离心风机的工作原理

离心风机的工作原理目前一页\总数二十八页\编于十七点离心风机的工作原理（离心式风机的分类1、风机按风压（相对压力）H的大小，可分为：

2、高压离心风机P=2940—14700N/m2

（H=300—1500毫米水柱）

3、中压离心风机P=980—2940N/m2

（H=100—300毫米水柱）

4、低压离心风机P<980N/m2

（H<100毫米汞柱）；

5、高压轴流风机P=490—4900N/m2

（H=50—500毫米水柱）

6、低压轴流风机P<490N/m2

目前二页\总数二十八页\编于十七点离心风机的工作过程离心风机主要由叶轮、进风口及蜗壳等组成（图14－2）。叶轮转动时，叶道（叶片构成的流道）内的空气，受离心力作用而向外运动，在叶轮中央产生真空度，因而从进风口轴向吸入空气（速度为c0）。吸入的空气在叶轮入口处折转90°后，进入叶道（速度为c1），在叶片作用下获得动能和压能。从叶道甩出的气流进入蜗壳，经集中、导流后，从出风口排出图14-2离心通风机内气体流动方向1.出风口2.蜗壳3.叶轮4.扩压管5.进风口6.进气室目前三页\总数二十八页\编于十七点叶轮的工作原理

（一）速度三角形空气在叶道上任一点处，有绝对速度c，它是气流与叶轮的相对速度ω与牵连速度μ的向量和（图14－3a）。绝对速度c与牵连速度μ的夹角以α表示。相对速度ω与牵连速度μ的反方向的夹角以β表示。通常只画出叶片入口及出口的速度三角形，并以1点表示叶轮入口；2点表示叶轮出口（图14－3b、c）。目前四页\总数二十八页\编于十七点图3速度分析及速度三角形.气流在叶道内的速度分析b.进口气流速度三角形c.出口气流速度三角形目前五页\总数二十八页\编于十七点（二）基本方程——欧拉方程

便于计算，作假设如下：

1、气体为理想气体，流动没有能量损失，风机功全部转化为气流能量。

2、叶轮叶片数无限多、无限薄。所以气体在叶道内的流线与叶片形状一致，气流相对速度ω2的出口角β2与叶片出口安装角β2A一致。

3、气流是稳定流，其流动不随时间而变化。当风机流量为Q（m3/s）、压力为PT∞N/m2

时（PT∞——叶片数无限多理论压力），气流则得到的能量为N=QPT∞（N·m/s）如风机轴上阻力矩为M（N·m）、角速度为ω（1/s），）则驱动风机的功为

N=Mω（N·m/s）根据假设1，驱动风机的功全部转换为气流的能量，则目前六页\总数二十八页\编于十七点.

根据动量矩定律，单位时间内，叶轮中气流对风机的动量矩的变化，等于外力对此轴线的力矩和。由图1可知，叶道内气体abcd经时间Δt后，移动到efgh。根据假设3，气流为稳定流，截面abgh内气体动量矩不变。因而在Δt时间内，气体动量矩的变化为面积abfe与dcgh动量矩之差，而面积abfe与dcgh内体质量相等，并等于每秒钟流过叶轮气体质量乘以时间Δt，即

m=QρΔt叶轮入口及出口处的动量矩M1及M2分别为目前七页\总数二十八页\编于十七点.

单位时间内动量矩的变化为力矩M

或

所以上式为离心通过风机的基本方程，又叫欧拉方程。因略去了全部损失，所以PT∞称为无穷多叶片时的理论全压。在上式中，C1u是叶轮进口处气流绝对速度C1在圆周方向的速度分量。由于叶轮入口处具有切线速度u1

，按速度场作用规律，气流在进入叶轮时应该存在切向分速。但是空气的粘性很小，在没有导流器时，可以认为气流是径向进入叶轮的，即在叶轮入口处，α1=90°，C1=C1r，C1u=0。代入欧拉方程，可得：

PT∞=ρu2C2u目前八页\总数二十八页\编于十七点图14-4轴向涡流的产生原因及其c2u的影响目前九页\总数二十八页\编于十七点

目前十页\总数二十八页\编于十七点（三）轴向涡流

实际上风机的叶片数是有限的，相邻两叶片所形成的叶道占有一定的空间。当叶轮旋转时，叶道空间随叶片一起转动；而叶道内的气体，由于自身粘性小，又有惯性，它就有保持其本身方向不变的趋势。由图14－4可见，当叶轮旋转时，叶道内的气体与叶道空间具有相对回转，转向与叶轮放置方向相反，这就是轴向涡流。轴向涡流使气流出口角β2与叶片安装角β2A不等且β2<β2A

，所以，在叶片数有限时，有：

C2u=u2－C2rctgβ2<C2u∞

即PT<PT∞

或PT=μPT∞

式中μ称为环流系数或压力减少系数。可见，当叶片数有限时，因C2u<C2u∞，故理论压力相应减少。目前十一页\总数二十八页\编于十七点

三、离心风机的功耗及效率

1、有效功率Ne有效功是指气流通过风机时从叶轮取得的能量。单位容积流量通过风机后增加的能量为全压P（N/m2），若流量为Q，则风机的有效功率即输出功率为

2、轴功率N轴功率就是风机轴上的输入功率。若风机的全压效率为η则：

3、电机功率Nm

K——电机容量储备系数，其值可按表14－2选取。式中ηm——风机传动效率目前十二页\总数二十八页\编于十七点电动机容量储备系数

风机轴功率N（kW）<0.50.5―11－2电机容量储备系数K1.51.41.3

风机轴功率N（kW）2－5>5电机容量储备系数K1.21.15目前十三页\总数二十八页\编于十七点

四、离心风机的性能曲线

风机的基本性能参数为流量Q、风压P、轴功率N及效率η。这些性能参数均受风机转速的影响。当风机转速一定时，风压、功率及效率与流量之关系曲线，称为离心通风机的性能曲线。（一）

理论性能曲线在绘制理论性能曲线时，不考虑能量损失。当叶片无限多时，风机的理论压力为PT∞。由图14－3c可知：

C2u=u2－C2rctgβ2

代入PT∞=ρu2C2u式得：因为

Q=πD2b2C2r

所以目前十四页\总数二十八页\编于十七点

式中D2——叶轮外径

b2——叶轮外径处叶片宽度

在叶片无限多时，气流出口角β2

等于叶片安装角β2A

。一台风机若转速不变，则u2、D2、b2、β2A均为常数，则有：

PT∞=A－BQ

图14-5风机的理论性能

曲线（PT∞-Q）

图14-6风机的理论性能

曲线（N-Q）

因A、B为常数，所以PT∞与Q成线性关系。对前向叶片，β2A>90°，ctgB2<0，B为负

图14-5风机的理论性能曲线（PT∞-Q）图14-6风机的理论性能曲线（N-Q）目前十五页\总数二十八页\编于十七点值，故PT∞因Q的增加而增加（图）；径向叶片β2A=90°，ctgB2=0，B=0；后向叶片，β2A<90°，ctgB2>0，B为正值，故PT∞因Q的增加而减少。

图14-7有限叶片数对理论性能曲线(P-Q线)的影响

n=常数；β＜90°

因假定无能量损失，所以风机轴功率N与压力和流量之乘积成正比因而可得三种叶片的功率消耗与流量的关系曲线（图）。由图可见，前向叶片在流量增大时，功耗剧增，而后向叶片在流量增加时，功耗增长较缓。

在叶片数有限时，风机理论压力将减少。对一定的叶轮，可近似地认为环流系数μ为常数，则风机的理论性能曲线（PT∞－Q）将变为另一条直线（PT－Q）。图14－7是后向叶片的理论性能曲线（P－Q线）的变化示意图。

图14-7有限叶片数对理论性能曲线(P-Q线)的影响n=常数；β＜90°目前十六页\总数二十八页\编于十七点（一）

图实际性能曲线(P-Q)后向叶片，n=常数

实际性能曲线实际上风机有能量损失，如果只考虑流动损失，则在给定转速下的实际性能曲线（P－Q）如图14－8所示。由于未考虑泄漏损失及轮阻损失，它与实际情况有一定出入。

图离心通风机的性能曲线

a.前向叶片风机b.后向叶片风机

目前还不能用计算的方法绘制实际性能曲线。所以离心风机的性能曲线者是根据试验数据绘制的。由风机试验可测出各工况点的流量Q、全压P及轴功率N并算得效率。以流量Q为横坐标所得P－Q、N－Q、η－Q等关系曲线即为风机的实际性能曲线（图14－9）。图14-8实际性能曲线(P-Q)后向叶片，n=常数图14-9离心通风机的性能曲线a.前向叶片风机b.后向叶片风机目前十七页\总数二十八页\编于十七点五、叶片形状

风机叶片形状可分为直叶片和曲叶片；按叶片出口安装角可分为前向（β2A>90°），径向（β2A=90°）及后向（β2A<90°）叶片三类，对应的风机叶轮称为前向、径向和后向叶轮。常用的叶轮形式如图14－10所示。

图14-10常用叶轮形式a.前向叶片b.多叶式前向叶片c.径向曲叶片d.径向直叶片e.后向曲叶片f.后向直叶片目前十八页\总数二十八页\编于十七点（一）叶片形状对风机性能的影响叶片形状影响出口安装角β2A的大小，因而也影响在叶轮出口处气流绝对速度C2

的大小（图14－11）。C2不同，则风机性能也有较大差异。

图11叶片出口角β2A对叶轮出口速度C2的影响(D2、n、u2相等)a.前向叶片(β2A＞90°)b.径向叶片(β2A=90°)c.后向叶片(β2A＜90°)

1、由式PT∞=ρu2C2u可知，C2u愈大，则风机的压力愈高。由图14－11可见，在叶轮直径相同、转速相同、流量相等时，前向叶轮风机压力最高，径向次之，而后向最低。图14-11叶片出口角β2A对叶轮出口速度C2的影响(D2、n、u2相等)a.前向叶片(β2A＞90°)b.径向叶片(β2A=90°)c.后向叶片(β2A＜90°)目前十九页\总数二十八页\编于十七点

2、随流量的增加，前向叶轮风机功耗剧增，有超载的可能，称为过载风机，后向叶轮则有功率不易过载的优点。

3、因C2大，前向叶轮出口处气流动压大，但风机出风口处气流动压较小，所以叶轮出口动压中的一部分将在蜗壳中通过扩压转化为静压，扩压损失大，而后向叶轮扩压损失小。另外前向叶轮叶道短、断面变化大，其叶道内的流动损失也大于后向叶轮，故后向叶轮效率高，前向叶轮效率低，径向叶轮则在两者之间。4、前向叶轮噪声较大。

5、从工艺观点看，直叶片制作简单，但径向直叶片冲击损失大、效率低。

（一）

各种叶轮的应用

1、后向叶片风机效率高、噪声小、流量增大时动力机不易超载，因而在各种大、中型风机中得到广泛应用。它的缺点是在相同的风量、风压时，需要较大的叶轮直径或转速，另外叶片容易积尘，不适于作排尘风机。

目前二十页\总数二十八页\编于十七点

2、前向叶片风机效率较低、噪声大，但在相同风压、风量时，风机尺寸小，转速低。因而它用于高压通风机（P=7850－9810Pa）以及要求风机尺寸小的场合。在移动式农业机械中由于要求风机的尺寸较小，因此常采用前向叶片的中、高压风机。

3、多叶式离心通风机都用前向叶片，它的特点是轮径比（D1/D2）大、叶片数多，叶片相对宽度较大，因而用较小的尺寸可得较大的压力和流量，且噪声较低，但效率也低。农业机械中的一些小型风机如小型植保机械上，常采用多叶式风机。

4、径向直叶片风机的压头损失大，效率低，但形状简单、制作方便。当风机效率不作为主要考核指标时，它常被用作低压风机。另外，后向直叶片风机效率较径向直叶片风机高，制造也比较简单，适用于动压低、静压与动压比值较高的场合，一般用于中、低压风机，应用较多。目前二十一页\总数二十八页\编于十七点离心叶轮的进口角直接影响风机的风量，出口角会影响风机的压力，从现有的风机资料看出口角在40度左右效率较高，如风机转速和直径没定的话可尽量把出口角定在40度附近。设计时有两个参数选取比较重要，一个是叶叶片的进口、出口处直径比d1/d2，另一个是c2r/u2，都会影响风机的性能好坏，设计时可以参照一下现有性能优秀的叶轮。

是的，c1r/u1也重要的，定了d1/d2和c2r/u2，进出口气流角度是可以计算了，进口角当然是尽量减少气流的冲击损失为佳一般进口角设计β1等于βA1即冲角为0是最佳的但有时为了保证风机的风量，把进口安装角增加2--3度目前二十二页\总数二十八页\编于十七点风机叶轮的设计通常很复杂，一般老说他们在设计中的时候根据主要参数，通过模板来进行设计。先做可调安装角的叶轮进行试验，试验合格后，再把叶片的各项参数定下来。空气动力学的大多教程和材料里面没有讲风机设计.

翼形的设计是有的,但是飞机用的翼形和风机的翼形区别很大.

用计算流体力学来处理这个问题近年比较流行,但是坐的也不多.毕竟在高度湍流的流动状态下,和弯曲复杂的流动区域里,算出来的结果也是很难保证可靠.再者就是内部空间复杂要划分网只能用非结构网格,对机器的要求又提高了.gambit里面带的Turbo的工具用起来方便具体那样划分网格对模型的近似度如何,尚难确定。目前二十三页\总数二十八页\编于十七点

二、基本参数的测定方法绘制风机的空气特性曲线的基本参数为流量、压力、功耗及效率等。其测定及计算方法如下。（一）流量1、用集流器测流量集流器有圆弧形和锥形两种型式（图14-28）。器壁上有孔，可用来测定静压，如果没有损失，则在j-j截面上（图14-27a）动压与静压相等；如

考虑损失，则可引入一流量系数φ，因而可算得风筒内气流速度V流量Q目前二十四页\总数二十八页\编于十七点式中F——风筒在j-j截面处的面积

Psj——在j-j截面处测得的静压(N/m2)，通常在j-j截面的风筒上，按四等分开四孔，分别测出静压，然后取平均值即Psj

φ——流量系数，对圆弧形集流器，φ=0.99；锥形集流器φ=0.982、用皮托管测定流量皮托管结构如图14-29所示。用皮托管可测定管内某一点的动压力Pd(图14-30），因而可算出该点的气流速度。为了测出平均流速，可将管道断面分为面积相等的若干个小块，分别测出每一小面积的中心的动压力Pdi，算出其速度Vi及平均速度Vp，再求得流量Q。（m/s）

目前二十五页\总数二十八页\编于十七点式中F——管道面积（m2

）

D——圆形管道直径（m）矩形管道一般可分为16个或更多的小矩形面积（图14-31a），圆形管道一般可分为五个等面积圆环，依管道直径的大小在每一圆环测定2点或4点（图14-31b）。各测定点直径分别为D1=0.316D，D2=0.548D，D3=0.707D，D4=0.837D，D5=0.949D图14-29皮托管图14-30用皮托管测定动压图14-31动压测定点1.矩形管道2.圆形管道目前二十六页\总数二十八页\编于十七点

（二）压力在风筒壁上开孔接上压力计，可测定此断面的静压（图14-27），也可用皮托管接入压力计测定某一断面的动压或静压，常用V形