离心通风机设计毕业论文

离心通风机设计毕业论文 Prepared on 22 November 2020
本科毕业设计（论文）
题目SFF型离心通风机设计
学院机械工程学院
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SFF型离心通风机设计论文
摘要
伴随着社会快速发展的需要，风机在国民经济中的应用越来越广泛，因此风机的设计和制造不仅对风机领域的发展和技术的提高有着深远影响，而且风机设计中节能减排减震等的思想方案可以推广至各个生产领域。

根据通风机气体流动方向的不同，通风机可以分为式、轴流式、斜流式和横流式等类型。

其中按应用范围广泛程度来说，离心通风机因在矿井、锅炉、纺织、建筑物通风等众多场合均有涉及，所以应用远超其他类型通风机。

本文献综述了在纺织机械中以三角胶带为传动方式的SFF型离心通风机的设计，该设计主要涵盖了离心通风机的工作原理、适用场合、发展现状、机械部分的组成等，以及分析了圆弧形前弯叶片的设计和小正方形法蜗壳型线的绘制等。

考虑到通风机速度不高且伴有冲击，轴承座采用脂润滑结构，且整体设计中采取了加装整体减震支架的措施。

关键字：离心通风机三角胶带前弯叶片
The design of SFF type centrifugal fan
Abstract
Along with the rapid development of society, the fan is used more and more widely in the national economy. Therefore the design and manufacture of fan not only have a far-reaching influence in the development of fan and the improvement of technology , but also the scheme that energy saving and carbon emission reduction ,
shock absorption in the design of fan can be extended to all areas of production.
According to the different direction of the gas flow in the ventilator , it can be divided into the type of centrifugal, axial flow, oblique flow and cross flow . And according to the wide range of applications, as the centrifugal fan in mine, boiler, textile, building ventilation and other occasions are involved, the centrifugal fan have a far more application than document sums up the design of SFF type centrifugal ventilator transmitted by triangle tape in textile machinery. This design mainly covers the principle of operation , applicable occasions , development situation , the composition of mechanical parts and so on . As well as analyses the design of the circular arc curved blade and the method of spiral case of the drawing in a small square . Taking into account the speed of fan is not high and accompanied by shock , the bearing seats are lubricated by grease lubrication structure . What’s more , it takes the action that installing the shock absorber bracket in the whole design .
Keywords:Centrifugal ventilator；Triangle tape；Forward curved vane
目录
1 绪论
.通风机的发展
建国初期，国民经济逐渐步入正轨，各大中小型企业相继恢复运转，迫于生产力的需要，通风机逐渐进入人们的视野并不断普及和发展。

然而由于从国外引进通风机设备运输不便且资金庞大，我国开始自行研究制造通风机，自此通风机的发展和广泛应用拉开了序幕，这对我国生产力效率的提高有着深远的影响。

60年代，为有效的提高通风机的生产效率，经过专业人员不断的思想改进和技术改革，通风机不断更新换代，并在各行各业开始发挥重要作用。

但在科技飞速发展的今天，传统通风机的设计方法显然跟不上时代的步伐，智能化的绘图软件全面代替了传统的手工绘图，不仅大大的提高了绘图效率，同时为工厂避免了人才浪费，从而使工厂获得了更多的效益。

.通风机的分类
风机根据不同的压力和不同的作用可以划分为三类，其中第一类是鼓风机，第二类是通风机，第三类是压缩机。

这三类风机中，通风机的排气压力小于，排气压力值较小；压缩机的排气压力最高可以达100MPa以上，可以承受的压力值较大；而鼓风机的排气压力不大于，压力值介于通风机和压缩机之间。

根据工作原理的不同，风机可以分为下面三种类型：
第一类是离心式通风机，这类通风机中的气流在离心力的作用下，先是轴向流动，在进入通风机叶轮后，气流改为径向流动。

最具代表性的是离心式鼓风机、离心式通风机和离心式压缩机。

第二类是轴流式通风机，这类通风机中的气流沿轴线方向进入风机的叶轮，并且近似地在圆柱形表面上沿轴线方向流动。

最具代表性的是轴流式鼓风机、轴流式通风机和轴流式压缩机。

第三类是回转式通风机，这类通风机中，转子可以通过连续不断的旋转来使气室的容积不断发生变化。

最具代表性的是是罗茨式鼓风机和回转式压缩机。

.通风机的主要参数
通风机的流量又叫做通风机的体积流量，一般表示为气体在单位时间内流过通风机入口截面的体积。

通常用min //33m h m 和表示。

如果没有特别指出的情况下，气体均指标准状况下的气体体积。

由于气体自重很小，可以忽略不计。

气体的静压用st p 表示，指标准状况下，单位气体存在的势能。

气体的动压用d p 来表示，指标准状况下，单位气体存在的动能。

由参考文献[1]式（1-1）得气体的全压即为动压和静压的总和，用t p 表示，则
式中，d p p p st t 和、的单位为Pa 。

通常把通风机的全压称为通风机的压力。

若用1st p 表示通风机入口截面的静压，2st p 表示通风机出口截面的静压，1d p 表示通风机入口截面的动压，2d p 表示通风机出口截面的动压，则由参考文献[1]中式（1-2）存在如下关系式
气体的动压在气流稳定的情况下，由参考文献[1]中式（1-3）有
其中，c 是气体的平均速度，单位为m/s ；
是气体的密度，3/m kg 。

因此由参考文献[1]中式（1-4）得
用Pd 来表示通风机中没有被利用的能量，则由参考文献[1]中式（1-5）有 用st P 来表示通风机中有效利用的能量，即通风机的静压，则由参考文献[1]中式（1-6），有
通风机的有效功率指气体在单位时间内所获得的能量，一般用e N 来表示。

由参考文献[1]中式（1-7）有
式中，P 是通风机的全压，Pa ；
Qs 是通风机的流量，s m /3。

通风机的静压由参考文献[1]中式（1-8）得有效功率为
式中，st P 是通风机的静压，Pa 。

通常用i N 来表示通风机的内部功率，它是通风机的轴功率N 与通风机内轴承产生的损失功率之差。

通风机的效率又叫做通风机的全压效率，用符号η来表示。

由参考文献[1]中式（1-9）存在如下关系式：
其中，e N 是通风机的有效功率，N 是通风机的轴功率，η即为N N e 和的比值。

通风机的静压效率用符号st η来表示。

由参考文献[1]中式（1-10）得st η存在如下关系式：
其中，est N 是通风机的静压有效功率，N 是通风机的轴功率，st η即为N N est 和的比值。

通风机的内部效率又叫做通风机的全压内部效率，用符号i η来表示。

由参考文献[1]中式（1-11）得i η存在如下关系式：
其中，i N 是通风机的内部功率。

通风机的静压内部效率用符号ist η来表示。

由参考文献[1]中式（1-12）得ist η存在如下关系式：
通风机的噪声主要由两方面造成的，一方面是气体的动力噪声，另一方面是气体的机械噪声。

此外，当用电动机驱动通风机时，还伴随着电磁噪声。

所以噪声对通风机的性能存在着重要影响，从而将噪声看作是通风机的性能参数之
一。

噪声的评定标准为A 声级，用字母A L 来表示，它的单位为dB(A)。

转速本来不属于性能参数，但由于通风机在运转过程中，无论是流量还是功率，或者是通风机的其它性能参数都会发生变化，所以通风机的转速也可以看作是通风机众多性能参数中的一个。

转速用n 表示，单位为min /r 。

.研究离心通风机的目的和意义
对大学生来说，毕业设计不仅可以对在校四年所学所感进行全面的实践，更能进一步发挥学生的能动能力，毕竟在学校所学的基本属于理论内容，所谓
“读万卷书，不如行万里路”，毕业设计注重的是开拓视野，丰富眼界，为学生今后步入社会与工作积累经验。

本次毕业设计的课题是《SFF 型离心通风机设计》，因为通风机应用越来越广泛，尤其是离心通风机，更是在电力、钢铁、石化等国民经济各部门和基础设施建设中发挥着重要作用。

所以离心通风机的理论设计、各参数选定和校核，以及装配图设计对通风机领域的发展有着重要意义。

由于设计过程中对通风机很多零部件不了解，所以设计起来有一定难度。

但是在老师和通风机厂里工作人员的指导下，以及同学的相互讨论、相互答疑下，我一定会将此次设计工作圆满完成。

2 毕业设计综述
设计任务
根据毕业设计任务书中给定的离心通风机的性能参数，即通风机的风量和全压来设计离心式通风机，并且要求设计不仅满足性能参数要求，同时必须运行可靠。

该通风机由电动机带动，电动机位于通风机的出口侧。

电动机与通风机之间用三角胶带传动。

轴承座采用脂润滑结构，风机底座加装减震支架。

本设计需要完成通风机的理论计算和各结构的强度校核，并按照计算数据绘制装配图和零件图。

轴流通风机性能参数为：风量s m h m /5/1800033 ；全压4300Pa 。

主要问题及解决方法
对于本次设计，主要是完成对离心通风机理论设计计算，完成对主轴的强度校核、轴承的寿命计算、三角胶带传动计算、叶轮受力及回转力矩计算等，同时完成离心通风机的结构设计并绘制装配图和主要零件的零件图。

在设计过程中，叶片型线和强度、蜗壳型线及通风机其它结构的设计等都是需要仔细考虑的问题。

解决方法：
（1）去通风机厂里进行实地参观，请工厂负责人员帮忙介绍通风机各组成
部分的作用，同时提出自己的疑问，并与工作人员进行交流。

（2）查阅与通风机相关的书籍，设计过程严格按照书籍要求计算，对于各系数和经验值的选取严格参照标准选取。

（3）向指导老师请教，对于一些设计过程的确定，先构思方案，再与老师交流，请老师指正。

图纸绘制过程中，细节部分尤为重要，绘制结束后请老师帮忙检查错误，并不断改进。

（4）与同学互相交流，不断改进设计方案。

设计成果及风机优点
设计过程中，设计出的离心通风机采用脂润滑结构，该润滑方式受温度影响较小。

以三角胶带为传动方式，在传动过程中不仅平稳且结构简单，价格低。

风机底座加装减震装置，有效的避免了通风机运转过程中产生的噪音污染。

3 离心通风机概述
离心通风机的工作原理
离心通风机在运转过程中，气流进入通风机，在通风机叶片旋转过程中，气流在离心力的作用下速度不断的增大，由最开始的动能在离开叶片时变成静压能。

之后静压能又随着流体的压力增大时变成速度能，气体由此进入管道内。

离心通风机的基本结构
图2-1 离心式通风机
如图2-1是离心式通风机的典型结构图。

通风机运转时，靠三角胶带驱动，大带轮安装在主轴上，小带轮安装在电动机上。

在电动机运转过程中，电动机驱动小带轮转动，同时小带轮带动大带轮转动，从而带动主轴进行旋转。

气体顺着图中气流方向进入吸气口1，进而进入叶轮部分，这时气体在叶片旋转下产生动力，并逐渐向四周流动。

当气体经过蜗壳时，由于气体逐渐增大，使部分动能转化为压力能，从而从排气口6进入管道。

离心通风机的主要零部件
叶轮
叶轮在通风机的工作过程中起着重要作用，尤其是叶轮的形状选择和尺寸计算是决定通风机性价比的好坏的重要因素。

离心式通风机的叶轮包括叶片、叶轮前盘、叶轮后盘等，其中，叶轮的前盘如图2-2，主要有以下几种类型：第一种是图a）所示的平前盘叶轮，第二种是图b）所示的锥形前盘叶轮，第三种是图c）所示的弧形前盘叶轮，第四种是图d）所示的双叶轮。

这几种叶轮的结构形式多用铆钉铆接。

本设计采用的是锥弧形前盘叶轮。

图2-2 叶轮结构形式示意图
a)平前盘叶轮 b)锥形前盘叶轮
图2-2 叶轮前盘类型
叶轮的结构不仅与叶片形状的选择有关，同时还与叶片出口安装角有着很大联系。

具体分析如下
（1）如图2-3所示，叶片根据其叶片出口角度的不同可以分为以下三种情况，图（a）所示的是前向叶轮，该叶轮的叶片出口角一般大于90。

图（b）所示的是径向叶轮，该叶轮的叶片出口角一般等于90。

图（c）所示的是后向叶轮，该叶轮的叶片出口角一般小于90。

本次设计中，叶轮叶片的出口角为120度，所以是前向叶轮。

由于前向叶轮的相关书籍较少，所以本次课题的设计对通风机前向叶轮的发展和完善有着很大帮助。

图2-3 前向、径向和后向叶轮示意图
（2）如图2-4所示，根据叶片形状的不同，离心式通风机可以分为以下四种情况，图a）所示的叶片是平板型，图b）所示的叶片是圆弧窄型，图c）所示的叶片是圆弧型，图d）所示的叶片是机翼型。

其中平板型叶片制造最为简单，应用较为广泛。

本次设计由于是前向叶轮，所以采用的是圆弧形叶片。

a)平板叶片 h)圆弧窄叶片 c)圆弧叶片 d)机翼型叶片
图2-4 叶片形状
进气装置
离心通风机的进气装置除了常用的集流器以外，还有进气箱。

常用的集流器有四种，如图2-5。

图2-5 常用集流器
通风机中的气体主要通过集流器进入叶轮，但气体刚进入集流器时速度一般较小，且集流器自身的长度较短，所以气体流动损失较小。

即集流器的主要任务是保证叶轮入口气流均匀，达到提高叶轮效率的目的。

（1）为筒形集流器，这种集流器会在叶轮入口处形成较大的漩涡，对集流效果产生不利影响。

如果集流器前面接一段长度大于集流器直径3-4倍的直管，效果会略有改善。

（2）为锥形集流器，比筒形集流器好一些，但效果仍欠佳。

（3）为圆弧形集流器，由于气流经过圆弧形集流器时一般较为平稳，所以目前在生产中应用较多。

按叶道入口处形成的涡区大小来比较，弧形集流器比锥形集流器产生的涡区要小。

（4）为锥弧形集流器，制成先锥形后弧形。

这种集流器在叶道入口处产生的涡区可以忽略，对于比转速较大且效率要求较高的通风机，锥弧形集流器得到了广泛的采用。

前导器
前导器有轴向式和径向式两种。

一般安装在通风机的进口处，前导器上装有叶片，随着叶片角度的改变可以使通风机的性能提高，从而提高通风机的效率。

扩散器
扩散器根据其截面形状的不同可以分为圆形截面扩散器和方形截面扩散器。

气体进入通风机时，最终通过出口处的扩散器将部分气体的动压变为静压。

4 离心通风机的设计计算
叶轮设计
指定Q=18000/3600=5s
m/3
P=4300pa
根据任务要求采用三角胶带传动，且为防止除尘离心式通风机。

①通风机的转速、叶片出口角与轮径的确定。

初选取n=950r/min
比转速为：16.224300
595054.554.54
34
3=⨯
⨯==P
Q n
n s
根据比转速值，由参考文献[1]图5-5预选4.1=ψ。

由参考文献[1]中式（7-3），根据ψ和s n 值估算出叶片出口角2b β
2b β值与通风机的压力P 有关，为了使通风机的压力满足设计要求，确定
1202=b β
压力系数为 圆周速度为： 取整，确定m D 4.12= ②确定叶轮入口参数。

由参考文献[1]式（7-10），叶轮入口喉部直径为： 由于是径向自由入口，0=ν。

根据集流器不同类型的特点，本设计采用锥弧形集流器，叶轮入口截面气流充满系数10=μ。

预选98.0,92.01==v ητ
根据参考文献[1]图7-5，大多数高效率前弯叶片通风机的系数1ξ值都较大，选取963.01=ξ。

将各值代入参考文献[1]式（7-10），得 确定喉部直径m D 6.00= 叶道入口直径m D 64.01=
叶片入口最大和最小直径m D m D 56.0,72.0min 1max 1== 于是，
由参考文献[1]式（7-6）
选取叶道入口前截面气流充满系数9.01=μ 将各值代入上式，得
209.09
.085.01
464.01=⨯⨯=
b ，确定m b 21.01= 叶道入口前速度为
78.221='β， 确定 251=b β ③确定叶片数。

由参考文献[1]式（7-18），
式中，97.1120sin 7.15.0sin 7.15.02=+=+= b βτ
于是，84.152
25120sin 64.04.164.04.197.1=+⨯-+⨯
⨯=
πZ 取Z=16
④叶轮出口宽度2b 的确定 由参考文献[1]式（7-25）
选取叶片厚底m 008.021===δδδ。

选取叶道出口截面气流充满系数85.02=μ 预选
7.12
1
=ωω，于是 确定m b 07.02=。

验算叶道的当量扩散角eq θ，由参考文献[1]式（3-4） 由参考文献[1]式（2-54）和式（2-53）得 由参考文献[1]式（7-17），叶片长度为 将各值代入参考文献[1]式（3-4）得
78.4,39.22
==eq eq
θθ 小于5度，符合要求
⑤计算滑移系数和理论压力 泄漏量为 ρ
α
π320P D Q ∆=∆ 取 7.0,005.0==∆αm
得 )/(46.02
.134300
7.0005.06.023s m Q =⨯⨯⨯⨯⨯=∆π 理论流量为 容积效率为 92.046
.55===
T n v Q Q η 叶片无限多时，叶道出口子午速度为 叶片无限多时的理论压力为 用斯托多拉公式求滑移系数 通风机的理论压力为 ⑥计算叶道入口和出口速度 叶道入口前速度 叶道入口后速度 叶道出口前速度 检查21ωω的值
61.194
.2406.4021==ωω，与预选值接近，可以。

蜗壳的入口速度如下 ⑦验算通风机的压力
由于本设计中通风机是前弯式，所以在计算过程中各损失系数可以选取较大值。

叶轮入口后拐弯处损失按参考文献[1]式（3-5）计算 叶道内损失，按参考文献[1]式（3-6）计算 蜗壳内损失，按参考文献[1]式（3-27）计算 总流动损失为 通风机的压力为
要求的压力为4300Pa ，误差为%8.44300
4300
4505=-，满足要求
⑧效率估算
根据上面计算可知，计算出的流量T Q 值实际上是容积损失与流动损失的
总和。

已知98.0=v η 得流动效率 82.098
.080
.0==
h η 轮盘摩擦损失的效率按参考文献[1]式（3-34）计算 取85.0=β
得 )(68.01064.694.12.185.0632kW N f =⨯⨯⨯⨯=∆- 内部功率为 内部机械效率为 通风机的内部效率为 ⑨轮盖型线绘制
从叶道入口到叶道出口，叶片的宽度按参考文献[1]式（7-27）计算
已知叶道入口前的子午速度s m c m /43.131=' 叶道刚出口的子午速度为
选取叶道入口之前截面气流充满系数9.01=μ，叶道刚出口截面气流充满系数85.02=μ。

从入口到出口将D 分为若干等份，设μ和m c '都是按线性规律变化，由参考文献[1]式（7-27）可求出不同直径Di 处的叶片宽度bi ，计算结果如下表：
⑩叶片型线绘制
采用单圆弧叶片，叶片圆弧的半径为 叶片圆弧的圆心所在半径为 由此绘制出叶片型线，如图4-1
图4-1 叶片型线
蜗壳型线绘制
根据参考文献[1]式（8-13）2)4~2(b B =选取其宽度B 取)(21.007.0332m b B =⨯=⨯=
如按等环量法设计，蜗壳型线为对数螺旋线。

蜗壳的张开度A 按参考文献[1]式（8-3）计算
蜗壳的径向尺寸显然太大。

如按参考文献[1]近似式（8-7）计算，蜗壳型线为阿基米德螺旋线，张开度为
根据上述计算值可以看出两种方法得出的张开度值相差较大。

如按参考文献[1]式（8-6）取前两项计算，张开度为 尺寸仍较大，决定选取A=500mm
蜗壳型线绘制采用小正方形法，由此得边长 分别求出各段弧的半径
由于比转速较低，决定采用深舌。

根据参考文献[1]式（8-15），叶轮外圆周与蜗舌顶端的间隙计算得
确定舌顶端的圆弧半径，按参考文献[1]式（8-16）计算得 确定蜗壳出口长度，参考文献[1]图（8-18）得 蜗壳出口内侧的倾斜角取 8 由此绘出蜗壳外周型线。

如图4-2
图4-2 蜗壳型线
通风机所需功率
因79.0=i η，2.1=k 三角胶带传动设计
根据上述所得电动机功率约为，由参考文献[3]预选电动机型号为Y225S-4，转速为1480r/min ，额定功率P=37kW 。

①确定计算功率
工作情况系数由参考文献[4]表8-7得3.1=A K ，则 ②选择V 带的带型
根据1n 和ca P ，由参考文献[4]图8-11选用C 型。

③确定带轮的基准直径d d 并验算带速
1）初选小带轮的基准直径1d d ，由参考文献[4]表8-8 C 型带的基准直径系列，取小带轮的基准直径mm d d 3551=
2）验算带速ν。

根据参考文献[4]式（8-13）得 由参考文献[4]表3得v<30m/s ，故带速合格。

3）计算大带轮的基准直径。

根据参考文献[4]式（8-15a ）得 根据参考文献[4]表8-8，圆整为mm d d 5602= ④确定V 带的中心距a 和基准长度d L 1）根据参考文献[4]式（8-20）得 初定中心距mm a 18000=
2）带轮的基准长度的计算根据参考文献[4]式（8-22）得 带的基准长度由参考文献[4]表8-2得mm L d 5000=
3）由参考文献[4]式（8-23）得大带轮与小带轮的实际中心距为 由参考文献[4]式（8-24），得 中心距的变化范围为~
⑤验算小带轮上的包角1α。

根据参考文献[4]式（8-7）得 ⑥计算带的根数Z
1）计算单根V 带的额定功率r P
由m in /148035511r n mm d d ==和，查参考文献[4]表8-4a 得kW P 134.140= 根据56.1m in,/14801==i r n 和带的型号为C 型，查参考文献[4]表8-4b 得
kW P 16.10=∆
查参考文献[4]表8-5得986.0=αK ，表8-2得07.1=L K ，于是 2）计算V 带的根数z 由参考文献[4]式（8-26）得
取3根。

⑦计算单根V 带的初拉力的最小值min 0)(F
由参考文献[4]表8-3得C 型带的单位长度质量m kg q /3.0=，
所以由参考文献[4]式（8-27）得
应使带的实际初拉力min 00)(F F >
⑧计算压轴力p F
参考文献[4]式（8-28）压轴力的最小值为
5 离心通风机的强度校核
叶轮强度校核
由于本设计中叶片为圆弧窄叶片，这种叶片的径向尺寸大于轴向尺寸，所以在计算叶片强度时，在叶片上沿轴向取一单位长度的小窄条，根据参考文献[7]图5-48得如下图5-1（b ），图（b ）是图（a ）的局部放大图。

将这个小窄条看作是承受均布载荷的梁，叶片重心近似假设在叶片工作面的O 点上。

图5-1 圆弧窄叶片的离心力及其分力图
可以将小窄条看作是平板叶片，一般情况下，叶轮进口处叶片所受弯曲应力最大，对比结果如下图
图5-2 窄条位置对比图
由按参考文献[1]式（7-42）得叶片最大弯曲应力公式为
βωδ
ρσcos 2122
c R b =，可见β值越小，弯曲应力值越大。

图5-2（a ）中 33=β，（b ）中 37=β，由此得本设计中叶轮进口处叶片所受弯曲应力最大。

由图5-1测得 m
b m R
c 14.0,329.033,842====
βα 叶片与轮盘轮盖的连接为焊接，可以假定叶片为一固定梁。

叶片的离心力f 可分解为f1和f2两个分力。

由f2产生的弯曲应力因叶片的抗弯截面模量较大，
可忽略不计。

只计算f1产生的弯曲应力即可。

分力f1引起的最大弯曲应力按参考文献[1]式（7-42）得
已知：叶片厚度m 008.0=δ
旋转角速度 s rad n
/74.4960950
60=⨯==ππω
材料的密度 )/(1085.733m kg ⨯=ρ
将各值代入上式得
叶片材料选用16Mn 低合金钢，屈服点为Pa s 610345⨯=σ，满足要求。

如图5-3所示
图5-3 叶轮和轴盘示意图
轮盘的直径m D 4.12=，中间孔的直径m D 64.01=
选取轮盘厚度m 008.0=δ
轮盘的最大应力按参考文献[1]式（7-52）计算
叶片引起的附加应力为
由参考文献[1]式（7-54），
由参考文献[1]式（7-55），
单个叶片的质量
得 3221004.1674.49329.087.316
⨯=⨯⨯⨯=πF
轮盘的叶片负荷分配系数K=1
于是， )/(1043.161092.3210
13.321004.1626633
1122m N F KF t t ⨯=⨯⨯⨯⨯==σσ 轮盘的最大应力为
轮盘的材料为Q235A ，其屈服点2/235mm N s =σ
安全系数 76.435
.49235==s n ，安全。

与轮盘强度计算过程类似，除了轮盖的叶片负荷分配系数K=。

则
轮盖的最大应力为
轮盘的材料为Q235A ，其屈服点2/235mm N s =σ。