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一、串聯(lián)運行的風機 有時需要在同一個系統(tǒng)“串聯(lián)&dquo;安裝兩臺或多臺風機。如果風機由單一裝置組成,該裝置通常稱為“多級&dquo;風機。這種裝置很少用于普通的通風和空調系統(tǒng),但在一些特殊的工業(yè)系統(tǒng)中還是經(jīng)常使用的。 在理論上,兩臺串聯(lián)運行的風機的組合流量一一壓力曲線是在同一體(容)積流量時將風機壓力相加而得出的(圖4-43)。實際上,由于后面級的空氣密度的增加,體(容)積流量有些減少。由于不均勻的氣流進入第二級風機進口,性能損失通常很大。 建議要求風機制造廠審查所提出的系統(tǒng)設計,并對安裝的性能進行一些估算。 二、并聯(lián)運行的風機 風機經(jīng)常并聯(lián)地安裝和運行在同-個系統(tǒng)中,尤其是要求大風量時更是如此。在此情況下組合的流量-壓力曲線是,通過將相同壓力下的每個風機的體(容)積流量相加而得出的(圖4-44），如進口工況受到限制或流人進口的氣流不均勻時,則多臺風機的總性能會比理論上計算的總和要小。 有些風機在靠近峰值壓力點左側的壓力流量曲線上有著“正&dquo;斜率。 如果選擇并聯(lián)運行的風杋在這個“正的&dquo;斜率范圍,那么風機的運行就不會平穩(wěn)。圖4-44示出了這種并聯(lián)工作的兩臺風機的組合流量一一壓力曲線。在峰值壓力點左側的閉合回路就是給出每個壓力下所有的容積流量的總和。如果系統(tǒng)曲線與這個回路封閉的區(qū)域內的總和流量一壓力曲線相交,那么有可能不止一個操作點。這就可能引起其中一臺風機風量過多,如果風機都是單獨驅動的話,則就有可能使某個電動機過載。這種不平衡的氣流狀態(tài)會反復無常,造成風機間斷的有負載和無負載。 風機出口的副翼控制器或進口、出口的調節(jié)風門可以用來消除不平衡氣流或消除脈沖和反向運行,以及管網(wǎng)或驅動系統(tǒng)的損壞。    

此例是一個引風系統(tǒng),一般用于引風。注意A點的進口損失。如果采用喇叭形進口將會降低這一損失(圖4-48)。 在風機的吸氣端,靜壓是負值,但動壓永遠是正值。通風機動壓為125Pa，此例示出了系統(tǒng)附加阻力。 圖4-28中,半徑與直徑比為1的進口彎管和彎管與風機進口之間無管路的情況下,系統(tǒng)附加阻力為R。 對于風機進口有10%障得的軸承,系統(tǒng)附加阻力U。見表4-11。對于排入大氣而無出口管路的風機,系統(tǒng)附加阻力R,見表4-1。 A為銳邊管路的進口阻力損失為100Pa A——B流量為1.42m3/s的管路阻力損失為750Pa。 B為進口彎管,系統(tǒng)附加阻力R,系統(tǒng)附加阻力為150Pa C為進口軸承,系統(tǒng)附加阻力系數(shù)U,系統(tǒng)附加阻力為50Pa。 E為風機動壓為125Pa。 E為無出口管路的膨脹段,系統(tǒng)附加阻力R,系統(tǒng)附加阻力為150Pa。 所需風機的總壓為1320Pa。 風機靜壓=風機總壓一風機動壓 風機靜壓=1320Pa-125Pa=1195P 選擇流量為qv為1.42m3/s、靜壓為1195Pa的風機是合適的。    

此種情況的風機出口會突然擴大。它除了略去風機出口管路之外,與風室效應的實例類似。風機可直接排氣到風室里(圖4-47)。 帶有蝸舌的風機,在蝸舌截面(通風面積)產(chǎn)生的速度比出口管路(出口面積)的速度要高。這個較高的速度(在蝸舌處),當出口管路用于風機試驗時會部分地轉換靜壓。帶蝸舌的風機如果通過“墻壁&dquo;通向風室或像排風機一樣直接排進大氣,那么,所有動能都會失去。在這些應用中,能量損失和系統(tǒng)附加阻力系數(shù)將會超過用“風機出口面積&dquo;表示的風機出口的動壓。 無出口管路的風機的系統(tǒng)附加阻力系數(shù)由下列方法求出，令風機的通風面積/出口面積=0.6，風機出口速度=14.43m/s時，無出口管路 査表4-1系統(tǒng)附加阻力系數(shù)=R-S;通過圖4-18査出14.43m/速度和系統(tǒng)曲線R,系統(tǒng)附加阻力為150Pa。 D一E為風機在1.42m3/s時的管路摩擦損失為750Pa。 D為風室至管路的收縮損失,管網(wǎng)部分為50Pa。 D為在D點產(chǎn)生速度所需要的靜壓能量,管網(wǎng)部分為125Pa。 B-C為無出口管路的膨脹部分的系統(tǒng)附加阻力,査表4-1和圖4-18,系統(tǒng)附加阻力為150Pa。 所要的風機靜壓為1075Pa 選擇流量為1,42m3/s和靜壓1075Pa的風機是合適的。    

   此例的管網(wǎng)系統(tǒng)與試驗的風機實例中所述的管網(wǎng)系統(tǒng)一樣。但風機有個短的出口管路,緊接一個風室,其橫截面積比管路面積大10倍,圖4-46為壓力梯度-風室效應圖。    圖4-46中管路E一F的速度為14.43m/s,相當于125Pa的動壓(pa)。點“F&dquo;的動壓為125Pa,靜壓0.0Pa,總壓為125Pa。管路摩擦會引起靜壓和總壓逐漸增加,使之回到E點。如果管路的橫截面積均勻,那么該系統(tǒng)中部分的動壓就會不變。 由于從風室到管路的壓力突然收縮造成50Pa的能量損失,所以風室的總壓為875Pa管路入口的總壓加50Pa的收縮損失成為925Pa的總壓。 通過風室D到E的氣流的速度比較低,風室的動壓為0.0Pa,因此這個速度可以忽略不計。 D點有個突然擴大的能量損失,它等于排至風室的管路的繁個動壓(即125Pa)。 風機和風室間的出口管路為2.5個當量直徑長,與風機額定試驗所用的管路相同。出口管路(與風室)的靜壓是額定試驗中測定的靜壓。 此例要求選擇的風機靜壓為925Pa,流量為1.42m3/s,將這種風機與前面選擇的靜壓750Pa和流量1.42m3/s的風機進行比較,顯然風機的靜壓將增大。 E一F流量為1.42m3/s時的管路摩擦損失750Pa。 E為風室至管路的收縮損失50Pa(管網(wǎng)部分) E為風室形成E點速度所需要的靜壓能量為125Pa(管網(wǎng)部分)。 D為空氣速度減小所引起的D點的動壓損失(也是總壓損失)125Pa 在D處管路到風室的靜壓不變,靜壓差為0.0Pa C一D為試驗風機的出口管路,靜壓差為0.0Pa 所需要的風機總靜壓為925Pa。 選擇流最為1.42m3/s和靜壓925Pa的風機是合適的。 顯然新風機與前例選擇的風機進行比較時,可發(fā)現(xiàn)新風機靜壓將增加175Pa。  

        如圖4-45所示,管網(wǎng)系統(tǒng)的總摩擦損失在1.42m3/s流量時產(chǎn)生750Pa的壓降。風機出ロ(C)所需要的靜壓(ps)等于對應一定流量時的管網(wǎng)摩擦阻力。由于沒有進口障礙而且風機出口附近的管路與試驗裝置使用的一樣,使用公布的風機性能時,可以不用其它的系統(tǒng)附加阻力。 圖4-45中C一D為管路摩擦阻力損失750Pa;        A為進口無障礙,即無系統(tǒng)附加阻力;        B一C為帶直管路的出口。 與兩倍以上管路直徑相連的無系統(tǒng)附加阻力管路所需要的靜壓ps為750Pa 選擇風量為1.42m3/s和靜壓為750Pa的風機即可滿足需要。  

通風機和與之連接的管道間存在相互的作用。它是由出口管道阻力對運風機排出的空氣所產(chǎn)生的減速和節(jié)流作用決定的。通常,阻力正比于通風機所產(chǎn)生的壓力除以容積流量的平方.,即△p=cV2。為了求得一個無因次常數(shù),以適當?shù)臄?shù)值&ho;/2和F2代入上式,于是有比值φ2/ψ即稱為節(jié)流系數(shù),它愈來愈多地被其他作者所引用。   功率系數(shù)對于驅動功率,它也可以和前述的系數(shù)聯(lián)系起來,因此,定義了另一個稱為功率系數(shù)或性能系數(shù)的系數(shù)：    

    在實際應用中已發(fā)現(xiàn)單靠σ和ψ值來定量估計離心葉輪的主要性能是不夠的。一個給定的流量V和壓升△P,可以用尺寸相差很大的各種通風機來達到。一合通風機的造價往往取決于它的尺寸大小。但從用戶的觀點出發(fā),尺寸大小的重要性并不能過份地強調,而且用戶常常會要求知道通風機的比轉速。這樣,就需要有一些與通風機尺寸和轉速有關的系數(shù)。    我們知道,在設計水力透平中比轉速有著很大的好處。由于比轉速在水力透平中的應用成功,從而也被引入了通風機和泵的設計中。把一臺“單位透平機械&dquo;的轉速定義為比轉速,即一臺與給定透平機械完全幾何相似,但其尺寸使得在1米壓頭和1米3/秒流量時產(chǎn)生1馬力的“單位透平機械&dquo;的轉速。為了得到這個比轉速,采用人們所熟知的公式：     該系數(shù)一般對水力透平來說是適用的,因為水力透平的發(fā)展趨向是高轉速。所以對尺寸大的水力透平迫切希望得到最大可能高的轉速。     這一系數(shù)得以在工業(yè)上應用,其后又應用在離心泵和通風機上,主要應歸功于研究這門應用科學的大學的支持。把這一概念推廣到其它型式的離心機械沒有費多少時間,推通風機方面更是毫不費事。以后,比轉速已為轉速系數(shù)σ所代替。σ早已應用在軸流式通風機中。作者對這一系數(shù)的概念亦早已提出。最近,科迪爾提出了直徑系數(shù)&dela;。不過,該系數(shù)實際上在1905年巴舒斯所發(fā)表的文章中已提到過。與具有φ=1;ψ=1標準通風機的比較我們米介紹這些系數(shù)的新形式。 我們選擇一個流量為び、壓升為△P的離心葉輪,并使之與一個流量、壓力升均相同,但流量系數(shù)9=1、壓力系數(shù)ψ=1的葉輪進行比較,其中Cm=?，F(xiàn)在來決定這個葉輪的尺寸和轉速 圖48示出一臺軸流式通風機,其外徑為d2,轉速為加流量為び,全壓升為ムP=中(9/2)2。假設一合幾何相似的較小通風機,其外徑為d,壓升為△P。令c'為出口速度則△爭=Q/2(c)=中(/2)ら,所以,c'=V中。       因此,0和8的意義就明確了。把一些比較容易得到的離心輪之特性,與上述的甲=1,ψ=1,0=1和8=1系數(shù)進行比較。最近提議,可以和一個旋轉噴管進行比較,但這種比較有些勉強〔7。比較結果可概括如下直徑系數(shù)8表明一個葉輪的直徑與另一個=1和ψ=1的標準輪的直徑相比較所增大的倍數(shù)。 速度系數(shù)σ表明一個葉輪的轉速與另一個φ=1和ψ=1的標準葉輪的轉速相比較所増大的倍數(shù)。 總的來說,各種型式的葉輪均可以與9=1和中=1的標準葉輪相比較,從多葉葉輪到管式軸流式通風機,這種比較都是可行的。 如果(いり/(9/2)く1,即V事く甲時,直徑系數(shù)8可以小于1。這種情況是可能發(fā)生的,例如一臺普通的、具有=0.2和ψ=0.04的高速軸流式通風機的葉輪便是如此。 若以和F取代系數(shù)9和ψ,并代入和8的公式中,則得    

  雖然由外徑導得的流量系數(shù)可供一般使用,而且在用作各種通風機的比較方面更是其有價值。但是,從嚴格的科學觀點出發(fā),葉輪的當量面積并不足以能作為一種比較的基礎?？傊?葉柵的容積流量是按葉柵的進口面積來決定,而不是按其外徑的當量面積來決定。而且特別是對于那些窄的離心葉片葉輪,用上述方法會得出和軸流式通風機差別很大的結果。這樣,如果規(guī)定實際進口面積上的流量系數(shù)φ1與圓周速度之間的關系為：                     φ1=V/(π/4）/d12/u12    那么,就得到了各種葉輪與吸入容積流量間的數(shù)學關系式。呂特席對按當量面積和按進口面積所得出的φ值進行了比較,其結果示于圖47。圖中所示是基于離心泵試驗的比較,其特性是清楚的。從圖中看出,由當量面積所得到的各曲線顯得毫無規(guī)律,而由進口面積得出的各曲線卻是有規(guī)律的,可近似地看出每單位進口面積的實際吸入容積流量。例如從圖看出,窄的離心葉輪的吸入容積流量比高速葉輪的流量大得多。 以上的補充資料使我們對吸入容積流量的概念有了進一步了解,且完全不會對現(xiàn)今常用系數(shù)的單純實用價值有任何不利的影響。  

  每秒容積流量V也籥要有一個類似的比較基礎。為此,采用葉輪的當量面積πd22/4,而流體以速度u2流經(jīng)此面積。于是,容積流量就為V=πd22/4。實際上,這一流量與實際的流量是不相同的,但我們希望得知這一流量比實際流量大多少?這樣即導得了流量系數(shù)：    對于橫流式通風機,在決定其流量系數(shù)以前,還要研究一些另外的資料。對這種型式的通風機,若以橫截面面積作為一個比較基礎是不十分可靠的。因為只要増加葉輪的軸向長度,它的流量幾乎是可以任意地加大。因此,應取葉輪的投影面作為比較的基礎。以此決定的可簡單地由下式求得：