国产人人在线成视频|在线精品一区亚洲欧美|国产狂喷潮在线观看中文|亚洲一片二片三片在线观看|91精品一区二区中文字幕|国产日韩欧美αⅴ免费在线|久久久国产精品国产精品99|亚洲AV无码国产永久亚洲澳门

一、串聯(lián)運行的風(fēng)機 有時需要在同一個系統(tǒng)“串聯(lián)&dquo;安裝兩臺或多臺風(fēng)機。如果風(fēng)機由單一裝置組成,該裝置通常稱為“多級&dquo;風(fēng)機。這種裝置很少用于普通的通風(fēng)和空調(diào)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(fēng)機的組合流量一一壓力曲線是在同一體(容)積流量時將風(fēng)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(fēng)機進口,性能損失通常很大。 建議要求風(fēng)機制造廠審查所提出的系統(tǒng)設(shè)計,并對安裝的性能進行一些估算。 二、并聯(lián)運行的風(fēng)機 風(fēng)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(fēng)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(fēng)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(fēng)機的總性能會比理論上計算的總和要小。 有些風(fēng)機在靠近峰值壓力點左側(cè)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(fēng)杋在這個“正的&dquo;斜率范圍,那么風(fēng)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(fēng)機的組合流量一一壓力曲線。在峰值壓力點左側(cè)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(nèi)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(fēng)機風(fēng)量過多,如果風(fēng)機都是單獨驅(qū)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(fù)無常,造成風(fēng)機間斷的有負(fù)載和無負(fù)載。 風(fēng)機出口的副翼控制器或進口、出口的調(diào)節(jié)風(fēng)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(qū)動系統(tǒng)的損壞。    

此例是一個引風(fēng)系統(tǒng),一般用于引風(fēng)。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(fēng)機的吸氣端,靜壓是負(fù)值,但動壓永遠是正值。通風(fēng)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(fēng)機進口之間無管路的情況下,系統(tǒng)附加阻力為R。 對于風(fēng)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(fēng)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(fēng)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(fēng)機的總壓為1320Pa。 風(fēng)機靜壓=風(fēng)機總壓一風(fēng)機動壓 風(fēng)機靜壓=1320Pa-125Pa=1195P 選擇流量為qv為1.42m3/s、靜壓為1195Pa的風(fēng)機是合適的。    

此種情況的風(fēng)機出口會突然擴大。它除了略去風(fēng)機出口管路之外,與風(fēng)室效應(yīng)的實例類似。風(fēng)機可直接排氣到風(fēng)室里(圖4-47)。 帶有蝸舌的風(fēng)機,在蝸舌截面(通風(fēng)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(dāng)出口管路用于風(fēng)機試驗時會部分地轉(zhuǎn)換靜壓。帶蝸舌的風(fēng)機如果通過“墻壁&dquo;通向風(fēng)室或像排風(fēng)機一樣直接排進大氣,那么,所有動能都會失去。在這些應(yīng)用中,能量損失和系統(tǒng)附加阻力系數(shù)將會超過用“風(fēng)機出口面積&dquo;表示的風(fēng)機出口的動壓。 無出口管路的風(fēng)機的系統(tǒng)附加阻力系數(shù)由下列方法求出，令風(fēng)機的通風(fēng)面積/出口面積=0.6，風(fēng)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(fēng)機在1.42m3/s時的管路摩擦損失為750Pa。 D為風(fēng)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(fēng)機靜壓為1075Pa 選擇流量為1,42m3/s和靜壓1075Pa的風(fēng)機是合適的。    

   此例的管網(wǎng)系統(tǒng)與試驗的風(fēng)機實例中所述的管網(wǎng)系統(tǒng)一樣。但風(fēng)機有個短的出口管路,緊接一個風(fēng)室,其橫截面積比管路面積大10倍,圖4-46為壓力梯度-風(fēng)室效應(yīng)圖。    圖4-46中管路E一F的速度為14.43m/s,相當(dāng)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?xí)痨o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(fēng)室到管路的壓力突然收縮造成50Pa的能量損失,所以風(fēng)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(fēng)室D到E的氣流的速度比較低,風(fēng)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(fēng)室的管路的繁個動壓(即125Pa)。 風(fēng)機和風(fēng)室間的出口管路為2.5個當(dāng)量直徑長,與風(fēng)機額定試驗所用的管路相同。出口管路(與風(fēng)室)的靜壓是額定試驗中測定的靜壓。 此例要求選擇的風(fēng)機靜壓為925Pa,流量為1.42m3/s,將這種風(fēng)機與前面選擇的靜壓750Pa和流量1.42m3/s的風(fēng)機進行比較,顯然風(fēng)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(fēng)室至管路的收縮損失50Pa(管網(wǎng)部分) E為風(fēng)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(fēng)室的靜壓不變,靜壓差為0.0Pa C一D為試驗風(fēng)機的出口管路,靜壓差為0.0Pa 所需要的風(fēng)機總靜壓為925Pa。 選擇流最為1.42m3/s和靜壓925Pa的風(fēng)機是合適的。 顯然新風(fēng)機與前例選擇的風(fēng)機進行比較時,可發(fā)現(xiàn)新風(fēng)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(fēng)機出ロ(C)所需要的靜壓(ps)等于對應(yīng)一定流量時的管網(wǎng)摩擦阻力。由于沒有進口障礙而且風(fēng)機出口附近的管路與試驗裝置使用的一樣,使用公布的風(fēng)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(fēng)量為1.42m3/s和靜壓為750Pa的風(fēng)機即可滿足需要。  

通風(fēng)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(fēng)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(fēng)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(dāng)?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(qū)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(yīng)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(fēng)機來達到。一合通風(fēng)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(diào),而且用戶常常會要求知道通風(fēng)機的比轉(zhuǎn)速。這樣,就需要有一些與通風(fēng)機尺寸和轉(zhuǎn)速有關(guān)的系數(shù)。    我們知道,在設(shè)計水力透平中比轉(zhuǎn)速有著很大的好處。由于比轉(zhuǎn)速在水力透平中的應(yīng)用成功,從而也被引入了通風(fēng)機和泵的設(shè)計中。把一臺“單位透平機械&dquo;的轉(zhuǎn)速定義為比轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速。為了得到這個比轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速。     這一系數(shù)得以在工業(yè)上應(yīng)用,其后又應(yīng)用在離心泵和通風(fēng)機上,主要應(yīng)歸功于研究這門應(yīng)用科學(xué)的大學(xué)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(fēng)機方面更是毫不費事。以后,比轉(zhuǎn)速已為轉(zhuǎn)速系數(shù)σ所代替。σ早已應(yīng)用在軸流式通風(fēng)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(biāo)準(zhǔn)通風(fēng)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(zhuǎn)速 圖48示出一臺軸流式通風(fēng)機,其外徑為d2,轉(zhuǎn)速為加流量為び,全壓升為ムP=中(9/2)2。假設(shè)一合幾何相似的較小通風(fēng)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(zhuǎn)噴管進行比較,但這種比較有些勉強〔7。比較結(jié)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(biāo)準(zhǔn)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(zhuǎn)速與另一個φ=1和ψ=1的標(biāo)準(zhǔn)葉輪的轉(zhuǎn)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(biāo)準(zhǔn)葉輪相比較,從多葉葉輪到管式軸流式通風(fēng)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(fēng)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(dǎo)得的流量系數(shù)可供一般使用,而且在用作各種通風(fēng)機的比較方面更是其有價值。但是,從嚴(yán)格的科學(xué)觀點出發(fā),葉輪的當(dāng)量面積并不足以能作為一種比較的基礎(chǔ)。總之,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(dāng)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(fēng)機差別很大的結(jié)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(guān)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(xué)關(guān)系式。呂特席對按當(dāng)量面積和按進口面積所得出的φ值進行了比較,其結(jié)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(dāng)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(chǔ)。為此,采用葉輪的當(dāng)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(dǎo)得了流量系數(shù)：    對于橫流式通風(fēng)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(fēng)機,若以橫截面面積作為一個比較基礎(chǔ)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(yīng)取葉輪的投影面作為比較的基礎(chǔ)。以此決定的可簡單地由下式求得：