图45示出一个具有代表性外径为d2的通风机叶轮。选取一个代表性的圆周速度u2,并采用园周速度的动压(&ho;/2)u22作为叶轮产生压力的一个比较基础。这样,就称这两个数值的比值为压力系数:  

    由于科迪尔指明了σ和&dela;在选择最佳叶轮设计中的应用,而使它们具有了相当重大的意义。在科迪尔的方法中,把各种通凤机按&dela;和σ以图来表示。每种型式的最佳叶轮都放置在σ-&dela;曲线的相应位置上,所以,各种叶轮均被限制在一个小的范围内。对一个给定的σ值,要决定最隹的叶轮时,只需在σ-&dela;曲线上査出相应的&dela;值即可。如果选择的叶轮处于曲线上的交点处,只要能设计出满意的叶片,则可状得最佳的效率。然而,如果设计的叶轮偏离了图上所示的最佳型式,那么,即使叶轮的结构设计得多么完善,也是不可能达到较高的效率的(在大的σ值范围内,按σ一&dela;曲线来估计轴流通风机的最佳工况点时是不太可靠的)。    因此,我们便清楚地看出了一个重要的关系。图49按比例画出了实际的叶轮设计型式,使叶轮外径从横座标伸向科迪尔曲线。这种方法可以不需要应用许多公式的复杂计算而来选择最佳的叶轮型式。图49中还用虚线,示出了σ=1和&dela;=1的比较叶轮或标准叶轮。由于它不是一个高效率的叶轮,故处于曲线之下,但用作比较时影响不大。 图49只是想用来考察一下各种型式风所处的位置，有关各种型式通风机的准确设计细则将在以后的章节中再叙述。   对每一种型式的叶轮,均以σ=1和&dela;=1的叶轮作为比较的基础。所以,所有的叶轮均具有的流量和全压。图49中的外形图所表示的是各种叶轮之相对尺寸。例如,图上最右面的高压叶轮尺寸为标准叶轮的9.7倍,而其转速只有标准叶轮的1/10。    

   由于叶片有一定的厚度,所以主气流的有效通流面积,比在叶轮叶片前的面积有所减小。如果把叶片进口圆按图44那样展开成一条直线,则可很容易看出叶片厚度对速度三角形的影响。首先,由于叶片的厚度S使横截面A&squo;-B&squo;/比A-B截面减小(-σ)/。所以,径向速度由c0m增加到c1m。cm的数值按上述比例的反比变化,则有：         如果叶片进口角与叶轮进口处气流的相对角&bea;0相同,则在叶片流道进口处的ω0必须加速至AB。这样,即产生一个负cu的值DB。这表明叶片进口不是和通常所假设的那样无功的,而是和透平叶片的作用一样。显然,这种作用是应该避免的。cu=0的条件只有在使叶片进口角从&bea;0变化到&bea;1时オ能实现,所以,ω0就应増加到ω1,即进口发生加速。这样上述透平叶片的作用也就避免了。因此,叶片角可以由下式求得                  an&bea;1=an&bea;0 /（-σ）；  σ=s/sin&bea;1    其次&bea;0变到&bea;1后会发生沖击。这种冲击作用只能用适当减小s值的办法来减弱。当然,这种冲击是不能完全被消除的。在离心泵的设中发现将叶片进口的内边削尖是会有好处的。在通风机设计中,由于广泛使用薄板型叶片,而不象水泵制造那样采用浇铸的,所以阻塞较小,影响也就较小。因此,上述的修正在人多数通风机中已足够了。    这里必须着重指出的是:无冲击进口几何形状的要求只是对那些叶片节距很小的叶轮才是正确的。如果叶片节距很大,如机翼型叶片时,无沖击进口的角度扩大到一个相当大的范围。而且对于机翼型叶片,气流发生分离时的角度反倒是非常重要的。由此可得出:叶片数多时,冲击损失就比较大,特别是流量不同于无冲击的额定流量时更是如此。不过,不应忘记,具有一定厚度叶片的叶轮,绝对的无冲击进口是不可能的。      

   在研究叶片端部的形状时,将考虑一种没有做功能力而不能把能量传递给空气的叶片形状。这种叶片称为无功叶片。由公式(5)看出,能量的消耗是与（c2uu2-c1uu1）成正比,因此应该注意,应使这一式子等于零,也就是说,必需使叶轮中的cuu或cu保持为常数。图41示出了叶片流道上任意的一个基元。气流的相对速度具有与叶片同样的&bea;角。根据速度三角形,&bea;角可以表示为an&bea;=cm/(u-cu)。另外,按叶片基元得到                     an&bea;=d/dφ 联立两式得                   d/dφ=cm/（u-cu） cu可按无功条件决定。在各种情况下,都可由下式求得                          cu=c0u0/ 其中,注脚“0&dquo;代表即将进入叶轮前的点。Cm值的变化与叶轮轴向长度,即宽度以及半径的变化有关。现在来讨论以下各种情况：      图43示出了依据公式（53）选取&bea;。=30°时所得到的一个叶片。 据其形成了一个很长的叶片,叶片在圆周方向的角度向着出口端而减小,而且这一点可以直接由cu=0时的速度三角形得出。再来观察空气在一个无功叶片中的运动情形。由于cu=0,故空气只能沿径向AB运动。叶片滑过空气且不会产生偏转。        与这一特殊情况直接进行比较,如果叶片比无功叶片还要向后弯曲,则cu就会变为负值,结果叶轮的作用就如同一个透平了。图42示出了在透平和泵中所采用的叶片形状。特别重要的是,应保证叶片的进口段是“无功&dquo;的,以防止气流的分离。因为所要设计的只是相当短的一段叶片,所以人们很自然地会间:“无功&dquo;叶片段是可以用一段圆弧来代替?图43示出了一条严格按公式(53)得出的曲线以及它和一条渐开线曲线、一条以渐开线曲率为半径的圆孤线、一条对数螺旋线条以对数螺旋线曲率为半径的園弧线间的比较。所有曲线在出口端的&bea;角均相同。可以看出,以对数螺旋线曲率为半径的圆弧线和渐开线与无功叶片曲线最接近。  

    到目前为止,有关在旋转系统中边界层的基本关系式我们还了解得很少。最近容克劳斯的研究给了我们了解这一问题的基本知识。他发现,在旋转流道中的相对流动与在固定流道中的等剪切流动相似的。并指出,在这两种情况下的边界层关系式也是一样的。例如,这种流动可以在一个直的流道中产生,其中ー个壁沿一个方向运动,面另一个壁则向另一个方向运动。    H&middo;赖夏特曾研究了这种形式的流动,对浸没于流体中的转动带所限定的空问进行了研究(图33)。把这种流动情况与图32所示的一个直叶片叶轮的形流道内所形成之相对涡流进行比较以后,便可看出,这两种形式的流动基本上是相似的。这种形式流动可见性的研究出现了一些奇怪的现象。如出图34所示,沿一块平板的平行流动中,有一个明显的分离点发生在平板前的下部,而且滞止点在气流的中央。这就表明了在我们能够精确掌握气流经离心叶轮的情况以前,还必须积累大景的资料,正如轴流式长久以来所做那样。但是,通风机制造者不可能等到这些资料完备了以后再来设计制造,所以除了发展完全基于试验研究的方法外,没有其它的择。   这可见性的倾究还使得一些问题得到了证实,例如在叶片的非工作面上必然存在着气流的分离。图17中,所示的气流分离,库夏斯基只是作了理论分析而已。无论如何，下述的主要观点看来是正确的:却由于边界受离心力的影响(这种影响的程度和叶片的形状有关),将使边界层沿径向外移。这种现象使得气流分离的程度城弱。所以可以说,旋转扩压器要比固定扩压器好。这也可能是径向片流道并不像人们所像那样差的原因,正如扩张得很剧烈的流道往往所表现的那样。由于同样的原因,旋转的弯曲叶栅会比固定的叶栅要好。应用这一观点造成了各种不同的叶片形状。    由于在旋转流道中边界层的特性很不确定,所以,没有完备的试验台架测试条件,通风机的理论发展工作看来是不可能的。因此,对于通风机工作中具有严谨性的各方面工作,良好的试验设备是十分重要的。    由以上所述的试验,有可能得到一个气流分离的大致形状。这些知识可为我们提供一个近似估算减功系数的方法。假设死区的近似面积已知,则由图35看出,该死区是叶片流道实际几何宽度a与起作用的主气流流道宽度a&pime;间的差。由此导致的速度三角形变化示于图35。从图中看出,相对速度和绝对速度的角度均发生了相当大的变化。与斯托多拉的推断相符,流道宽度a&pime;时的△C,比流道宽度α时的要小。由前述的减功系数计算便可以推断,在叶片角相同的情况下,可以采用较窄的叶片。也就是说,叶片数将按Z=(a/a&pime;)增加。所以,用z&pime;=z(a/a&pime;)取代公式(43)中的z,即得                    ε=1/（1+（1.5+1.1&bea;2/90）/（z(a/a&pime;)（1-（1/2）2））    然这一公式只能是作为在已知a'的惜况下来计算减功系数的一种方法。考虑到前向叶片和径向叶片时,在叶片非工作上有很大的死区,所以用这种方法计估计理论压力时,往往不可能得到如同后向叶片同样的准确性,所需的修正系数由试验确定。    准确的出口速度三角形是出基尔顿的试验得出的。各个别数值是按转矩和总的气流量的测试得到的,cm只表示其平均值。所以,这种表达法并不能真正代表图35所示的那种只气流部分充满时的实际角度。但是对于这个图的说明还是有益的,因为研究该图使我们对有限片数的问题有了一个清楚的了解(图36)。在图36的每一个图中,均示出了无限多叶片时的出口速度方向以及额定流量时的点,其中,叶片数为32的叶轮是一个特殊情况。在这种窄叶片流道中,摩擦似乎是反方向作用的,但对此至今未找到明显的原因。由于这一现象而使得这种型式的叶轮具有非常不好的效率曲线。 在图中只考虑了超过額定流量时的情况。 现在,可以清楚地看出以下的关系: (1)各个实际出口相对速度的方向几乎是重合的。 (2)减功系数随流量的增加减小。 由(1),如果假设&bea;2为常数,则可以简单地得出一条规则:当流量增加时,理论压力将减小。 由图37得到:    

1.   失速产生的现象和原因   无论是飞行器还是风力机，都是靠翼型升力来工作的空气动力学设备。当空气流过翼型时，会在翼型的上表面形成负压，下表面形成正压，上下表面的压力之差就发生了升力。 随着攻角增加，上下面的压力差不断增加，如下图翼型表面沿单位化弦长的压力系数的分布，请注意上表面的压力分布的正负号，顺着翼型前缘向尾缘的流动方向，上表面的压力是不断增加的，也就是说，沿翼型上表面的流动方向，压力梯度是正值。   由于流体粘性的影响，离壁面越近，其流体的速度越小，下图是典型的沿壁面方向的流体的速度分布，在压力梯度的作用下，这一速度分布会产生变化，想象一个微小的流体单元，在负的压力梯度下，就像有人在后面在推着流体单元，让其不断加速；而在正的压力梯度下，就像有人在前面挡着流体让其减速，在压力梯度足够大或者作用路程足够长的时候，流体单元减速至零甚至负的速度，也就是在壁面附近出现反向的回流速度，即发生了流动分离。    翼型的上翼面是较大的正的压力梯度为主，因此在大攻角下容易发生流动分离或者失速；翼型的下表面前半部分是负的压力梯度，后半部分是较小的正的压力梯度，因此通常不会发生流动分离。从微观上看，“失速&dquo;的确是失去了速度，壁面附近失去了向前的速度。   2.   风力机的失速 飞行器特别是大型客机，是必须要避免失速发生，比如近年来的B737MAX因控制系统的问题导致攻角过大飞机失速而机毁人亡，多年前法航等航空事故也多和失速有关。     风力机是否可以工作在失速状态下呢？答案是能又不能。早期的失速型风机甚至利用失速来控制载荷，但是机组的零部件必须要有相对变桨型机组更强的零部件设计。即使对于现代变桨控制的风力机叶片，首先看叶片的根部部分，由于制造的限制，叶根最大的扭角仅在15~20度左右，因而当地的来流攻角通常很高，这一区域通常处于失速状态下，通过安装涡流发生器可以减小分离的区域。但是由于叶根附近区域的线速度较低，载荷也较小，对叶片和机组的影响也较小，因此不会对安全性产生危害。 由于风力机处在风速变化较为剧烈的大气边界层内工作，可能由于风速风向的突然变化，控制系统未能及时介入导致叶片暂时处在失速下工作。如果风机叶片，特别是叶片外侧，长期处于失速下运行，虽然从载荷上看并不会超过极限载荷，但是由于流动分离会产生高频的交变载荷，这对叶片和机组的疲劳寿命产生影响，同时，由于在失速下的翼型的升阻比极低，发电性能也会大幅下降。因此必须要避免风力机长时间工作在失速状态下。      根据各个现场项目的反馈，似乎叶片失速和风场的空气密度、机组的转速、功率、桨距角、叶片表面状况……诸多因素有关，实际上总结一下，只和两个因素有关：来流攻角和失速临界攻角（即最大升力系数对应的攻角）。而叶片上各截面的当地来流攻角可以通过机组运行的尖速比和桨距角计算得到。很容易理解，当风机处在很高的风速下仍没有达到满发变桨，运行尖速比会较低，各截面的当地攻角变大，处在较易失速的状态；失速攻角是个相对较难得到的数值，一方面，几乎所有的数值计算工具对于失速分离的预测都存在很大的局限性，主要是根据风洞实验测试得到，或者根据实验得到的经验、半经验的预测模型等等。另一方面，风力机叶片的表面状况较为复杂，在前缘保护、制造缺陷、雨蚀磨损、昆虫尸体、雨滴、凝结水等都会对失速临界攻角产生影响。 某些翼型对这些前缘粗糙物相对不敏感，对升力以及失速临界攻角影响较小，但是这类翼型可能升阻比等其他性能略差，在叶片开发过程中需要进行取舍。   3.   失速控制 目前市面上研究较多的叶片失速控制方式主要有两大类：基于特定控制策略的主动失速控制；外加涡流发生器、边界层吸气等控制。 通过优化控制策略是避免失速的重要手段，主要是通过变桨控制减小叶片沿展向各截面处的当地攻角，进而远离失速。在变桨的同时，远离失速，但也会损失升力。如前面所述，风力机和飞行器不同之处在于风力机允许短时间内工作在失速下，因此可以通过加装失速传感器来判断是否处于失速状态，再进行变桨控制。失速传感器通常利用失速后产生的流动分离、载荷波动、振动特性、噪声增加、压力分布死水区等对失速进行判断。 涡流发生器是一种广泛应用的气动附件，通过涡流发生器将壁面附近的速度或者进行一定程度的混合，使近壁面的速度掺混均匀化，可以有效增加失速临界攻角，但是值得注意的是，虽然涡流发生器可以提高最大升力、延迟失速，但是同时也会增加10%~30%的阻力，同时如果在叶尖处应用VG还会带来额外的噪声源。边界层吸气是通过改变转捩位置来实现失速延迟，在航空行业有一定的应用，金风科技也曾尝试将该技术应用于风力机叶片内侧厚翼型上，其基本原理是类似的。另外有一些常用的气动附件如锯齿尾缘、格尼襟翼等并不能直接起到延迟失速的作用，对失速临界攻角的影响几乎没有。 总的来说，要实现叶片失速控制目前主流研究思路是：在叶片设计阶段使用粗糙度敏感性较低的翼型，叶片取较低的设计尖速比、足够的弦长；在叶片生产、制造期间保证工艺的加工精度和表面状况；最后根据项目现场情况调整相关控制策略，必要时辅以涡流发生器等气动附件。

    遗憾的是,对于离心式通风机来说,不能象轴流式通风初机那样,用数学方法来确定其最佳叶片数。所以,在设计叶片流道时必须加以注意,要保证气流合理的流动,务使不会发生气流的分离。对叶片长度与叶片宽度的比值规定一个边界条件,其值为2。在通风机中,叶片进口角通常是30°左右,而叶片出口角可以是90或者更大一些。作为平均值,可以假设片的长度L比径向长度(2ー1)约长50%。在叶片出口,由于这里叶片的基元决定了叶片所传递的能量,而且最大的正力也发生在这里,所以应规定该处的叶片流道宽度。 这里的叶片流道宽度为a=sin&bea;2;按l=1.5(2-1)以及l/α即得    由此可知,叶片数仪仪取决于出口角&bea;2和半径比1/2。这公式给出了一般离心式通风机所需的叶片数。对于多叶叶轮需要共它的特殊考虑。不过,离心叶轮的最佳叶片数还只能由试验来正确地确定。  

    如果一个设计者要按前面章节的计算,预先估算出结论压力的降低,而且结果与试验的数据相当吻合,那么他一定对叶片流道中的实际流动情况十分感兴趣。只有掌握旋转流道中摩擦影响的充分知识,才能够有把握地提出一些改进效率的方法。     人们可能会问:当考虑摩擦时,无摩擦流动会怎样变化?首先,很容易得知,流道中的相对涡流将因摩擦而减弱,这就会使理论压力增加。在叶片数较多时,由于这时摩表面的増加而使得理论压力还有可能增加。试验指出,叶片数多的叶轮,其试验数据比计算数据高得多。     有关进一步的影响就只是猜测,因为在研究旋转流道中的流动时,所遇到的困难非常大。只有在有可能搞清楚叶片气流的细节后,才有可能专门详细地论述这方面的问题。鉴于试验上的困难,当发现对这一重要问题只引起很少的重视时,也就不会感到惊异了。为了获得资料,厄尔特利,菲舍尔,埃舍尔一维斯,格吕纳格尔,施蒂斯，弗里奇,费特,以及普里和米款尔采用空气和水作介质,进行了各种试验。     一般的观察气流的方法缺点甚多,气流的表面图谱大都采用在气流容器中喷射铝粉的方法来获得。但它的雷诺数太低,而且已部分地处于层流的范围。各种用空气的试验表明,在气流中放置固体或在流道中某处放置纸带、毛织品的线或类似的物件时是能够表现出所发生的流动情况的。使用这些物件时使我们能看得见气流流线的方向。卢因斯基一凯塞利茨最近的试验指出,这种方法存在着相当大的偏差，有时离正确气流方向的角度达30°之多。所以,用这种法不能得到准确的资料,特别是要从这些资料中搞清楚某些效应时更是如此。作者的方法是利用一层薄薄的发亮气休,这种方法卢因斯基-凯塞利茨也使用过。如果在气体中混入煤灰微粒,则可以清楚地分辩气体排出以前的各个轨迹。由于发亮的煤灰微粒非常的小,所以观察到的煤灰微粒轨迹和空气微团的轨迹没有什么差别。     卢因斯基一凯塞利茨以空气为介质,采用这种方法来研究离心泵的叶轮。在叶轮流道的各个地方引入了发亮的煤烟并拍了照片。这种方法得到了叶轮内部真实的气流流动的清晰照片,达到了迄今为止还未有过的准确性。     为使这些试验进一步完善,又在气流中放入探针来测量静压。根据现在已知叶片流道中的气流方向就可以用皮托管来测量各个点上的全压。这一试验成果很值得重视。图30示出了额定流量时的相对气流。虚线所示的轨迹是按发亮煤烟影像画出的。叶片出口的扰动是特别的。     叶片流道中的压力分布令人十分惊奇(图31):最小和最大的压力不是发生在叶片的壁上,而是出现在流道的中央。最小的压力几乎集中于进口截面的中部,而最大压力则是处于出口区域,叶片工作面略前一点的地区。叶片末端的压力平衡可以清楚地看出。提高速度进行汽蚀试验时,这&middo;情况发生了变化,此时最低压力区几乎移到了进口端。    相对速度也很使人惊奇,因为它的最大值不是在进口处而几乎是处于叶片非工作面的中点。而且中间流线的相对速度在整个流道中几乎是不变的。  

   Y4-73-28D锅炉离心式引风机,采用中空机翼型叶片叶轮,经磨损后,叶片内部积灰导致转子不平衡,造成叶轮损坏。改成单板叶片叶轮后(Y4-73-14型)则可提高使用寿命2-3倍。 在叶轮圆周速度小于76m/s时,叶轮的中盘可不加。叶轮刚度为 叶轮刚度计算公式为 D2/（1000x&dela;）x（B2n/（2x1000&imes;10））2≤250 式中D2一叶轮出口处直径(mn)    &dela;-叶片厚度(mm);    B2一叶轮出口宽度(mm)。 Y4-73-14№28D锅炉离心式引风机叶轮刚度计算为 2820/（1000x12）x（700x750/（2x1000&imes;10））2=162 因为162250则认为该叶轮是可靠的。 叶轮焊缝成形应均匀、光滑,给喷砂处理后应进行着色探伤检查,采用FNM(沈鼓型)耐磨焊条堆焊。  

                                  风机串油工艺 1.准备工作 1)熟悉产品图样及工艺文件。 2)检查油路系统、产品轴承、各油腔有无损伤、缺陷。准备好干净木箱、木板、橡胶、棉纱、泡沫、手套等各种工具准备好必需的清洗用油、用具等轴瓦的清洗。将轴瓦放置于煤油或汽油中用毛刷刷干净,对进出油孔螺孔进行冲洗并用干净布擦干净,再用干净的空气吹干,使其露出金属及钨金本色,然后放置于干净的橡胶或干净的布上,用塑料布盖好。 3)轴承箱、齿轮箱的清洗。将箱体的铸造型砂、焊瘤、焊渣锈蚀等用钢丝绳及偏铲等彻底清除干净,再浸上煤油浸泡-段时间进行刷洗,然后放掉,擦干净,用干净风吹干,再用面团(食用面粉)粘干净。 4）进油孔、回油孔、油管路清洗:首先根据图纸校对各进油、回油油孔方向,并检查是否通畅。油孔、长油孔、螺孔、油管路清洗时用钢丝带着布条或钢丝刷拉擦多次,将内壁锈蚀、铁屑氧化皮、焊渣脏物等清除掉,再用汽油进行冲洗,然后用干净空气吹净。清洗后内壁应露出金属本色,并立即涂上透平油,以防锈蚀,同时将两端通孔用干净布或塑料挡好,以防落入灰尘。 5)串油油站本身必须清理干净,对其油箱、冷却器、过滤器、管路、阍门开关等均应达到油站制造工艺要求,串油后清洁度经检查,合格后方可使用。 2.串油程序及方法 1)将可移动串油油站吊到要试车的机组附近合适的位置,油箱中注入适量的透平油。 2)将油箱中的透平油加热,至温度20~80℃之间。 3)串油油站与机组之间采用软管或钢管连接,注意管内不得进入脏物。 将轴瓦分别装入轴承箱内,操作者应注意不得将脏物等带人箱内。 5)启动串油油站主油泵,调节油压使其在0.1~0.2MPa进行串油,时间为1h。 3.串油检查 1)各轴承进口装上0.154~0.125mum(100-120目)过滤网,回油孔装上0.18mm(80目)过滤网。 2)30min后方可拿下过滤网进行检查,如不合格,装上过滤网继续进行串油,直到合格为止。 3)过滤网拿下后如果检査不合格,将过滤网用汽油冲洗干净后再装上。 4.试车供油   1)串油油站串油合格后将串油油站拆下。 2)试车油站与风机进行连接,操作者注意异物不得进入管内。 3)机组试车与工艺文件要求相同。 5.试车后轴瓦与轴颈检査 1)轴颈、轴瓦表面出现微小划伤或时允许修磨,修后不再试车。 2)修后的轴颈、轴瓦必须经检査认定后方可运转。