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  • 发布时间:2020-11-19
       蜗舌是用来防止少部分气体在机売内循环流动。有无蜗舌对通风机件能的影响如图3-88所示,舌可分为尖舌,深舌,短话及平舌几种、如图3-89所示、采用尖舌时,最大效率值较高,但效率曲线徒,经济工作区域小,噪大。深舌多用于低比转速通风机短舌多用于大比转速通风机。采用短舌时,效率曲线较平坦,经济t作区域较宽。平舌多用于低噪声通风机,但效率有些降低。   蜗舌顶端与叶轮外圆周的间隙(见图3-89)一般为=(0.05~0.10)d2,该间隙值对噪声的影响较大。 蜗舌顶端的圆弧一般为0.03-0.03d2,大型通风机采用下限,小型通风机采用上限,如果大于此范围,一般通风机的压力变化不大,但效率略有下降。    
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  • 发布时间:2020-11-19
       机壳出口截面积fcb(=cxb)比螺线终了截面积fab大。两者比值一般为=1.3~1.4。随着机壳出口截面积的增加,通风机的静压 及其效率也有所增加。从fab至fcb的机売宽度b一般不变。画积fcb的增加是向蜗舌那边增加。但是应当指出,根据我们的试验研 究,在某种情况下,蜗板背着叶轮方向稍微倾斜些(例如:10°~15),对」通风机性能也有所改善。  
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  • 发布时间:2020-11-19
         比值b/b2对于机器的性能有影响、这个值太大时,在叶轮出两側(在子午面上)的空腔中会造成较大的旋涡损失。从公式(3-200)可知,比值b/b2过小时,机壳张开度将过大,会导致螺壳径向尺寸的增加,这将使通风机外形尺寸及重量都增加,且使制造工艺复杂。     机壳的最住宽度问题,现在尚未得到彻底解决。文献推荐b=(2~5)b23根据统计,我国比较优良的通风机的机壳宽度b=(2-4)b2、也可按式b/d2=n、12.5 (0~0.06)选b值。     从式(3-196)及式(3-200)可知,改变机壳宽度b时,螺线终了截面的张开度也应着政变但应当指出,当螺线终了截面积(fb=axb)不变,而机壳宽度改变(10~20)%时,在一般情况下,通风机性能不会有较大的变化。      
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  • 发布时间:2020-11-19
        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:  
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  • 发布时间:2020-11-18
       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。    
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  • 发布时间:2020-11-18
        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:    
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  • 发布时间:2020-11-18
       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)        
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  • 发布时间:2020-11-18
       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。
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  • 发布时间:2020-11-18
        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。  
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  • 发布时间:2020-11-16
       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。  
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