23)及公式(3-30)分别求出比转数n及速度系数a按照3.1节所述的内容,确定叶轮吸气口数日;由최343及图3-4,査出通风机内部效率及通风机全效率。    其次,根据设计项所提出的要求,预选叶片出口角度:利用图3,-40或图3-41,定出通风机全玉系数;由公式(3-117)及公式(3-118),计算出叶片出门的國周速度及其直径。由于转速及叶片出门角度的不同,致使通风机的效率、圆周速度及片外径等都有所变化。这就要求通过不同方案的比较,最斤确定出计算时所需婁的转速n及叶片出口角度x。    依此,决定出气动力计算所需要的p、d2及根据本章所述的方法,分别确定叶轮入口直径Do、叫片入口宽度b、叶片人口安装角1、叶片数z及叶片出口宽度b2。然后根公式(3-J19）验算通风机的全压P、在满足所需要的通风机全压以后,根据计算出的几何尺寸,来绘制叶轮的子午截面和叶片的型线。  

    对于一般叶轮,叶片人口宽度可由公式(3-138)确定。从公式(3-177)可知,增加叶片相对宽度b,流量系数就 增加。所以,多叶型叶轮的相对宽度b(=b1=b2)比一般叶轮宽。但是,宽度也不能过大,否则靠近前盘处将形成大 的涡区或倒流,引起效率的降低。图3-72为正常宽度叶轮和宽嫂过大时气流沇动的比较。    

(1)先减速后加速的流道叶片中心角&dela;=90°,如图3-70a所示。该叶道的特点是叶道入口宽度a较小,向后逐渐增大,继之又逐渐变 小。气流先减速,后加速,在叶道内形成涡区,损失大,效率低。这种叶道在现在的设计中很少采用。   (2)气流速度基本不变的流道这种叶道的特点是叶道截面宽度a变化不大(见图3-70b):相对速度基本保持不变,即1如w2。这可 以减少叶道内涡区的形成,通风机的效率较前者高些。这种流道的中心角&dela;≤90°或180-(&bea;1A+B24)≤90°   3)加速流道这种流道的特点是气流在叶道由于流道截面积的不断减小而被加速,可消除叶片入口处的满流。因此,效率高,噪声 低。这种流道除了叶片中心角お&g;0F以外,&bea;1A较大,而B2A较小。如图3-70c所示叶轮中,&dela;=108、&bea;1A=60°,&bea;2A==12°:有时 称这种叶轮为强前向叶轮。如图3-70d所示叶轮中,=P、B1A=72、お=108°。该通风机的压力系数ψ=1.5,流量系数P=1.0, 全压效率C=0.7  

由于结构上的特点,它的性能与般通风机有所不同。 1.流量系数大，假设不考虑容积损失且气流充满流道,则通风机流量系数为:   由于の,及b都大,故这种通风机的流量系数大 2.压力系数较高 由于叶片为前向或强前向,故压力系数较高。一般ψ=2~3 3.效率低 前向及强前向叶轮,气流在扩压部分中能量转换时损失人。加上这种通风机叶片短而宽,且弯曲度较大,气流在叶道中分离严重。因此这种通风机的效率低。 由于叶片短而宽,及叶轮刚度差,这种通风机的大圆局速度很低,一般2≤40m/s,因此噪声也较低。多叶式通风机压力系数虽然比较高,但是由于圆周速度u2比较低、它所产生的最大压力并不太高。 综合述可知,这种通风机有压力系数高,流量系数大及嗓音较低等优点。缺点是效率低。它多用于小型通风机。