离心通风机设计.docx
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离心通风机设计
离心通风机选型及设计
1.引
言.⑴
2.离心式通风机的结构及原理..…（3）
离心式风机的基本组成（3）
（3）
（4）
（5）
离心式风机的原理离心式风机的主要结构参数
3离心风机的选型的一般步骤
4.离心式通风机的设计（5）
通风机设计的要求（5）
设计步骤（6）
4.2.1叶轮尺寸的决定（6）
422离心通风机的进气装置（13）
4.2.3蜗壳设计（14）
（20）
4.2.4参数计算
离心风机设计时几个重要方案的选择（24）
5.结论（25）
附录（25）
引言
通风机是依靠输入的机械能，提高气体压力并排送气体的机械，它是一种从动的流体机械。
通风机广泛用于工厂、矿井、隧道、冷却塔、车辆、船舶和建筑物的通风、排尘和冷却；锅炉和工业炉窑的通风和引风；空气调节设备和家用电器设备中的冷却和通风；谷物的烘干和选送；风洞风源和气垫船的充气和推进等。
通风机的工作原理与透平压缩机基本相同，只是由于气体流速较低，压力变化不大，一般不需要考虑气体比容的变化，即把气体作为不可压缩流体处理。
能有很大影响。
叶轮经静平衡或动平衡校正才能保证通风机平稳地转动。
按叶片出口方向的不同，叶轮分为前向、径向和后向三种型式。
前向叶轮的叶片顶部向叶轮旋转方向倾斜；径向叶轮的叶片顶部是向径向的，又分直叶片式和曲线型叶片；后向叶轮的叶片顶部向叶轮旋转的反向倾斜。
前向叶轮产生的压力最大，在流量和转数一定时，所需叶轮直径最小，但效率一般较低；后向叶轮相反，所产生的压力最小，所需叶轮直径最大，而效率一般较高；径向叶轮介于两者之间。
叶片的型线以直叶片最简单，机翼型叶片最复杂。
为了使叶片表面有合适的速度分布，一般采用曲线型叶片，如等厚度圆弧叶片。
叶轮通常都有盖盘，以增加叶轮的强度和减少叶片与机壳间的气体泄漏。
叶片与盖盘的联接采用焊接或铆接。
焊接叶轮的重量较轻，流道光滑。
低、中压小型离心通风机的叶轮也有采用铝合金铸造的。
轴流式通风机工作时，动力机驱动叶轮在圆筒形机壳内旋转，气体从集流器进入，通过叶轮获得能量，提高压力和速度，然后沿轴向排出。
轴流通风机的布置形式有立式、卧式和倾斜式三种，小型的叶轮直径只有100毫米左右，大型的可达20米以上。
小型低压轴流通风机由叶轮、机壳和集流器等部件组成，通常安装在建筑物的墙壁或天花板上；大型高压轴流通风机由集流器、叶轮、流线体、机壳、扩散筒和传动部件组成。
叶片均匀布置在轮毂上，数目一般为2〜24。
叶片越多，风压越高；叶片安装角一般为10°〜
45°，安装角越大，风量和风压越大。
轴流式通风机的主要零件大都用钢板焊接或铆接而成。
斜流通风机又称混流通风机，在这类通风机中，气体以与轴线成某一角度的方向进入叶轮，在叶道中获得能量，并沿倾斜方向流出。
通风机的叶轮和机壳的形状为圆锥形。
这种通风机兼有离心式和轴流式的特点，流量范围和效率均介于两者之间。
横流通风机是具有前向多翼叶轮的小型高压离心通风机。
气体从转子外缘的一侧进入叶轮，然后穿过叶轮内部从另一侧排出，气体在叶轮内两次受到叶片的力的作用。
在相同性能的条件下，它的尺寸小、转速低。
与其他类型低速通风机相比，横流通风机具有较高的效率。
它的轴向宽度可任意选择，而不影响气体的流动状态，气体在整个转子宽度上仍保持流动均匀。
它的出口截面窄而长，适宜于安装在各种扁平形的设备中用来冷却或通风。
通风机的性能参数主要有流量、压力、功率，效率和转速。
另外，噪声和振动的大小也是通风机的主要技术指标。
流量也称风量，以单位时间内流经通风机的气体体积表示；压力
也称风压，是指气体在通风机内压力升高值，有静压、动压和全压之分；功率是指通风机的输入功率，即轴功率。
通风机有效功率与轴功率之比称为效率。
通风机全压效率可达90％。
通风机未来的发展将进一步提高通风机的气动效率、装置效率和使用效率，以降低电能消耗；用动叶可调的轴流通风机代替大型离心通风机；降低通风机噪声；提高排烟、排尘通风机叶轮和机壳的耐磨性；实现变转速调节和自动化调节。
2.离心式通风机的结构及原理
离心风机的基本组成
主要由叶轮、机壳、进口集流器、导流片、联轴器、轴、电动机等部件组成。
旋转的叶轮和蜗壳式的外壳。
旋转叶轮的功能是使空气获得能量；蜗壳的功能是收集空气，并将空气的动压有效地转化为静压。
离心风机的原理
叶轮旋转产生的离心力使空气获得动能,然后经蜗壳和蜗壳出口扩散段将部分动能转化为静压。
这样,风机出口的空气就是具有一定静压的风流。
1-进气室；2-进气口；3-叶轮；4-蜗壳；5-主轴；6-出气口；7-扩散器
离心风机的主要结构参数
如图所示，离心风机的主要结构参数如下。
1叶轮外径,常用D表示；
2叶轮宽度,常用b表示；
3叶轮出口角，一般用B表示。
叶轮按叶片出口角的不同可分为三种：
前向式一一叶片弯曲方向与旋转方向相同,B>90°（90〜160°）;
后向式一一叶片弯曲方向与旋转方向相反,B<90°（20。
〜70°）;径向式——叶片出口沿径向安装,3=90°。
离心风机的传动方式
如图所示。
3风机的选型一般步骤
1、计算确定场地的通风量
[1]风机风量的定义为：
风速V与风道截面积F的乘积.大型风机由于能够用风速计准确测出风速•所以风量计算也很简单•直接用公式Q=VF便可算出风量.
风机数量的确定根据所选房间的换气次数.计算厂房所需总风量.进而计算得风机数量.计算公式:
N=VXn/Q其中:
N--风机数量（台）,V--场地体积
（m3）,n--换气次数（次/时）,Q--所选风机型号的单台风量（m3/h）.风机型号的选择应该根据厂房实际情况.尽量选取与原窗口尺寸相匹配的风机型号.风机与湿帘尽量保持一定的距离（尽可能分别装在厂房的山墙两侧）.实现良好的通风换气效果.排风侧尽量不靠近附近建筑物.以防影响附近住户.如从室内带出的空气中含有污染环境.可以在风口安装喷水装置.吸附近污染物集中回收.不污染环境
2、计算所需总推力It
It=△PXAt（N）
其中,At:
隧道横截面积（m2）
△P:
各项阻力之和（Pa）;一般应计及下列4项：
1）隧道进风口阻力与出风口阻力;
2）隧道表面摩擦阻力,悬吊风机装置、支架及路标等引起的阻力;
3）交通阻力;
4）隧道进出口之间因温度、气压、风速不同而生的压力差所产生的阻力.
3、确定风机布置的总体方案
根据隧道长度、所需总推力以及射流风机提供推力的范围,初步确定在
隧道总长上共布置m组风机,每组n台,每台风机的推力为T.
满足mXnXT>Tt的总推力要求,同时考虑下列限制条件：
1）n台风机并列时,其中心线横向间距应大于2倍风机直径
2）m组（台）风机串列时,纵向间距应大于10倍隧道直径
4、单台风机参数的确定
射流风机的性能以其施加于气流的推力来衡量,风机产生的推力在理论上等于风机进出口气流的动量差（动量等于气流质量流量与流速的乘积）,在风机测试条件先,进口气流的动量为零,所以可以计算出在测试条件下,风机的理论推力:
理论推力=pxQXV=pQ2/A（N）
P:
空气密度（kg/m3）
Q:
风量（m3/s）
A:
风机出口面积（m2）
试验台架量测推力T1一般为理论推力的倍.取决于流场分布与风机内部及消声器的结构.风机性能参数图表中所给出的风机推力数据均以试验台架量测推力为准,但量测推力还不等于风机装在隧道内所能产生的可用推力T,这是因为风机吊装在隧道中时会受到隧道中气流速度产生的卸荷作用的影响（柯达恩效应）,可用推力减少•影响的程度可用系数K1和K2来表示和计算：
T=T1XK1XK2或T1=T（K1XK2）
其中T:
安装在隧道中的射流风机可用推力（N）
T1:
试验台架量测推力（N）
K1:
隧道中平均气流速度以及风机出口风速对风机推力的影响系数
K2:
风机轴流离隧道壁之间距离的影响系数
特定场合风机选型使用分析
仓库通风
首先，看仓储货品是否是易燃易爆货品，如：
油漆仓库等，必须选择防爆系列风机。
其次，看噪声要求高低，可以选择屋顶风机或环保式离心风机，（而且有款屋顶风机是风力启动，更可以省电呢。
最后，看仓库空气所需换气量的大小，可以选择最常规的轴流风机SF型或排风扇FA型。
厨房排风
首先，对于室内直排油烟的厨房（即排风口在室内墙上），可以根据油烟大小选择SF型轴流风机或FA型排气风扇。
其次，对于油烟大，且油烟需要经由长管道，并管道里有打弯处理的厨房，强烈建议使用离心风机（4-72离心风机最为通用，11-62低噪声环保型离心风机也很实用），这是因为离心风机的压力较轴流风机大，且油烟不经过电机，对电机的保养和换洗更容易。
最后，建议油烟强烈的厨房选用以上两种方案并用，效果更佳。
高档场所通风
对于酒店、茶坊、咖啡吧、棋牌室、卡拉0K厅等高档场所通风，就不适宜用常规风机了。
首先，对于小室的通风，使通风管道连接中央通风管的房间，可以在兼顾外观与噪声基础上，选择FZY系列小型轴流风机，它体积小，塑料或铝制外观，低噪声与高风量并存。
其次，对风量与噪声要求更严格的角度说，风机箱是最好选择。
箱体内部有消音棉，外接中央通风管道后可以达到减噪的显著效果。
最后，补充一下，对于健身房的室内吹风，务必选则大风量的FS型工业电风扇，而非SF型岗位式轴流风机。
这是从外观及安全性方面考虑。
污水处理中风机选型应注意的问题
一、鼓风机是污水处理工程中常用的充氧设备,在污水厂风机选型时,风机厂家产品样本上给出的均是标准进气状态下的性能参数,我国规定的风机标准进气状态：
压力p0=101.3kPa,温度TO=20C,相对湿度©=50%,空气密度P=1.2kg/m3。
然而风机在实际使用中并非标准状态,当鼓风机的环境工况如温度、大气压力以及海拔高度等不同时,风机的性能也将发生变化,设计选型时就不能直接使用产品样本上的性能参数,而需要根据实际使用状态将风机的性能要求,换算成标准进气状态下的风机参数来选型。
二、风机选型中应关注鼓风机出口压力影响因素的分析容积式鼓风机排气压力的高低并不取决于风机本身,而是气体由鼓风机排出后装置的情况,即所谓“背压”决定的,曝气鼓风机具有强制输气的特点。
鼓风机铭牌上标出的排气压力是风机的额定排气压力。
实际上,鼓风机可以在低于额定排气压力的任意压力下工作,而且只要强度和排气温度允许,也可以超过额定排气压力工作。
对于污水处理厂而言,排气系统所产生的绝对压力（背压）为管路系统的压力损失值、曝气池水深和环境大气压力之和,如图1所示。
若由于某种原因,如曝气头或管路堵塞,使管路系统的压力损失增加,“背压”也会升高,于是鼓风机的压力也就相应升高;又若曝气头破裂或管路泄漏等原因,管路系统的压力损失则会减少“,背压”便不断降低,鼓风机的压力也随之降低。
综上所述,确定曝气鼓风机压力时,只需要鼓风机在标准状态下所能达到的绝对压力等于使用状态下的大气压力、曝气池水深和管路损失之和。
三、风机选型时应关注鼓风机空气流量因素在计算污水处理的需氧量时,其结果为标准状态下所需氧的质量流量qm（kg/min）,再将其换算成标准状态下所需空气的容积流量qv1（m3/min）,如果鼓风机的使用状态不是标准状态,例如在高原地区使用,则空气密度、含湿量会发生变化,鼓风机所供应的空气容积流量与标准状态是相同的,而所供空气的质量流量将减少,有可能导致供氧量不足。
因此,必须计算出能供应相同质量流量的容积流量,即换算流量。
在高原地区使用时,环境大气压力也会发生变化,压力比相应升高,那么,鼓风机的泄漏流量则会增大,这将导致鼓风机所供应的空气容积流量减少,也可能造成供氧量不足。
因此,设计时必须考虑使用条件发生变化时各种因素的影响,以保证风机所供应的实际空气流量能够满足使用要求,并需计算出换算流量和泄漏流量。
四、风机选型应关注鼓风机供气流量的变化规律对于同一台鼓风机,在冬季和
夏季,其容积流量是不会发生变化的,但因空气密度的不同质量流量会发生变化,也就是说供氧量会有所不同。
鼓风机在标准状态与使用状态下的容积流量是不变的,但因为空气密度（P）、含湿量等发生了变化，导致鼓风机输送至曝气池的供氧量（FOR）在冬季温度降低时增加、夏季温度升高时降低。
例如,某一污水处理厂,选用上述计算例题中的罗茨鼓风机,根据环境温度变化,计算出鼓风机的实际供氧量,其一年的变化规律在实际运行过程中,由于进水量、水质、水温、MLSS等参数的变化,系统需氧量（SOR）也会发生变化在夏季,水温较高,曝气池需氧量（SOR）增大，但鼓风机的供氧量（FOR）在减少,这是设计时考虑需氧量的最不利工况点,此时,供氧量、需氧量基本相当;在冬季,水温降低,曝气池需氧量
（SOR）减少,但鼓风机的供氧量（FOR）增大,此时,供氧量较需氧量大出许多。
这是由于冬季气温降低,空气密度增加,那么风机所供给的干空气的质量流量较标准状态大幅度增加,从而引起供氧量增加,从运行的实际测量情况来看,每年冬季曝气池的溶解氧较夏季会高出1〜3mg/L。
因此，在生产运行过程中,需要针对这种变化对设备进行及时的调整,使鼓风机的充氧能力与实际运行中的需氧量相适应。
对于罗茨鼓风机来说,使用变频器,通过改变风机转速来调整供风量是很经济实用的。
不同季节曝气池需氧量（SOR）、鼓风机供氧量（FOR）变化规律五、结论综上所述,同一台鼓风机在不同的使用条件下,其性能的变化非常大,所以必须通过严谨的计算进行选型,否则有可能导致生化系统的供氧不足;另外,在冬季和夏季由于空气密度发生了变化,鼓风机所供应氧气的质量流量变化很大,冬季供氧量大大超过了需氧量,所以,应采取变频调速等措施使生化系统的溶解氧浓度保持稳定。
4.离心式通风机的设计
通风机设计的要求
离心通风机在设计中根据给定的条件:
容积流量，通风机全压，工作介质及以用其他要求，确定通风机的主要尺寸，例如，直径及直径比，转速n,进
出口宽度和，进出口叶片角和，叶片数Z,以及叶片的绘型和扩压器设计，以保证通风机的性能。
对于通风机设计的要求是：
（1）满足所需流量和压力的工况点应在最高效率点附近；
（2）最高效率要高，效率曲线平坦；
（3）压力曲线的稳定工作区间要宽；
（4）结构简单，工艺性能好；
（5）足够的强度，刚度，工作安全可靠；
（6）噪音低；
（7）调节性能好；
（8）尺寸尽量小，重量经；
（9）维护方便。
对于无因次数的选择应注意以下几点：
（1）为保证最高的效率，应选择一个适当的值来设计。
（2）选择最大的值和低的圆周速度，以保证最低的噪音。
（3）选择最大的值，以保证最小的磨损。
（4）大时选择最大的值。
设计步骤
4.2.1叶轮尺寸的决定
叶轮的主要参数:
:
叶轮外径
:
叶轮进口直径；
:
叶片进口直径；
:
出口宽度；
:
进口宽度；
:
叶片出口安装角；
:
叶片进口安装角；
Z:
叶片数
:
叶片前盘倾斜角；一．最佳进口宽度在叶轮进口处如果有迴流就造成叶轮中的损失，为此应加速进口流速。
一般采用，叶轮进口面积为，而进风口面积为，令为叶轮进口速度的变化系数，故有：
由此得出：
考虑到轮毂直径引起面积减少，则有：
其中
在加速20%时，即,
加速20%的叶轮图
二．最佳进口直径
由水力学计算可以知道，叶道中的损失与速度的平方成正比，即。
为此选择在一定的流量和转速条件下合适的，以使为最小。
首先讨论叶片厚度的影响。
由于叶片有一定厚度；以及折边的存在，这样使进入风机的流速从增加至，即：
叶片厚度和进出口的阻塞系数计算
用和分别表示进出口的阻塞系数：
式中为节距，为切向叶片厚度
同理那么进出口的径向速度为：
当气流进入叶轮为径向流动时，,那么：
为了使最小，应选用适当的。
总之在中间值时，使最小，即考虑到进口20%加速系数，及轮毂的影响
求极小值，得出的优化值为：
出口直径不用上述类似的优化方法，只要选用合适的即可:
即：
也可以根据，求出
三．进口叶片角
1.径向进口时的优化值
同一样，根据为最小值时，优化计算进口叶片角。
当气流为径向进口时，,且均布，那么从进口速度三角形（令进口无冲击=）
代入值后得出值，最后得出：
（3-5）求极值，即
（3-6a）这就是只考虑径向进口时的优化值。
把（3-6a）式代入（3-4a）至（3-4d）式：
（3-6b）进而当时：
（3-6c）或者：
（3-6d）
2.当叶轮进口转弯处气流分布不均匀时的优化值。
图3-4，叶片进口处速度分布不均匀，在前盘处速度大小为和，比该面上的平均值要大，设那么此外：
当时：
（3-7a）
进而采用近似公式:
角比小一些。
如下表所示：
其中为叶轮前盘叶片进口处的曲率半径。
计算出来的
那么
（3-7b）
式中为的平均值。
图3-4叶片进口处和分布不均匀
图3-5进口速度三角
3.当气流进入叶片时有预旋，即：
由图3-5进口速度三角形可以得出：
求极值后：
（2-8a）可以看出当气流偏向叶轮旋转方向时（正预旋），将增大，同时得到：
4.叶轮的型式不同时有所区别
一般推荐叶片进口角稍有一个较小的冲角。
后向叶轮中叶道的摩擦等损失较小，此时的选择使叶轮进口冲击损失为最小。
冲角
一般后向叶轮：
对于前向叶轮，由于叶道内的分离损失较大，过小的进口安装角导片弯曲度过大，分离损失增加。
较大的安装角虽然使进口冲击损失加大，但是流道内的损失降低，两者比较，效率反而增高。
一般前向叶轮：
当时，甚至。
4.2.2离心通风机的进气装置
离心通风机的进气装置位置
离心通风机的进气形状
1.进气室进气室一般用于大型离心通风机上。
倘若通风机进口之前需接弯管，气流要转弯，使叶轮进口截面上的气流更不均匀，因此在进口可增设进气室。
进气室装设的好坏会影响性能：
1.进气室最好做成收敛形式的，要求底部与进气口对齐。
2.进气室的面积与叶轮进口截面之比
一般为矩形，为最好。
3．进气口和出气口的相对位压，对于通风机性能也有影响。
时为最好，时最差。
二，进气口
进气口有不同的形式。
一般锥形经筒形的好，弧形比锥形的好，组合型的比非组合型的好。
例如锥弧型进气口的涡流区最小。
此外还注意叶轮入口的间隙型式，套口间隙，比对口间隙形式好。
三，进口导流器若需要扩大通风机的使用范围和提高调节性能，可在进气口或进气室流道装设进口导流器，分为轴向、径向两种。
可采用平板形，弧形和机翼型。
导流叶片的数目为Z=8~12。
离心通风机的进气导叶
4.2.3蜗壳设计
离心通风机蜗壳
一，概述蜗壳的作用是将离开叶轮的气体集中，导流，并将气体的部分动能扩压转变为静压。
目前离心通风机普遍采用矩形蜗壳，优点是工艺简单适于焊接，离心通风机蜗壳宽度B比其
叶轮宽度大得多，则气流流出叶轮后的流道突然扩大，流速骤然变化。
如图所示，为叶轮出口后的气流速度，为其气流角（分量为和），蜗壳内一点的流速为c,分量为和，为气流角，半径为r.
2,基本假设：
1'，蜗壳各不同截面上所流过流量与该截面和蜗壳起始截面之间所形成的夹角成正比：
（3-29）2,由于气流进入蜗壳以后不再获得能量,气体的动量矩保持不变。
常数（3-30）
3,蜗壳内壁型线：
离心通风机蜗壳内壁型线
根据上述假设，蜗壳为矩形截面，宽度B呆持不变，那么在角度的截面上的流量为:
（3-31）
代入式（3-30）后:
（3-32）上式表明蜗壳的内壁为一对数螺线，对于每一个，可计算，连成蜗壳内壁。
可以用近似作图法得到蜗壳内壁型线。
实际上，蜗壳的尺寸与蜗壳的张度A的大小有关
令按幂函数展开:
（3-33）
其中
那么（3-34a）
系数R随通风机比转数而定，当比转数时，（3-34）式第三项是前面两项的10%当时仅是1%
为了限制通风机的外形尺寸，经验表明，对低中比转数的通风机，只取其第一项即可:
（3-34b）
则得（3-35）
式（3-35）为阿基米德螺旋线方程。
在实际应用中，用等边基方法，或不等边基方法，绘制一条近似于阿基米德螺旋线的蜗壳内壁型线，如图3-22所示。
由式（2-34）得到蜗壳出口张度A
（3-36）
一般取，具体作法如下:
先选定B,计算A［式（3-36）］，以等边基方法或不等边基方法画蜗壳内壁型线。
四，蜗壳高度B
蜗壳宽度B勺选取十分重要。
，一般维持速度在一定值的前提下，确定扩张当量面积的。
若
速度过大，通风机出口动压增加，速度过小，相应叶轮出口气流的扩压损失增加，这均使效率下降。
如果改变B,相应需改变A使不变。
当扩张面积不变情况，从磨损和损失角度，B小A大好，
因为B小，流体离开叶轮后突然扩大小，损失少。
而且A大，螺旋平面通道大，对蜗壳内壁的
撞击和磨损少。
一般经验公式为:
1.
或
2.低比转数取下限，高比转速取上限。
3.
为叶轮进口直径，系数：
五，蜗壳内壁型线实用计算
以叶轮中心为中心，以边长作一正方形。
为等边基方。
以基方的四角为圆心分别以为半径作圆弧ab,bc,cd,de，而形成蜗壳内壁型线。
其中
（3-37）
等边基方法作出近似螺旋线与对数螺线有一定误差，当比转速越高时，其误差越大。
可采用不等边。
方法不同之处，做一个不等边基方：
不等边基方法对于高比转速通风机也可以得到很好的结果。
图3-22等边基方法
图3-23不等边基方法
六，蜗壳出口长度C,及扩压器
蜗壳出口面积。
一般
（3-38）
或
往往蜗壳出口后设一扩压器，如图3-24出口扩压器角度为佳。
为了减少总长度，可适当加大。
图3-24出口扩压器
七.蜗舌蜗壳中在出口附近常有蜗舌，其作用防止部分气体在蜗壳内循环流动，蜗舌附近的流动较为复杂，对通风机的影响很大。
蜗舌分三种：
平舌，浅舌，深舌。
当Q<（正常，蜗壳内气流变小，使一些风量不进入出口而重新流向蜗壳。
当Q>Q常时，流动偏向出口在舌部出现涡流及低压，使通风机性能变坏。
下降，功率N加大,
一般蜗舌头部的半径取蜗舌与叶轮的间隙t一般取
（后向叶轮）
（前向叶轮）
t过小在大流量时会升高一些，但下降，噪音加大。
t过大，噪音会低一些，但及下降。
蜗壳出口蜗舌
4.2.4参数计算
1.根据给定的设计参数Q，求其比转速，即
设计时转速n可能未给，先初定，然后确定通风机的类型
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