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摘要：针对我们公司以往发生的抚宁项目、广西北海项目等4-73系类部分单吸叶轮后盘开裂现象，而叶轮开裂直接影响风机的运行，影响客户生产线的运行。所以进行深入研究和分析，做出合理的修改方案刻不容缓，也为其它同行业公司提供一定的参考作用。
关键词：离心式风机：Centrifugal fan 叶轮 Impeller 强度校核 Intensity check 刚性 Rigidity
因同一型号的叶轮已多次发生开裂事件，可排除焊缝不合格和应力集中等问题，那后盘的开裂我们从以下几个方面进行分析：
1、从强度方面分析；
2、从结构合理方面分析；
3、从实践验证方面分析；
参数确认：风机型号： 4G-SY2150D
转速： n=980r/min
后盘大圆直径： D2=Φ2.172m
后盘小圆直径： D1=Φ0.64m
后盘的厚度： δ=0.016m
单个叶片的重： M1=41Kg
叶片数量： Z=12
叶片的重心所在半径：RC=0.926m
一.对后盘进行强度校核
1.用通常计算法对叶轮后盘进行强度计算
1.1 后盘为等厚盘，因本身离心力而在内孔产生的最大切应力为：
（Pa）
式中： -----后盘圆周速度（m/s）； （m/s）；
------后盘最大直径（m）； =2.172m
--------后盘内孔直径（m）； =0.64m
----------旋转速度（r/min）； =980r/min
则：
1.2 叶片离心力在前盘内孔产生的附加切应力为：
（Pa）
式中： P--单个叶片的离心力，
Z--叶片数（对双吸风机，取单侧叶片数）（个）；Z=12个
K'--分配系数，对后盘K=1.0；
k''--分配系数，由于为非锯齿中盘，故K'=0；
p'f--半后盘的离心力，因为是无幅板的后盘，故
δ'----为后盘厚度（m）； δ'=0.016m
ω'----为后盘旋转角速度（rad/s）； ω'=102.5rad/s
则：
则：
1.3 在后盘和叶片离心力共同作用下，在后盘/前盘内孔的最大切应力为：
345/214=1.6>1.2
故后盘用符合强度要求。
由上可得，叶轮的强度满足设计要求。
二、再从结构上对叶轮进行分析
发生事故的叶轮均为单吸式叶轮，单吸风机在运转过程中会产生相当大的轴向力，后盘因此产生相应的单面力矩，致使后盘有一定受力变形。而双吸叶轮两侧进风、两侧受力的情况下就未曾发生过类似事故，因此我们初步怀疑事故的原因为刚性不够，初步修改方案因此得出。
三、从修改方案和实践验证分析
从多次修改方案出发，再由多个单位的4G系列我们把叶片根部到轴盘装配部分的后盘厚度由原来的δ16mm改为δ25mm，叶轮运行到现在再没发生开裂现象。因此，就4G系列推导出叶轮后盘刚性不够，在同转速（ =980r/min）的叶轮后盘需做适当加厚处理，修改方案是切实有效的。
总结：通过4G系列的叶轮开裂，我们从强度及受力分析，再通过修改方案的确认和实践验证，4G系列的叶轮后盘的刚性需要进一步加强，在机构上需做相应修改，板厚需要做相应调整，也由此我们把4-60、5-48系列这等较宽类型的单吸叶轮也联系起来，对此类叶轮的设计起到一定的借鉴作用，吸取同类的经验教训，防止同类事件的发生。
参考文献：
续魁昌《风机手册》2001.6
孔 熠《2006版新编风机选型设计实用手册》 2006
陈 瀚《通风机强度与振动》
关键词：离心式风机：Centrifugal fan 叶轮 Impeller 强度校核 Intensity check 刚性 Rigidity
因同一型号的叶轮已多次发生开裂事件，可排除焊缝不合格和应力集中等问题，那后盘的开裂我们从以下几个方面进行分析：
1、从强度方面分析；
2、从结构合理方面分析；
3、从实践验证方面分析；
参数确认：风机型号： 4G-SY2150D
转速： n=980r/min
后盘大圆直径： D2=Φ2.172m
后盘小圆直径： D1=Φ0.64m
后盘的厚度： δ=0.016m
单个叶片的重： M1=41Kg
叶片数量： Z=12
叶片的重心所在半径：RC=0.926m
一.对后盘进行强度校核
1.用通常计算法对叶轮后盘进行强度计算
1.1 后盘为等厚盘，因本身离心力而在内孔产生的最大切应力为：
（Pa）
式中： -----后盘圆周速度（m/s）； （m/s）；
------后盘最大直径（m）； =2.172m
--------后盘内孔直径（m）； =0.64m
----------旋转速度（r/min）； =980r/min
则：
1.2 叶片离心力在前盘内孔产生的附加切应力为：
（Pa）
式中： P--单个叶片的离心力，
Z--叶片数（对双吸风机，取单侧叶片数）（个）；Z=12个
K'--分配系数，对后盘K=1.0；
k''--分配系数，由于为非锯齿中盘，故K'=0；
p'f--半后盘的离心力，因为是无幅板的后盘，故
δ'----为后盘厚度（m）； δ'=0.016m
ω'----为后盘旋转角速度（rad/s）； ω'=102.5rad/s
则：
则：
1.3 在后盘和叶片离心力共同作用下，在后盘/前盘内孔的最大切应力为：
345/214=1.6>1.2
故后盘用符合强度要求。
由上可得，叶轮的强度满足设计要求。
二、再从结构上对叶轮进行分析
发生事故的叶轮均为单吸式叶轮，单吸风机在运转过程中会产生相当大的轴向力，后盘因此产生相应的单面力矩，致使后盘有一定受力变形。而双吸叶轮两侧进风、两侧受力的情况下就未曾发生过类似事故，因此我们初步怀疑事故的原因为刚性不够，初步修改方案因此得出。
三、从修改方案和实践验证分析
从多次修改方案出发，再由多个单位的4G系列我们把叶片根部到轴盘装配部分的后盘厚度由原来的δ16mm改为δ25mm，叶轮运行到现在再没发生开裂现象。因此，就4G系列推导出叶轮后盘刚性不够，在同转速（ =980r/min）的叶轮后盘需做适当加厚处理，修改方案是切实有效的。
总结：通过4G系列的叶轮开裂，我们从强度及受力分析，再通过修改方案的确认和实践验证，4G系列的叶轮后盘的刚性需要进一步加强，在机构上需做相应修改，板厚需要做相应调整，也由此我们把4-60、5-48系列这等较宽类型的单吸叶轮也联系起来，对此类叶轮的设计起到一定的借鉴作用，吸取同类的经验教训，防止同类事件的发生。
参考文献：
续魁昌《风机手册》2001.6
孔 熠《2006版新编风机选型设计实用手册》 2006
陈 瀚《通风机强度与振动》