毕业设计煤矿流体机械选型及设计

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1、摘 要 本设计是基于煤矿流体机械选型及设计，完成煤矿主排水设备选型设计，通风机选型设计和4-72No.20B离心风机减振设计三大任务。旨在提高设备利用效率，降低风机振动，实现最大经济效益。本文根据安全和工作能力的要求，选取相应的水泵，离心风机以及相对应的电动机。并且根据煤矿需要，计算年耗电量，进行基本的生产成本核算。减振设计通过对隔振原理设计计算，设计选择合适的隔振器，通过减振台架的安装可以有效降低风机振动85，使机器寿命得到保证。本文对4-72型离心式通风机的减振进行了计算，设计选用了合理的减振台架，并进行了相应的校核，达到设计要求。使机器振动得到明显降低，对机器寿命、人们的生活和厂家的经济

2、效益都有很高的提升。关键字：水泵；BD-11No.26LP对旋风机；减振Abstract This design is base on the coal mine fluid machinery chooses type and design,to complet three main task :coal-master catchment equipment chosen design, ventilator bloser chosen design and 4-72No.20B centrifugal fan vibration rdduction design. The last pur

3、pose is to improve the facility efficiency,reduce centrifugal fan vibration ,so we can carry out the biggest economic benefit. In this papper,according to the requst of the safty and the working ability ,we choose the corresponding water pump ,centrifugal fan and the necessary electromotor.Whats mor

4、e,based on the requst of the coal-mine,calculate the whole year of electricity consumption ,and finish the basic production cost accounting.Accodding to vibration isolation principle,in the vibration reduction design,we can chose the suit vibration isolator. Through using vibration isolator, we can

5、reduce centrifugal fan vibration ratio to 85 percent and guarantee the mashionary life. In this paper, 4-72 No.20B centrifugal fan vibration isolation is calculated.The suit vibration isolator is designed and have been chosen.The same time ,we carry out the corrysponding check ,to meet the design re

6、quirement. These measures asure mashion reduction dictently,which are great for machion lifespan,people life and economic benefits.Keywords:water pump; centrifugal fan; isolation 目录摘要IAbstrctII1 绪论1.1本课题国内外发展研究现状 1.1.1国内外水泵行业发展现状概述 1.1.2国内外风机行业发展现状概述1.2风机减振技术研究及发展概论 1.2.1风机产生振动原因分析 1.2.2风机减振技术的发展方向1

7、.3本课题研究的目的和意义 2 煤矿主排水设备（水泵）选型设计 2.1煤矿对排水设备的要求 2.1.1煤矿安全规程对主排水设备的要求 2.1.2主排水设备选型设计任务 2.1.3主排水设备选型设计的设计参数 2.2 排水设备设计选型计算3 通风机机选型设计3.1通风机选型的要求和原则 3.1.1矿山风机设备的选型要求 3.1.2矿山风机设备的选型原则3.2择设计任务以及设计参数 3.2.1选择设计的任务 3.2.2设计参数3.3型设计方案4 BD-11No.26LP对旋风机减振设计4.1隔振设计资料4.2隔振的方式与设计原则 4.2.1隔振台座的位置 4.2.2隔振方式 4.2.3隔振参数选用

8、的步骤 4.2.4隔振体系的固有频率 4.2.5耦合情况4.3风机隔振台座的设计 4.3.1隔振设计资料 4.3.2扰力计算 4.3.3隔振台座质量m2、质心和质量惯性矩 4.3.4要求隔振器选用及有关参数的计算 4.3.5振动验算结论参考文献致谢附录1 绪论 本设计是基于流体机械的选型与设计，重点完成对水泵的选型设计，风机的选型设计和风机减振设计三大部分。旨在选用最合适的机械设备，发挥最大功能效用，降低振动效果，延长使用寿命，降低生产成本。 文中对水泵的选型设计充分考虑了不同水文地理的因素，做到安全第一；同时，兼顾实际生产要求，合理降低生产风险。完成了水泵房的布局设计。对风机的选型设计不仅仅

9、考虑了风机的使用类型，而且计算了风机的使用成本，完成了风机房设计。 本文重点对风机减振方面，做了详细工作。合理选择减震器，完成减振台架以及合理布局设计。该文此次设计使风机振动效果得到显著改善，有效提高了风机的使用寿命，对煤矿生产以及人们的工作生活都带来极大便利。1.1本课题国内外发展研究现状 本课题设计属于应用类型设计，终点在于选择合适的流体机械，完成水泵，风机的选型设计任务。同时对风机的减振设计做进一步的设计。达到降低风机振动，延长使用寿命的目的。这一设计同时也是一项比较成熟的课题，可以锻炼自己的；理论应用能力，将自己的所学应用到工程实践中，这对自己将来从事工程设计工作，具有中重要的实践意义

10、。1.1.1国内外水泵行业发展现状概述 水泵行业看似是一个无足轻重的产业，但是水泵在矿业，电力，石化各方面均发挥重要作用，渗透在现代生产的方方面面。中国水泵技术的发展参差不齐，生产企业众多，但是质量，技术相对较低。特别是高端产品，绝大多数被国外生产厂家垄断。中国水泵的发展急需国家的战略支持，需要中国众多厂家联合技术，实现技术壁垒突破，争取实现水泵产业的成功升级。 目前，对煤矿排水泵的需求量逐年增加，全国有几十个泵厂生产，但多为中小型泵厂。泵的品种有所增加，但泵的质量不高，有些产品效率较低，故障多，易磨损，寿命不长。总之，煤矿排水泵的产品质量和技术水平还不能满足煤炭生产和发展的需求。对于煤矿用水

11、泵而言，主要分为离心式和轴流式。这两种水泵各有优缺点，但是未来水泵发展是向着大容量，高效率，低能耗，高可靠性，自动化方向发展。效率的提高一方面在于提高泵自身性能，另一方面在于提高生产技术，降低高精度制造工艺生产成本。低能耗，需要不断改进技术，提高资源利用率，提高电能的使用率。并可以在计算机辅助下完成无人值守，实时监控的效果1.1.2国内外风机行业发展现状概述离心风机方面，我国国情不同于工业发达国家，中小型风机是劳动力密集型 产品，附加值较低，先进的工业国家不会再在技术和工艺方面大量投资，但仍在 提高产品质量、降低成本、便于维护和环保四个方面注重对产品的改进。对于离 心风机产品，国外公司在质量上

12、注重于提高机械效率及延长使用寿命，向节约资 源和节省能量方向发展；在成本上则加强新材料的研制，降低物耗，并注重整个 系统总成本的降低；在维护上从部件的通用化、维护换件简易化向自动化、无需 维修、节省人力方向发展；在环保方面，注重于谋求安全可靠、向低噪声、低振动等防公害技术方向发展。随着科学技术的不断发展，人们对风机使用的要求也愈来愈高，就目前国外风机技术发展趋势而言，将朝着风机容量不断增大、高效化、高速小型化和低噪音方向发展。大型风机容量继续增大。随着各种工业装置规模的大型化，需要的各类风机的容量也在不断增加，大机号的风机在未来几年在市场中将会有所增加。 高效化。为提高效率，三元流动叶轮已在通

13、风机中得到越来越广泛的应用。其他的如斜流风机等特殊用途的风机发展将会更有市场。 高速小型化。各类风机采用三元流动叶轮后，在提高效率的同时，压力也可提高。所以在同等条件下，叶轮外径可减少1030，这样就取得缩小体积和减轻重量的明显效果。提高转速也是风机小型化的重要途径之一。低噪声化。风机的噪声是工业生产中噪声污染源最主要来源之一。风机大型化和高速化使噪声问题更加突出。对低频噪声，风机主要通过改进风机结构设计，降低本体噪声，若达不到要求，可采取加装消声器等措施。常规的在机房内部做吸声隔音减振等处理措施，是无法改善水泵噪声的影响。因此要改善室内的声环境质量，必须尽量减弱水泵主机的振动往外传递来消除它

14、们之间的钢性连接实现。另外采用不同的材料，对减振效果的影响也比较明显。目的在于使最经济的手段，取得最佳的达到环境要求的标准。在隔振吸振材料方面的研究是发展趋势之一。1.2国外减振技术研究及发展概论1.2.1 风机产生振动原因分析 风机产生振动的一般原因无论是鼓风机还是引风机，在运行过程中产生振动，可以从安装质量和设备本身原因及相关因素来分析。(1)从风机安装质量来分析风机轴与电机轴不同心，联轴器倾斜规范要求电动机与风机两半联轴器联接时，径向位移不应大于0.1025mm；两轴线倾斜度不应大于0.12。如果在安装过程中风机轴与电机轴不同心，联轴器倾斜；风机的纵、横向安装水平偏差超过规范及技术说明书

15、允许的范围，都会造成轴承箱剧烈振动。 风机在安装时垫铁放置不合理或垫铁与基础及设备接触面不实，这样在风机运行时由于叶轮离心力等外力作用均会造成风机的振动。【2】风机的地脚螺栓强度不够或螺栓拧得松，同样也能引起风机的振动风机进出气管的安装不良，造成气体阻力过大；或进出管道因固定支、吊架安装不合理使管道振动进而引起风机的振动。(2)从设备本身原因来分析机壳或进出风口与叶轮摩擦，产生摩擦力和碰撞力，这些额外的附加力引起了风机的振动。叶轮铆钉松动或叶轮变形以及叶轮本身制造不精确，内部组织不均匀的影响，出现重心与旋转轴线同轴度误差过大的情况，产生过大的离心作用力也会使轴承箱振动造成风机的振动。 (3)从

16、相关因素来分析风机壳及轴承箱、电机的基础刚度不够或不牢固，造成基础本身受外力作用产生振动或风机及电机、轴承箱与基础联接的地脚螺栓强度不够发生了弹性变形，这些均会造成风机振动。机壳与支架、轴承箱与支架、轴承箱盖与座等联接螺栓松动，引起轴承箱振动造成风机振动。叶轮轴盘与轴松动，联轴器螺栓活动引起轴承箱振动造成风机的振动。工作环境恶劣，特别对引风机来说由于在运行过程中气体中如含有大量的灰尘(如电站锅炉、水泥厂、矿山等由于除尘效果不佳造成灰尘随气体排出)，就会粘附在叶轮上造成叶轮的动、静平衡的破坏，产生了过大的离心作用力造成风机的振动。1.2.2风机减振技术的发展方向 a.精密、超精密工程的飞速发展,

17、微米级以下的主动隔振技术将是今后研究的又一个主要方向和热点,而传统主动隔振理论是否完全适用于微幅隔振,微幅隔振是否需要有不同的、全新的理论作指导,还有待于进一步研究.b.微幅隔振技术的发展急需高精度、高灵敏度的传感器和作动器,因此,开发高精度的智能化传感器及作动器和集成化传感作动部件已成必然之势.同时,在微幅隔振中,由于测量信号微弱,信号干扰变得十分突出,研究有效的信号处理技术十分重要.c.对于风机半主动隔振和主动隔振来讲,研究和开发高性能的液力减振器以及有效、快速、可靠、智能度高的控制方法和造价合理的控制器,是风机振动控制系统今后研究的重点.1.3本课题研究的目的和意义流体机械体研究各种以流

18、体作为工质和能量载体的机械设备的流体动力学原理与设计，以及与流体动力学相关的复杂流动现象的实验与数值模拟。以流体工程、车辆工程和动力工程等多个领域的流体动力学问题为主要研究背景，以积极为我国国防工业现代化和新型高科技兵器的开发提供理论和技术保障服务为特色，同时兼顾能源、机械、航空、航天和水利等领域的需求。煤炭资源作为我国能源供应的重要环节，其地位日益显现，煤矿应用设备相关的研究日益丰富。流体机械是煤矿生产设备中重要的环节之一，其研究必然得到极大关注。而机械选型是煤矿工作中应用比较强的环节，做好这个工作对于煤矿的正常运行是至关重要的。现代煤矿生产中，随着流体机械理论的越来越成熟。流体机械在通风机

19、设备，泵及管路的排水等设备中得到了广泛使用。煤矿生产条件相对较差，对工程机械在安全、使用性能、性价比等各方面要求相对较高。只有充分研究流体机械的特性，提高风机空气动力特性、水力机械过流部件的水力性能，抗空蚀、耐磨蚀性能，充分发挥设备的优点，对于煤矿流体机械的选型及设计具有重要的应用价值。所以，流体机械的选型工作是煤矿正常原作之前必不可少，且必须高质量完成的工作。做好流体机械的选型可以充分发挥机器设备的性能，更好的适应现场作业需要，节约生产成本，减少机器设备损耗，便于工人操作维护。最大程度的降低企业生产经营成本，提高企业竞争力，以适应现代快速多变市场的需求。总之，流体机械选型与设计是现代煤矿的基

20、石。对于设计者来说，这是与现场紧密相连的课题，同时是提高自己设计能力，应用能力的一次绝佳的机会。作为这项课题的承担者，我既应该感觉到其中的压力，更应该感觉到这是自己的一个锻炼机会。自己应该抓住这个机会，充分发挥自己的才智，切实提高自己的能力。为自己即将走向工作岗位打下一个坚实的基础。2 煤矿主排水设备（水泵）选型设计目前在国民经济各个领域中，由于选型不合理，许多的泵处于不合理运行状况，运行效率低，浪费了大量能源。还有的泵由于选型不合理，根本不能使用，或者使用维修成本增加，经济效益低。由此可见，合理选泵对节约能源同样具有重要意义。所谓合理选泵，就是要综合考虑泵机组和泵站的投资和运行费用等综合性的

21、技术经济指标，使之符合经济、安全、适用的原则。具体来说，有以下几个方面： 必须满足使用流量和扬程的要求，即要求泵的运行工次点（装置特性曲线 与泵的性能曲线的交点）经常保持在高效区间运行，这样既省动力又不易损坏机件。所选择的水泵既要体积小、重量轻、造价便宜，又要具有良好的特性和较高的效率。具有良好的抗汽蚀性能，这样既能减小泵房的开挖深度，又不使水泵发生汽蚀，运行平稳、寿命延长。按所选水泵建泵站，工程投资少，运行费用低。2.1煤矿对排水设备的要求 由于煤矿特殊的自然环境，对排水设备的要求相对于其他生产条件要严格的多。不仅要考虑防火，防爆，通风；还要考虑水文地理条件，水的酸碱性等问题，设计选用合理的

22、设备，充分发挥设备的生产能力，是选型设计的关键。2.1.1煤矿安全规程对主排水设备的要求（1）必须有工作水泵，备用水泵和检修水泵。（2）工作水泵的排水能力，应能在20小时内排除矿井24小时的正常涌水量；备用水泵的排水能力，应不小于工作水泵的排水能力的70%,并且工作和备用水泵的总能力，应能再20小时内排出矿井24小时的最大涌水量；检修水泵的能力，应不小于工作水泵的排水能力的25%。（3）水文地质条件复杂的矿井，可根据具体情况，在主要泵房内预留安装一定数量水泵的位置，以便增设水泵。（4）正常涌水量50m3/h,且最大涌水量100m3/h的矿井，可选用2台水泵，其中一台工作，一台备用。（5）主要排

23、水设备必须有工作和备用的水管，其中工作水管的能力配合工作水泵在20小时内排除矿井24小时的正常涌水量；工作和备用水管的总能力，应能配合工作和备用水泵在20小时内排出矿井24小时的最大涌水量。2.1.2主排水设备选型设计任务 （1）确定排水系统；（2）选定水泵的型号、台数；（3）选择排水、吸水管的规格、趟数；（4）确定水泵的工况点；（5）验算稳定性，排水时间；（6）计算年电耗。 2.1.3主排水设备选型设计的设计参数（1）矿井年产煤400万吨（2）矿井正常涌水量500m3/h，天数305天；矿井最大涌水量530m3/h，天数60天；（3）井深：750米。（4）排水管路敷设角度：50。（5）矿井涌

24、水密度为1100kg/m3，ph值为。（6）供电电压：380V/6000V。（7）轨距：600mm。（8）单水平，服务年限15年，瓦斯等级低。2.2 排水设备设计选型计算2.2.1排水设备最小能力计算 正常涌水量时：确定工作水泵必须的排水能力QB=600m3/h最大涌水量时：工作水泵+备用水泵必须的排水能力QBmax=636m3/h式中：矿井正常涌水量， m3/h 矿井最大涌水量， m3/h2.2.2水泵扬程估算矿井排水垂直高度：Hc=井深+井底车场与最低吸水面标高差+出口高出井口高度 =750m+4m+1m=755m水泵扬程：H=910m式中：Hc矿井排水垂直高度，m；管道效率：管路敷设角度

25、为50的管道效率取0.83；HB水泵必须的扬程，m。表2.1 管道效率管路敷设角度（）90303020时，工作水泵台数为，则备用水泵的台数，同时应满足，检修水泵台数，水泵的总台数比较QB、Qmax、Qe可知，工作水泵台数取2，则备用水泵台数为2，此时满足,检修水泵台数 取1台，水泵的总台数台。2.2.8 管路选择计算（1）确定排水管路趟数一般排水管道的趟数=工作水泵台数+备用水泵台数由于是5台水泵，根据实际需要，故取3趟排水管路。依然可以满足工作需求。 （2）管径计算排水管内径计算： 根据公式=0.223m。式中：额定工况点流量，； 排水管内的经济流速，取=1.5-2.2（），此处取2； 排水

26、管的计算内径，m。吸水管内径计算： =0.315m式中：额定工况点流量，； 吸水管内的经济流速，取=0.8-1.5（），此处取1； 吸水管的计算内径，m。根据、选取标准管。试取壁厚=10mm，排水管外径245mm，吸水管外径351mm。在设计布置管道时，应注意如下事项： 1、合理选择管道直径，管道直径大，在相同流量下、液流速度小，阻力损失小，但价格高，管道直径小，会导致阻力损失急剧增大，使所选泵的扬程增加，配带功率增加，成本和运行费用都增加。因此应从技术和经济的角度综合考虑。 2、排出管及其管接头应考虑所能承受的最大压力。 3、管道布置应尽可能布置成直管，尽量减小管道中的附件和尽量缩小管道长度

27、，必须转弯的时候，弯头的弯曲半径应该是管道直径的35倍，角度尽可能大于90。 4、泵的排出侧必须装设阀门（球阀或截止阀等）和逆止阀。阀门用来调节泵的工况点，逆止阀在液体倒流时可防止泵反转，并使泵避免水锤的打击。（当液体倒流时，会产生巨大的反向压力，使泵损坏）（3）确定管路壁厚：排水管壁厚=0.5=10.3mm，可取10mm。式中：标准管内径，cm； 管材需用力，Mpa，见表2.1 P排水管内的流体压强，Mpa， P=0.01=8.305Mpa 水泵排水高度，m； c附加厚度，cm，见表2.2，取0.1。选择冷轧无缝钢管。表2.2管材铸铁管焊接钢管无缝钢管管材许应力 Mpa206080附加厚度

28、cm0.70.90.20.10.2 由于吸水管比较短，壁厚一般选择与排水管壁厚一样。（4）计算管路特性 计算沿程阻力损失系数，对于吸排水管分别为：式中：吸水管内径; 排水管内径。表2.3 排水管各部件管路阻力损失系数排水管数量系数三通61.56闸阀20.262止回阀11.7渐扩管 10.590弯头20.2062计算局部阻力损失系数排水管局部阻力系数见表2.3，吸水管局部阻力损失系数见表2.4。 排水管总的局部阻力损失系数表2.3 吸水管各部件管路阻力损失系数吸水管数量系数底阀1390弯头10.206渐缩管10.1 吸水管总的局部阻力损失系数 对于吸排水管的局部构件分别为： 排水管局部损失的当量

29、管长： 吸水管局部损失的当量管长： 管路阻力损失系数 管路特性方程 式中：矿井排水垂直高度，m； Q通过管路流量， k管路阻力变化系数，新管k=1，旧管k=1.7； 管路阻力损失系数； H管路阻力，也就是需要水泵提供的扬程。图2.1 D280-100水泵性能曲线（5）确定工况点将管路特性曲线绘制在所选水泵的特性曲线上，它与泵扬程特性曲线的交点极为工况点。工况点各参数值即为泵的工况点参数值。工况点流量，扬程，效率，轴功率,吸上真空度，见图2.1。2.2.9验算排水时间正常涌水时的排水时间：最大涌水时的排水时间： 式中：矿井正常涌水量，； 矿井最大涌水量，； 工作水泵台数； 备用水泵台数； 工况点

30、流量，；根据安全规程要求，Tz、Tmax应不超过20小时。若Tz超过20小时，必须加大管径增加级数，以增加排水量。Tmax超过20小时，增加水泵工作台数。2.2.10计算水泵安装高度 所以，取=4.3m 式中：吸水管沿程阻力损失系数，取0.029； 吸水管管长度，取8m； S吸水管局部阻力损失系数，取3.3； dx吸水管管内径，取0.329m； g重力加速度，g=9.81； 工况点吸上真空度，取4.8m； 工况点流量，； 水泵允许安装高度，m。在设计和施工水仓和吸水井时，应使水泵实际安装高度小于。2.2.11验算电机容量 根据工况参数可计算电机必须的容量为 电机总容量为：N=152.9.110

31、=1529kw 电机选用Y500-2 6kv 3000r/min 式中：工况点流量，； 工况点扬程，m； g重力加速度，g=9.81； 矿井水密度，； 工况点效率； 传动效率，皮带传动：0.95 0.98；直接传动1.0 k富裕系数，见下表2.4；表2.4 富裕系数流量 20208081300300富裕系数1.51.31.21.21.11.12.2.12 计算耗电量（1）全年耗电量全年耗电量为各用水时期投入工作的泵耗电量之总和。正常涌水时期的年耗电量：最大涌水时期的年耗电量：式中：工况点流量，273； 工况点扬程，100m； g重力加速度，g=9.81； 矿井水密度，1100； 工况点效率,取

32、78%； 传动效率，皮带传动：0.95 0.98；直接传动1.0； 电机效率；取0.78； 电网效率；取0.95； 工作水泵台数2台； 备用水泵台数2台； 年正常涌水时期的天数305天； 年最大涌水时期的天数60天； 正常涌水时期的日排水时间，13.04h； 最大涌水时期的日排水时间，6.91h。全年用电量： （2）每排1水的电耗：式中： E全年用电量； 矿井正常涌水量，； 年正常涌水时期的天数； 矿井最大涌水量，； 年最大涌水时期的天数； （3）吨煤耗电量 E1T= =0.47 kw.h/T3 通风机机选型设计在选型时注意外型尺寸及结构是否与设备吻合，避免在安装过程中，风机的孔径、孔距、厚度

33、等尺士寸差异，导致无法安装使用。风机内部结构及材料直接影响到风机的性能及寿命，在样品测试阶段应对风机进行相关性能或老化测试，通过检测，确保风机能在所要求的环境条件下作业，并保证风机的工作寿命。同时多选几家进行测试，在询盘过程中，最好与他们的工程人员有一定的接洽。同时如果您在和别人接洽的时候最好能够把你的产品运用实物图发过去，这样可以更加方便别人给你选型3.1通风机选型的要求和原则3.1.1矿山风机设备的选型要求矿山通风机设备的选型要求如下：（1）必须安装在地面。装有风机的井口必须封闭严密；（2）必须安装两部同等能力的通风机，其中一部为备用。必要的时候，备用的通风机必须能在十分钟内启动。（3）为

34、保证通风机的用电，要有两条专用的供电线路；（4）必须装有使风流反向的装备或具备反风能力，而且能在十分种内改变巷道风流方向，反向后的风量不小于正常风量的40%；（5）安装在工业场地内或城镇局居民区的通风设备，若是噪声超过国家标准，应进行综合治理。3.1.2矿山风机设备的选型原则 矿山通风机的选型原则如下：（1）在一个井筒中应尽量采用单一风机工作制，的确有困难的时候可以采用两台并联，最好是用相同型号的并联；（2）选择的风机，应该能够满足第一水平各个时期的负压的变化，并适当照顾下一水平的通风机要求。负压变化较大的时候，可以考虑分期选用电动机，初期装备的电动机的使用年限不得少于10年；（3）选用轴流风

35、机的时候，在最大负压的时候，用的叶片安装角应比最大的安装角小5度，选用离心风机的时候，用的转速应比最大的转速小10%，以留有余量；（4）选择的风机，应该有足够的调节范围，以满足使用年限，工况不超出工业利用区的要求。3.2选择设计任务以及设计参数3.2.1选择设计的任务 1. 选择风机型号和规格； 2. 选择电动机型号和规格； 3. 设计扩散器； 4. 确定风机设备组合方案； 5. 选择辅助装置，确定设备组合方案； 6. 计算机年耗电量及费用，提出经济核算结果； 7. 绘制风机房布置图；3.2.2设计参数 如下表3.1：通风量前 期 Qy376000（m3/h）后 期 Qy”380000（m3/

36、h）负压前 期Hyst2170 (pa)后 期Hyst2300 (pa)风井罐笼提升瓦斯等级 低风机类型对旋风机供电电压380v3.3型设计方案设计步骤：（1） 计算风机必须产生的风量和风压： 当风井不作提升时，k=1.11.15; 兼作箕斗井时，k=1.151.20;当风井作罐笼提升时，k=1.251.30；在此，风井兼做提升用途 k取1.2。 风源必须产生的风量： 前期：Qy= kQ=1.3376000=488800 m3/ h 后期： Qy = kQy = 1.3380000=494000 m3/ h 其产生的静压为： 前期： Hyst =Hmin + hsy= 2170+180=235

37、0 Pa后期： Hyst = Hmax + h sy =2300 +180 =2480 Pa (2) 预选风机 根据风机的风压与流量选用转数710r/min的BD-11No.26LP对旋通 风机。 其配用电动机型号为JS137-9，转速740 r/min，功率220kw (3)配置扩散器： 选用对称平面扩散器，选用扩散比 n=2,扩散角=10，此时相对长 度l =1.5，全损失系数k=0.37 。 (4)换算风机装置静压特性： 自风机外形尺寸图查得： 截面积：F=B1xB2=1.5*1.7=2.55 Hz，st= H-k()Q2= H 0.37( )Q2 = H 0.03402691Q2 式中

38、Q以 m3 / h 计算则上式改写为： Hz,st= H 3.403109 Q2 (Pa) 装置静效率 ： z,st = 自BD-11NO.26LP风机全压特性曲线和功率特性曲线上去可以全面表 征特性的诸工况其参数入下表 表3.2进口流量Q(m3/h)通风机压力H(Pa)通风机静压Hz,st(Pa)风机所需功率N(kw)通风机静效率hzst36350025802490127.388.5137750023622362136.589.9239150022442247137.490.4340550021422132143.689.1248951720132107145.785.57503524190

39、61893151.281.75（5）确定调节方式 H= Q2 = 7.61 x 10-8 Q2 H = Q2 =9.73 x 10-8 Q2利用此式求两比例曲线列入下表：表3.3Q(m3/h)363500377500391500405504489500503500H(Pa)819288359503101951485615718H(Pa)898592903208363640774536 图3.1 对旋通风机及其装置特性有图上得：Ke（189600,2400） Ke （179000,2600）Qy = 164500 m3/h工况Ke的转速 n= ne = 710 x = 616 r/min工况Ke

40、的转速 n= ne = 710 x = 652r/min（6）确定工况点在通风容易时期，风机以转速n运转时，其装置静压特性曲线必穿过 k点。无疑在时期等效网络特性也必然穿过k点。因此，两特性曲线的交点必然是预计的工况点k点；同理，在通风困难时期，风机以转速n运转时，工况点为k点。工况点参数列于下表。表3.4通风容 易时期工况点k点Qz=Qy（m3/h）Hz,st=Hyst（Pa）n（r/min）hz,stN(kw)3645008240 6160.876129.4通风困 难时期 工况k点Qz=Qy（m3/h）Hz,st=Hyst（Pa）n（r/min）hz,stN(kw)364500 8920

41、652 0.893 139（7）选择电机通风容易时，电机必须输出的功率是：功率比 = = 0.9835 0.6所以，整个通风期可选用一台电机。其功率为：Nd=（1.11.2）N=（1.11.2）X 881.42 =969.561057.7 kw选用JSQ-148-8型电机，功率200kw，电压6kv，n=750 r/min 。（8）计算平均年耗电量串激调速装置的无极调速功能，可以保证由通风容易时期到困难时期的 全部变动范围内，在风量不变的条件下，使工况由k到k，假定随着运转时间的延续，风压呈线性规律变化，则平均年电耗量 E = rT =X24X365 = 8.57x106 kwh4 BD-11

42、No.26LP对旋风机减振设计在振动控制技术中，隔振是目前振动控制工程上应用最为广泛和有效的措施。隔振有有主动隔振和被动隔振之分，前者为对振动源设备采取隔振措施，防止振动传到其他场合。后者是对怕受振动干扰的设备、仪器或人采取隔振措施，防止外来振动的影响。把机械安装在合适的弹性装置上以隔离机械振动传播的措施。依振源的不同有两种性质不同的隔振措施。如果机械本身是振源，应使它与支承隔离，以减少对周围的影响，这称为主动隔振。如振源来自支承的运动，为减少外界振动对机械的影响，须使支承与机械隔离，这称为被动隔振。本设计用隔振器来降低因机器本身的扰力作用引起机器支撑结构或地基的振动，即为积极隔振。4.1隔振

43、设计资料(1)设备的型号，规格及轮廓的尺寸图等。(2)设备的质心位置、质量和质量惯性矩。(3)设备底座外廓图、附属设备、底座厚度地脚螺栓和预埋件的位置。(4)与设备和其基础连接的有关的管路图。(5)当隔振器支撑在楼板或支架上时需有支撑结构的图。若隔振器设置在基础上时则需有地质资料、地基动力参数和相邻基础的有关资料。(6)动力设备为周期性扰力时，需要有工作频率及设备启动和停止时频率增减情况的资料，若为冲击扰力时，需有冲击扰力作用时间和两次冲击扰力的时间间隔。(7)对积极隔振要知道动力设备正常运转时所产生的扰力的大小及其作用的位置。若无扰力或扰力矩的资料，则必须有机器运转部件的质量、几何尺寸、传动

44、方式及机器转动部分的质量偏心矩等资料。(8)所选用或设计的隔振器的特性（如承载力、压缩极限、刚度和阻尼比等）以及使用的环境条件。(9)隔振器所处位置的空间大小、最低和最高温度及酸、碱、油等侵蚀介质发生的可能性。4.2隔振的方式与设计原则4.2.1隔振台座的位置隔振器可直接设置在机器的机座下，也可设置在与机座刚性连接的基础下面，通常称与机座刚性连接的基础为隔振台座或刚性台座。刚性台座从材料角度可分为两类：一类为槽钢角码等焊接而成；另一类是由钢筋混凝土浇铸而成。在下列情况下，应设置刚性台座10。1)机器机座的刚度不足；2)直接在机座下设置隔振器有困难；3)为了减少被隔振对象的振动，需要增加隔振体系

45、得质量和质量惯性矩；4)被隔振对象是由几部分或几个单独的机器组成。4.2.2隔振方式通常分为支撑式、悬挂式、和悬挂支撑式。支撑式，隔振器设置在被隔振设备机座或刚性台座下。悬挂式，被隔振设备安装在两端为铰的刚性吊环悬挂的刚性台座或直接将隔振设备的底座挂在刚性吊环上。悬挂式可用于隔离水平方向振动。在考虑隔振方式的同时，应考虑下列要求：1)便于隔振器安装、观察、维修以及更换所需要的空间。2)有利于生产和操作。3)应尽可能的缩短隔振体系得重心和扰力作用线之间的距离。11隔振器在平面上的布置，应力求使其刚度中心与隔振体系（包括隔振对象和刚性台座）的重心在同一垂直线上。对于积极隔振，当难于满足上述要求时则

46、刚度中心与重心的水平距离不应大于所在边长的5%，此时垂直向振幅的计算可不考虑回转的影响。对消极隔振，应使隔振体系的重心与刚度中心重合。对于附带有各种管道系统的机组设备，除了机组设备本身要采用隔振器外，管道和机组设备之间应加柔性；管道和天花板、墙体等建筑构件连接处均应安装弹性接件（如弹性吊架或弹性托架），必要时，导电电线也应采用多股软线或其他措施。隔振体系的固有频率应低于干扰圆频率，至少应满足/1.41。一般情况下，/比值在2.24.5范围内选取，当振源为矩形或三角形时，脉冲作用时间与隔振体系固有周期T之比，应分别符合/T0.1或0.2。在下列情况之一时，隔振体系应具有足够的阻尼:(1)在开机和

47、停机的过程中，扰频经过共振区时，需避免出现过大的振动位移，一般阻尼比取0.060.10。(2)对冲击振动，阻尼比在0.150.30范围内选择，一般取0.25左右。(3)消极隔振的台座因操作原因产生振动时，应有阻尼，以使其迅速平稳，一般阻尼比在0.060.15范围内选取。4.2.3隔振参数选用的步骤隔振的基本参数是隔振体系的质量m和质量惯性矩J，隔振器的刚度k和阻尼比，隔振体系的传递率和隔振体系的容许振动线位移（或容许振动速度）。在正式详细的进行隔振计算之前，隔振体系的基本参数的选择，可假定隔振体系为单自由度体系（对一般的简单隔振工程，如刚性台座制作合适，隔振器布置合理，也可视为单自由度体系），

48、按下列步骤进行：(1)根据实际工程需要，确定振动传递率，则隔振效率为=1-，(2)由传递率求出隔振体系的固有频率（rad/s）：(3)根据实际结构的情况，假定隔振体系总参振质量m（包括机组及台座等）。(4)按下列公式计算隔振体系得总刚度k 式(3.1) 式中： k-隔振体系总刚度（KN/m）； m-隔振体系总质量（t）(5)按下列公式计算隔振器数量N： 式（3.2）式中： k所选用单个隔振器的刚度（KN）。(6)按下式核算隔振器的总承载能力 式（3.3）式中 ：单个隔振器容许承载力（KN）； 隔振体系总质量（KN）； 隔振体系总质量（t）； 重力加速度（9.81m/s2）；作用在隔振器上的干扰

49、力（KN）(7)根据隔振器的布置情况，按本篇等有关公式，试计算隔振体系上要求振动控制点的最大振动线位移Amax（或最大振动线速度等），使之满足： 式中： A容许振动线位移(8)调整调整参振总质量m、总刚度k等，最终满足传递率u和控制点的最大线位移。(9)阻尼比的选择积极隔振体系所需的阻尼比，可根据机器转速的增减速度和通过共振区时隔振体系容许的最大振动位移Av与当量静位移Aev的比值。4.2.4隔振体系的固有频率隔振体系动力计算是比较复杂的，在保证一定的计算精度下，需要做出某些计算简化，如对支撑式隔振体系，在计算中假定：1) 支撑隔振体系得支撑刚度为无限大；2) 隔振只考虑刚度和阻尼，刚度为常量

50、，不考虑质量；3) 台座和设备只考虑质量，不计弹性；4) 台座和设备的总质心和刚度中心在同一铅垂线上。4.2.5耦合情况在隔振设计时，通过科学的台座设计和合理的隔振器布置，尽可能使隔振体系所有的振型为单自由度的独立振型。如有困难，可考虑耦合振型，但不宜超过两个自由度。各种隔振方式与其振型耦合情况如下：1) 支撑式当隔振体系得重心Cg与隔振体系得刚度中心在同一垂直轴线上，但不在同一水平轴线上时，z和轴向为独立振型，x与轴耦合，y与轴向相耦合。当重心与刚度中心重合于一点时，x、y、z、和所有轴向均为独立振型。2) 刚性吊环悬挂式当吊环的平面位置在半径为R的圆周上时，x，y轴向为独立振型，其余轴向均

51、受约束；当吊环的平面位置不全在半径为R的圆周上时，x、y轴向为独立振型，其余轴向均受约束。当吊杆与隔振器的平面位置在半径R的圆周上时，z和轴向为独立振型，x与轴向相耦合，y与轴向相耦合。当吊杆与隔振器的平面位置不全在半径为R的圆周上时，z轴向为独立振型，x与轴向相耦合，y与轴向相耦合，轴向受约束。4.3风机隔振台座的设计4.3.1隔振设计资料通风机型号 BD-11NO.26LP查有关风机手册,风机质量 m0=3756kg机壳质量 m1=1413kg叶轮、轴、轴承箱质量 m2=830.6kg风机带轮质量 m3=110.8kg其中叶轮质量 m01=600kg转速 n01=710r/min配用电机型

52、号 Y400-8查有关电机手册，电机质量 m5=2440kg电机带轮质量 m4=305kg其中转子质量 m02=816kg滑轨质量 m6=104.5kg转速 n02=735r/min4.3.2扰力计算查表，通风机取 r0.4mm，电机取 r0.2mm12扰 力 =mrw2=1.110-5mrn2 1330N1.110-5mrn2 1009.8N总扰力 =1330+1009.8=2339.8N4.3.3隔振台座质量m2、质心和质量惯性矩1)台座尺寸和总质量 由风机的允许振动=12mm/s，确定台座质量m2。设备质量m1=1413+830.6+110.8+305+2440kg=5100kg 如上设

53、备自身的质量可以满足要求。根据风机外形尺寸和台座质心与机组质心重合的要求，隔振台座选用钢筋混凝土板35005000200， 板的质量m=3.550.22500=8750kg，总质量m=5100+8750=13850kg。2) 质心位置 各部分质量的坐标位置如下表3.1表3.1 质心位置 质量/kg坐标/cmm1m2m3m4m5m6m1413830.6110.83052440104.58750yi182.512060-104.557.8-104.50xi10000-225-225-2250zi98.598.598.540404510总质心：3) 隔振体系质量惯性矩 通风机质量惯性矩风机的外型尺寸

54、：A=180.5cm， B=80.6cm， H=160cm。风机质量为3756kg，查文献1表8.5-1的公式 电机质量惯性矩 电机外型尺寸：L=200cm， 直径d=71cm，电机及其带轮质量为2440kg+305kg=2745kg。则台座质量惯性矩 台座质量=8750kg， 总质量惯性矩：4.3.4要求隔振器选用及有关参数的计算（1）由于要求隔振效率85%，振动传递率1-0.75=0.25.要求隔振器的垂直刚度，采用6个隔振器，每个隔振器的刚度和承载力分别为（2）隔振器设计计算选用6个隔振器，每个隔振器包括9根弹簧。已知每根弹簧的载荷为W=2513.5 N，刚度为k=222210N/cm。取旋绕比C=3。计算弹簧材料截面直径d。 取k=1.4，选取65锰钢，查资料可以得到, t=380Mpa,再由下式可得 d=1.6式中k与C有关的曲线度系数取d=20mm，弹簧中径D2=Cd=320=60mm弹簧的有效圈数根据下式，可有 n=圈则n1=3+1.5=4.5圈弹簧实际刚度 k=弹簧的总圈数n1为4.5圈，两端磨平。计算自由