形蜗壳，因为矩形蜗壳工艺简单容易焊接，离心通风机蜗壳宽度要比里面的叶轮宽度大得多，流出叶轮后的气流流道突然扩大，流速也随着突然变化。如图所示，为设计蜗壳时的外型线。图蜗壳设计型线二，基本假设，蜗壳各不同截面上所流过流量与该截面和蜗壳起始截面之间所形成的夹角成正比，由于气流进入蜗壳以后不再获得能量，气体的动量矩保持不变。常数三，蜗壳内壁型线图离心通风机蜗壳内壁型线大学本科毕业设计说明书根据上述假设，蜗壳为矩形截面，宽度保持不变，那么在角度的截面上的流量为代入式上式表明蜗壳的内壁为对数螺线，对于每个，可计算，连成蜗壳内壁。可以用近似作图法得到蜗壳内壁型线。实际上，蜗壳的尺寸与蜗壳的张度的大小有关令按幂函数展开其中那么系数随通风机比转数而定，当比转数时，三项是前面两项的，当时仅是。为了限制通风机的外形尺寸，经验表明，对低中比转数的通风机，只取其第项即可则得式为阿基米德螺旋线方程。在实际应用中，用等边基方法，或不等边基方法，绘制条近似于阿基米德螺旋线的蜗壳内壁型线，如图所示。蜗壳出口张度大学本科毕业设计说明书般取，具体作法如下先选定，计算式，以等边基方法或不等边基方法画蜗壳内壁型线。四，蜗壳高度蜗壳宽度的选取十分重要。，般维持速度在定值的前提下，确定扩张当量面积的。若速度过大，通风机出口动压增加，速度过小，相应叶轮出口气流的扩压损失增加，这均使效率下降。，如果改变，相应需改变使不变。当扩张面积不变情况，从磨损和损失角度，小大好，因为小，流体离开叶轮后突然扩大小，损失少。而且大，螺旋平面通道大，对蜗壳内壁的撞击和磨损少。般经验公式为或低比转数取下限，高比转速取上限。为叶轮进口直径，系数五，蜗壳内壁型线实用计算以叶轮中心为中心，以边长作正方形。为等边基方。以基方的四角为圆心分别以为半径作圆弧而形成蜗壳内壁型线。其中，大学本科毕业设计说明书等边基方法作出近似螺旋线与对数螺线有定误差，当比转速越高时，其误差越大。可采用不等边。方法不同之处，做个不等边基方法，，，不等边基方法对于高比转速通风机也可以得到很好的结果。图等边基方法图不等边基方法六，蜗壳出口长度，及扩压器蜗壳出口面积。般或往往蜗壳出口后设扩压器，如图出口扩压器角度为佳。为了减少总长度，可适当加大。大学本科毕业设计说明书图出口扩压器七，蜗舌蜗壳中在出口附近常有蜗舌，其作用防止部分气体在蜗壳内循环流动，蜗舌附近的流动较为复杂，对通风机的影响很大。蜗舌分三种平舌，浅舌，深舌。当正常时，流动偏向出口在舌部出现涡流及低压，使通风机性能下降。功率加大，般蜗舌头部的半径取蜗舌与叶轮的间隙般取后向叶轮前向叶轮过小在大流量时会升高些，但下降，噪音加大。过大，噪音会低些，但也下降。如下图蜗舌设计型线大学本科毕业设计说明书图出口蜗舌主轴设计主轴和叶轮配合采用基轴制过盈配合，径向采用键连接，主轴与轴承也采用过盈配合轴的轴上各部件的位置由轴肩和各部件的螺母确定。电动机的选择根据风机需求选择功率为，转速为的电机。离心风机设计时几个重要方案的选择叶片型式的合理选择常见风机在定转速下，后向叶轮的压力系数较小，叶轮直径较大，其效率也比较高前向叶轮则相反。风机传动方式的选择如传动方式为三种，则风机转速与电动机转速相同而三种均为变速，设计时可灵活选择风机转速。般对小型的风机广泛采用与电动机直联的传动对大型风机，有时皮带传动不适，多以传动方式传动。对在高温多尘的条件下，传动方式还要考虑电动机轴承的防护和冷却。蜗壳外形尺寸选择蜗壳的外形尺寸应该选择少点的。高比转数的风机，可以采用缩短的蜗形，对于低比转数的风机则般选用标准蜗形。但是为了缩小蜗壳尺寸，可采用蜗壳出口速度大于风机进口速度的方案，此时采用出口扩压器以提高静压值。叶片出口角的选择叶片出口角是设计时首要选定的参数之。叶片主要分类有这几种强后弯叶片后弯直叶片后弯圆弧叶片后弯机翼形叶片径向出口叶片径向直叶片强前弯叶片前弯叶片。叶片数的选择在离心风机中，增加叶轮的叶片数可以提高叶轮的理论压力，因为它可以降低相对涡流的影响即增加值。但是增加叶片的数目，却也增加了叶轮通道的大学本科毕业设计说明书摩擦，这种损失造成了风机的实际压力降低，反而增加了风机的能耗。所以，对每种叶轮来讲，都存在着最佳的叶片数目。全压系数的选定设计离心风机时，实际压力都是预先给的。这时需要选择全压系数。叶轮进出口主要几何尺寸的确定风机是靠叶轮传递给气体能量的，所以叶轮的设计对风机影响很大叶轮的结构，对风机的性能参数起着关键作用。叶片的设计是离心风机设计的关键，而叶片的设计最重要的就是确定好叶片的出口角。大学本科毕业设计说明书第四章校核计算叶轮的强度计算，叶片的强度计算由于叶片两面全是凸形，可将叶片当做椭圆形近似计算。图叶片展开示意图由于叶片和前后盘是以焊接连接，所以按整体件计算最大弯矩。图弯矩示意图已知叶片重量公斤力公斤力大学本科毕业设计说明书公斤力毫米其中抗弯截面模数风机行业市场分析及预测通用机械唐冰离心风机中国专利，李建锋，吕俊复风机流场数值模拟流体机械陈其志离心风机的叶轮结构中国专利，商景泰通风机实用技术手册第版北京机械工业出版社，沈阳风机研究所离心式通风机北京机械工业出版社，张玉成，仪登利，冯殿义通风机设计与选型北京化学工业出版社，聂能光，李福忠风机节能与降噪北京科学出版社，王昊，吴亚东，欧阳华基于数值模拟的离心风机性能优化流体机械年期郭立君通风机中国电力出版社年月第二版张近宗浅谈旋涡风机离心式压缩机续魁昌风机手册机械出版社年月第版赵复荣，祁大同等低压旋涡风机的设计与实验流体机械孔珑工程流体力学高等教育出版社年月第二版张汉通风机的使用和维修机械工业出版社年月第三版刘鸿文材料力学高等教育出版社年月第二版杨可桢程光蕴机械设计基础高等教育出版社年月第版刘相臣，王军义型旋涡气泵的性能及设计参数确定化工机械，，，年月大学本科毕业设计说明书，年月，年月ž，Š，čž，年月，年月日，年月大学本科毕业设计说明书附录序号名称图纸代号图幅数量总装配图侧板蜗壳板蜗舌中盘焊接划线图集风圈中盘法兰叶轮部件轴前后盘叶片框架底座部件公斤力毫米查相关工具书的，直径的抗拉强度所以故叶片安全。二，铆钉的强度计算扭矩公斤力毫米铆钉所在圆周半径为，每个铆钉所成受的平均剪应力公斤力毫米其中主轴的计算图主轴设计风机的主轴传动方式为式，见下图大学本科毕业设计说明书图主轴力矩图其中为叶轮重量和其不平衡之和公斤力为联轴器的重量公斤力为段轴的重量公斤力为段轴的重量公斤力为段轴的重量公斤力公斤力公斤力公斤毫米公斤力毫米剪应力公斤力平方毫米拉应力大学本科毕业设计说明书公斤力平方毫米公斤力平方毫米查表得﹟钢正火回火故所以设计的主轴安全。主轴的转速式传动的离心通风机主轴在计算主轴临界转速，忽略轴和联轴器的重量详见主轴校核部分，其中为叶轮的重量公斤力，可以保证风机转速的安全运行轴承的寿命本主轴采用双列向心轴承由前面轴校核计算得轴承的径向载荷公斤力，轴承的轴向载荷为气流对叶轮的轴向力，经计算得公斤力查表得公斤力为轴的当量动载荷查表令大学本科毕业设计说明书公斤力代入数据小时大学本科毕业设计说明书第五章风机噪声的控制机壳处的噪声控制微穿孔板吸声结构，夹层中间不加填料，内壁穿孔率为，板厚微，孔径为。可用个夹层或两个夹层。层与层之间的间隙为。用这种方法试验后的结果是风机的性能基本上没有变化，而噪音却有大幅度的降低。可以在整个机壳的外侧放置衬垫贴，这样也能起到降噪的作用。进出风口处的噪声控制经过以往实验测试，离心风机运行时噪声主要在进风口与出风口。通用的方法是按照声的阻抗失配原理，在进风口和出风口的地方安装吸声式消声装置，从而达到减低风机噪声的目的。蜗舌结构的改进由于存在着叶片尾迹，在叶轮出口处的切向速度分布曲线呈现着明显的最大值和最小值。蜗舌尖端半径的大小及蜗舌与叶轮外径的间距大小对出风口处的噪声影响较大。种方法是改变蜗舌的边缘，大多数风机蜗舌的边缘是平行于主轴，让叶轮流出的不均匀气流同时作用在蜗舌上，从而使蜗舌受到较大的脉冲力促使向外辐射较强的噪声。现应该改变蜗舌的边缘，使得边缘与主轴倾斜。使得作用在蜗舌的脉冲力相互错开，也就减少了蜗舌上的脉冲力，从而降低了噪声另种方法就是在风舌的内侧固定层穿孔板，内附上种超细玻璃棉作为吸