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  本章将讨论有限叶片数的影响。这一问题是很重要的,因为现在所要讨论的情祝和上述无限多叶片的假设有着很大的区别,在无限多叶片时,没有考虑每个叶片在宽度和长度方面的影响。 在有限叶片数的叶片流道中,必然存在垂直于气流方向的速度变化。这可由以下的论证得出:由于叶片把压力沿圆周方向传递给空气,所以根据伯努利方程,在一个流动介质中,只有存在速度梯度时オ能产生压力差。对于非旋转的流动,由伯努利方程得到△p=(c22-c12)γ/2g,所以如果△p&g;0则c2&g;c1,反之亦然。 现在的问题是如何来阐述在一个旋转流动中,其压力和速度间的不同变化关系。下面,同时来讨论后向叶片和前向叶片的流道,并来研究一个在流动方向长度为ds,在垂直于流动方向宽度为dn的基元之平衡条件(见图13和图14)。垂直书本平面的尺寸用b表示,即片的轴向宽度。  

速度较高时,压力就较高,气体将显著地改变其重度,从而改变了它的容积。到目前为止,我们默契地忽略了这因素,但有必要找出在达到什么一个限度时,这些影响会变得不可忽略。 为此,从熱知的有关音速的微分方程着手                       a=（dp/d&ho;）0.5 式中a一音速；     p一压力；    &ho;一介质的密度。 如果把上式表示为                     a=（△p/△&ho;）0.5 为了便于说明,把△p看作是速度c的动压,即△p=（&ho;/2)c2 密度的变化,以相对于起始密度的百分比来表示                     △&ho;/&ho;=△y/y=0.5（c/a）2 这一关系式即解答了上述的问题,因为它表明密度的变化与力的变化成正比。这样,因为叶片上的压力是变化的,所以在计算中应该会有相应的误差。如果按公式△p≈(&ho;/2)c2来计算动压,则会发生在计量的误差。其精确的数值应为：   该表指出了压缩性可忽略的有效范围。例如,速度为100米/秒时,误差是2.5%,速度为200米/秒时,误差是10%。总之,对所有实际使用的通风机,若通风机内任何一处的速度均小于100米/秒,则压缩性的影响是可以忽略的。 必须记住,按图2所示进行功率计算时,压缩性的影响要预先加以考成。    

  为了正确地评价通风机的性能,很重要的一点是要知道叶轮后的实际静压是多大,以及还有多少压力需要由速度的转换来回收,即由动能转换成的压力能是多少? 公式(10)中的(&ho;/2)(u22ーu12) (&ho;/2)(ω12-ω22)代表叶轮后的压力,称为流道压力,而(&ho;/2)(c22ーc12)是确定在扩压器或导流器中静压回收程度的能量转换项。正如已着重指出过的那样,这一项所关联的过程伴随着相当大的损失。所以,应力图使它的数值尽可能地小,换句话说,就是要使比值(△ps/△pa)尽可能地大。这个比值即称为“反作用度&dquo;,以&au;表示。从公式(10)          △ps=(&ho;/2)(u22ーu12) (&ho;/2)(ω12-ω22)=(&ho;/2)(u22ーu12 ω12-ω22) 当c1u=0时，由图4得到  ω12ーu12=c12 所以                △ps=(&ho;/2)(u22-ω22 c12） 再应用公式(6)即得到                 &au;=△ps/△pa=(u22-ω22 c12）/（2u2c2u） 为了简化这一公式,假设c1=c1m=c2m。这一假设对于一般尺度的通风机来说是合理的。严格说来,当然它只是对轴流式通风机オ是正确的,但对离心式叶轮也可以得到一个相当正确的平均值。 由这一假设,则 从以下的讨论可以获得一个在各种不同的叶片角时,反作用度和全压△p的清晰图象。我们来看一些叶轮,若它们具有相同的圆周速度、相同的直径以及相同的叶片宽度,则它们的流量也相同,所以c2m为常数。现在,若叶片角不同,则可得到和图7所示相类似的速度三角形。把△ph∞=(y/g)c2uu2和圆周速度产生的动压(y/g)u22联系起来,就可得到一个重要的系数。因为圆周速度的压力其物理意义较容易理解,所以用它作为一个比较的基础。这一新的系数称为压力系数，推导得   于是得到：                        ψh∞=4（1-&au;）  ψh∞的图线是一条抛物线,其在c2u=0和c2u=2u2时和横座标相交,最大的数值是1,并在c2u=u2时达到。当叶片出口角为90°,即径向叶片时,压力被均匀地分配,一半是静压,另一半则是动压。在c2u=2u2时,ψsh∞=0,ψh∞=4。当然,它表明在这一点达到了最大的全压,但这时的静却为零,叶轮只是产生动能。具有这种特性的离心叶轮称为冲动式叶轮,而静压在叶轮内增加的离心叶轮称为反作用式叶轮。大多数通风机都是按反作用式原理工作的。 叶片型式主要按叶片角&bea;2的不同而异,其型式的不同对能量的转换有着重大的影响。这些叶片型式是:(1)后向叶片(2)径向叶片;(3)前向叶片。 图8表明了具有相同叶片进口角和叶片数时的这三种叶片的略图。由于在流量和转速相同时,这些叶片必需具有同样的进口角,故它们的进口形状是一样的。这三种型式的叶片在通风机中均有采用。   总反作用度 以上导出的反作用度对通风机设计者来说,是一个非常有用的参数。在比较各种型式的叶轮时,它是一个不可缺少的参数。此外,它涉及通风机叶轮内部过程的固有特性,而这一特性并不反映在通风机的外部特性上。因此,只有通风机设计者オ对此数值感兴趣；对通风机使用者来说,很少关心这一数值,而是更多地注重通风机的总的效能。对他们来说,了解动压和全压间的比值会更有意义些。例如在许多的使用场合下,均要求很大的横截面面积。这就是说即使高速通风机可能是高效率的,因为高速会带来损失,所以在排气系统中很少采用。如果我们来研究一下如图1所示那种无进风管的通风机,其压力管网系统连接于通风机的出口端,则可比较清楚地理解通风机的这种特性。在通风机出口处测得的压力(即止压力)是通风机的全压,而在这里所测得的静压即表示高于大气压的静压值。在这种情况下,装设进风管的必要性是可以免除的,而出口截面(它是通风机结构的个非常重要的参数)就显得最重要了。如果按下式来解析总反作用度,则通风机的上述特性就清楚了。                             &au;a=△ps/△pa 由关系式得：△pa-△ps=0.5&ho;c2 出口速度的意义现在也变得清楚了。在大多数使用场合下,如有可能要求大的  &au;a。    

一般,空气进入叶轮时是没有周向分量的。这种分量主要需由进口导叶来产生。姐果没有这种导叶,那么空气则是径向进入叶轮,并根据公式有                 △ph∞=λ/gu2c2u=&ho; u2c2u 这一公式可以进一步简化。如果用一个系数&au;来表示c2u/u2,并以此取代c2u,则压力就可用圆周速度u2来表示：                △ph∞=λ/gu22c2u/u2=λ/gu22&au; 无因次系数&au;只取决于速度三角形的角度。由图4,应用正弦定理得到c2=u2【sini&bea;2/sin(α2 &bea;2)】将其代入下式：   例：已知圆周速度u2=80m/s，求叶片出口角&bea;2=60°，α2=20°的压升。 解：由图6查得的数值为0.82，将此值代入公式得到：                          △ph∞=λ/gu22&au;=0.82x1/8x802=656mmh2o 进口预旋 人们常常会问,空气在进入叶轮以前是否已受到了叶片的作用?某些人确信会发生一些预旋,但另一些人则认为预旋仍值得怀疑。对于这个问题,让我们基于严格定义的科学原理来作一个解答一一即由于能量传递机构的作用,一定的预旋实质上是应该存在的。这一点可由这样的事实来说明:即只有在绝对流动不是稳定的情况下,叶片才有能把能量传递给空气。这种非稳定流动是由工作叶片的周期转动所造成。所以,如果流动不是稳定的,那么在叶片上的流动也不可能是稳定的。但这种不稳定是连续的,故它从叶片端部开始一直延伸到了吸入腔。虽然这种说明表明基本的预旋是存在的,但它是如此的小,以致根本无法测量。  

风机系统性能不佳的三个最普通的原因是： 一，是出口连接不当; 二，是进口气流不均; 三，是风机进口处产生涡流。    这些情况改变了风机的空气动力学特性,从而不能发挥其全部气动的潜力。如风机的进口或出口处连接设计不当或安装不当,就会出现这些状况。出口处连接不好会降低风机的性能,使其大大低于风机样本中介绍的额定值。 性能不佳的其它主要原因如下： 实际管网系统的空气性能特性曲线(图4-16中曲线1、曲线3)与计算的管网系统曲线(图4-16中曲线2)相差甚大。 系统设计计算没有给附件和附属设备的效应(即系统附加阻力)留有足够的余量, 或者风机选型时没有考虑附属设备对风机性能的影响。 注：系统的性能是由现场测量技术确定,受测量误差的影响将会得出不精确的结果。    

   管网系统的阻力取决于流经系统的气体的密度。风机工业的标准气体密度为1.20kg/m3。图4-14为与标准值不同的气体密度对风机性能的影响。压力和功率的变化直接按风机进口的气体密度与标准密度之比而变化时,若通过制造厂的产品样本或风机压力曲线选择风机时,通常需考虑该密度比。  

   增大和减少风机转速会改变通过系统的体(容)积流量。图4-13示出,当风机转速增加10%至图4-13中点2时,qv也随之增加。qv增加为10%,这就会引起严重的功率消耗,按风机定律,功率需增加33%。仅要流量增加10%,这时所连接的电动机功率将增加33%。(注意,增加所做的功会要求功率增加。风机所输送的空气克服系统所产生较高的气流阻力的容积流量应较大些,这是增加所做功的措施)。在相同的系统中,pin是作为转数比的三次方增加的,而在相同系统曲线的所有点风机效率保持不变。 改变风机的体(容)积流量的另一个方法是可改变风机的进口导叶。  

    如果由系统的气流阻力和适当的“系统附加阻力系数&dquo;组成的系统特性曲线,已经精确的确定了系统阻力两者的关系,那么选择的风机会达到相当和必要的压力以满是系统的要求,当风机安裝在系统时,风机会产生:设讨计的流量qv。    系统曲线和风机性能曲线的交叉点确定了实际的体(容)积流量.如果已精确地确定了系统阻力并适当地选择了风机,那么其性能曲线会在设计流量qv点1、2、3处相交。参见图4-12。标准管网系统曲线a是通过风机性能曲线上的高效点性能划出的。管网系统由线的100%的设计流量qv,相当于在风机的自由排出流量qv的60%处。    使用风机调节风、管路调节风、混流箱和終端装置等通常会改变系统阻力,随之会改变装置中通过系统的体(容)积流量。图4-12中体(容)积流量可以通过増加气流阻力,从100%的设计流量qv(图4-12中点1、管网系统曲线a)变化到80%的设计流量qv,从而使系统的特性线改变成管网系统曲线b。这导致了风机在图4-12中点2处运行,(图4-12中风机曲线和管网系统曲线b的交点2)。同样,减少了气流阻力,会使体(容)积流量增至设计流量qv的120%左右,从而将系统特性曲线变成管网系统曲线c。这导致了风机在点3处运行(图4-12中的风机曲线和管网系统曲线c的交点3)。  

一，系统 空气系统简单地说,包括风机及与其进口或出「门或两者口都连接的管路。较为复杂的空气系统包括风机、管网、空气控制调节风门、冷却管、加热管、过滤器、扩散器、消声器和导向叶片等。风机是本系统内给气体以能量,用以克服其它部件的流动阻力的一个组成部分。 二、组件的损失 每个空气系统对气流都有一个附加阻力,通常与其它系统不同、而且该阻力与本系统内的各个组件有关。下面将讨论某些组件和风机附属装置对风机性能的影响,并给出空气系统附加阻力系数,这会帮助系统工程师估算这些附加阻力。 三、系统曲线 在通过给定空气系统的一个固定的体(容)积流量q下,会产生相应的压力损失或流阻。如流量变化了,所产生的压力损失和流阻将随之変化,对于大多数系统决定这种变化的关系式如下：                 阻力c/阻力=压力c/压力=（qc/q）2    一个典型的“固定系统&dquo;的特性曲线按述关系式画成一个抛物线。三个不同的任意系统(管网系统a、管网系统b和管网系统c)的气流阻力对于体(容)积流量的典型曲线见图4-11.一个固定系统的阻力增大或减少仅取决于沿着该系统曲线的体(容)积流量的增大或减少。 参考图4-11中的管网系统线a,假定在体(容)积流量为100%、阻力为100%的情况下确定一个系统设计点。如果体(容)积流量培增设计容量的120%时,按系统的方程式得出,系统阻力会增至设计阻力的144%,流量进一步增加会导致系统压力的相应增加。体(容)积流量减至设计体(容)积流量的50%、则会使阻力减小至设计阻力的25%。    应注意,在百分比基础上.,同样的关系式也适用于管网系统曲线b和管系统曲线c。这些关系式是典型的固定系统的特定曲线。  

   图4-16曲线1示出了实际管网系统的气流阻力比预计的要大的一种情况。风机以实际状态运行,这种状况一般是没有精确计算系统阻力的结果。计算系统压力损失时应考虑所有损失,否则最终系统会比设计的更有局限性,且实际流量会不足(图416中点2)。         在实际系统中,如果压力损失大于设计值,如图4-16中曲线1,风机转速增加可能会在图4-16中的点5达到设计体积流量。在打算增加风机转速之前,应与风机制造厂检查确定转速是否可安全地增大,并确定预期增加的功率,所连接的电动机应能承受增大的风机功率。