第十四章 风机

第一节 概 述 第二节 离心风机的工作原理 第三节 风机的选用 第四节 横流风机和轴流风机 第五节 风机的性能实验

第一节 概 述 一、风机在农业机械中的应用 风机在农业机械中应用很广。大多数情况下，系利用风机产生的气流作介质进行工作。例如，在植保机械上，用气流输送、喷洒药粉和药液，并使药液雾化；在谷物收获机械及清选机械上，用气流进行清选及谷粒分级；在谷物干燥机械中，用气流作热介质传递热能以加温烘干谷物并运出水汽；在输送装置中，则用气流输送各种农业物料。在某些情况下，如气吸式播种机，则利用风机产生的真空度使种子吸附于排种盘而排种。此外，在农业中也常用风机进行通风换气及物料输送等工作。

二、风机的分类 （一）按排气压力（绝对压力）的高低，气体输送机械可分为 （二） 按作用原 理分 1 、容积式 2 、 叶片式（透平式） 1 、压缩机 排气压力高于34.3×104N/m2 2 、 鼓风机 排气压力为 11.27×104－34.3×104N/m2。 3 、 通风机 排气压力低于11.27×104N/m2。 （二） 按作用原 理分 1 、容积式 2 、 叶片式（透平式）

农业机械普遍应用离心式风机 风机按风压（相对压力）H的大小，可分为： 高压离心风机P=2940—14700N/m2 （H=300—1500毫米水柱） 中压离心风机 P=980—2940N/m2 （H=100—300毫米水柱） 低压离心风机P< 980N/m2 （H<100毫米汞柱）； 高压轴流风机P=490—4900N/m2 （H=50—500毫米水柱） 低压轴流风机P<490N/m2

农业机械上的风机还可分为清粮型及通过用型两类 图14-1 离心式风机简图 a.清粮型 b.通用型 c.径向进气型 如图14-1a清粮型 14-1b通用型 14-1c径向进气风机

三、离心风机的称号 我国风机行业近年来对离心风机的习惯称号。全称包括名称、型号、机号、传动方式、旋转方向和出气口位置等六部分由一组数字表示其组成。现以排尘离心风机4－72－11No.8C右90°为例，说明如下： C 4 –72 –1 1 No.8 C 右 90° C 、风机用途为排尘（一般可省略不写）  4 、风机在最高效率点时的全压系数乘10后的化整数 -72 、风机在最高效率点时的比转数（ns） -1 、 进口为单吸入 1 、设计顺序，1表示第一次 No.8 、风机机号，即叶轮直径D2=800mm C 、风机传动方式（共有A－F六种） 右、 旋转方向（从原动机侧看） 90 、出风口位置与水平线夹角

第二节 离心风机的工作原理 一、离心风机的工作过程 第二节 离心风机的工作原理 一、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

.气流在叶道内的速度分析 b.进口气流速度三角形 二、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）。 图14-3 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

（二）基本方程——欧拉方程 为便于计算，作假设如下： 1、气体为理想气体，流动中没有任何能量损失，故驱动风机的功全部转化为气流的能量。 2、叶轮叶片数无限多、叶片无限薄。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∞ ——叶片数无限多时的理论压力），气流则得到的能量为 N=Q PT∞ （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

. 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14—3a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

. 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。 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

（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。 图14-4 轴向涡流的产生原因及其c2u的影响

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

表14－2 电动机容量储备系数 风机轴功率N（kW） <0.5 0.5―1 1－2 2－5 >5 表14－2 电动机容量储备系数 风机轴功率N（kW） <0.5 0.5―1 1－2 2－5 >5 K 1.5 1.4 1.3 1.2 1.15

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

　　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）

图14-7 有限叶片数对理论性能曲线(P-Q线)的影响 值，故PT∞因Q的增加而增加（图14－5）；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14－6）。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°

（一）   图14-8 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14-9 离心通风机的性能曲线 a.前向叶片风机 b.后向叶片风机 图14-8 实际性能曲线(P-Q)后向叶片，n=常数

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 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

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) （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°) 　　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°)

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。 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。在农业机械上它用烘干、输送等固定作业或用作中、低压风机。

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，农机上常用作清粮风机。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，在农机中应用较多。

1.喂料斗 2.预选风道(前吸气道) 3.前沉降斗 4.风机 5.排风管 6.中沉降斗 7.后沉降斗 8.后吸气道 第三节　　风机的选用 一、风机与管网的配合 风机是与管网配合工作的。对工作管网来说，气流应具有一定的压能以克服管道的各种阻力并以规定的流量通过管网。所以应选用合适的风机，使其在管网所要求的流量时，压力与管网阻力一致，而且风机效率较高。这就是选用风机的主要依据。 图14－12是5XF－2.5种子精选机的气流清选装置。风机从两个吸气管道吸入空气，用气流带走谷粒混杂物中的轻夹杂物；当气流通过沉降室时，因断面扩大而使流速降低，除灰尘外，其它夹杂物便沉降而与气流分离；含尘气流从风机进风口进入风机，再从出风口通过排风管排入大气，或者进入旋风分离器排尘后将空气排入大气 图14-12 5XF-2.5种子精选机管网 1.喂料斗 2.预选风道(前吸气道) 3.前沉降斗 4.风机 5.排风管 6.中沉降斗 7.后沉降斗 8.后吸气道

显然，为了使气流能有效地吸取夹杂物，在沉降室中分离夹杂物并防止吸取谷粒，气流应以设计速度通过管网。已知设计的气流速度，可求得管网设计流量Q（m3/s）。 管网阻力可分为吸管阻力ΔPx及压气管阻力ΔPy两部分，此外，气流从排风管排入大气时具有动能（以压力计，ΔPdc），故管网的全压位： P=ΔPx＋ΔPy＋ΔPdc 管网如无泄漏，则流量不变，而管网全压与流量的平方成正比，即： P=KQ2 式中，K为总阻力系数，对于一个确定的管网，K为常数，故P与Q成抛物线关系，叫做管网特性 图14-13 风机与管网的配合 选定一风机，作此风机在某一转速n时的P－Q性能曲线（图14－13），与管网特性曲线的交点为g ，即风机的工况点，而实际流量则为Qg，Qg应等于管网的设计流量，否则就不能满足管网的工作要求；风机效率ηg应在ηmax附近（ηg≥0.97ηmax），否则就浪费能量。若不能满足上述要求，则应重定风机转速或改选风机。 实际上管网工作条件会有变化，K值的波动将使流量改变。以Kmax及Kmin表示极限状态，并在图14－13中画出相应的P=KmaxQ2及P=KminQ2曲线，则可得到流量变化范围以检验其对管网工作的影响。

（二）流量计算 空气流量与工作性质有关。用于输送时，空气流量Q由输送物料的生产率及空气的输送浓度决定，即 图14-13 风机与管网的配合 二、管网的计算 （一）管网计算的一般程序 1、根据工作要求配置气流管道及有关设备。 2、确定空气流量。 3、确定气流在管道各部分的工作速度。 4、根据流量及气流速度计算管道断面尺寸。 5、计算气流通过管网所需压力。 6、选择或设计风机并选择配套动力。 （二）流量计算 空气流量与工作性质有关。用于输送时，空气流量Q由输送物料的生产率及空气的输送浓度决定，即 式中 m——输送装置生产率，Kg/s ρ——空气密度，1.2kg/m3 μ——输送浓度，μ=m/Qρ，即单位时间内，输送物质量m与空气质量 Qρ的比，可根据经验资料选取。

（三）气流速度 管网中各工作管道的气流速度v，可根据工作要求选用。在气流输送装置上，当流量一定量，速度越低，则管道尺寸越大，且容易阻塞；速度过高时，功率消耗大。通常 v=φvl   式中 vl——物料的临界速度，m/s φ——速度系数，浓度越大，所需的φ越大，可根据试验数据选用。 速度确定后，可按下式计算工作管道内径 管道直径过大，使结构庞大，投资费用增加；直径太小，使压力损失增加，增大功耗。所以在计算直径d以后，还应根据实际情况修正，并相应改变流量Q及气流速度v。 （四）压损计算 纯空气通过管网时，压力损失有管道磨擦及局部阻力损失两类，在输送物料时，这些损失将增大；另外尚需增加物料的加速、提升等损失。管网压力损失为上述压损之总和。若已知管网流量及压损，则可据此选用风机。 1、管道摩擦损失Pm 纯空气与管壁的摩损损失为： N/m2

式中 l——管道长度（m） d——管道当量直径(m) λ——摩擦阻力系数 ρ——空气密度（Kg/m3） μ——输送浓度 c——经验系数。 为便于计算，上式可改写为： 　　 Pm=Rgl（1+cμ） 式中，R为纯空气通过一米长风管的摩擦阻力（mm H2O/m，1mmH2O=9.81N/m2），它与管道直径d、气流速度v有关，可直接从手册中查得。 .

离心风机的选用 若已知管网的流量Q及压损P，则可据此选用风机并确定其转速。农业机械及农用设备所需通用型风机，大多可直接选用工业通风机而不必重新设计。我国机械工业部编有风机产品样本，各风机制造厂也都提供其产品的详细使用数据，可作选用依据。风机性能常用表格或选择曲线来表示，所提供的性能数据均为η≥0.9ηmax 范围内的数据。因为我国各风机制造厂目前均采用公制，所以在提供的性能数据中，风机压力均为压头H（mmH2O）或压力P（kgf/m2），且1mmH2O=1kgf/m2 。采用中华人民共和国法定计量单位时，压力单位为Pa 或N/m2。所以在按风机制造厂提供的性能资料选用风机时，需将压力值进行折换，即 （一）离心风机的选用原则 1、风机的风压及流量应满足管网的要求，应尽量选用效率高、运转平稳、噪声低、调节性能好的风机。 2、由于管网工作条件有一定变化范围，所以应按管网最大流量为依据，计算管网的压损及流量。 3、因管道有关设备在安装中往往因不够严密而存在漏风现象，所以在选用风机时需将流量增大10—15%。 4、考虑到管网压损计算的不完善，风机提供的压力应比管网计算压损增加10%。

四、离心风机的调节 装在气流工作系统中的离心风机，其工况点取决于管网特性及风机特性。这两个特性只要有一个发生变化，则系统内气流的流量及压力都随之变化。气流系统的工作条件是变化的，如气流输送装置的输送物及输送量、谷物干燥系统的谷层阻力等都有可能改变。为了满足所要求的空气流量，必须对风机进行调节。常用调节方法如下。 （一）节流 在管网的吸风管路或压风管路中装设阀门，用调节阀门开度来调节管网中空气流量的方法称为节流调节。当阀门全开时，管网特性为R1（图14－18），风机特性为P－Q，则工况点为A1，系统的流量及压力分别为Q1、P1 。若需要减小流量，可将节流阀关小，因节流阀具有附加阻力，使管网总阻力系数K 加大，管网特性由R1变为R2，工况点移到A2，则风机的流量及压力分别为Q2、P2 。显然，由于流量减小，克服管网阻力（包括全开的阀门阻力在内）所需的压力由P1减为P2`，但阀门增图14-16 高压离心风机综合性能选择曲线图 图14-17 8-18№4-№10离心风机的性能选择曲线 加阻力P2，故风机压力P2=P2`+P2 。节流后风机的功率可由风机功率曲线查得（图14－18）。 用节流阀调节的优点是结构简单、操作方便、调节可靠。但是人为地增加管网阻力，在能耗上是不经济的；且在调节时只允许管网流量小于设计流量（最大流量）。这种调节方法在小型通风机上应用较广。

图14-16 高压离心风机综合性能选择曲线图 图14-17 8-18№4-№10离心风机的性能选择曲线 图14-16 高压离心风机综合性能选择曲线图 图14-17 8-18№4-№10离心风机的性能选择曲线

（二）调节风机转速 改变风机转速，则风机性能曲线也随之改变。其变化规律如下： （二）调节风机转速 改变风机转速，则风机性能曲线也随之改变。其变化规律如下： 图14-19 调节风机转速对工况点的影响 由图14－19可见，管网特性为R，当风机转速为n1时风机特性（P－Q）为P1 ，工况点为A1 ，风机流量为Q1。如果需要增大流量为Q3，则可将风机转速增至n3 ，其工况点为A3。由图可见，在转速变化时，功率N及效率η 曲线也相应变化，但相应于工况点A1、A2、A3的效率值变化不大，故在转速变化范围为20%，可以不考虑效率的变化。 小功率风机用三角皮带无级变速调节方便可靠较节流阀调节经济性高，但结构较复杂。在清粮风机上应用较多。 另外还可用进口导流器或改变叶片宽度的方法来调节风机流量；不过，这在农机上应用较少。 图14-19 调节风机转速对工况点的影响

第四节 横流风机和轴流风机 一、横流风机 （一）结构及工作原理 横流风机又称贯流风机或径向进气风机，其结构如图14－20所示。它由叶轮、蜗壳及蜗舌等组成。叶轮为多叶式、长圆筒形，一部分敞开，另一部分为蜗壳包围。蜗壳两侧没有像离心风机那样的进风口。叶轮回转时，气流从叶轮敞开处进入叶栅，穿过叶轮内部，从另一面叶栅处排入蜗壳，形成工作气流。 气流在叶轮内的流动情况很复杂，而且叶轮内的气流速度场是非稳定的。根据观察，在叶轮内有一个旋涡（图14－20），    横流式风机结构及工作原理1 1.叶轮 2.蜗舌 3.蜗壳 图14-20 横流式风机结构及工作原理 1.叶轮 2.蜗舌 3.蜗壳

旋涡中心位于蜗舌附近。旋涡的存在，使叶轮输出端产生循环流；在旋涡外，叶轮内的气流流线呈圆弧形。因此，在叶轮外圆周上各点的液体速度是不一致的；越靠近涡心，速度愈大，越靠近涡壳，则速度愈小。由此可见，在风机出风口处气流速度和压力是均匀的，因而风机的流量系数及压力系数是平均值。旋涡的位置对横流风机的性能影响较大。旋涡中心接近叶轮内圆周且靠近蜗舌，风机性能较好；旋涡中心离涡舌较远，则循环流的区域增大，风机效率降低，流量不稳定程度增加。壳体形状、蜗舌位置及风机进出口压差对涡心位置有明显影响，目前主要靠试验来决定各尺寸的最佳范围。

横流风机的特性曲线 两种横流风机的特性曲线如图14－21所示。由图可见，横流风机的效率较低；在流量较大时，动静压比较大；在风机直径小时，可产生较大流量；由于静压曲线呈驼峰形，在流量较小时，存在不稳定工作。 图14-21 横流式风机的特性曲线 图14-21 横流式风机的特性曲线

横流风机的应用 横流风机的动压高、出口气流速度大、气流到达距离较远；它的宽度可按需要选定，在宽度较大时气流速度比较均匀，所以虽然效率较低（最高效率为35－60%），仍在低压通风换气、空调、车辆及家用电器上得到广泛应用。在谷物联合收获机及脱粒、清粮机上，用离心风机作清粮风机时气流速度很不均匀，影 （二）   响了清粮室工作性能，而横流风机能得到均匀的气流，且不受宽度的限制。因而近年来将横流风机用清粮风机的研究得到广泛的重视。

二、轴流风机 （一） 轴流风机的结构和工作原理 在离心风机中，气流在叶轮内的流动是径向的，而在轴流风机中，气流在叶轮内是沿轴向流动的。 （一） 轴流风机的结构和工作原理 在离心风机中，气流在叶轮内的流动是径向的，而在轴流风机中，气流在叶轮内是沿轴向流动的。 轴流风机由整流罩、叶轮、导叶、整流体、集风器及扩散筒等组成（图14－22）。其中叶轮是回转的，称为转子，其它部分则是固定的。工作时气流从集风器进入，通过叶轮使气流获得能量，然后流入导叶，使气流转为轴向；最后，气流通过扩散筒，将部分轴向气流的动能转变为静压能。气流从扩散筒流出后，输入管路中。

轴流风机由整流罩、叶轮、导叶、整流体、集风器及扩散筒等组成（图14－22）。其中叶轮是回转的，称为转子，其它部分则是固定的。工作时气流从集风器进入，通过叶轮使气流获得能量，然后流入导叶，使气流转为轴向；最后，气流通过扩散筒，将部分轴向气流的动能转变为静压能。气流从扩散筒流出后，输入管路中。 沿某一半径R作叶轮及导叶剖面展开后，可得一组平面叶栅（图14－22）。叶栅的形状影响风机的流量、压力及效率，是轴流风机设计的关键。图14-22 轴流风机结构简图 图14-22 轴流风机结构简图 1.集风器 2.整流罩 3.叶轮 4.导叶 5.整流体 6.扩散筒

1、基元级及速度三角形 一个叶轮与导叶构成一个级，多级轴流风机可提高压力，但轴流风机一般只有一级。用不同半径作叶轮和导叶剖面，可得不同的平面叶栅，一个平面叶栅称为一个基元级，因而级可以看成是无限多个基元级组成。 图14-23 轴流风机基元线速度三角形 对于一个基元级，可画出动叶进口1－1及出口2－2处的速度三角形（图14－23a），因半径R相同，所以u1=u2，且C1Z=C2Z，将进出口速度三角形画到一起（图14－23b）。 图14-23 轴流风机基元线速度三角形

由图可知： ωu=Cu= C2u－C1u 2、叶轮对气体所作的功 由欧拉方程知： Pt=ρ（u2C2u－ u1C1u） 因为轴流风机的基元级上，u1 = u2= u，再考虑流动损失，则轴流风机的全压力为： P=ρu Cuη 或由速度三角形（图16－32b）写成： P=ρu Cz(ctgβ1—ctgβ2)η 式中 Cz——气流的轴向分速 由上式可见，要增加气流压力P有下列三个途径： （1）           增加叶轮圆周速度u，但它受叶片强度等条件所限制。 （2）           β=β2－β1称为气流折转角。只有β>0，才有P>0；β愈大，则Pt愈大。但β过大，将使效率急剧降低，一般βmax =40°－45 °。 （3）           增加Cz可增加全压P，但Cz加大后主要是流量增加及气流的动压加大，如用扩压变动压为静压，将使效率急剧下降。 由上述分析可见，单级的轴流风机可以有较大流量，但增压不大，一般风机全压很少超过2150Pa。

a.无导叶的单独叶轮 b.叶轮配后导叶 c.叶轮配前导叶 d.叶轮陪前后导叶 1、无于厂房的通风换气。 （二）   导叶的单独叶轮（图14-24a）这是最简单的一种类型，由叶栅流出的气流绝对速度C2（图14-25a）可分解为轴向速度CZ（C2=C1）及圆周分速度C2u(C2u=△Cu)。C2u的存在导致能量损失，使风机效率降低。这种类型的轴流风机结构简单、制作方便、价格便宜，故在风机中应用很广，主要用轴流风机的基本类型 图14-24 轴流风机基本类型 a.无导叶的单独叶轮 b.叶轮配后导叶 c.叶轮配前导叶 d.叶轮陪前后导叶 1、无于厂房的通风换气。 图14-25 各类型轴流风机的速度三角形 2、叶轮配后导叶（图14-24b）叶轮速度三角形与单独叶轮型相同(图14-25a)，叶轮叶栅出口气流速度为C2。后导叶是固定的，无牵连速度μ，无速度三有形。其入口角与C2 方向一致，出口角为90°，故气流可无冲击地进入后导叶并在后导叶叶道中转变成轴向，减 图14-24 轴流风机基本类型 a.无导叶的单独叶轮 b.叶轮配后导叶 c.叶轮配前导叶 d.叶轮陪前后导叶

少了损失。这一类型的风机压头和效率都比前者高，现在最高效率已可达90%左右，在风机中应用最普遍。同一风机，叶片有不同安装角时最佳工况范围不同，使用者可根据使用条件选购。近年来已研制成叶片安装角可调的轴流风机，扩大了风机的使用范围并提高了工况变化时风机的效率。 3、叶轮配前导叶（图14-24c）导叶装在叶轮之前，气流通过导叶再进入叶轮。气流进入导叶时为轴向，流出导叶时速度为C1，C1具有与叶轮旋转方向相反的圆周分速度 C1μ（图14-25b），称为负预旋。 气流进入叶轮时速度为C1，而出口速度C2=Cz为轴向。这种配置型式具有较高的压力系数，但叶轮中相对速度ω较大，因而损失较大、效率较低，一般η=0.78—0.82左右。常用于要求风机体积小的场合，如车用发动机的风冷设备等。 4、叶轮配前后导叶(图14—24d) 这类风机是上面两种风机的结合，其速度三角形如图14-25c所示。叶轮进口气流速度C1与出口气流速度C2 对称，风机的效率η=0.82—0.85。由于多了一排导叶，使结构复杂，实际上很少采用。将前导叶作成角度可调，其效果较好常用于多级轴流风机。 图14-25 各类型轴流风机的速度三角形

（四）轴流风机的性能曲线 与离心风机相同，轴流风机也可用有因次及无因次曲线来表示其性能。但是轴流风机即使同一系列同一机号，因叶片安装角的不同，性能曲也不相同。将叶片不同安装角的性能曲线表示在同一个性能曲线图上，在使用时可选择适当的风机系列、机号及叶片角度，以便于向工厂订货。图14-26是T30轴流风机系列的无因次特性曲线。该风机为一般用途的风机，叶片由薄钢板压制而成，可装成 10°、15°、 20°、 25°、30°及35°六种角度。叶轮由电机直接驱动，叶轮圆周速度不得超过60m/s。风机流量Q、压力P因机号、叶片数、叶片安装角、叶轮转速而变。如机号为No.10（叶轮直径1000mm）、叶片数Z=4、主轴转速N=960 r/min、叶片角度θ=35°时，其流量Q=48000m3/h、全压P=265Pa(27mmH2O)、全压效率η=0.63、配套电机功率N=7.5kW，可由性能表格查得。 图14-26 T30轴流风机特性曲线 曲线标号与叶片角度对应关系为: 1.10° 2.15° 3.20° 4.25° 5.30° 6.35°

农业机械上所用的风机类型很多，其中有些还没有形成系列，甚至找不到适合的模型风机，这时就要用理论计算法进行设计。由于理论设计不够精确，通常要经过试验来修正，因而风机试验工作很重要。 风机的空气动力性能试验可分为现场测试和试验装置试验。现场测试是指在实际使用场所测定空气动力性能，因受试验及测量条件的限制，往往不易精确；但用来测定装设好的风机性能，还是比较方便。在验证和修改设计时，一般都用性能试验装置进行试验。如实物风机过大，可采用模型试验。工业上用作模型风机的尺寸大多为D2=500mm和D2= 1000mm两种。

1.集流器 2.压力计 3.网栅节流器 4.风筒 5.整流栅 6.连接管 7.风机 8.锥形节流器 9.皮托管 风机的性能试验 一、风机的性能试验装置 图14-27 风机性能试验装置 1.集流器 2.压力计 3.网栅节流器 4.风筒 5.整流栅 6.连接管 7.风机 8.锥形节流器 9.皮托管

常用的有进气式、排气式及进排气联合式三种，可根据风机实际工作情况选用。如用吸气风道工作时，可用进气试验装置；用出风管道工作的，可用排气试验装置；若风机进风口和出风口都接有较长的工作管道，则宜选用进排气联合试验装置。这样，可使试验接近实际工况，而且测定结果可靠，但由于进气试验装置设备简单，使用方便，大部分风机工厂都习惯于采用这种试验装置进行风机性能试验。

2．排气试验装置（图14-27b）试验风筒装在风机出风口处，通常用皮托管测定动压，用圆锥形节流器调节流量。 1、进气试验装置 试验风筒设置在风机进风部分，它由风管、集流器、网栅节流器、进气整流栅及连接管等组成。各部分尺寸关系如图14-27a所示。试验风筒应与风机进口面积相等，两者面积之比不得超出0.7—1.3。集流器用来在j—j断面测定流量。在I—I 断面上测定静压。在网栅节流器上均匀地贴上纸片或用铁丝网分层叠加的方法，可调节流量以改变工况点。 2．排气试验装置（图14-27b）试验风筒装在风机出风口处，通常用皮托管测定动压，用圆锥形节流器调节流量。 3．进排气联合试验装置 在风机进风口及出口上均接有试验风筒，分别与进气及排气试验装置相似。在进气端用集流器测流量，在进气及排风筒上分别测静压；用排气风筒出口端的锥形节流器调节流 图14-28 集流器 1.圆弧形 2.锥形

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

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=0.98 2、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）

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

（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形管压力计或微压计。测定结果须经换算才能得到风机全压P、静压Ps 及动压Pd 。换算方式在各种试验装置上不同。 1、动压Pd 风机动压Pd为风机出口断面C—C的动压，如已知流量为Q，则 （ 1）进气试验装置 因为进风管内的动压是由静压的降低转换而来的，所以风机静压为出口断面C—C的静压PSC和风机进口断面B—B的全压Pb 之差，而Pb为I—I 断面的全压减去由I—I 断面到B—B断面的压力损失△P1-b 。因为没有出风管道，所以Psc =0，则： PS =PSC －Pb ＝－(Ps1 ＋Pd1 －△P1-b )

式中，Ps1 为真空度，－Ps1 =｜Psl｜；又△P1-b 包括进气整流栅损失及管道摩擦损失，可取△P１－b =0 式中，Ps1 为真空度，－Ps1 =｜Psl｜；又△P1-b 包括进气整流栅损失及管道摩擦损失，可取△P１－b =0.15Pd1，因为△Pd1 =φ2 ｜Psj｜ ，所以风机静压力为 　　　　Ps=｜Ps1｜－0.85φ2｜Psj｜ 将测得的Ps1 及Psj代入，即可算出风机静压Ps。 （2）排气试验装置 风机静压等于Ⅱ－Ⅱ断面的全压（Ps２＋Pd２）加上断面C－C断面到Ⅱ－Ⅱ断面的压力损失，再减去C－C断面的动压Ｐd ，即： 　　　　　 PS = PS２+Pd2 +△Pc-2－Ｐd 在图14—27 b的试验装置中，△Pc-2 =0.15Pd2，所以： PS=PS2+1.15Pd2－Pd

将测得的结果代入，可算得风机静压力。如风机出口断面与风筒断面积相等，则： PS=PS2+0.15Pd2 3、风机全压P P=PS+Pd 4、压力系数　　 　　（三）功率 用扭矩测功法或电力测功法可测出风机的轴功率N。将此轴功率减去风机轴承摩擦功耗，则是风机的水力功率Nn。水力功率是指风机叶轮对气体作用所消耗的功率。