选择4.8.2级型式及参数的确定方法

1.级数及级型式选择、叶轮直径D的确定

（1）转速n的选择 目前轴流通风机多由电动机直接驱动。对于同步电动机，其转速可选为（600、750、1000、1500及3000）r/min等；对于异步电动机，其转速可选为（580、720、960、1450、2950）r/min等。此外，也有采用V带、齿轮和液力耦合器等间接驱动的。提高转速可减少叶轮直径及机器尺寸，并有利于提高风机效率。但转速的提高也受到一定限制。如提高转速使比转速n_s增加，有可能得不到合理的级型式，而且增加了圆周速度u_t，从而使噪声增加。

（2）圆周速度u_t的选择 圆周速度u_t是轴流通风机设计中的重要参数之一。由于旋转噪声与u¹⁰_t成正比、涡流噪声与u⁶_t成正比，因而降低u_t是通风机降噪的有效途径。使轴流通风机能保持安静运转时的圆周速度u_t≤71m/s，也有的推荐u_t≤67m/s。低噪声轴流通风机一般为u_t=16～40m/s。另外，提高圆周速度u_t会降低通风机运转的可靠性。基于这两点考虑，英国的轴流通风机一般为u_t=70～75m/s。但应指出，目前国内外所生产的轴流通风机，有的圆周速度高达150～180m/s。对于高圆周速度的轴流通风机，要注意其降噪的处理，同时对回转部件须采用优质材料，要对轴承和联轴器的设计给以充分重视。

由于圆周速度u_t的限制，使单级轴流通风机所产生的全压受到一定影响，表4-5给出了不同用途的轴流通风机每级所产生的全压。

表4-5 不同用途的轴流通风机每级所产生的全压值

由于上述原因，有时把高压轴流通风机设计成3～4级。但在通常情况下，两级以上轴流通风机的造价要高于完成同样任务的离心式通风机。

（3）级数和级型式的选择及叶轮直径的确定 轴流通风机叶轮直径D与通风机级数和级型式密切相关，并影响到通风机效率和噪声等，必须通过全面的技术经济分析和比较才能合理地决定。具体确定方法如下：

当给定风机在标准状态下的计算全压p_tF、流量q_V时，可预选几种不同转速n和级数R_n；

由公式（4-65）求出单级风机全压p_tF.1及其比转速n_s；

式中 R_n——轴流通风机的级数。再由图4-22和图4-23确定单级风机级的型式、全压系数ψ_t1及相应的效率。

由公式（4-67）求得叶轮直径D′：

并根据风机标准化和系列化要求将D′圆整到标准直径D，进而求出叶轮外缘圆周度速u_t：

u_t=πDn/60 （4-68）

再通过技术经济比较，最后决定出合理的叶轮直径D、风机级数和级型式。具体计算步骤可参见[例4-1]。

2.轮毂直径d

轴流通风机的轮毂处叶片的工作条件特别恶劣，此处圆周速度最低，只能用加大叶片宽度，增加冲角的办法加以补偿。但不能增加太多，否则会造成气体分离。如果我们只考虑孤立翼形情况，那么，c_a≈1的数值不能超出太多。这一点是克勒尔首先指出的。另一方面，从提高通风机效率出发，它越大越好。所以叶栅值为c_al/t=0.5～1.5。最近的研究指出c_al/t的上限在1.5～2之间。

德哈勒在平面叶栅试验中发现，当减速比w₂/w₁为0.75时，两侧壁上的边界层迅速地增长，流出速度不可能更进一步地减小，这就造成叶栅的阻塞。

再则，由于结构上的原因，克勒尔推荐轮毂处的稠度l/t<1.1。

然而，存在着两种独特的物理现象，它们更是某些通风机选择稠度的决定因素。首先是施特谢勒茨基的轮毂死区的边界层流动条件（见图4-24）；其次就是最近最到的一些知识；至少在带旋绕的自由排出气流的流动中可以回收相当一部分的转动能量。这些现象的发现，扩大了无导叶风机应用范围，使之伸展到原先为有导叶风机所占据的领域中去。

图 4-24

（轴向受限制的）（轴向无限制的）

在轴流通风机中，轮毂直径通常用它的相对值——轮毂比表示。轮毂比与通风机全压p_tF、一级风机的压力系数ψ_tI、无因次轴向速度、效率η_tF及叶片根部负荷系数（τC_y）h等有关。此外，对压力曲线形状及工作区域的大小都有影响。

这里只介绍两种确定的方法：一是利用表4-6来选择毂比；另一种是根据图4-25来确定。如果n_s＜110时，可参考相关文献来确定d。

表4-6选择表

在确定轮毂直径时，还应当考虑下列问题：在保持所需的流量条件下，应力求采用较小的毂比，以减小叶轮直径，从而减小机器的径向尺寸及噪声。

毂比的减小受到叶片根部负荷系数（τC_cy）_h的限制。过大的（τC_yc）_h在叶轮根部会产生附面层分离。为防止动叶中的这种分离，就要限制叶根处负荷系数（τC_yc）_h 值。通常（τC_yc）_h≤1.5～1.6，但其上限有时可以达到2.0。

图 4-25与n_s间的关系

当采用同时旋转机构来改变叶片安装角θ时，必须考虑到同时旋转机构能装进轮毂里。

当电动机置于通风机内部时，如管道通风机，轮毂直径d还要受到电动机外壳尺寸的限制。(www.xing528.com)

当按等环量进行叶片环气动计算时，在叶片根部气流是否分离还可以用最小允许毂比来验算，可由下述方法求得。

在所设计的级中，除了最后一个叶片环以外的其他各叶片环的最小允许毂比可通过函数Φ_r计算，即

最后一个叶片环的最小允许毂比可通过函数Φ_f计算：

不同级型式的函数Φ_r及Φ_f可从表4-7求得。

表4-7 不同级型式的Φ_r及Φ_f

表中，ψ_t.th1=ψ_tI/η_tF——单级通风机的理论全压系数；n₁=c_1u/（c_2u-c_1u）——计算参数；n₂=c_3u/c_2u—计算参数。

在气动计算中，上述计算参数n₁及n₂的最佳值n_1opt及n_2opt可通过计算得出，也可近似地用图4-26确定。

3.叶栅稠度τ

在轴流通风机气动计算中，通常是在计算（或选择）出升力系数c_yc以后，利用负荷系数τC_yc来计算叶栅稠度τ。叶栅稠度τ也是重要参数之一，它关系到通风机的效率、噪声及C_yc-a曲线的形状。

最佳叶栅稠度应与最大叶栅效率相对应。而翼形的阻升比_μc接近最小值时，平面扩压叶栅的效率最高。从这个意义上讲，应在μ_c最小附近来确定扩压式叶栅的升力系数C_yc。一般在轴流通风机中τ=0.3～2.0。在高压轴流通风机中，平均半径r_m处的叶栅稠度τ=1.1～1.4可以得到满意的效果。

图4-26 最佳计算参数n_1opt、n_2opt与单级理论全压系数ψ_t·th1间的关系

减小升力系数C_yc及增加叶栅稠度τ可以降低旋涡噪声。用叶栅法进行气动计算时，基于最小噪声条件下可得到τ=1.0～1.5。如果不能保证各计算截面的τ值都在上述范围内时，应首先保证叶顶附近截面的τ值在上述范围内。

4.叶轮叶片数目Z

叶片数Z对于通风机全压、全压效率、噪声、性能曲线形状及工作区域等都有影响。叶轮叶片数目Z可用公式（4-71）计算或近似地用表4-8来选择。

式中 τ_m——平均半径r_m处的叶栅稠度；

λ_m=l/b_m——平均半径处叶片的展弦比。λ_m值可在下述范围内选取：当时，0.9≤λ_m≤1.5；当时，λ_m可达到2.0或更多些。

表4-8 叶片数目与轮毂间关系

5.径向间隙δr

叶片顶端与机壳间的径向间隙通常用它与叶片长度l的比值——相对径向间隙表示。对轴流通风机的全压p_tF、全压效率η_tF及噪声等都有较大的影响。例如，一轴流通风机的相对径向间隙由0.0097增加到0.0165时，通风机的全压下降6.67%，全压效率降低4%。此外，随着的增加，通风机的噪声也将随之增加。试验研究表明，ψ_t大时，的影响较为严重；而ψ_t小时，的影响较小。大时，性能曲线上的脱流工况点向φ增大的方向移动，这会导致通风机的工作区域有些减小。

如果叶片安装角θ是可调的，θ最小时相对径向间隙也最小。因此，应在最小θ时采用最小的。

在轴流通风机的设计中，相对径向间隙的决定原则是在保证叶顶与机壳内壁不相碰的前提下，尽可能小些。通常取。现代优良的轴流通风机的相对径向间隙多为0.8%～1.0%。

小的径向间隙可以通过下述方法来保证：①对叶片顶端附近的机壳内壁进行加工，可以使控制在1%以下；②对叶片顶端进行加工；③控制叶片顶端的径向跳动；④叶轮中心与机壳中心要同心。

6.轴向间隙δ_a

在无特殊说明时，δ_a是指在平均半径r_m处相邻两叶片环边缘间的轴向距离。在轴流通风机的级中，通常有两个轴向间隙。即前导叶与叶轮叶片间的轴向间隙δ_a1和叶轮叶片与后导叶间的轴向间隙δ_a2。

由于尾迹的影响，从前面叶栅流出的气流，在轴向间隙中其速度场是不均匀的，这将影响后面叶栅的工作及轴流通风机的气动性能，并引起叶片的振动。增加轴向间隙δ_a虽然可以使进入后面叶栅的气流趋于均匀，但是由于轴向尺寸的加大会增加摩擦损失；过小的轴向间隙对噪声及叶片的振动有不利的影响。

为减小噪声，轴向间隙应为δ_a1=δ_a2≥0.25b_h（b_h为叶轮叶根处的弦长）。而有文献则推荐δ_a≥0.5b_u（b_u为前面叶栅的弦长）。根据对轴流压缩机的研究结果表明，噪声首先与δ_a1有关，当δ_a1=0.25b_m（b_m为平均半径处的叶轮叶片宽度）时，级所产生的噪声明显增加。进一步减小轴向间隙时，噪声则剧烈地增加。

从空气动力性能角度考虑，当δ_a增加到0.5b时，还不会影响到级的性能。研究结果表明，级的最佳轴向间隙为δ_a1=0.5b，δ_a2=（0.1～0.15）b。

以上数据可作为决定轴向间隙的参考。