机械制造与自动化专业论文14837.doc

设 计（论文）一种低噪声通风机的结构设计及主轴振动分析The structure of a low noise fan design and analysis of shaft vibration毕业设计（论文）题目：一种低噪声风机结构设计一、毕业设计（论文）内容及要求（包括原始数据、技术要求、达到的指标和应做的实验等）任务内容：1. 查阅相关文献和著作，熟悉国内外研究现状及风机相关知识，翻译外文一篇。 2. 分析现有的风机图纸，设计一种低噪声风机，包括叶片、壳体、电机等零件及总装的结构设计，并进行振动特性分析： (1) 低噪声风机结构合理可行，满足技术要求；(2) 合理、准确的设计风机的各个零部件，易于加工制造； (3) 风机结构尽量简单，易于安装、拆卸和方便用户的使用；3. 利用AutoCAD软件绘制实验台的总装配图和重要零部件图。 4. 撰写论文，完成答辩。原始条件及数据：1. 9-26NO4A离心通风机图纸；技术要求：1. 风机轴向进气，右旋风机结构，电机功率自选；2. 叶轮转速范围3000rpm，允许质心偏移量为22m，平衡品质等级为G5.6级；3. 叶片要求低质量、高强度，避免共振现象。二、完成后应交的作业（包括各种说明书、图纸等）1.通风机总装图纸一套，包括关键零部件图纸；2.毕业设计说明书。三、完成日期及进度3月1-3月30日：查阅相关文献和著作，熟悉国内外研究现状及风机相关知识，翻译外文一篇。4月1日-4月20日：完成新型通风机的结构设计和理论计算，包括叶片、壳体、电机等零件及总装的结构设计。4月21日-5月10日：利用AutoCAD软件绘制实验台的总配图和重要的零部件图。5月11日-5月25日：撰写毕业设计说明书，完成答辩。四、同组设计者（若无则留空）： 方磊 一种通风机的振动特性分析五、主要参考资料（包括书刊名称、出版年月等）:1李庆宜.通风机M.北京：机械工业出版社,1985.2Hurault J, Kouidri S, Bakir F, Rey R. Experimental and numerical invest- igation of downstream turbulence in axial flow fan. In: 3rd International symposium fan noise. 2007.3彭峰.离心风机三维数值计算与研究D武汉：武汉理工大学 交通学院，2004.4郭志新，寮国良，徐云胜.离心式通风机的变型设计及计算J.西安交通大学.1990.5Kergourlay G, Kouidri S, Rankin GW, Belamri T, Rey R. Experimentalinvestigation of the 3D unsteady flow field downstream of axial fans. Flow Measurement and Instrumentation 2006.6廖丽 ,李翠华.我国矿井主通风机设备的现状及发展J.煤炭工程.2004.7 胡如夫，余大川 . 离心式通风机设计与改造中的降噪方法J.流体机械,2000.8、欧阳华，田杰，吴亚东，杜朝辉.基于涡声理论的低速轴流风机的气动噪声研究J.上海：工程热物理学报,上海交大机械学院，2009-5. 系(教研室)主任： （签章） 年 月 日 学院主管领导： （签章） 年 月 日摘 要在各种场合的通风系统中, 风机通常是最基本的噪声源。对于市场上的普通的离心通风机噪声大，振动大的情况。为了改善工人的工作环境及从环保的角度出发，本文在前人的研究结果及设计经验基础上，针对风机的降噪和减振进行了研究。本文的主要内容分为三个部分：第一部分根据给定的工况进行风机基础结构设计，为后续优化提供必要的数据支持。第二部分近似采用单盘临界转速公式计算出主轴的一阶临界转速。简化主轴模型，并采用刚体动力学理论算出主轴质心的振幅和相位。讨论不同支承方式、主轴质量、叶轮材料对主轴振动影响。最后对上述结果进行分析比较找出优化的设计方案。第三部分根据通风机声辐射理论，推导出不等节距叶片风机的声辐射公式。提出设计方案并计算理论降噪值。最终通过分析比较对于No9-26 10D高压离心通风的主轴提出改进方案采用双列圆锥滚子轴承支承；中空主轴；叶轮采用陶瓷材料，这样可以降低主轴端面径向跳动66%。对于基频处噪声，根据通风机声辐射理论分析可知采用不等节距设计可以有效降低峰值达10dB左右。关键词：离心风机；主轴；振动；降噪；不等节距AbstractThe ventilation system on various occasions, the fan is usually the most fundamental noise source.On the market ,for general field of centrifugal fan has a lot of noise, strong vibration.In order to improve the working environment of workers ,and from the perspective of environmental protection,in this paper, the results of previous studies based on the experience and design for the fan noise and vibration were studied.The main content is divided into three parts:The first part, under the given conditions the fan base structure design for the follow-up to provide the necessary data to support optimization.The second part,calculating the first critical speed spindle depend on the single disk critical speed formula.Calculating the centroid axis amplitude and phase based on a simplified model of the spindle.Discuss the different ways support, quality shaft, impeller material vibration of the spindle.Finally, the analysis and compare these results to find the most optimal design.The third part, according to theory of sound radiation fan,the fan blade pitch range of sound radiation formula is derived.Proposed design and calculated the theoretical noise reduction values.The final design of the spindle structure by enabling analysis and comparison,it can reduce 66% of spindle nose runout.For the fundamental frequency of noise, the use of varying pitch design can reduce the peak of about 10dB.Keyword: Centrifugal fan; Spindle; Vibration ; Noise Reduction;Blade pitch range目 录第一章 绪论11.1 引言11.2 风机减振及降噪的重要意义11.3 国内外的研究现状11.4 研究计划及主要内容3本章小结4第二章 通风机基础结构设计52.1 风机的性能参数52.2 风机的设计52.2.1计算比转速，确定通风机的类型及叶片的型式52.2.2 选取叶片出口安装角62.2.3 计算所需圆周速度的大小62.2.4 确定叶轮的外径及其圆周速度62.2.5 确定叶片进口直径大小72.2.6 确定叶轮进口的直径大小72.2.7 决定叶片数Z72.2.8 确定叶片的进，出口宽度，82.2.9 确定叶片进口安装角大小82.2.10 验算全压P92.2.11 叶片的型线绘制102.2.12 确定蜗壳尺寸102.2.13 计算通风机所需功率122.3 主要部件的强度校核122.3.1 计算叶轮后盘的最大切应力，并校核强度122.3.2 叶片强度计算132.3.3 铆钉的强度计算142.3.4 计算叶轮的重量142.3.5 主轴强度的校核15本章小结17第三章 主轴振动分析183.1 主轴临界转速的计算183.1.1 主轴临界转速的基本理论183.1.2 D传动方式的转子临界转速183.2 主轴在不平衡力作用下的振动203.2.1 简化的刚性转子的振动方程203.3 计算并分析不同主轴的振型233.3.1 讨论不同支承方式下主轴的振型233.3.2 主轴的质量对主轴振动影响273.3.3 叶轮质量对主轴振动影响30本章小结34第四章 风机噪声的控制354.1 通风机噪声产生的原因354.1.1 空气动力所产生的噪声354.1.2 机械振动性噪声364.1.3 两者相互作用产生的噪声364.2 不等节距叶片的设计364.2.1 不等节距叶片风机声辐射理论364.2.2 不等节距叶片相位角40本章小结43结 论44展 望44致 谢45参考文献46第一章 绪论1.1 引言在各种场合的通风系统中, 风机通常是最基本的噪声源。噪声的危害是多方面的，噪声不仅对人们正常生活和工作造成极大的干扰，它还影响人们的交谈，思考，影响人的睡眠，使人烦躁，反应迟钝，工作效率低下，分散人的注意力，引起工作事故，更严重的情况是噪声可使人的听力和健康受到损害。其次离心式通风在运行过程中产生的振动大小，是衡量其工作好坏的重要指标之一。离心式通风机振动过大，将降低风机的使用寿命，增加噪声，甚至损坏风机造成事故。因此, 在环境保护作为一项基本国策的今天, 对风机噪声机理和降噪方法的研究及减振研究是十分迫切和具有实际意义的。1.2 风机减振及降噪的重要意义通过分析风机主轴受力，采用刚体动力学理论分析简化的主轴模型，并分析影响主轴振动的因素，找出优化主轴的模拟方案。随着现代生活对节能、环保要求日益提高，对开发高效、低噪风机的呼声也日益强烈，本课题的研究在理论上和实践中都具有重要意义:第一，通过对风机主轴模型简化，可以分析出影响主轴振动的主要因素。第二，通过分析对比，可以找出优化的设计方案。在风机设计中可以估算主轴端面的径向跳动幅值，对类似的刚性轴的振动分析提供了借鉴。对研究风机主轴振动具有深远的意义。第三，根据声辐射理论，推导出不等节距叶片风机的声辐射公式。探索不等节距叶片降噪的机理，为实际生产不等节距叶片风机奠定了理论基础，具有良好的经济效益和社会效益。1.3 国内外的研究现状一 国内外对风机降噪的研究发展水平风机噪声就其性质和来源可以分为气动噪声、气体和固体弹性系统相互作用产生的噪声(即祸合噪声)、机械结构噪声和电机噪声。风机气动声源主要为宽带噪声和离散噪声。很多研究还就轴流风机气流参数（包括转速、流量系数以及进气畸变等）和结构参数（(包括叶栅的结构参数、径向与轴向间隙、动静叶数目的匹配等）对风机噪声的影响进行了详细的分析，提出了一些典型的降噪措施(包括旋转围带、锯齿形进气、前倾叶片、不等距叶片、端壁边界层抽吸等)。虽然离心风机在噪声产生机理、结构和气流参数对噪声的影响、降噪措施以及噪声理论评估方法等方面进行了大量的研究，但是还是远远落后与轴流式风机。其中国外的研究有：1967年，Lowson就提出了采用周向不等距叶片布置方式以降低轴流压缩机基频噪声的想法。1970年，Melin和Sovran也报道了通过叶片周向不等距分布来降低叶轮离散噪声的方法，还推导了计算不等距叶片离散噪声的公式。1974年，Enwald等采用相关技术将一个22个叶片的轴流风扇的基频噪声降低了8dB之多。krishnappa利用不等距叶片模型描述了整个离心风机的辐射声场并进行了相关试验。国内的孙晓峰从叶轮离散噪声计算出发，探讨了离心式风机不等距叶片对观察点基频噪声的影响。试验表明，采用不等距叶片叶轮确实可以改变前向离心风机的某些峰值噪声的频率和某些频率所对应的噪声峰值，这为前向离心风机降噪或改善声音的品质提供了可能。陆晓军从叶片的形状考虑，并开展了相关的研究齿形叶片降低离心式风机噪声的实验研究。结果表明:齿形叶片的降噪效果与叶道内气流的涡流状态有关,雷诺数Re在4×1056×105范围内的降噪效果较为明显,降噪量达到45 dB,其他范围降噪作用不明显。齿节距t=b/5、齿高h=b/10的降噪量为2.5 dB,下降2.3%左右,平均全压基本不变,平均效率仅下降1.5%。二 国内外对风机主轴振动研究发展水平在这点上研究的理论相对较少，国内有学者提出在风力发电机中的主轴的支撑方式上采用一端固定双列圆锥滚子轴承，另一端采用游走圆柱滚子轴承。风机主轴轴承布置包括固定端和浮动端，双列圆锥加圆柱的方案相比两个调心轴承的方案有着很大的优势，因为：双列圆锥提供非常好的径向和轴向承载能力；预紧的双列圆锥改善了承载区从而更好地分配了载荷提高了样本寿命；双列圆锥轴承的游隙是预紧的，提供了很好的静态和动态刚性。双列圆锥加圆柱的方案还有以下好处：减小主轴的轴向偏移；最大程度提高系统的刚度；由于优化了预紧，最大程度地提高承载区和轴承调整寿命；预紧的圆锥轴承在运行时是纯滚动从而减小滚子滑移；减小了轴向偏移从而降低滚道发生疲劳损坏的风险；减小了轴向偏移从而在静载下降低假性压痕的可能性；减小了轴向偏移从而降低了轴向挤压齿轮箱输入轴的风险；双列圆锥优化过的滚道形状可以在比较高的偏心情况下正常运行。但并未给出理论探讨，只是与传统的支撑方式优缺点进行了对比。而且没有考虑其他因素对主轴振动的影响。1.4 研究计划及主要内容一研究计划路线图No 9-26 10D离心式风机参数 结构参数设计N主要部件的强度校核Y不等节距叶片设计主轴振动分析N理论论证优化设计方案Y确定方案确定总体优化方案二主要内容(1) .根据给定的风机工况，设计风机的基础结构。并对主要零部件进行强度校核。(2) .简化主轴模型，分析受力考虑静态下主轴变形，用单盘临界转速的计算公式估算出主轴的一阶临界转。对主轴模型采用刚体动力学理论，解出质心振动方程，绘出质心振动曲线由此画出主轴振型图。分析比较找出主轴的优化设计方案。(3) .分析风机主要噪声来源，并分析产生机理。根据通风机声辐射理论，推导出不等节距叶片风机的声辐射公式。设计不等节距叶片布置方案，计算出理论降噪值。本章小结本章主要概括的介绍了国内外一些学者对于离心式风机降噪及减振的一些前沿研究。阐述了降低离心式风机的噪声，降低主轴的振动的重要意义。简要介绍了本文主要研究的内容。本文的研究方法及理论对同类型风机的研究具有借鉴作用。第二章 通风机基础结构设计2.1 风机的性能参数 No9-26 10D 离心通风机，一般用于锻冶炉及高压强制通风，并可广泛用于输送物料、输送空气于无腐蚀性不自然、不含粘性物质气体，其总装图如图2-1所示。1.流量 Q=21465 ；2.全压 P=5920 Pa；3.介质为空气：进口状态为：压力 P=760mm汞柱，温度 t=20°C，湿度 =50%，空气的密度 =1.23 ；4.全效率：80.4%。 图2-1：风机总装图2.2 风机的设计 2.2.1计算比转速，确定通风机的类型及叶片的型式因已知该机进口状态为通风机标准状态，则性能不需换算，依式（3-17）得： 初选通风机转速 n=1450 r/min ，则 因为 3.6<=5.249<16 且因要求 <80.4%，所以采用后向叶轮离心式通风机圆弧叶片。预计功率P比较大，所以以皮带传动不适宜，则传动方式采用D式如图2-2所示。图2-2：D传动方式2.2.2 选取叶片出口安装角 经验表明：后向式叶轮中 ，其效率一般比较高，由图2-3查的 时=0.47 图2-3：压强系数与叶片出口安装角的关系2.2.3 计算所需圆周速度的大小依据式（3-6）得：2.2.4 确定叶轮的外径及其圆周速度选定 =1.30，并计算确定的值2.2.5 确定叶片进口直径大小依式（3-7）计算流量系数已知理论流量 ，今取则有：依式（2-42）求得：则得： 2.2.6 确定叶轮进口的直径大小考虑到叶片进口转弯分离，常要求略有加速，一般选今取2.2.7 决定叶片数Z依式（2-53）得：选取 Z=102.2.8 确定叶片的进，出口宽度，依式（2-35）计算出口阻塞系数的大小今选取压制叶片，其板厚=6mm，与前后盘联接采用焊接工艺，此时折边=0，则有根据，选取。依式（2-54）求大小则得：已选后向叶轮、锥形前盘，则有：2.2.9 确定叶片进口安装角大小假设 =0.93，依式（2-36）有：今取 i=0.7°，则得：然后验算阻塞系数值，依式（2-34）有：故假设成立，即。2.2.10 验算全压P依式（2-11）计算无限多叶片理论压力大小按照式（2-16）计算环流系数K大小，求得理论压力大小理论压力为：今取流动效率，则实际压力为：可见所得压力与所要求的值很相近，故合适。2.2.11 叶片的型线绘制已知所选为后向叶轮，圆弧叶片，按照式（2-57）和（2-58）计算该叶片圆弧半径和圆弧中心所在半径大小，叶型如图2-4所示。图2-4： 后向式的叶片型线2.2.12 确定蜗壳尺寸依经验式（2-74）选取其宽度B:依式（2-1）有：一般经验公式有：今取，则按照式（2-17）蜗壳出口张开度A为；故等边基方边长 。依式（2-72）计算各段圆弧半径为： 以等边基方法作图求得蜗壳内壁型线，如图2-5所示图2-5：蜗壳内壁型线同时取蜗壳出口长度C为：取蜗舌处得半径，则又取，则2.2.13 计算通风机所需功率已知给定的条件，按照式（2-33）计算电动机功率：因为使用无特别的要求，故暂选电机为 2.3 主要部件的强度校核2.3.1 计算叶轮后盘的最大切应力，并校核强度后盘采用Q345钢板制成，其厚度为8mm。其外径，内径，转速为 1450 r/min。由后盘自身离心力产生最大切应力可由式（8-12）得：计算单个叶片的质量先求叶片的弧长L，根据公式（2-19）可得： 。，其中 单个叶片的质量为： 由叶片引起的附加切向应力按式（8-14）得： 所以后盘最大切应力为： 计算安全系数取Q345的屈服极限，按式（8-1）计算： ，安全同理可计算前盘的安全系数。2.3.2 叶片强度计算计算叶片进口处得弯曲应力根据公式（8-18，a）得： 计算安全系数取Q345的屈服极限 ，按式（8-1）计算： ，安全2.3.3 铆钉的强度计算主轴的扭矩为： 铆钉的切应力根据公式（8-24）得 2.3.4 计算叶轮的重量前盘的重量： 后盘的重量： 叶片的重量： 轮盘的重量： 叶轮的总重量为： 2.3.5 主轴强度的校核图2-6：主轴弯矩与扭矩图 求叶轮重量与不平衡力之和及各轴段轴压力： 求支反力 计算危险截面上的应力并校核强度：现在已知轴承A处弯矩最大，并且轴承A处得轴径较小，故A处最危险。选 用强度极限为的45号钢，查表得其许用应力。根据式（8-43）及式（8-41）计算危险截面A的并校核强度： 所以该轴是安全的。本章小结本章根据一组通风机的原始数据进行通风的基础结构设计，例如：叶片、前，后盘、蜗壳、主轴等零部件。并对通风机的关键部件进行强度校核，以保证其安全性。设计得到的尺寸数据为后面的结构优化提供必要的数据支持，保证优化后的布局不会对通风机的原始气动性能产生过大的影响。第三章 主轴振动分析3.1 主轴临界转速的计算3.1.1 主轴临界转速的基本理论为了保证安全可靠运行，应使工作转速离开临界转速一定范围。设计时，要满足如下条件：的轴，称为刚轴。对刚轴的要求：；的轴，称为柔轴。对柔轴的要求：。计算转子临界转速方法很多，基本上有两类：一类是在实践基础上，忽略一些影响临界转速的次要因素，按照有关振动理论推导出计算公式及图表；另一类是在长期实践中积累的经验公式及图表。通风机一般转速较低，通常处于一阶临界转速以内工作（即刚轴），我们近似采用单盘临界转速的计算公式： ，r/min （3-1）式中：在叶轮处的静挠度，mm。计算临界转速，关键在于根据不同传动方式进行计算。3.1.2 D传动方式的转子临界转速假定忽略轴的重量，仅考虑悬臂端叶轮种量（N）所引起在叶轮处得挠度。根据第一阶临界转速的轴振动弹性线形没有节点，相应假定方向向下。如图3-1所示。已知悬臂端轴径为，两支撑间轴径为，根据材料力学中挠度可以叠加的原理，叶轮D处的挠度为：1. 叶轮重量引起轴AD段在D点的挠度为：2. 叶轮重量引起轴AB段弯曲，A点转角为：因很小，故引起D点的挠度为：所以， ， mm将上式代入（3-1）得： ， r/min （3-2）式中： E轴材料的弹性模量，钢材； 悬臂端轴径处的截面惯性矩，圆截面； 两支撑轴径处的截面惯性矩，圆截面； 悬臂AD段轴的直径，； 两支撑AB间轴的直径，； 叶轮重心至支承A的距离，； 两支承间轴的跨距，； 叶轮的重量， N；由第二章主轴的设计可知：=70mm，=88mm，=490mm，=300mm，=2000N。由公式（3-2）可得： 此轴为刚性轴。图3-1：D式传动轴的挠度曲线3.2 主轴在不平衡力作用下的振动3.2.1 简化的刚性转子的振动方程 在工业中有许多由绕定轴旋转构件组成的旋转机械，例如：发电机组，通风机和化工机械等。在机械中绕定轴转动的构件叫做转子。为了提高生产效率，这些转子往往需要在较高的转速下运动。此外，由于加工及装配的精度等原因造成转子存在不平衡量。这些情况都有可能引发机械系统强烈的振动，甚至共振。这对系统的影响是致命的，所以有必要研究转子在各种情况下的振动，选取最优化设计。因此本文将使用一种简化的模型来研究主轴的振动。将主轴转子系统简化为两个自由度的线性振动系统(见图3-2），并取质心S的位移和绕质心S的转角为两个广义坐标，我们就可以用拉格朗日方程推出这个系统的动力方程。拉格朗日方程为： （3-3）式中 第r个广义坐标；E系统动能；U系统的势能；对第r个广义坐标的广义力。图3-2：简化的转子系统图设转子的质量为M，绕质心并垂直于xoy平面的轴的转动惯量为，两支承的刚度系数为。在此我们将支承的弹性力作为外力处理，式（3-3）可写成：取广义坐标 ，系统的动能为：从而有： ， ， 。支承弹性力为： 设转子上对质心距离为h的平面上所具有的不平衡量为。因为一般转子的不平衡量不是很大，所以只考虑它所产生的不平衡力，而不计它对转子转动惯量等系统参数的影响。则转子的不平衡力为： ， 为转子转动的角速度。所以系统的动力学方程为： 将，代入上式并整理得： 考虑到对称布置，两轴承刚度近似相等，。 方程的特解为： (3-4）由式（3-4）可以看出刚性转子在不平衡力作用下的振动具有如下特点：（1） 振动的幅值和原始不平衡量的大小近似成正比。（2） 轴承的刚度、主轴的质量、叶轮的质量、主轴各轴段的尺寸等对主轴的振动均有影响。故从以上几个方面来探讨这些因素对主轴振动影响的大小，找出影响主轴振动的主要因素，进而找到最优化的设计方案。3.3 计算并分析不同主轴的振型3.3.1 讨论不同支承方式下主轴的振型为了便于讨论与分析采用由第二章计算得到的主轴模型，并且进行必要的简化。简化后得到的模型如图（3-3)所示 图3-3：支承刚度对主轴影响简化模型此时：主轴为实心轴；转速为；叶轮的重量为叶轮的不平衡量为；主轴进行过动平衡处理。1.计算主轴的质量： 2.计算角速度及转动惯量： 3.分别计算双列圆锥滚子轴承、深沟球轴承、双列调心球轴承的刚度双列圆锥滚子轴承（经验公式）： 单列其中：径向载荷（）； 单列滚动体数（个）； 滚动体有效接触长度（）； 滚动体接触角（）；查机械设计手册得：352216E，。由主轴强度校核得：。 双列圆锥滚子轴承刚度为： 深沟球轴承（单列）： 其中: 径向载荷（）； 滚动体数（个）； 滚动体直径（）； 滚动体接触角（）；查机械设计手册得：6216 ，。由主轴强度校核得：。 双列调心球轴承： 其中： 径向载荷（）； 钢球直径（）； 外滚道球面直径（）； 滚动体接触角（）； 单列滚动体数（个）；查机械设计手册得：1516，。由主轴强度校核得：。 4.计算三种情况下的质心位移和相位角： 同理可求得： 5.分别作出三种情况下的，曲线，如图（3-4）所示。图3-4：质心振幅及相位角6.根据图（3-4）画出主轴的振型曲线，如图（3-5）所示：图3-5：不同支承方式下主轴的振型由图（3-5）可知：采用双列圆锥滚子轴承支承方式时主轴的端面径向跳动值最低，且与深沟球轴承相比可以降低主轴端面径向跳动40%。虽然调心球轴承对中性好，但是引起的主轴端面径向跳动值多达。所以根据以上分析采用双列圆锥滚子轴承支承是适合的。3.3.2 主轴的质量对主轴振动影响为了便于讨论主轴质量对主轴振动的影响，先不考虑主轴尺寸的改变对主轴质量的影响，只考虑主轴实心还是空心对质量的影响，因此简化模型如图3-6所示。图3-6：主轴质量对主轴振动影响简化模型此时：主轴为中空轴待定；转速为；叶轮的重量为叶轮的不平衡量为；采用双列圆锥滚子轴承；1.计算的范围（在不影响主轴强度的条件下）弯扭组合强度校核公式为： （3-5）其中： 最大弯矩；对应的最大扭矩；转换系数；抗弯截面系数；许用弯曲应力。即由式（3-5）得： 2. 考虑到实际情况取三组的值，并计算不同时主轴的质量及转动惯量当时， 同理，当 及 时， 3. 计算三种情况下的质心位移和相位角： 同理可求得: 4. 分别作出三种情况下的，曲线，如图（3-7）所示。图3-6：质心振幅及相位角5.根据图（3-6）画出主轴的振型曲线，如图（3-7）所示 图3-7：不同主轴质量下振型图由图（3-7）可知：随着主轴质量的降低质心处的惯性力减小，主轴的端面径向跳动减小，且与相比端面径向跳动降低了32%，所以在保证主轴强度的条件下，尽量减轻主轴的质量。3.3.3 叶轮质量对主轴振动影响为了方便比较叶轮质量对主轴振动的影响，拟采用三种不同的材料来制造叶轮分别为：Q235A、陶瓷、玻璃钢。这时叶轮的重量成为未知因素，并简化模型如图3-8所示图3-8：叶轮质量对主轴振动影响的简化模型此时：主轴为空心的；转速为；叶轮重量随材料的选用而确定；叶轮的不平衡量为；采用双列圆锥滚子轴承；由3.2.2节可知当时：主轴质量；主轴的角速度； 主轴的转动惯量。1. 计算不同材料时叶轮的重量采用陶瓷时，由机械设计手册得。前盘的重量： 轮盘的重量： 后盘的重量： 叶片的重量： 叶轮的总重量为： 采用玻璃钢时，由机械设计手册得：，所以同理可得：。采用Q235A时，由第二章风机的基础设计得：。2. 计算三种情况下的质心位移和相位角： 同理可得： 3.分别作出三种情况下的，曲线，如图（3-9）所示。图3-9：质心振幅及相位图4.根据图（3-9）画出主轴的振型曲线，如图（3-10）所示图3-10：不同叶轮材料下主轴的振动由图（3-10）可知：选用密度较小的材料制造叶轮（即减轻叶轮的重量）有利于降低主轴的振动。使用陶瓷与使用玻璃钢的效果差不多且与Q235A相比可以降低13%，但是由于陶瓷的耐磨性、耐腐蚀性好，有利于减轻因叶轮的高速旋转而引起的磨损。从而有利于避免由于叶轮的磨损引起质量不平的加剧，大大降低这种因素引起主轴振动加剧的可能性。综上所述：主轴的支承方式，主轴的质量，叶轮的质量对主轴的振动均有影响，且影响的大小随着各个因素所占比例的不同而不同。经过一系列的比较与分析得出了最优化的主轴设计方案：支承方式双列圆锥滚子轴承；采用空心的主轴（空心直径随工况改变）；叶轮材料陶瓷。所以风机的三维总装图如图3-11所示。图3-11：风机三维总装图本章小结在前一章风机结构基础设计的基础上，采用简化的主轴模型分别对不同的主轴的支承方式，不同的主轴的质量，不同的叶轮的质量三种情况进行了分析比较。分析出了最有利的主轴设计方案，降低主轴端面径向跳动66%，达到的预期的结果。第四章 风机噪声的控制4.1 通风机噪声产生的原因通风机的噪声一般来说比较高，其噪声产生的原因，归纳起来，不外乎有下面三个：1. 因空气动力所产生的噪声；2. 由于机械振动所产生的噪声；3. 两者相互作用所产生的噪声；不论是通风机还是别