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叶轮与机壳间装有密封环,其间隙应尽可能最小。由于 存在这一间隙,使流经叶轮的总流量中,有小部分不由蜗壳 排出。所以使这部分流遨的压力升高至排出压力值所做的功 均被损失掉。 通风机一般很少装设复杂的密封装 置,例如迷官式密封装置。但这种密封 装置在高压鼓风机叶轮上却是必不可少 的发生漏泄,但因轴径很小,所以这种漏泄可忽略不计。 为了计算通过闯隙的流量,必需知道间隙前后的歴力 。通风机出口的全だ为か=(9/2)z2e,而叶轮出더 周闱的压力,由于在蜗壳内的“静压回收&dquo;而小于全E。对 于后向叶片前言,叶轮出口处的静爪约等于そ△P。此外 由于空气的旋转,E力是向着中心减小的。所以,在密封间 处的压力又略小于そ△。冉者,蜗壳的形状对此也有影 响。因此,如果不考虑这些影响,并假设间隙处的压力等于 2△P来计算损犬的话,则得出的理论损失就可能会大于实 际的数值。对于前向叶片,压力系数增加到2至3,但其反 作用度却可能只有后向片时的一半。因此,如果假设 般来讲,可以基本上包括大多数的情况,但密封间隙 处的压力应按△p Q/2)来计算。 空气流经间隙时的速度c由下式决定: 通常,通风机装在板材制造的机莞 中(图61),由适当的肋板来保证其 度,因此,必须考虑有一个间隙宽度 61 8。轴穿出机壳后侧板处也有・个很小的间隙,这里也会  

一、风机进口处的轴承和轴承座 有些风机的轴由风机进口或紧靠风机进口处的轴承和轴承座来支撑的。这些部件会对风机进口的气流有所影响,继而影响风机的性能,影响的大小取决于与风机进口相关的轴承及轴承座的大小。轴承和轴承座的位置,也会对风机进口的气流造成影响。 二、阻碍进口的驱动机构护    有些风机要求在其进口区域有一个带式传动护罩。在任何情况下,根据护罩的位置、进口速度和风机的性能可能受这一障碍的影响很大。安装在风机的进口区域位置的传动护罩,应配有尽可能大的开口,以使进入风机进口的气流处于最大状态,这是理想的。但护罩的设计应符合职业卫生和安全条例的要求。 用表411可近似算出位于风机进口的传动护罩障碍的系统附加阻力系数。如可能的话,建议采用开式结构的护罩,以便于气流通畅地进入进口。护罩和带轮的设计应使进口的障碍越小越好,在任何情况下,障碍部分不得超过进口面积的1/3。 三、轴流式风机进口或出口的带式护管 带式传动的轴流式风机,常常将电动机安装在风机机壳之外。为了在空气气流中保护好带传动的轴流式风机及其防止机売泄漏,制造厂通常提供一个带式护管，多数制造厂在其额定值表中也包括了这种带式护管的效应。但在没有反映出这个效应的悄况下,可使用表4-11所示的系统附加阻力系数。 四、进气箱的“系统附加阻力&dquo; 风机进气箱的“系统附加阻力&dquo;可根据设计情况,其变化也很大。一个设计很好的进气箱应接近图418中所示的“S&dquo;或“T&dquo;系统附加阻力系数。 五、进气箱调节风门 进气箱调节风门叶片可用来控制通过系统的气流流量。可采用平行或对置式叶片形的调节风安装平行式叶片时应使叶片与风机轴平行,因而在部分闭合的位置会产生强制性的进口涡流。对风机特性曲线产生的效应与进口导叶控制的效应类似。六、进口导叶控制 为了在流量减小的情况下保持风机的效率,可经常使用安装在风机进口的可变导叶来控制风量。 但安装这些导叶也会产生旋转方向与风机叶轮相同的强制性进口涡流(预旋)。进口导叶有整体式(内装)和圆筒式(外装)两种不同的基本形式，在最初选择风机的时候,应考虑全开式进口导叶的“系统附加阻力&dquo;。风机制造厂应提供这方面数据。如没有,选择风机时,可应用图442的系统附加阻力曲线进行选择。 叶片型式(全开时)一系统附加阻力曲线 1.整体式(内装)“Q&dquo;或“R   2.圆筒式(外装)“S&dquo;    

   假若两台同样的通风机,将其进风口朝外,背靠背地排列,则可得到一种类似双进气通风机的结构。在通风机工程中人们很喜欢选用这种型式的通风机,因为它的流量可以大。当装置允许自由进气,即不接进风管道,也就是说通风机是在大气状态吸入时,这种通风机具有独特的优点。但如果被输送的气体需要有某种形式的管道时,装置就变得复杂了。而且从总体来看,装置变得比单进风装置昂贵得多。因为为轴承座或多或少地处于进风口里面,从而会引起附加的损失。因此,它的效率总是低于单进气通风机的效率。    图112示出了一个双进气叶轮和一个单进气叶轮典型差异的比较。其中,流量、压力和圆周速度都是一样,叶轮也是几何相似。    现在的问题是,如果功率一样时,哪一种通风机是最好的?首先,若通风机是自由进气,则两者间有着以下的差别。单进气通风机可以采用悬臂式结构,而双进气通风机则必须有一根穿过叶轮的轴,该轴必须支承在两面的轴承座上。这样,即带来了进口的阻碍。其次,若进气管需要连接管道时,那么对双进气通风机来说,就必需设计两个进气箱,并要把它们连接起来。在大多数情况下,轴承都必需装设在进气箱中。因而与单进气通风机相比就会产生很多的运转缺点。所以,在两种情况下双进气通风机比起单进气通风机来均有着显著的缺点。然而它有着噪声上的优点,因为在大多数尺寸中均可以采用叶片的交错布置。用这种方法可使噪声频率加倍。    在比较功率时,我们发现双进气通风机的主要优点是转动惯量很小。这一点对于巨型通风机米说是十分重要的，因为机组在启动时,一般需要一台较大的电机。除此此外，双进气通风机就只有很少的一些机械上的优点了。例如由于两面的轴承负荷相同,故没有轴向推力。而单进气通风则需要有一个推力轴承(主要是用推力块式轴承),并在靠近叶轮处需要有一个重型轴承。不过这种问题的解决在今天来说并不是什么困难的事。  

   通风机在输送含有大量粗粒子的空气时给设计带来一系列的严重问题。其中防止粒子粘附于叶轮上是产个相当重要的间题,同时,还必需设法使叶轮的磨损降低到最小。已设计出了满足这些要求的特殊轴流叶轮和离心叶轮。    大约在30或40年前,大都是采用叶片很陡,出口角往往是90的离心式叶轮。叶片出口角取90,则有可能防止粒子的附。不过其效率就不得不降低至约60~70%。这时,具有机翼型叶片,效率高达80%的轴流式通风机业已设计成功曾试图将这种型式的通风机用于输送含有大量粒子的气体中。不幸的是,它的磨损是如此之大,以至在抽风机中根本无法使用。它的磨损正好发生在机翼型叶片上那些对机翼空气动力特性起着决定性作用的部位,即在机翼吸入面的前部,这表明这种通风机的效率将剧烈地下降。往往这种通风机的效率在使用了几天以后即会降低。    改进这种通风机导出了一种完全新型的轴流式通风机设计,即所谓的子年加速轴流式通风机。这种通风机的子午面积沿气流方向逐渐变小。而且由于其加速气流的关系,叶片流道可不用机翼型而用薄板来构成。虽然如此,它的效率却达到了80%或更高些。更重要的是,不可避免的磨损并没有使其效率降低。以后即出现了两种型式的轴流式通风机。一种是由席希特研制的等压型轴流式通风机另一种是不等压型轴流式通风机[17)。过去,几乎完全采用这两种型式的通风机。然而,大约在40年前出现了一种效率高达90%的离心式通风机。因此人们也试图将这些新型的通风机应用于排风(1)。但是,试验开始后不久即发现了很严重的运转问题。通风机产生很大的振动,以致不得不停车。检査通风机后发现,在叶片的非工作面上沉积了很厚的一层灰尘粒子从而大大地减小了叶片流道间的空间。当通风机运转时,这些粒子会突然从叶片上飞逸,因此造成了通风机的振动和不稳定性。这样,通风机就不得不停车。为了克服这一同题,最初的办法是采用一个小的拉伐尔喷管,喷管靠压缩空气吹气,并且每隔一定的时间沿整个叶片宽度来回慢慢地移动。   图109d示出了这种装置。沉积在叶片上的灰尘粒子层就好象是被金属刀具切割掉那样被吹除。根据所输送气体中粒子的性质可以每隔几天或一星期吹除一次。某些这样的装置现今仍在满意地运转。但是,这一问题的合理解決办法应该是采用径向叶片的通风机,这样就不会有粒子粘附在叶片上。这种通风机将达到最大可能高的效率和最小的磨损。 粒子的直径在设计时是一个重要的因素。试验指出,只有非常微小的粒子才粘附在叶片上。粒子在进入叶轮和在叶片流道中流动时被分离成两股气流。由于在进入叶轮时有一个90°的转弯,所以较大的粒子将冲撞在叶轮的后盘上,而后即沿着后盘流动。但较小的子被较早地带着转动,并由向着叶轮后盘流动的较大粒子中分离出来。图10a示出了这种情况。这里要指出粒子 入叶轮以后,管道对固体粒子不再起抽吸作用。粒了将或多或少地弹跳于叶片的工作面上,并且还会反弹回来或继续着滑动或滚着过去。这种分离情况如图110a所示。其中较大的粒子直接沿叶片的工作面流动,而非常微小的粒子则沿非工作面滑动。微小拉子粘附作用的解释是由素流和摩擦的研究结果得出的。这些研究所得到的许多重要结果之一是：一块完全浸没在液体中的平板,它的粗糙度只有在悬浮于液体中的粒子超过了一定的尺度时方オ起较大的作用。其解释是这样的,即使在素流情况下也会产生一层很的层流平面层,即层流边界层。在该边界层内的任何形式之粗糙度均会被其平滑地铺平,从而不会引起层流的横向力增加。这些力的数值可以相当准确地确定,并可由下式计算出：                   Wk/v≈100 式中：               W——自由流体的速度               k——不会产生水力粗度时的粒子尺寸 于是在边界层中的粒子尺寸就可以按自由流体的速度来确定。除此以外,各种材料的平均粗糙度还与材料的加工过程有关。对一般轧制的钢板,其平均的凹凸度大约是0.05~0.12毫米,即50~120μ。 以下我们按相对速度为25米/秒进行计算。由此得到圆周速度为其2倍,即约50米/秒。这样,据上述公式即得到 k=100v/W=100x15x10-8/25x106μ=60μ 由此看出,粗糙度在60μ范固内将不会产生大的影响,事实上,粘附于叶片非工作面上的粒子,在大多数情况下它的尺寸均小于60μ。所以这些小粒子就可能沉积在钢板制造的叶片表面的凹坑中。在这种情况下,这些粒子是处于边界层内而不会暴露于气流中。现在,我们来分析这种粒子的情况。 图110b示出了在这种情况下的一个小粒子。作用于粒子上的离心力由法向力N和切向力T组成。根我们所熟知的摩擦定律,如果&bea;角大于粒子和壁间的摩擦角,则粒子将发生滑动。这就是说,叶片角必须略大于摩擦角。图110c简单地示出了较大粒子的情形。很明显,粒子受到速度W的影响,面W取决于边界层的厚度。作用在粒子上的力为离心力z和阻力W。它们的合力R向圆周速度的反方向偏了一个很小的角度△&bea;。这就表示摩擦角应该增加一个△&bea;角,或如果摩擦角为&bea;时,这些粒子应该已经开始滑动了。图110示出了以下的关系式：             △&bea;=Wcos&bea;/Z 和前面一样,我们假设该处速度为25米/秒,粒子直径为2毫米,并再假设阻力的二次方定律。此外再假设阻为系数ξ=0.5,该处叶片的弯曲半径=1米。如果用d表示粒子的直径,利用这些数值即可得到以下的经验结果:          

   计算带前导流器轴流风机的轮毂和叶片顶部及导叶角度。轮毂直径和叶顶直径分别为0.3m和0.6m，转速为16/s，流量为1.6m3/s，这时风机静压为130Pa，假设设计风机的总效率为85%，可利用下列翼型数据： 截面的冲角0°  2°   4°  6°   8°  10°  12° 升力系数  0.2  0.4  0.6  0.8  1.0  1.2  1.4 叶片与轮毂比为1:0.4 解：风机出口速度=1.6x4（πx0.6）2=5.66m/s 风机动压=0.5x1.2x5.662 Pa=19.2Pa 风机全压=130+19=149Pa 所需叶轮全压=149/0.85Pa=175Pa 轮毂部分：速度u=πx0.3x16m/s=15m/s 现在&ho;ucu=175轮毂和叶片顶部之间

设计一带后整流器的轴流风机,ψ=0.2,φ'=0.5,如果截面的冲角是5°,叶片角度&bea;1是多少? 解：ψ=0.2=&ho;ucu/（0.5&ho;u2）=2cu/u     cu=0.1u     φ'=0.5=c/u  c=0.5u    &bea;1-a=an-1{c（u-0.5cu）}       =an-1{0.5u（u-0.05u）}         =27.8°  &bea;=（&bea;-a）+a=27.8°+5°=32.8°  

   风机A向一系统输人空气,在20℃时、大气压为101.3kPa,流量为2.5m3/s。说明：在220℃时,在何处得到相同的质量流量,其大气压力为81kPa。第二台相同的通风机可以与现有的通风机串联安装 解：假定,在系统中的空气密度梯度是不变的，在任一空气容积流量时,风机力的变化与系统中的压力损失的变化成相间比例,即空气密度的比率,风机的空气容积流量和系统的布置将保持不变:可以绘制単台风机,串联的两台风机和系统的特性曲线。在初始温度20℃,大气压力101.3kPa时,如图15-7。    根据压力损失与流量平方成正比关系,系统的特性曲线可通过单台通风机的特性曲线,在流量为2.5m3/s的点划出。可以看出,与两台串联风机的特性曲线在流量为3.13m3地方相交,当大气压101.3kPa,空气密度为1.2kg/m3时,质量流量是（2.5&imes;1.2)kg/s=3.0kg/s,与前者相同。    

   ー台轴流式通风机,叶轮直径为0.45m,转速为18.8/s,流量为1.2m3/s,风机的静压为187Pa,风机全压效率为80%:在表压为101kPa时,温度为25℃,求空气流量,风机全压和标准状况(101.325kPa,20°C)输入功率。又几何相似的通风机,叶轮直径是1m,转速为15/s,求比转速和ψ、φ值。 解风机出口而积=(π/4x0.452)m2=0.159m2 风机出口平均速度=(1/0.159)m/s=6.3m/s 风机有效动压Pd=0.5&ho;v2               =0.5X1.2X101X293/101.325/298X6.32              =23Pa 风机全压p=(187+23)Pa=210Pa   现qv&pop;nd3所以qv2/qv1=n2d23/n1d13 qv2=qv1Xn2d23/n1d13=1x15x13/18.8/0.453=8.8m3/s 风机压力Pf&pop;&ho;n2d2 所以Pf2/Pf1=&ho;2n22d22/（&ho;1n12d12） Pf2=101325X298X(15X1)2/101000/293/(18.8X0.45)2X210    =674Pa 第二台风机的输入功率 P2=Pf2qv2/&ea;=(674&imes;8.8/0.8)kw=7.4kw 第一台风机静压(标准状况时) P=(180x101.325x298/101/293=184Pa   在此压力基础上的比转速 ns=5.54nqv0.5/Pf0.75=5.54x18.8x60x1.20.5/1840.75=150   第二台风机的周向动压 0.5&ho;u2=0.5x1.2x(πx15）2Pa=1332Pa ψ=2Pf2/（&ho;u2）=674/1332=0.5 φ=4qv2/（πd2v）=4X8.8/(πX12XπX15）=0.238    

一台通风机,出口面积是0.6m2，输送标准密度的空气6.5m3/s,全压850Pa,输入功5.95kW,求风机的全压效率和静压效率。 解：风机出口的平均速度V=qv/A=6.5/0.6=10.83m/s 风机出口的有效动压Pd=0.5&ho;v2                  =0.5X1.2X10.832                  =70.37Pa 风机的静压Pjs=全压-动压=850-70.37=780Pa 风机的全压效率&ea;全=6.5X850/5.95/1000X100%=92.8% 风机的静压效率&ea;静=6.5X780/5.95/1000X100%=85.2%