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连云港食品厂污水处理设备质量可靠
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原水处理设备
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&连云港食品厂污水处理设备质量可靠郑州屠宰污水处理设备哪家好]公司全体员工将本着"科技***，质量一流，顾客至上，诚信为本"的经营方针和"真诚务实，开拓创新"的企业宗旨，全力为你服务，为我们能拥有同一片蓝天而努力！
联系人：张文&& &
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&&& 很荣幸为你介绍连云港食品厂污水处理设备质量可靠，是潍坊浩宇环保设备有限公司的主推产品，产品销售遍及全国各地。公司是一家集环保产品的研发、生产、环保工程的设计、施工、安装调试、运营管理于一体的专业新兴环保企业。主要从事&& 等环保项目咨询、水处理工程设计、工程施工及总承包、净水剂的技术研发、机电产品、化工产品及二氧化氯发生设备的销售、设备安装调试等，地埋式污水处理设备是一种模块化的***污水生物处理设备，是一种以生物膜为净化主体的污水生物处理系统，充分发挥了厌氧生物滤池、接触氧化床等生物膜反应器具有的生物密度大、耐污能力强、动力消耗低、操作运行稳定、维护方便的特点，使得该系统具有很广的应用前景和推广价值。
&&&&& 本公司连云港食品厂污水处理设备质量可靠中山养牛场污水处理设备小苹果的主要作用膜处理法是膜生物反应器组合工艺的核心。在废水处理中应用膜技术，既能对废水进行有效的净化，又能回收一些有用物质，同时具有节能、无相变、设备简单、操作方便等特点。
膜分离过程是以选择性透过膜为分离介质，在两侧加以某种动力，原料侧组分选择性地透过膜，从而达到分离物质的目的。采用平板膜超滤处理洗浴废水，出水水质可达到国家生活杂用水水质标准，且该处理方法具有占地面积小、操作简单、出水水质稳定等优点。
研究表明，平板超滤膜不仅对洗浴废水中悬浮物、大分子有机物有较好的去除效果，而且对预处理难以通过絮凝、过滤去除的阴离子洗涤剂也有较好的截留作用。此外，将***膜分离技术与传统的活性污泥法相结合的新型水处理反应器系统一膜生物反应器(MBR)，也在处理洗浴废水中得以应用。
三、连云港食品厂污水处理设备质量可靠适用范围
住宅小区、医院，学校、别墅小区、宾馆、疗养院等生活污水的处理。水产加工场、牲畜加工厂、鲜奶加工厂等到生产废水的处理。
四、连云港食品厂污水处理设备质量可靠产品特点
1.采用优化的膜组件设计，主要考虑占用面积和和经济性。具体设计膜组件方案如下：
2.运运行方式：
作为膜生物反应器工艺，采用间歇过滤抽吸的运行方式。膜系统可实现连续进水，间歇出水。可设计采用 8分钟膜过滤，2分钟停止过滤的的运行方式。
3.膜曝气量设计计算：
膜系统主要是通过空气对水的的扰动，实现对膜过滤表面的冲刷，延缓膜的污染。曝气量可初步采用每张膜片 11L/min的的设计指标标，其中 24 TT/d废水处理工 程实际供气量量约0.66m3 //min空气,10T/d废水处理工程实际供气量约0.33m3/min 空气。空气压力39Kpa。
4.连云港食品厂污水处理设备质量可靠设备：
4.1抽吸系统：
系统各配置一台自吸泵（备用另计）、真空压力表 。每个反应池配水位控制仪1套。
功能：真空表的安装尽量与反应器池体水位在一个个水平上，能客观地观测膜实际工作的跨膜压差，真空表可采用一般真空表，人工观测；也可以采用数据反馈真空表，设定一定真空度，达到该真空度，抽吸泵停止工作，发生预警。水位控制仪主要控制 MBR池内水位，保证 MBR池内水位不发生水位降低设定警戒线或溢漫事件。
4.2鼓风系统
处理系统配配置一台鼓风机（备用用另计），用于 MBR池的供气。
4.3膜组件系统统
处理系统各配置 1组膜组件。
a)系统管管材配置
a.出水集水管为 ABBS材质，管径为 De50，贵公司安装需配 UPPVC管、De50、1.0MPa
（外径 50、壁厚 2.4mm）连接，再配 DN50软管连接接到出水管路。
b.曝气管为 304#不锈钢材质，管径为 DN50，法兰连接。
b)加药药系统
加药口距液面距离不超过 1m，加药量为为3L/p。
c)控制系统
控制系统统主要包括2方面要求求：
液位控制：高液位启动抽吸泵，低液位（高于膜上上部 300mm）停止抽吸泵 的抽吸。废水首先经过化粪池预处理，化粪池分二格，分别安装筛滤装置，筛滤装置采用100目不锈钢丝网过滤，可去除废水中绝大部分固体物质，从而减少后续工艺的处理负荷。初沉池分四格，废水在初沉池内进一步分离出细小颗粒（如粪便、饲料等）。在初沉池进口投加石灰乳溶液，一方面，投加石灰改善废水的沉降功能，使废水中的胶体物质发生电中和形成絮体，使微小颗粒能共同沉淀下来，在初沉池得到分离；使氨氮经吹脱容易分离。因废水排放量有波动性，为保证后续处理单元的连续稳定运行。初沉池出水经提升泵进入UASB***厌氧池、AO接触氧化池二级处理工艺，UASB***氧池内，废水中蛋白质等大分子有机物质在***的作用下首先分解成小分子物质，小分子物质部分降解成CH4等物质，厌氧池出水自流进AO接触氧化池进行生物氧化。 AO接触氧化池出水中含有微生物及病菌，为使出水中有害菌和微生物达到标准要求，适用于废水的消毒净化。消毒池出水水质可达《畜禽养殖业污染排放标准》（GB）标准要求，为使处理系统在气候、负荷冲击影响的条件也能完全达到排放要求，接触池出水进入***过滤器进一步净化。初沉池、调节池、UASB厌氧池、AO池、二沉消毒池所排污泥进污泥浓缩池。浓缩后的污泥经污泥泵输送至污泥干化床，干化后干泥饼外运，因污泥是一种很好的有机肥料，经堆肥无菌处理后，亦可作为农肥出售。浓缩池上清液回流至调节池。初沉池提升泵安装液位控制装置，提升泵根据调节池内水位自动启动与停机，从而不仅减轻操作强度，而且起到了保护水泵的作用。三、适用范围养猪场、养牛场、养鸭场、养鸡场、其他畜牧、动物养殖机构污水处理。四、工艺技术特点 本设计方案具有以下特点：（1）强化预处理：废水预处理是处理系统的关键之一，如不能及时、有效清理固体悬浮物，就会给后续处理带来困难，增加处理负荷，影响处理效果。因此在工艺上必须强化预处理，设计中采用滤网为100目格栅，以去除100目以上的固体颗粒物，可便CODcr 、BOD5 浓度大大降低，渣水分离后小于100目的悬浮物在初沉池进一步沉淀处理，进行水质、水量调节，通过沉淀处理后废水CODcr 、BOD5又可很大程度降低，这样通过强化预处理，不仅可大大降低CODcr 、BOD5 浓度，减轻后续工艺的处理负荷，还能防止固体物质对设备造成堵塞。（2）采用先进的厌氧生物净化技术：厌氧池采用UASB厌氧结构，它既函括于复合式厌氧反应装置的生化功能。复合式厌氧反应装置是上世纪八十年代由美国开发的新技术，其反应装置上部为填料，下部为悬浮污泥床，具有容积负荷高、运行稳定、耐冲击负荷、受气温变化影响小，所采用填料表面积大，无堵塞现象，所生成性能优良的颗粒污泥净化效果好，CODcr 、BOD5净化效率可达到 80—90%，复合式厌氧反应装置内设垂直水流方向的多块挡板以维持反应器内较高的污泥浓度。挡板把反应器分成若干上向流室和下向流室，上向流室比较宽，便于污泥的聚集，下向流室比较窄，两室之间设导流板，便于将水送至上向流室，使泥水充分混合。因而复合式厌氧装置是厌氧中容积利用率***的，即投资最省的一种形式。同时，因使用了三相分离器，废水中固液汽得以有效分离。（3）采用成熟可靠的好氧生物处理技术：本方案采用的AO生物接触氧化法工艺作为后续好氧工艺，能达到很好的处理效果，是目前高浓度有机废水普遍采用的好氧处理工艺，是一种简易、***、低能耗的废水生化处理法。具有如下优点：A、工艺简单，剩余污泥处置麻烦少，节约投资。B、投资省、占地少、运行费用低。C、反应过程基质浓度梯度大，反应推动力大，效率高。D、耐有机负荷和毒物负荷冲击，运行方式灵活，由于是静止沉淀，因此出水效果好。E、厌（缺）氧和好氧过程交替发生、泥龄短、活性高，有很好的脱氮除磷效果。基于该方法的上述优越性，使该法在国内外的有机废水处理中，得到了迅速的发展和应用。它实际是活性污泥法的演变和延伸，但运行较之更为灵活、稳定和***。（4）系统能耗低，运行费用低：本方案加强了预处理及厌氧处理效果，使污染在需能耗的好氧处理之前大大去除，从而减少好 氧生化处理负荷，同时节省能耗。（5）采用安全可靠、工艺先进的消毒技术：采用WH型二氧化氯消毒与其它氯或氯制剂消毒法比，有操作简单、投资低的优点。此外，原料的运输、贮存安全方便。从处理效果来看，二氧化氯有广谱消毒效果，反应快，消毒后的废水中无有毒的氯代有机物。 (6)经过上述工艺处理后完全可以到达排放标准，为避免污水冲击负荷造成的排水影响，在上述处理工艺后方，增加一套***过滤工艺，保证了排放标准。
抽吸泵控制：抽吸泵根据膜池液位高开低停，抽吸泵实行开8min停 2min 周期运行。鼓风机为停止时，无法开启抽吸泵。
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2.3 风机和泵风机和泵都是根据流体力学理论设计的输送流体或者提高流体压力的流体机械。工作对象是气体的机械叫风机；工作对象是液体的机械叫泵。它们的工作原理都是将原动机（电动机等）的机械能转变为被作用流体的能量，从而使流体产生速度和压力。所以，从能量的观点来说，风机和泵都属于能量转换的流体机械。风机是通风机、鼓风机、压缩机和真空机（泵）的总称，用以抽吸、排送及压缩空气或其它气体。泵是用来将液体从位置较低的地方抽吸上来，再沿管路输送到较高的地方去，或用来将液体从压力较低的容器里抽吸出来，并克服沿途管道中的阻力，输送到压力较高的容器里或其他需要的地方。硅酸盐工厂中使用的风机和泵的种类繁多，常按工作原理来分，一般可分为以下三种：1 ．叶片式（又叫透平式）凡是依靠带叶片的工作轮（叶轮）的旋转来输送流体的风机（泵），叫做叶片式风机（泵 ) 。这种型式的风机（泵），按其转轴与流体流动方向的关系，又可分为两种型式：（ 1 ）离心式 在这种风机（泵 ) 中，沿轴向进入风机（泵）的流体，在叶轮转动产生的离心力的作用下，变成与轴向垂直的方向流出的流体。离心式风机（泵）一般用于要求风压较小，风量较高的场所。（ 2 ）轴流式 在这种风机（泵）中，流体是沿轴向进入，又沿轴向排出，其叶轮的叶片是机翼型的。轴流式风机（泵）具有流量大、效率高、风压低和体积小的特点，多用于厂房、建筑物的通风换气。2 ．容积式就是依靠工作时机械产生的容积变化来实现对流体的吸入与排出的风机（泵）。容积式风机（泵）产生的风压高，多用于风压要求较高的场合。按其产生容积变化的机构不同又可分为：（ 1 ）活塞式 通过活塞在泵缸内作往复运动来使活塞与泵缸形成的容积不断变化，从而吸入和排出液体。（ 2 ）回转式 回转式风机（泵）是借助机壳内的转子旋转来使转子与机壳之间所形成的容积不断地发生变化，从而将流体吸入和排出。这种型式的风机（泵）又分为罗茨式、叶氏式、螺杆式、齿轮式等多种。3 ．喷射式喷射式是以高压流体作为工作介质来输送另一种流体的机械。当这两种流体通过机械时，其中工作介质的动能减少，被输送的流体动能增加，从而将被输送的流体排出。在 硅酸盐工业中，常用的流体输送设备主要有离心式和罗茨式风机（泵）。2.3.1 离心式通风机离心式风机是 硅酸盐工业中广泛使用的通风机械，如窑炉系统、粉磨系统、除尘系统等的通风，一般都选用 离心式风机。离心式风机按其产生的压力不同可分为：通风机：风压在 14.7 kPa （ 1500mmH 2 O ）以下的离心式风机。鼓风机：风压在 14.7 ~ 300 kPa 的离心式风机。离心式风机按其用途不同可分为：一般用途离心通风机：用于建筑物的通风换气和一般设备的送风，如 4 — 72 型。排尘离心通风机：用于排送含有粉尘的空气，如 6 — 46 型、 G4 — 73 型等。锅炉离心通风机：用于工业锅炉的送风和排风。送风的称为通风机，排风的称为引风机。如 Y4 — 73 型、 G4 — 73 型、 9 — 35 型等。煤粉离心通风机：用于输送含煤粉的空气，如 7 — 29 型。2.3.1 .1 离心式风机的构造和工作原理离心式风机结构主要是由工作叶轮和螺旋形机壳组成， 如图 2.32 所示。它的主要部件是：机壳 1 ；叶轮 2 ；轮毂 3 ；机轴 4 ；吸气口 5 和排气口 6 ，此外还有轴承座 7 、机座 8 和皮带轮 ( 或联轴器 )9 等部件。它的轴通过联轴器或皮带轮、皮带与电动机轴相联。图 2.32 离心式通风机的构造及工作原理1 —机壳； 2 —叶轮； 3 —轮毂； 4 —机轴； 5 —吸 气口6 —排气口； 7 —轴承座； 8 —机座； 9 —皮带轮或联轴器；当电动机带动叶轮转动时，叶轮中的空气也随叶轮旋转，空气在惯性力的作用下，被甩向四周，汇集到螺旋形机壳中。空气在螺旋形机壳内流向排气口的过程中，由于截面不断扩大，速度逐渐变慢，大部分动压转化为静压，最后以一定的压力从排气口压出。当叶轮中的空气被排出后，叶轮中心形成一定的真空度，吸气口外面的空气在大气压力的作用下 被吸入叶轮。叶轮不断旋转，空气 就不断地被吸和压入出。显然，通 风机是通过叶轮的旋转把能量传递给空气，从而达到输送空气的目的。图 2.33 叶轮的结构1- 叶片 2- 前盘 3- 后盘 4- 轮毂离心式通风机的吸气口 ( 进口 ) 是负压，排气口 ( 出口 ) 是正压，所以它既可向窑炉内鼓风也能从窑内抽风 ( 或排风 ) 。其主要结构如下：A ．叶轮叶轮是离心式风机的主要部件，叶轮的结构如图2.33 所示，由叶片 1 、连接和固定叶片的前盘 2 、后盘 3 和轮毂 4 组成。叶片焊接在前、后盘上，后盘一般用铆钉与轮毂铆接组成一整体，整个叶轮通过轮毂固定在机轴上。叶片、前后盘均用钢板或耐磨钢板制造。高压通风机的叶轮也有采用整体铸造的，以保证 有足够的强度。目前，通风机叶轮的前盘趋向于做成锥形或曲线锥形，这与气体流动 方向一致，有利于减小阻力，提高通风机效率。叶轮是通风机最关键的部件，特别是叶轮上叶片的型式对通风机性能影响最大。离心式通风机的叶片型式，根据其出口方向与叶轮旋转方向之间的关系，可分为后向式、径向式和前向式三种，如图 2.34 所示。叶片出口端切线方向与叶轮该处圆周速度 u 之间的夹角 β 称为叶片的安装角， β & 90 ° 的叶片，称为后向式叶片； β = 90 ° 的叶片，称为径向式叶片 ； β & 90 ° 的叶片，称为前向式叶片。这三种 型式的 叶片各有优缺点，并适用与不同的场合。后向式叶片的弯曲方向和气体的自然运动轨迹完全一致，所以气体在后向式叶片槽道中流动时，气体与叶片之间的撞击很小，因此能量损失和噪音都较小，效率较高。而前向式叶片的弯曲方向和气体的自然运动轨迹完全相反，气体沿叶片之间的槽道运动时，被强行改变方向，因此气体和叶片之间的撞击剧烈，能量损失和噪音都较大，效率较低。径向式叶片的特点介于后向式和前向式之间。另一方面，在叶轮的尺寸和转速相同情况下，后向式叶片只能使气体以较低的流速从叶轮中甩出，气体所获得的动压较低，因此气体从通风机排出时所获得的静压（靠动压转化而来）也较低。而前向式叶片则能使气体获得较大的静压。关于此点，可用图 2.34 中的速度图加以证明。气体出叶轮的速度为 c ，等于气体沿叶片槽道的相对速度 ω 与叶轮圆周速度 u 的矢量和。对于尺寸和转速相同、叶片型式不同的叶轮，其相对速度 ω 和圆周速度 u 在数值上都相等，但 ω 与 u 的矢量和 c 则不相同，从图 2.34 的速度图上可以看出：后向式最小，前向式最大，径向式处于二者之间。&(a) 后向式叶片（ β & 90° ）； (b) 径向式叶片（ β = 90° ）； (c) 前向式叶片（ β & 90° ）图 2.34 离心式风机叶片的结构型式目前，生产中使用的中、低压通风机，多采用后向式叶片。如工厂最常用的 4 — 72 型通风机，就是采用后向式叶片，其最高效率达到 91% 以上。在老产品中，一些采用前向式叶片的中、低压通风机，正逐步被淘汰。而高压通风机，如 8 — 8 — 12 型、 9 — 27 — 12 型等型号的离心式通风机，则采用前向式叶片，使通风机在较小的外形尺寸和较低的转速下，能产生较高的风压。从叶轮的尺寸来看，低压通风机的叶片是宽而短（径向）；高压通风机的叶片是狭而长（径向 ) ；中压通风机介于两者之间。因为叶轮外径一定，转速一定时，单位气体通过叶片间的槽道长，则接受的能量就多，产生的风压就大。叶轮的叶片多少，一般是根据叶轮内、外径之比来确定的：当 D 1 ／ D 2 较小时，叶片数目 Z 应取得少些，当 D 1 ／ D 2 较大时，叶片数目 Z 可适当取多些。对于前向式叶轮，一般取 Z = 12 ~ 36 ；对手后向叶轮，如是机翼形和弧形叶片，一般取 Z = 8 ～ 12 ，如是直板形叶片，一般取 Z ＝ 12 ~ 16 。离心式通风机的大小，常用号数来表示的，一般离心式通风机的号数等于叶轮直径的分米数。B ．机壳通风机性能的好坏，效率的高低，主要决定于叶轮，但机壳的形状和大小，吸气口的形状等，也对其性能产生重要影响。机壳的作用是收集从叶轮中甩出的气体，使它流向排气口，并在这个流动过程中使气体从叶轮获得的动压能一部分转化为静压能，形成一定的风压。机壳一般做成阿基米德螺线形或对数螺线形，因为气体在螺线形机壳中流动阻力最小。螺线形机壳的断面是沿叶轮转动方向逐渐扩大，至排气口断面积最大。机壳可用钢板制成或铸铁铸成。一般机壳用钢板焊成，做成方形断面；高压通风机的机壳，常用铸铁铸成，做成圆形断面。吸气口有直管和锥形管之分。新型风机多采用锥形或曲线锥形管，以减小进口气体阻力，提高风机效率。为了适应工作地点布置的要求，一种型号的通风机往往做成多种 通风机机壳出口 排气口位置，用旋转方向和角度来表示，如图 2.35 所示。从电动机或皮带轮一端正视，如叶轮按顺时针方向旋转，称为右旋通风机，以“右”表示；如叶轮按逆时针方向旋转，称为左旋通风机，以“左”表示；离心式通风机的机壳出口位置可分为图 2.35 的 16 种结构型式，用户可根据使用要求，进行相应的选择。2.35 离心式位置表示方法离心式通风机还可以按照进风口的数目分为单侧吸入和双侧吸入两种结构型式，一般风机为单侧 吸入，大型风机可采用双侧吸入；单侧吸入用代号“ 1 ”表示，双侧吸入用代号“ 0 ” 表示。如果通风机吸入口有接管，则以排气口角度作分子，&图图 2.36 排吸气口位置表示方法右0 °/45° 右 180 °/90° 右 270 °/135°吸气口角度作分母，以分数形式表示，如图 2.36 所示，其表示方法为：右 0 °/45° 、右 180 °/90° 和 右 270 °/135° 。C ．机座和传动方式通风机的机座用建筑钢 板焊接或用生铁铸造而成。 通风机的轴承大都采用滚动轴承。目前，我国生产的通风机有 6 种传动方式，分别用 A 、 B 、 C 、 D 、 E 、 F 6 个代号表示，如图 2.37 所示。A 式 B 式 C 式D 式 E 式 F 式&A —悬臂支承，电机直接带动； B —悬臂支承，皮带轮传动； C —悬臂支承，皮带轮外传动；D —悬臂支承，联轴器联动； E —双支承，皮带带动； F —双支承，联轴器连接；图 2.37 通风机的传动方式硅酸盐工厂常用离心式风机型号、规格和性能参数见表 2.4&硅酸盐工厂常用离心式风机型号、规格和性能范围 表 2.4名 称型 号规 格流 量(m 3 ／ h)全 压(Pa)用 途离心通风机4 — 72 型№ 2.8 ～ 6A№ 6 ～ 12C№ 6 ～ 12D№ 16 ～ 20B1330 ～ 147203780 ～ 775004520 ～ 665003600 ～ 227500280 ～ 3240230 ～ 3180350 ～ 3220300 ～ 3180鼓风或排出净化后的体 , 允许含尘浓度 &150mg/m 3 ，气体温度 & 80 ℃离心通风机F4 — 62 — 1№ 3 ～ 7№ 8 ～ 142550 ～ 312021200 ～ 82000628 ～ 11581158 ～ 1619鼓风或排出净化气体，允许气体中含尘 &150mg/m 3 ，气体温度 & 50 ℃排尘离心通风机C4 — 73 型C6 — 48 型№ 3 ～ 5.5C№ 3.15 ～ 12.5C1725 ～ 19350696 ～ 3352300 ～ 4000360 ～ 1980一般除尘系统排风用高压离心风 机9 － 19 型9 － 26 型№ 4 ～ 6.3A№ 7.1 ～ 16D№ 14 ～ 16D№ 4 ～ 6.3A820 ～ 73001075 ～ 4191017670 ～ 633101650 ～ 141703410 ～ 95106880 ～ 120804660 ～ 119503430 ～ 9850用于需要压力较大的通风系统，如空气斜槽、流态化鼓风、反吹风除尘、短途气送等。锅炉离心通引风机G4 － 73Y4 － 739 － 35 － 1Y9 － 35 － l№ 8 ～ 28D№ 8 ～ 28D№ 6 ～ 12№ 8 ～ 1216900 ～ 68000016900 ～ 6800002460 ～ 539405810 ～ 53940830 ～ 6530370 ～ 4340850 ～ 3770550 ～ 2370锅炉鼓风机按常温空气介质，引风机按 200 ℃ 空气介质。水泥厂适于烘干和水泥窑烟气除尘系统。锅 炉鼓风机66 － 30-1265 － 471265 — 34№ 2.8 ～ 3.5№ 4.3 ～ 5№ 5.4800 — 15002000 ～ 4000200120010001200适于烘干燃烧室鼓风用2.3.1 .2 离心式风机（泵）的性能参数在风机、泵的铭牌上或产品样本上，标有风机（泵）的性能参数：风压（ H 或 P ）、风量（ Q ）、功率（ N ）、效率（ η ）和转数（ n ）等，它们表示一台风机（泵）的整体性能。风机的性能参数是工厂在标准技术条件下实验而得到的，如果风机的使用条件和制造厂规定的标准技术条件下不同，则必须对性能参数进行换算。常见的几种通风机的标准技术条件如表 2.5 。通风机的标准技术条件 表 2.5空气参数风 机 类 型一般通风机锅炉引风机煤粉通风机空气温度（ ℃ ）2020070大气压力（ Pa ）101325101325101325空气密度（ kg/m 3 ）1.200.7451.02A 风压（或扬程）单位体积的气体流过通风机时所获得的能量，称为通风机的风压（压头） 。 显然，通风机的风压等于通风机出口气体的全压与进口气体的全压之差。通风机的全压等于其静压与动压之和，单位为帕（ Pa ）或 mmH 2 O ，常用符号“ P ”表示。对于泵常用 扬程来表示，扬程是指 单位重量的流体流过泵叶轮后所获得的能量。单位为米水柱（ mH 2 O ）， 常用符号“ H ”表示。B 风量（或流量）通风机（泵）每单位时间内所排送的气体（液体）体积称为风量（或流量），其单位为： m 3 /s 或 m 3 /h 。须指出的是，在通风机 铭牌上或产品样本上所标明的风量数字，是指在标准状态（压强为 101325Pa ，温度 20 ℃ ，相对湿度 50% ）下的气体体积流量。C 功率用风机输送气体时，气体从风机获得能量，而风机本身则消耗能量，风机（泵）的功率分为有效功率、轴功率和配带功率。风机每单位时间内传递给气体的能量称为通风机的有效功率，即：N = H·Q (2.53)式中 N —通风机的有效功率 （ W ）；Q —通风机所输送的风量（ m 3 /s ）；Ｈ—通风机所产生的全风压（ Pa ）。D 效率实际上，由于通风机运转时，气体在通风机中流动有能量损失，因此输入通风机的功率要比 N 大些，即 :N sh = = (2.54)式中 N sh —通风机的轴功率（ W ）；轴功率就是电动机传到风机（泵）轴上的功率；η —通风机的效率，后向式叶片风机的效率一般为 0.8 ～ 0.9 ；前向式叶片风机的效率一般为 0.6 ～ 0.65 。配用电机时，因为风机（泵）在运转时可能会出现超负荷的情况，为了安全，一般风机（泵）的配带功率要比轴功率大。轴功率是指带动风机（泵）运转的配套电机功率。用符号 N mo 表示 , 则有：N mo = k (2.55)式中 k —电机容量的储备系数；可按表 2.6 选用；η m — 机械传动效率，与机械传动方式有关；可按表 2.7 选用。电机容量的储备系数 k 表 2.6轴功率 N mo (KW)k轴功率 N mo (KW)k& 0.51.40 ～ 1.502 ～ 51.15 ～ 1.200.5 ～ 11.30 ～ 1.405 ～ 501.10 ～ 1.151 ～ 21.20 ～ 1.30& 501.05 ～ 1.08&机械传动效率 η m 表 2.7传动方式η m电动机直接传动1.00联轴器直联传动0.98三角皮带传动0.95E 转速转速是指风机（泵）的机轴每分钟的转数，常用符号 n 表示，单位是：转 / 分（ rpm ）。风机（泵）的转速是在设计时确定的，对应于一定的转速，就产生一定的压头和流量，需用一定的功率。当使用的实际转速不同于设计转速时， H 、 Q 、 N 也将随之改变。因此在选择电动机的转速时应与风机（泵）的额定转速一样，否则就达不到设计要求，甚至会损坏风机（泵）。离心通风机（泵）的基本性能参数，除了上述的以外，还有比转数，泵还有允许吸上真空高度等，这些参数将在以后叙述。[ 例 2.7]&有一台离心通风机，全压 p = 2200Pa ，风量 Q= 13 m 3 /s ，用电动机通过联轴器传动。试计算风机的有效功率、轴功率及应配带的电动机功率（风机的效率 η=0.78 ）。[ 解 ]&风机的有效功率为： N = H·Q = 13 × 2200 = 28600 （ w ） = 28.6 (kw) 。轴功率为： N sh = = = 36.7 (kw) 。查表 2.6 ，取电动机容量储备系数 k=1.15 ；查表 2.7 ，取传动效率 η m = 0.98 ，则得电动机配带功率为 ： N mo = k = 1.15 × = 43.1 (kw)F 离心式风机 ( 泵 ) 的基本方程式——欧拉方程式泵和风机是利用电动机提供的动力使流体获得能量以输送流体。下面从理论上阐述外加动力与流体能量变化之间的关系。具体来说，从研究泵或风机的压头和加在转轴上的轴功率之间的关系入手，进一步得出流体能量增量和流体运动之间的关系的理论根据。这一关系就是离心式泵或风机的基本方程式，它是 1754 年首先由 L. 欧拉提出的，所以又叫做欧拉方程式。a. 流体在叶轮中的运动和速度三角形在导出欧拉方程式之前，首先应了解流体在叶轮中的运动情况。图 2.38(a) 表示泵或风机的叶轮示意图。叶轮的进口直径为 D o ，叶片的进口直径为 D 1 ，叶轮的外径也就是叶片出口直径为 D 2 ，叶片入口宽度为 b 1 ，出口宽度为 b 2 。当叶轮旋转时，流体以速度 v 。轴向地进入叶轮，随即转为径向并以速度 v 1 进入叶片间的流道。流体在流道中获得能量后以速度 v 2 离开叶轮进入机壳（参看图 2.38 ）。最后流向出口，排出机外。流体质点在流道中的运动轨迹是很复杂的。它一方面随叶轮的旋转作圆周运动，速度为 u ，其方向与叶轮半径垂直；另一方面沿叶片方向作相对于叶片的相对运动，其速度为 ω ，两种速度的合成速度，即质点的绝对速度 v 。三者之间的关系显然应当是： v = u + ω 流体质点在流道中任意点的上述三种速度示于图 2.38 （ b ）。( a) 风机的叶轮； (b) 流体在叶轮中的流动速度 1 －进口； 2 －出口1 －叶轮前盘； 2 －叶片； 3 －后盘； 4 －转轴； 5 －机壳； 图 2.39 叶片进口和出口处的流体速度图u －圆周速度； ω －相对速度； v －绝对速度图 2.38 流体在叶轮流道中的流动与速度图对于压头和流量的分析，往往只需了解叶片进口与出口处的流体运动情况。图 2.39 中绘出叶轮的某一叶片进口 1 和出口 2 处的流体速度图。在进口处，质点具有圆周速度 u 1 和相对速度 ω 1 ， 两者的矢量和为 v 1 ，是进口的绝对速度。同理，在叶片出口处，质点的速度各相应为 u 2 、 ω 2 ，两者的矢量和为叶片出口处质点的绝对速度 v 2 。为了便于分析，常常将绝对速度 v 分解为与流量有关的径向分速 v r ，和与压头有关的切向分速 v u 。前者的方向与半径方向相同，后者与叶轮的圆周运动方向相同。将上述流体质点的各速度共同绘在一张速度图上，如图 2.40 ，就是流体质点的速度三角形图。图 2.40 流体在叶轮中运动的速度三角形在速度三角形中， ω 的方向与 u 的反方向之间的夹角 β 表明了叶片的弯曲方向，叫做叶片的安装角。 β 1 是叶片的进口安装角，β 2 是叶片的出口安装角。安装角是影响泵或风机性能的重要几何参数。速度 v 和 u 之间的夹角 α 叫做叶片的工作角。 α 1 是叶片进口工作角， α 2 是叶片出口工作角。显然，工作角与计算径向分速及切向分速有关。速度三角形除清楚地表达了流体在叶轮流道中的流动情况外，在导出欧拉方程式中和以后研究泵和风机的理论中都起着重要作用。因此，应当首先加以透彻了解。b ．欧拉方程式为了简化问题，在推导欧拉方程式的过程中采用以下三个理想化的条件以建立流动模型。（ 1 ）叶轮中流体的流动为稳定流动。（ 2 ）叶轮具有数量无限多的叶片，叶片的厚度极薄，因而流束在叶片之间的流道中流动时，遵循叶片的形状流动，方向与叶片方向相同，且在流道中任一圆周上流速的分布是均匀的。（ 3 ）流过叶轮的流体是理想流体，即在流动过程中，没有能量损失。在上述理想化条件下，将流体的有关参数都加以下角“ T∞ ”，例如 Q T∞ 、 H T∞ 等，其中“ T ”欧拉方程式可以根据动量矩原理导出。图 2.41 叶轮中流体微小体积流量 q 的动量矩关于质点系的动量矩定律指出：质点系对任固定点或任一固定转轴的动量矩随时间的变化率等于作用于该质点系的外力对同一固定点或同一固定转轴的矩。研究如图 2.41 所示叶轮中流体的微小体积流量 q 流经叶片间的流道时的动量矩变化情况。在入口处， q 所具有的绝对速度可以分解为径向分速 v r1 T∞ 及切向分速 v u1 T∞ ；在 出口处同样也可以将其绝对速度分解为径向分速 v r2 T∞ 及切向分速 v u 2 T∞ 。由于径向分速通过叶轮的转轴中心，故在计算动量矩变化时只需考虑切向分速，因而可以得出 q 的动量矩变化率为，ρq （ r 2 v u2T∞ － r 1 v u1T∞ ）就整个叶轮来说，对于流量为 Q T ∞ 的流体流经叶轮时，按动量矩定律可得：M = ρQ T∞ (r 2 v u2T∞ － r 1 v u1T∞ )式中， M 是施加于叶轮转轴上的外力矩。将此式两边各乘以角速度 ω ，考虑到 Mω 就是加在转轴上的外加功率 N ；再根据式 2.53 及式 2.54 ，在理想化条件下，即 N = γQ T∞ H T∞ 以及 rω = u 的理由，将上式代入化简整理，可得出：Mω = N =γQ T∞ H T∞ =ρQ T∞ (u 2 T∞ v u2T∞ － u 1 T∞ v u1T∞ )经移项，就可以得到理想化条件下单位重量流体的能量增量与流体在叶轮中运动的关系，即欧拉方程：H T∞ = ( u 2 T∞ v u2T∞ － u 1 T∞ v u1T∞ ) (2.56)由式 (2.56) 可以看出以下情况：（ 1 ）欧拉方程式表明流体所获得的压头，仅与流体在叶片进口及出口处的运动速度有关，而与流体在流道中的流动过程无关。（ 2 ）流体所获得的压头与被输送流体的种类无关。也就是说无论被输送的流体是水或是空气，或其它密度不同的流体，只要叶片进出口处流体的速度三角形相同，都可以得到相同的压头。c ．欧拉方程式的修正上述欧拉方程式是在理想化条件下导出的。这些条件中包括叶片无限多且无限薄的条件，而实际上叶轮的叶片数决不可能是无限的，而且是有相当厚度的。因而流束并不完全受叶片的约束。同时，叶片间流道总是从入口向出口展阔。此外，流体的流动还要受到叶片正面与背面压力不同以及流体惯性的影响。凡此种种，都足以破坏理想流动模型。由于上述影响，按式 (2.56) 计算的叶片无限多的压头 H T∞ 要降低到叶片有限多的 H 值。无限多叶片的欧拉方程式表达的 H T∞ 与有限多叶片实际叶轮的欧拉方程式得出的 H 之间的关系至今还只能以经验公式来表明，而这些经验公式的适用范围也极其有限。这里用小于 1 的涡流修正系数 k 来联系，即： H = k H T∞ = ( u 2 T∞ v u2T∞ － u 1 T∞ v u1T∞ )或 H = ( u 2 T v u2 T － u 1 T v u1 T )为简明起见，将流体运动中用来表示理想条件的下角“ T ”取消。可得：H = ( u 2 v u2 － u 1 v u1 ) （ 2.57 ）上式表达了实际叶轮工作时，在不计流动损失的条件下，流体从外加能量所获得的压头值。这个公式也叫做理论压头方程式。在以后一些章节中，将以式 (2.57) 表达的理论压头方程式为主要依据，分析泵和风机的工作性能。这个方程式是泵和风机的主要理论根据之一。G 风机（泵）的相似律和比转数风机或泵的设计、制造通常是按“系列”进行的。同一系列中，大小不等的风机或泵都是相似的，也就是说它们之间的流体力学性质遵循力学相似原理。按系列进行生产的原因之一是因为流体在机内的运动情况十分复杂，以致目前不得不广泛利用已有风机或泵的数据作为设计的依据。有时，由于实型风机或泵过大，就运用相似原理先在较小的模型机上进行试验，然后再将试验结果推广到实型机器。风机或泵的相似律表明了同一系列相似机器的相似工况之间的相似关系。相似律是根据相似原理导出的，除用于设计风机或泵外，对于从事本专业的工作人员来说，更重要的在于用来作为运行、调节和选型等的理论根据和实用工具。a ．风机或泵的相似律根据相似原理，相似的风机或泵首先必须几何相似。几何相似是指模型机和原型机各对应点的几何尺寸成比例，比值相等，各对应角也相等。如用下角 “m” 表示模型机参数， “p” 表示实型机的参数，则几何相似可由下列方程表达：= = = =……= λ lβ 1p = β 2mβ 2p = β 2m式中： λ l 为相应线尺寸的比值。在所有的线尺寸中，通常选取叶轮外径 D 2 作为定性线尺寸。其余符号同前。这里所指的模型机，通常是该系列中的某一台机器。相似机械的相似工况点的相似还要求流体的运动相似。运动相似是指模型机和原型机各对应点的速度方向相同，大小成比例，比值相等。因而运动相似必将使相似工况点的速度三角形具有相似性。故又可列出以下的关系式：= = = = = = = ……=λ vα 1p =α 2mα 2p =α 2m式中， λ v 是相似工况点的速度比值，其余符号同前。动力相似是指模型机和原型机中相对应的各种力的方向相同，大小成比例，且比值相等。作用在风机或泵内流体的诸力中，主要是压力。粘性力的影响由于雷诺数很大，属于自模区域，所以影响不大，通常可以略而不计。现在，在上述相似条件下，来逐个研究相似风机或泵的相似工况点的性能参数之间的关系。首先研究相似工况点之间的压头关系。风机压头的计算，根据式欧拉方程式（ 2.37 ）可以按下式计算：H = η h u 2 v u2 或 Hg = η h u 2 v u2式中： η h —水力效率当模型机与原型机的尺寸相差不大时，两机的水力效率 η h 可以认为是相等的。故相似工况点的压头关系简化为：= ·将式中的速度比用转速与轮径的乘积 nD 2 的比值代替，同时引入 g ＝ 的关系，可将上式改写为压强比的关系如下 := = = ( ) 2 ( ) 2或 = ( ) 2 ( ) 2 （ 2.58 ）也可以采用以 nD 2 表达的压头比形式 := ( ) 2 ( ) 2 （ 2.59 ）式 2.59 虽不如式 2.58 严密，但在工程上是可用的。风机的流量可按下式计算：Q = A 2 v 2r η v ε式中： A 2 — 风机出口的有效面积；（ m 2 ）η v — 风机的容积效率；ε— 叶片的排挤系数，表示叶轮出口处实际出口截面积与不计叶片厚度的出口截面积之比值。则风机相似工况点之间的流量关系计算如下：= = ( ) 3 (2.60)上式中考虑了相似机器大小不十分悬殊时容积效率 η v 及排挤系数 ε 近似相等而从式中消去，而 ＝ , 并用转速与轮径的乘积 nD 2 之比代替流速比而得出的。最后 , 研究相似机相似工况点之间的轴功率关系。由于轴功率可用式 2.54 来计算，由此可得出相似机轴功率关系为：= · = =式中认为 η p ≈η m 予以消去。然后用式 2.59 及式 2.60 代入上式，可得：= ( ) 3 ( ) 5 (2.61)以上介绍的式 2.58 、式 2.59 、式 2.60 及式 2.61 就是泵或风机的相似律。下面介绍相似律在工程技术上常见的几种运用方法。（ 1 ）改变转速时各参数的变化关系 —— 比例定律相似定律的一种特殊情况：当两台泵或风机叶轮直径相等并输送相同的流体时，即几何尺寸的比例常数 = 1 ，密度的比例常数 = 1 ；也可以看作是同一台泵或风机，当改变转速时其参数的变化关系。这时，式 2.58 、式 2.59 、式 2.60 及式 2.61 简化为下式：= = ( ) 2 = ( ) 2 = ( ) 3上式是对同一台风机或泵，当转速改变后，在相似工况下的流量、压头、功率与转速间的关系，故称为比例定律。比例定律指出：流量与转速的一次方成正比，压头与转速的平方成正比，功率与转速的三次方成正比。（ 2 ）改变几何尺寸时各参数的变化关系当两台泵或风机的转速相等，并输送相同的流体时，即转速的比例常数 = 1 ，密度的比例常数 = 1 ，而只改变风机或泵的几何尺寸，其相似律可简化为：= ( ) 3 = ( ) 2 = ( ) 2 = ( ) 5上式指出：在相似工况下，流量与叶轮直径的三次方成正比，压头与叶轮直径的平方成正比，功率与叶轮直径的五次方成正比。(3) 改变密度时各参数的变化关系当两台泵或风机的转速相等，几何尺寸相同时，即转速的比例常数 = 1 ，几何尺寸的比例常数 = 1 ；也可以看作是同一台泵或风机，当所输送的流体不同时，其参数的变化关系。这时由式 2.59 、式 2.60 看出，流量、压头与流体的密度无关，即无论输送什么流体，其体积流量和压头都不改变。因此，只有风机的风压和功率与密度有关。式 2.58 、式 2.61 简化成下式：= =上式指出：在相似工况下，风压与密度的一次方成正比，功率与密度的一次方成正比。综上所述，可将两台几何相似的泵或风机，在相似工况下运行时的参数变化关系列于表 2.8 。相似工况下各参数的变化关系 表 2.8参 数改变转速 n改变几何尺寸 D改变密度 γn 、 D 、 γ 均改变流量 QQ p = Q m ( )Q p = Q m ( ) 3Q p = Q mQ p = Q m ( ) ( ) 3压头 HH p =H m ( ) 2H p =H m ( ) 2H p =H mH p =H m ( ) 2 ( ) 2风压 PP p =P m ( ) 2P p =P m ( ) 2P p =P mP p =P m ( ) 2 ( ) 2功率 NN p =N m ( ) 3N p =N m ( ) 5N p =N mN p =N m ( ) 3 ( ) 5效率 ηη p =η mη p =η mη p =η mη p =η m注： 上表是当模型与原型的转速与几何尺寸相差不大时，各效率相等。[ 例 2.8]&现有 Y9 — 35 — 12No.10D 型锅炉引风机一台，铭牌上参数为 n=960 转／分， H=162 毫米水柱， Q= 20000 米 3 / 时， η=60 ％。配用电机 22 千瓦。考虑三角皮带的传动效率 η t =98 ％。现在用此引风机输送温度为 20 ℃ 的清洁空气， n 不变，求在新的条件下的性能参数。是否影响电机的大小 ?[ 解 ]&锅炉引风机铭牌参数是以大气压为 101.325 kPa 和介质温度 200 ℃ 为基础提供的，这时空气的密重为 0.745 kg ／ m 3当改送 20 ℃ 的空气时，其密度为 1.20 kg ／ m 3 。故该风机的性能参数应为：Q 20 = Q = 20000 m 3 ／ hH 20 = H = 162× = 261 mmH 2 O重新计算电机功率：N 20 = K ·= 1.15× ×H 20 × ×= 1.15× ×261×9.807× ×= 27.78 （ kW ）其中， K 是电机的安全系数； P 20 =H 20 γ （ Pa ），由于 H 20 的单位是毫米水柱高度， γ 应以水的容重，即 γ = 98 00 N/m 3 来计算。通过计算得知，在新的条件下电机过小。b. 风机或泵的比转数相似律只能说明同一系列相似泵或风机的相似工况点性能参数间的关系。它并没有涉及不同系列机器之间，即不相似泵或风机之间的比较问题。那么对于不同系列的机器是否可以在性能上加以比较呢？答案是可以的，也是必要的。因此，下面提出另一种代表整个系列泵或风机的单一的、综合性能参数。它是一个包括流量 Q 、压头 H 及转速 n 等设计参数在内的综合性相似特征数。这个相似特征数，我们称为比转数，用符号“ n s ”来代表。比转数在泵与风机的理论研究和设计中，都具有十分重要的意义。现对泵和风机的比转数分别讨论如下：（ 1 ）泵的比转数 n s将式 2.60 变形并两边平方得：（ ） 2 ＝（ ） 2又将式 2.59 变形并两边立方得：（ ） 3 ＝（ ） 3将上两式相除得：＝再将上式两边开四次方得：＝ ＝ ＝ 常数式中常数用符号 n s 表示，即：n s ＝ （ 2.62 ）上式就是包括了设计参数在内的一个相似特征数，称为比转数。凡几何相似的泵，在相似工况下的比转数 n s 值必然相等。一般作为相似判别数应该是无因次的，而比转数 n s 则是有因次的，由于各国习惯不同，因而对压头 H 、流量 Q 和转速 n 所取的单位也就不同，另外所采用的单位制不同，比转数 n s 计算的值也不相同。国外习惯使用式 2.62 计算比转数 n s ( 采用国际单位制也用同式计算 ) ，而我国习惯上采用下式计算比转数 n s ：式中系数 3.65 是由水轮机的比转数公式推导出来的，因最早比转数的概念是应用在水轮机中，而水轮机的设计参数为压头 H 、功率 N 及转速 n ，因而水轮机的比转数公式为n s ＝式中 n 一转速，转／分；N —功率，马力；H —压头，米。为了使水泵和水轮机的比转数公式一致，把水泵的功率 N ＝ 马力（其中 γ= 1000 公斤／米 3 ），代入水轮机比转数的公式得：n s ＝ ＝式中 n —转速，转／分；Q —体积流量，米 3 ／秒；H —压头，米。系数 3.65 只是对水而言，当输送其他流体时，系数则不同。对于水泵，我国规定计算比转数的条件是： Q ＝ 0.075 米 3 ／秒， H ＝ 1 米 ，在最高效率下运行，这时所具有的转速 n m 转 / 分作为该系列水泵的比转数。对于水泵，比转数的意义可以这样理解：在同一类型的泵（相似的泵）中，取出一个 H ＝ 1 米 ， N ＝ 1 马力， Q ＝ 0.075 米 ３ ／秒的泵作为标准泵，这个泵所具有的转速就称为比转数。即：n s ＝ ＝ ＝ n(2) 风机的比转数 n s风机的比转数与水泵比转数 n s 的性质完全相同，一般习惯用以下式计算：n s ＝ (2.63)式中： p 20 — 常态状况下（ t ＝ 20 ℃ ， p a ＝ 760 毫米汞柱）空气的全压，单位为帕或毫米水柱。如果采用实际工作状况下的全压 p 计算 n s 时，因 ρ 20 ＝ 1.2 kg/m 3 ，则：p 20 ＝代入式 2.63 得：n s ＝ ＝ 4.83式中 p —气体全压，毫米水柱；ρ —气体密度， kg/m 3 。（ 3 ）比转数在泵与风机中的应用用比转数对泵和风机进行分类由比转数公式可以看出，比转数 n s 与转数 n 成正比，与流量 Q 的平方根成正比，与压头 p 的四分之三次方成反比。如果流量不变， n s 越小， H 就越大。为了提高压头，就只能加大叶轮出口直径 D 2 ，相对地出口宽度 b 2 减小，因而叶形变得窄而长。但叶轮外径 D 2 不能过大，过大则使出口宽度 b 2 过分变窄，这样不但增加了铸造上的困难，而且大大增加了叶轮内的流动损失和圆盘摩擦损失，使效率降低，所以对离心泵一般 n s 不小于 30 ，对离心风机 n s 不小于 10 。n s 越大，则 H 越小，叶轮出口直径 D 2 也就越小，而叶轮出口宽度 b 2 相对地显得加大，叶形变得短而宽。随着 n s 的增加，出口直径与进口直径之比 逐渐减小，当减小到某一数值时，就需将出口边作成倾斜的。如图 2.42 所示，因为： 如果 ab 和 cd 两条图 2.42 二次回流流线的长度相差太大时，会给叶片绘型带来困难。 2) 由于叶片长短相差太大，会出现 ab 流线的压头低于 cd 流线的头，于是引起二次回流，大大增加了流动损失，因此，当 n s 达到一数值时，即 减小到某一数值时，叶轮出口边就要作成倾斜的，这就从离心式过渡到混流式。当 n s 再增加，则出口直径进一步减小，叶轮就从混流式过渡到轴流式了。由此可见，叶轮形式引起参数改变，也会导致比转数的改变，所以，可用比转数对泵和风机进行大致的分类，如表 2.9 、图 2.43 所示。比转数与叶轮形状和性能曲线形状的关系 表 2.9&&图 2.43 比转数与叶轮形状和性能曲线形状的关系 用比转数决定泵和风机的型式因为叶轮形式导致比转数改变，所以也影响了泵和风机的性能。可以用比转数来选用泵和风机的大致类型，如果需要一台流量为 Q ，压头为 H ，或风压为 P ，转速为 n 的泵或风机，这时，可算出其比转数 n s ，对水泵而言，当 n s & 30 时，则需采用容积式泵。当 30&n s &300 的范围，则采用离心式泵，但离心式泵最佳比转数 n s 的范围在 90 ～ 300 之间。当 300&n s &600 的范围，则采用混流式泵，当 500&n s &1000 的范围则采用轴流式泵。对风机而言，当计算出的比转数 n s &10 ，一般采用 容积式风机。当 15&n s &90 的范围，则采用离心式风机，这是离心式风机最佳比转数的范围 ( 后向式叶轮一般 20&n s &90 ，前向式叶轮 15&n s &65) ，当 n s &100 时，一般采用轴流式风机。用比转数进行泵和风机的相似设计这种相似设计的方法，就是根据给定的设计参数计算出比转数数值，然后在已有的经过试验的性能良好的模型中，选取一个比转数相同 ( 或接近 ) 的模型，然后把模型的参数换算成原型的参数，把模型的尺寸按空气动力学图放大或缩小成原型泵或风机的几何尺寸，最后作出结构设计。2.3.1 .3 离心式风机（泵）的特性曲线风机（泵）的性能曲线是指在一定的转速下，压头 H 、功率 N( 一般指轴功率 ) 、效率 η 与流量 Q 间的关系曲线。对于水泵来说，还有表示泵汽蚀性能的允许汽蚀余量 [ Δ h] 或允许吸上真空高度 [H s ] 与流量 Q 的关系曲线。 从特性曲线上我们可以知道各参数随流量的变化关系，从而可以确定风机（泵）的工作范围。我们知道，风机（泵）是按照给定的一组参数 ( 压头及流量 ) 进行设计的，由这一组参数所组成的工况，我们称为设计工况。当风机（泵）在设计工况下运行时，具有最高的效率。但是随着外界条件的变化，风机（泵）的工况也要相应改变，当运行点偏离设计工况时，效率则相应下降。为了使风机（泵）的效率不致下降太多，所以对各种型式的风机（泵）都确定了一个工作范围。因此，掌握这些性能曲线，就能够正确的选择经济合理的泵与风机。泵的性能曲线主要有：流量与扬程（ Q — H ）曲线，流量与功率 (Q — N) 曲线，流量与效率 (Q － η ) 曲线，流量与允许汽蚀余量 ( 或允许吸上真空高度 )(Q — [ Δ h]) 曲线。对于风机来说因其产生的动压头较大，而且在决定风机的工作点时，是以静压曲线为依据的，所以一般还需分别作出流量与全压 (Q － P) 和流量与静压 (Q — p st ) 的关系曲线。无论是泵或者是风机的工作性能曲线，至今还不能精确地用理论的方法计算，而是通过试验的方法求得，并将其绘制成曲线，这种曲线称为特性曲线。主要包括：单机特性曲线、综合特性曲线和无因次曲线。A 单机特性曲线对某台通风机固定其转速，当通风量改变时，通风机的风压也随之改变。把实验测得的风压、风量、功率以及由此计算出来的效率等数据绘成曲线，就成为通风机特性曲线。这种特性曲线一般包括 H-Q 曲线（风压 - 风量）， N-Q 曲线（轴功率 - 风量）和 η -Q （效率 - 风量）曲线。图 2.44 是 4-72-11 型 5 号通风机在 2900 r/min 时的特性曲线。从图中可以看出，通风机运转时，存在一最高效率点 η max ，相应于该点的风量、风压、轴功率称为通风机的最佳工况。在选择和使用风机时，应注意使其实际运转效率不低于 0.9η max ，根据这个要求，就可以确定通风机风量的允许调节范围（图中 Q １ ～ Q ２ ），这个范围称为通风机的经济使用范围。4-72 型通风机是后向叶片通风机。前向叶片的通风机的特性曲线如图 2.44 所示，对比图 2.44 与图 2.45 看到，后向叶片通风机与前向叶片通风机的特性曲线有所不同，&图 2.44 4-72-11 № .5 通风机的特性曲线 图 2.45 前向式叶片通风机的特性曲线前者的风压随着风量增大而迅速减小；而后者的风压随着风量增大而缓慢减小。由于上述特性，引起风量对功率的影响也各不相同，后向叶片通风机的 N-Q 曲线，随着风量的增加缓慢上升，在通风机经济使用范围附近有一最高点，过了最高点，功率反而下降了，而前向叶片通风机的 N-Q 曲线，则随风量的增加而一直迅速上升，且在经济使用范围附近没有最高点，这样，前向式叶片通风机电机容易超载，配用电机时要有较大的储备。 从离心式通风机的单机特性曲线图上可以看出，不论叶片型式如何，风量为零时，所需功率最小，所以这类通风机启动时，应该把进风口或出风口的阀门关闭，以免电动机过载。B 综合特性曲线单机特性曲线只能表示某一通风机在特定转速下的性能，这对选用通风机很不方便。综合特性曲线是将同型号不同机号，同一机号不同转速的特性曲线绘在一张图上，而且只标出经济使用范围一段 H-Q 曲线；图上标明了机号、转速、功率等。选型时，根据要求的风压、风量，可以较快地从图上找出要求的通风机的型号和转速，并可估计出所需功率。图 2.46 为 Y4 — 73 — 11 锅炉引风机的选择曲线图（综合特性曲线）。通风机的选型也可从性能表上查找，性能表比综合特性曲线更详细，它除了列出同型号不同机号，同一机号不同转速，在经济使用范围内若干个工作点的性能参数外，还列出了配套电机及附件。表 2.10 和表 2.11 是 Y4-73-11 型锅炉引风机和 4 — 72-11 型离心式通风机性能及选用配件表。&Y4 － 73 － 11 型锅炉引风机性能及选用件（部分） 表 2.10型号转速（ r/min ）序号全压（ Pa ）流量（ m 3 /h ）效率（ % ）轴功率（ KW ）所需功率（ KW ）上海鼓风机厂电动机功率（ KW ）联轴器一套型号风机轴电机轴No.16D96012345678230023002280222021402000182016309000010100011200012300012400014500015600016800083.788.591.292.593.090.587.284.066.57276.780.583.78687.988.288951011071111141161179595115115115115130130T11-95 × 85T11-95 × 85T11-95 × 85T11-95 × 85T11-95 × 85T11-95 × 85T11-95 × 90T11-95 × 90958585858585859090No.16D730123456781300130013101280123011501050940682000766000850009350010200011000011900012700083.788.591.292.593.090.587.284.029.231.633.635.436.737.838.638.839424547495051524055555555555555T11-95 × 75T11-95 × 85T11-95 × 85T11-95 × 85T11-95 × 85T11-95 × 85T11-95 × 85T11-95 × 85957585858585858585C 无因次曲线同一类型的通风机，是一组相似的通风机，虽然它们的尺寸不同并在不同转速下工作，它们的有因次性能参数（ Q 、 H 、 N ）所组成的特性曲线也各不同，但却是类似的。可是由它们的无因次性能参数（ 、 、 ）所组成的特性曲线却是相同的。由无因次的性能参数所绘制的特性曲线，叫做无因次特性曲线。如图 2.47 所示。我们知道：同一产品系列的通风机的性能参数与结构尺寸之间存在着一定的关系，这种关系服从相似定律的规律，相似定律的式 2.59 、式 2.60 、式 2.61 所表示的规律，就是性能曲线的换算式，它们分别表示风量，风压，功率与结构尺寸的关系。特性曲线和性能表都是根据标准技术条件编制的，使用时必须注意进行换算。4 － 72 － 11 № 6c 离心式通风机性能表（部分） 表 2.11相似定律公式说明，对于效率相同的同一产品系列的通风机来说，必然存在三个常数 q c 、p c 、 N c ，分别表示其风量、风压、功率。于是，如以 q c 为横坐标， p c 、 N c 及效率 η 为纵坐标，绘出曲线图，则该曲线图就表示出该产品系列的通风机的典型性能。由于新的参数 q c 、 p c 、 N c 均是无因次量，故由它们所绘出的曲线称为无因次性能曲线。这样，只用一个无因次性能曲线就可以表示出某一产品系列即几何相似的一组通风机在不同转速下的工作性能，因而也就避免了上述的单机性能曲线的缺点。为了绘制无因次性能曲线，在实际工程中，由于习惯的缘故，常对式 2.59 、式 2.60 、式 2.61 加以改变，即用叶轮外径处的圆周速度 u 2 代替乘积 πD 2 n/60 ，用当量面积 πD 2 2 /4 代替 D 2 2 。这样更改后所得的结果仍是三个无因次常数，分别用 Q 、 p 及 N 表示之，便可得下面的惯用公式：流量系数： ＝ 　　　　　　　（ 2.64 ）压强系数： ＝ （ 2.65 ）功率系数 : ＝ （ 2.66 ）图 2.47 4-72-11 型离心通风机的无因次性能曲线式中： Q －在某一工况下风机的实际流量， m 3 ／ s ；p －在某一工况下风机的实际全压， Pa ；N －风机工作时实际所需的轴功率， W ；D 2 －风机叶轮外径， m ：ρ －气体密度， kg ／ m 3 ；u 2 －风机叶轮出口处圆周速度，u 2 ＝ πD 2 n ／ 60 （ m ／ s ）。在绘制无因次性能曲线图时，可在某一系列中选取一台通风机作为模型机，令其在不同的流量 Q 1 、Q ２ 、 Q ３ … 下以固定转速ｎ运行，测出相应的Ｈ １ 、Ｈ ２ 、Ｈ ３ … ，及 N １ 、N 2 、 N ３ … ，同时测得所输送气体的密度 ρ ，然后利用 u 2 ＝ πD 2 n ／ 60 及 上述三个公式即可计算出ｕ ２ 值和对应的 、 、 值。再利用无因次系数计算出效率 η １ 、 η ２ 、 η ３ … 。即：η ＝将所得到的一系列 、 、 及 η 之数据，画在以 为横坐标， 、 、 η为纵坐标图上，可得许多点，最后用圆滑曲线分别连接这些点就可绘出一组无因次曲线，即 － 、 － 、 － η 三条无因次性能曲线。图 2.47 所示为 4 — 72 — 11 型离心通风机的无因次性能曲线，图中实线是以 № 5 机为模型机，代表该系列 № 5 、 № 5.5 、 № 6 及 № 6.5 四种大小不同的通风机的性能曲线。虚线是以 № 10 机为模型机，代表该系列 № 10 、 № 12 、 № 16 及 № 20 四种通风机的性能曲线。该系列之所以要采用两个模型机是为了消除某些误差。须注意，根据无因次性能曲线图所得出的无因次量并不是通风机得性能参数，不能直接引用，应将查得的数据用式 2.64 、式 2.65 、式 2.66 进行逆运算，所求得的结果才是通风机的真实性能参数。2.3.1 .4 风机（泵）在管路系统中的工作特性前面讨论了风机（泵）本身的性能曲线，但风机（泵）在管路中工作时处在性能曲线上的哪一点，我们并不知道。因为当风机（泵）在一定的管路系统中工作时，实际工作状况不仅取决于风机（泵）本身的性能曲线，而且还取决于整个系统的管路特性曲线。即由这两条曲线的交点来决定风机（泵）在管路系统中的运行工况。Ａ．管路特性曲线图 2.48 管路系统装置所谓管路特性曲线，就是管路中通过的流量与所需要消耗的压头之间的关系曲线；当流体通过管路输送到某处时，需要消耗哪些压头呢？从图 2.48 所示的装置可知，若将单位重量的流体，从吸入容器输送到压力容器中所需的压头为：列出截面 A － A 及 1 － 1 的伯诺利方程：＋ ＝ ＋ ＋Ｈ e ＋ｈ 1 e对于截面 2 － 2 及Ｂ－Ｂ，则有：＋ ＝ ＋ ＋Ｈ j ＋ｈ 1f上两式中： 、 －泵或风机吸入容器及出容器的压头，米；、 －泵或风机进、出口处的压头，米；Ｈ e －几何安装高度，米；Ｈ j －静压出水头，米；ｈ 1 e 、ｈ 1f －吸入管和排出管中的流动损失，以液柱或气柱高度表示，米；ρ －流体的密度，千克／米 ３ 。上两式相减，则得：Ｈ c ＝ ＝ ＋（Ｈ j ＋Ｈ e ）＋（ｈ 1 e ＋ｈ 1f ）＋（ ＋ － — ）压头Ｈ c 是单位重量流体通过风机（泵）叶轮后所获得的能量增加值，也就是风机（泵）在管路中输送流体时所需要消耗的压头。从上式可知，Ｈ e 的作用在于： 1. 要克服吸入容器与排出容器中的压头差 ；2. 需要把流体举起Ｈ t ( Ｈ j ＋Ｈ ｇ ) 的高度；3. 需要克服所输送流体在吸入管和排出管中的摩擦阻力损失及管路附件（阀门，弯头）等的局部阻力损失；4. 需要克服流体在管路中流动时的动压头增量 ＝（ ＋ － — ）；若吸入容器与排出容器较大时，可将液面速度视为零，即 ω A ＝ ω B ＝ 0 。如果吸入管径与出水管径相等时，则 ω １ ＝ ω ２ 。在输送系统中，输出容器中流体的压力 p B 是随工况而变化的，因此管路所需要压头的一般形式为：Ｈ c ＝ ＋Ｈ t ＋ Σ ｈ L ＋式中： ＋Ｈ t 两项均与流量无关，故称为静压头，用符号Ｈ st 表示。而管路中阻力的损失 Σ ｈ L 及动压头增量 均与流量的平方成正比，故可写为：Σ ｈ L ＋ ＝（ Σλ ＋ Σζ ＋１） ＝（ Σλ ＋ Σζ ＋１） ＝ＫＱ 2式中： Ｋ－阻力系数。因此：Ｈ c ＝ Ｈ st ＋ＫＱ 2 　　　　　　　　（ 2.67 ）式（ 2.67 ）就是风机（泵）在管路中的管路特性曲线方程，可见当流量发生变化时，所需要的压头Ｈ c 也发生变化。对于风机，因气体密度 ρ 很小，气柱重量可以忽略不计，即Ｈ t 可认为等于零。又如工厂中常见的送风机是将空气送入炉膛，引风机是将烟气排入大气，故 p A 常约等于 p B ，因而 这一项也可近似认为等于零，所以风机的静压头Ｈ st 可以近似认为等于零。故对风机式（ 2.67 ）可写为下式： Ｈ c ＝ ＫＱ 2 　　　　　（ 2.68 ）以Ｈ c 作纵坐标， Q 作横坐标，既得到风机（泵）的管路特性曲线。如图 2.49 所示，由图不难看出， 水泵的管路特性曲线是一条抛物线，此抛物线顶点位于Ｈ＝Ｈ t ＋ ，Q ＝ 0 的点上；而风机的管路特性曲线也是一条 抛物线，而抛物线顶点通过座标原点，即Ｈ＝ 0 ， Q ＝ 0 的点。对于风机，当风量等于零时，阻力损失也等于零；当风量增加时，阻力损失成平方关系增加，曲线变陡。图 2.50 风机在管路中的工作点Ｂ．风机（泵）的工作点通风机的转速一定时，有一固定的 H-Q 曲线，通风机可以在 H-Q 曲线上任一点的风量和风压下进行工作，究竟在哪一点工作与管道特性有关，因为通风机的风量应该等于通风管道中的风量，而通风机的风压应该等于通风管道中的阻力损失。如果把通风机特性曲线（ H-Q ）和管道特性曲线画在同一坐标上，如图 2.50 ，其交点 A 即为通风机的工作点，相应的 Q A 即为通风机及管道的风量； H A 为通风机的工作风压，即管道的阻力损失。当管道阻力系数发生变化时，&管道特性曲线也发生变化，通风机的工作点将随之变化。如管道的闸门关小，管道的阻力损失关系增加，管道特性曲线变陡，风机工作点就上移到 A ′ 点，风压增大（与管道总阻力相适应），风量减小；如管道的闸门开大，则工作点就下移到 A″ 点，风压减小 ( 与管道阻力相适应 ) ，风量增大。2.3.1 .5 通风机的串联和并联在实际生产中，如果一台通风机不能满足风压和风量的要求，一时又找不到一台大容量的风机替代时，常以两台小容量的风机联合起来工作。联合的方法可以是　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　串联，也可以是并联。图 2.51 两台相同风机的串联Ａ．两台相同风机的串联以一台风机的出口接另一台风机的入口的联接方法称为串联。如图 2.51 （ a ）所示，二台风机串联后的特性曲线见图 2.51（ b ）所示。串联后的特性曲线（ H-Q ） Ⅰ 串 Ⅱ的画法如下：当一台风机的风量为 Q ，在 Q 轴上得 c点，作平行于 H 轴的线向上交 (H-Q) Ⅰ 于 d ，取 cd 长的 2 倍得 e 点，即为串联后曲线上的一点，该点风量为 Q ，风压为两台单独风机风压之和。用相同方法可得许多 e 点，将各 e 点联接起来，就得两机串联后的特性曲线（ H-Q ） Ⅰ 串 Ⅱ 。从图 2.51(b) 可见，两台风机串联后主要是风压提高，工作风量也增加，但串联后的风压小于单风机风压的两倍，即（ H-Q ） Ⅰ 串 Ⅱ &2H Ⅰ 。Ｂ．两台相同风机的并联两台相同风机进口与进口相接或出口与出口相接称为并联，见图 1.52(a) ，并联工作的特性曲线见图 2.52(b) 。由图可见，两台风机并联后主要是风量增加，工作风压也增大，但： Q Ⅰ 串 Ⅱ &2Q I&图 2.52 两台相同风机的并联由两台风机串、并联后的工作特性曲线分析可知：当管路的特性曲线比较陡，即管道的阻力系数比较大时，需要增加通风机的风压，采用串联效果较好；当管道特性曲线比较平缓，即阻力系数比较小时，需要增加通风机的风量，采用并联效果较好。Ｃ．两台规格不同的风机的串联两台规格不同风机串联的特性曲线如图 2.53 所示，由图可知：当管道特性曲线 1 通过 A 点时，通风机 I 和Ⅱ串联工作的风量 Q A 大于两台风机单独工作的风量 Q Ⅰ 或 Q Ⅱ ；当工作点通过 B 点时，风机Ⅱ ( 规格较小的风机 ) 将失去作用；当工作点在 B 点以下时，也即要求输出的风量大于小号风机的最大风量时，小号风机不仅失去作用，反而起妨碍作用，因此，实际生产中应避免这种现象。图 2.53 两台规格不同的风机的串联 图 2.54 两台规格不同的风机的并联Ｄ．两台规格不同的风机的并联两台规格不同风机并联的特性曲线如图 2.54 所示，由图可知：当管道特性曲线 1 通过 A 点时，通风机 I 和Ⅱ并联工作的风量 Q 4 大于风机 I 或Ⅱ单独工作的风量 Q Ⅰ 或 Q Ⅱ ；当管路总阻力系数增加时，管路特性曲线变陡，当通过 B 点时，Ⅱ号风机将不出风而失去作用；当工作点再上移，亦即要求输出的风压高于小号风机的最高风压时，小号风机不但不供风，反而有部分风泄漏，实际生产中亦应避免这种现象。Ｅ．风机或泵联合工作方式的选择图 2.55 风机联合工作方式的选择由上可知，当要增加管路的流量时，可以用两台性能相同的风机或泵并联或串联的方法来得到，但是究竟哪种方式更好些，这就要由管路特性来决定。下面以泵为例来说明这个问题。如图 2.55 所示，曲线 Ⅰ 是两台泵的单机性能曲线，曲线 Ⅱ 和 Ⅲ 分别是这两台泵串联与并联时的性能曲线， l 、 2 、 3 是三条不同陡度的管道特性曲线。管道特性曲线 2 与串联曲线 Ⅱ 相交于 A 2 点，并&与曲线 Ⅲ 相交于 A ′ 2 ，由图中可看出： Q A2 & Q ′ A2 ；管道特性 曲线 3 与串联曲线 Ⅱ 相交于 B 3 点，与并联曲线 Ⅲ 相交于 B ′ 3 点，由图可见， Q B2 & Q ′ B2 ，管道特性曲线 Ⅰ 显然是判别采用并联还是串联的界限。由此可见 , 当要采用联合工作方式来增加管路的流量时，到底是串联还是并联，应根据管道特性曲线的陡、缓情况来决定：在管道特性曲线陡的管路中宜采取串联工作方式，在管道特性曲线平缓的管联路中宜采取并联工作方式。2.3.1 .6 离心通风机和泵的工作调节在实际生产中，往往需要根据工艺要求调节系统的流量，也就是改变通风机或泵的运行工况 , 即改变工作点的位置。由前述可知，工作点是由通风机或泵本身的特性曲线 Q-H 曲线与管路系统的特性曲线 Q-H 曲线的交点决定的；因此，要改变通风机或泵的运行工况 , 可以用两种方法 : 一是改变通风机或泵的性能曲线，二是改变管路系统的特性曲线。下面介绍三种常用的调节方法。Ａ．变速调节法变速调节法就是在管道特性曲线不变的情况下，改变风机和泵的转速来改变通风机或泵的性能曲线，从而达到改变通风机或泵的运行工况，即改变工作点的目的。由前述的风机（泵）性能曲线换算的相似律可知：当风机（泵）的转速变化时，其性能参数也将随之发生变化。这就是变速调节风机或泵的运行工况的基本根据；用相似律公式可将风机或泵在某一转速下的性能曲线换算成另一转速下的新的性能曲线。图 2.56 离心式风机的变速调节在图 2.56 中，曲线 Ⅰ 和 Ⅰ ′ 分别是风机在 n 和n ′ 转 数下的性能曲线；曲线 Ⅱ 是风机工作的管路系统的特性曲线。当风机按原来的转数 n 运行时，其工作点在 A ，相应的风量为 Q A 、风压为 P A ；当转数变为 n ′ 时，其工作点变为 B ，这时的风量为 Q B 、风压为 P B 。这说&明，改变转速可调节通风机的工况。变速调节法的主要优点是不致产生附加的能量损失，故比较经济。但需要调速装置，因而投资昂贵。须注意的是，转速改变后功率将随转速，的三次方变化，所以需要考虑设备的容量。如转速增加，则要检查叶轮，以免发生事故。变速调节的具体方法有以下几种：（ 1 ）用直流电动机带动，可调节转速；（ 2 ）在异步电动机转子回路中串联可变电阻，以改变电动机转速；（ 3 ）用双速电动机驱动，低负荷时用低速档，额定输出时用高速档；（ 4 ）用固定转速的电动机加液力联轴器驱动；（ 5 ）用汽轮机驱动。Ｂ . 节流调节法所谓节流调节，就是通过调节安装在风机或泵的吸入管或排出管上的闸板、蝶阀等节流装置来改变管道中的流量以调节风机或泵的工况。这是使用最普遍的一种调节方式。节流调节又可分为出口端节流和入口端节流两种。a. 出口端节流通过调节风机或泵的出口管路上的节流件来改变流量，从而进行工况调节的方法叫出口端节流调节法。这种调节法的实质是用改变管道特性曲线来改变工作点。如图 2.57 所示，阀门全开时管道特性曲线为 1 ，它与风机 ( 或泵 ) 的性能曲线 Q-H 的交点是 G 1 ，即阀门全开时的工作点是 G 1 ，相应的流量是 Q G1 。当把阀门关小一点时，流量减少，产生了附加阻力，使管道特性曲线变得陡峭，成为曲线 2 ，它与风机（或泵）的性能曲线的交点也就由 G 1 变为 G 2 ，即工作点变为 G 2 ，这时流量为 Q G2 ，压头为 H G2 。由图中可见，节流后产生的附加节流压头损失为 Δh j1 ＝ H G2 － H G1 。相应地多消耗的功率为： Δ Ｎ j1 ＝ （ kw ）很明显，这种调节方式不经济，而且只能在小于设计流量一方调节，但这种调节方法可靠，简单易行，故仍被广泛的应用于中小功率的风机或泵上。b ．入口端节流用改变进口管上的节流件的开度来改变流量，从而达到调节工况的方法叫入口端节流调节法。这种节流法，由于流体在进入风机或泵之前压强就已下降，使性能曲线相应发生变化，因而这种调节法不仅要改变管道特性曲线，同时也要改变风机或泵的性能曲线。如图 2.58 所示，节流前，风机和管道特性曲线分别为 Ⅰ 和 1 ，工作点为 G 1 。当关小阀门时，风机的性能曲线由 Ⅰ 移到 Ⅱ ，管道特性曲线由 1 变为 2 ，工作点由 G 1 变为 G 2 ，流量由 Q G1 减少为 Q G2 。图 2.57 出口端节流 图 2.58 入口端节流在满足同一流量 Q G2 要求下，如将入口端节流改为出口端节流，则管道特性曲线由 1 移到 3 ，工作点由 G 1 变为 G 2 。由图中可见，二者的附加压强损失不同，入口端节流损失小于出口端节流损失，即 Δh 1 &Δh 2 ，相应地前者损失的功率也小些，故前者较后者经济。不过，由于入口端节流会使进口压强降低，对于水泵有引起汽蚀的危险，还会使进入叶轮的液体流速分布不均，因此，入口端节流调节法只在风机上使用，水泵不用。由上述可知，不管哪种节流法，都要产生附加压头损失，使能耗增加，因此经济性较差。此外，节流调节只能使流量减少而不能使流量增大。Ｃ．采用导流器离心式风机通常采用入口导流器调节，常用的导流器是轴向导流器。轴向导流器，就是在风机前安装带有可转动导流叶片的固定轮栅，叶片形状如螺旋浆，如图 2.59 所示。&图 2.59 导流器导流器的作用，是使进入风机前的气流产生预旋。由理论能量方程式：p ＝ ρ(u 2 v 2u － u 1 v 1u )可知，当导流器全开时，气体无旋绕的进入叶道，此时 v 1u ＝ 0 ，若向旋转方向转动导流器叶片，便产生预旋，即圆周分速度 v 1u 加大，故使压头 p 降低。导流器叶片转动角度越大，产生的预旋越强烈，则压头 p 越低，性能曲线越陡直，因此，造成的节流损失越小。采用导流器产生预旋，可减小节流损失，但进口气流角与叶片进口安装角的不一致，产生冲击损失。由于节流损失的减小较冲击损失的增加为大，结果还是较经济的。总的来说，导流器的结构比较简单，使用可靠，调节的经济性比变转速调节差，但比出口节流调节好 , 因而广泛用于离心式风机的调节。&2.3.1.7 通风机的选择和操作方法Ａ．离心式风机（泵）的选择原则选择离心式风机（泵）的一般原则是：保证离心式风机（泵）系统能正常而又经济地运行，既所选择的通风机或泵不仅能满足管路系统的流量、风压（或扬程）要求，而且能保证通风机（泵）经常在效率最高的区域内稳定地运行。同时，通风机（泵）应具有合理的结构。选择的内容有：确定风机（泵）的结构型式、型号规格、转速、传动方式、以及与之配套的电动机 ( 型式、规格、功率 ) 等。选择时应考虑以下几个具体原则：（ 1 ）所选择的风机（泵）应满足生产上所需要的最大流量和压头，并使其正常运行工况点尽可能靠近设计工况点，从而保证风机（泵）长期地在高效率区运行，以提高设备长期运行的经济性。（ 2 ）选择结构简单、体积小、重量轻及高转速的风机（泵）。（ 3 ）所选择的风机（泵）应保证运行安全可靠，运转稳定性好。为此，所选风机（泵）应不具有驼峰状的性能曲线，如果选择了有驼峰状性能曲线的风机（泵），则应使其运行工况点处于峰点的右边，而且压头应低于零流量时的压头，以利投入同类设备并联运行。如在使用中流量的变化大而压头变化很小，则应该选择平坦的性能曲线；如果要求压头变化大而流量变化小，则应选择陡降形性能曲线。对于水泵，还应考虑其抗汽蚀性能要好。（ 4 ）对于有特殊要求的风机（泵），还应尽可能满足其特殊要求。如，安装地点受限时应考虑体积要小，进出口管路要能配合等。在选择风机（泵）时，一般应先已知以下参数：（ 1 ）所需要的最大流量 Q max 及最大风压 P max ( 压头 H max ) ，并加大 5% ～ 15% 作为富裕量，作为选择风机或泵的依据，即 ：Ｑ＝（ 1.05 ～ 1.1 ）Ｑ max p ＝（ 1.1 ～ 1.15 ） p max 或 Ｈ＝（ 1.1 ～ 1.15 ）Ｈ max必须指出，由于通风机样本上所给的参数值是制造厂在标准技术状态下 [ 气体温度为 20 ℃ 即 293K （对于引风机，气体温度为 200 ℃ 即 473K ）、空气密度为 ρ 20 ＝ 1.2 kg ／ m 3 、 ρ 200 ＝ 0.745 kg ／ m 3 、大气压强为 101325Pa （ 760mmHg ） ] 试验得出的，因此，如所输送气体的实际条件与标准技术状态不同，则必须把所确定的工作状态下的参数值换算为标准技术状态下的参数值，才能作为选择通风机的根据，其换算公式是：对通风机有：Ｑ 20 ＝Ｑ　　　　　　　　ｐ 20 ＝ｐ · · ＝ p·　　　　　　　　Ｎ 20 ＝Ｎ · · ＝Ｎ ·式中： Q 、ｐ、 N — 通风机在使用条件下的风量、全压和功率，单位分别为 m 3 ／ s 、 Pa 和 kW ；p a —使用地点的大气压强值， Pa ；t —使用条件下风机进口处气体温度， ℃ 。对引风机有： Ｑ 200 ＝Ｑｐ 200 ＝ｐ · · ＝ p· Ｎ 200 ＝Ｎ · · ＝Ｎ ·（ 2 ）流体介质的种类、性质、温度、密度 ρ 或重度 γ 。在选择风机时，如果烟气密度没有精确的数据，则可按下式计算： ρ ＝ 1.34× （ kg ／ m 3 ）式中： 1.34—— 温度为 273K 时，烟气的平均密度， kg ／ m 3 ； T—— 烟气的温度， K 。（ 3 ）工作条件下的大气压强值 P a 。（ 4 ）管道的布置、尺寸大小。Ｂ．离心式风机（泵）的型号编制法在离心式风机（泵）的铭牌上，有一组数字代表该离心式风机（泵）的规格和性能，便于风机（泵）的选择和使用，现介绍如下：a ．离心式风机的型号编制法我国对离心通风机的命名，主要是采取压强系数 p × 10 和比转数 n s 这两个数字进行命名的。例如 4-72 型离心通风机，“ 4 ” 为压强系数 0.4 × 10 ，“ 72 ” 表示比转数 n s ＝ 72 （取正整数）。离心通风机的全称除了标明压强系数和比转数外，还包括用途（有的这一项省略不写）、名称、型号、机号、传动方式，旋转方向、风口位置等七项内容。（１）用途代号 通风机用途的代号用汉语拼音字头的缩写（第一个字母大写）来表示。如： C —排尘通风； GY —工业用炉通风； B —防爆炸； CD —隧道通风换气； R —热风吹吸； GL —高炉鼓风； F —防腐蚀； DL —空气动力用； G —锅炉通风； TQ —天燃气输送； K —矿井通风； KT-- 空气调节用； L —工业冷却水通风； TE —特殊场所通风换气； M —煤粉输送； T —一般通风换气； Y —锅炉引风。（ 2 ）名称 名称用汉字写出：如离心式通风机，写在用途代号之后。（ 3 ）型号 型号用三组阿拉伯数子表示，其间用短横线连接。第 1 组数代表全压系数，它是通风机在最高效率点工作时的压强系数乘以 10 后再按四舍五入进位取一位数；第 2 组数代表比转数；第 3 组数的左边数字代表进风口型式、右边数字代表设计顺序号。进口吸入型式的代号规定为：双侧吸入用“ 0 ” 表示，单侧吸入用“ 1 ” 表示，二级串联吸入用“ 2 ” 表示。（ 4 ）机号 机号用叶轮外径 D 2 的毫米数除以 100 （尾数四舍五入），冠以“ № ”表示。（ 5 ）传动方式 离心通风机的传动方式有六种，其型式及代号，如图 2.37 所示。（ 6 ）风口位置及转向 按出口位置及旋转方向用右或左、若干角度表示，如图 2.35 所示。 例如 C4-73-11 № 5.5C 左 45 ° ， 表示 排尘通风风机，全压系数 p ＝ 0.4 ，比转数 n s ＝ 73 ，进风口型式为单侧吸入，第一次设计，叶轮外径为 550 mm ， C 型传动方式（即 悬臂支承，皮带轮外传动） ，左旋风机，出风口位置为 45 ° 。b ．离心式泵的型号编制法离心泵的命名是用流量、扬程和结构型式（或用途）来进行的。离心泵的型号编制方法一 般采取三段式表示法，即：第 Ⅰ 段代号表示泵的吸入口直径大小，单位是 mm （大部分老产品用英寸）。吸入口径的大小一般可反映出泵的流量大小：吸入口径越大，流量也越大。第 Ⅱ 段代号中，有的仅表示泵的基本结构，有的既表示结构，又表示特征、用途或材料。代号大多是以泵的结构名称中的汉语拼音字母的字首来表示，常用的字母意义如下：B （ SA ）—单级悬臂式离心泵； S （ Sh ， SA) ） —单级双吸离心泵；D （ DA ） —分段式多级离心泵； DK —中开式多级离心泵；GC （ GB 、 DG ） — 多级锅炉给水泵； J （ JD ） —离心式深井泵；DL 一离心式吊泵； Y— 单 级离心式油泵；PS— 离心式砂泵； PH— 离心式灰渣泵；PN— 离心式泥浆泵； PW— 离心式污水泵。第 Ⅲ 段代号，对单级泵直接以数字表示单级扬程，单位是米水柱；对多级泵，用两个数字相乘来表示总扬程，在乘号“×”的前后分别表示单数扬程与级数。对泵的性能变型产品（如将叶轮直径车小），在型号尾部用大写汉语拼音字母 A 、 B 扣表示（车小一次用 A 表示，再车小一次就用 B 表示… ) 。但有很多老产品，第 Ⅲ 段代号是表示泵的比转数被 10 除的整数值，如 12 即表示该泵的比转数为 120 。例如 100 D 45 × 8 ，表示泵的吸入口径为 100 mm （流量为 85 m 3 /h ），单级扬程为 45 mH 2 O ，总扬程为 45 × 8 ＝ 360 mH 2 O 的 8 级分段式多级离心泵。例如 4 GC -8 × 5 ，表示吸入口径为 4 英寸 ，比转数为 80 左右的 5 级锅炉给水泵。另外，目前离心泵的型号还趋向于用下列方法表示：第 Ⅰ 段代号表示泵的基本结构、特征、用途和材料，其表示方法与上述的第 Ⅱ 段代号相同；第 Ⅱ 段代号用数字直接表示泵流量（单位是 m 3 /h ）；第 Ⅲ 段代号表示泵扬程，其表示法与上述的第 Ⅲ 段泵的扬程代号相同。例如 B 100-50 ，表示流量为 100 m 3 /h ，扬程为 50 mH 2 O 的单级悬臂式离心水泵。例如 D 280-100 × 6 ，表示流量为 280 m 3 /h ，单级扬程为 100 mH 2 O ，总扬程为 100 × 6 ＝ 600 mH 2 O 的 6 级分段式多级离心水泵。Ｃ．离心式风机（泵）的选择方法和步骤在选择通风机（泵）的时候，首先应根据生产上的要求、所输送的流体的种类和性质以及通风机（泵）的种类、用途，决定选择哪一类的通风机或泵。例如，输送爆炸危险气体时应选择防爆通风机；空气中含有木屑、纤维或尘土时应选择排尘通风机等；输送一般清水时应选择清水离心泵；输送污水时应选择污水泵；输送泥浆时应选择泥浆泵等等。然后根据已知参数和其它已知条件，采用适当的方法选择型号、规格、转速和电动机功率等。选择通风机，一般有三种方法，现介绍如下：& 按风机的性能表选择风机这种方法简单方便，但不能准确地确定风机在系统中的最佳工况。其步骤是：（ 1 ）根据生产的需要，计算出风机的流量 Q 和风压 p ；（ 2 ）根据风机的用途，选定的风机类型，再由已计算出的 Q 、 p 值，直接在“性能与选用件表”上查出型号、规格、转速和电动机功率。b. 利用风机的性能曲线图选择风机这是最常用的一种选择方法，利用风机的性能曲线选择风机时，一般按下述步骤进行：图 2.60 风机特性曲线的使用(1) 计算流量 Q 和计算风压力 p ；(2) 根据已确定的风量和风压，选择通风机的型号与机号。方法是：由已知的 Q 、 p ，在风机的性能曲线图上作相应坐标轴的垂线，由二者的交点即可知应选风机的机号、转速和功率。如果交点不是落在风机的性能曲线上（图 2.60 a 点），则通常是在保持风量不变的条件下，垂直往上找，找到最接近交点的那条性能曲线上的一点（图 2.60 b 点或 c点），由该点（ b 点或 c 点）所在的性能曲线查找 图 2.60 中的 D ， 2 或 D ″ 2 ）、转速 n （图 2.60 中的 n l 或 n 2 ），功率则用插入法经重新换算，求出在工作状况下的功率，然后再考虑一定的富裕量作为选择电动机的根据（电动机的安全系数：通风机取 1.15 ，引风机取 1.3 ，排粉机取 1.2 ）。如果垂直往上找到两个点 ( 图 2.60 中的 b 点和 c 点 ) ，即选得了两台风机，则应对它们进好比较，再决定取舍。一般选取转速较高、叶轮直径较小、运行经济的点所决定的风机。c ．利用风机的无因次特性曲线选择风机风机的无因次性能曲线代表叶轮外径和转速不同，但几何形状和性能完全相似的同一型风机的性能曲线。其选择步骤如下：（ 1 ）按生产需要，选择几种可用的风机型式，由所选类型的设计点效率 η （一般为 η max ），查出各类型的流量系数 和压力系数 。选择时可绍几种型进行列表计算，便于比较和挑选。（ 2 ）由公式 Ｑ＝ Ｄ 2 2 ｕ 2 和 p ＝ ρu 2 2联立求解得： Ｄ ２ ＝＝ 1.131式中： Q 、 p 一风机计算风量和计算风压，米 3 ／秒和毫米水柱；u 2 —叶轮圆周速度，米／秒；ρ —介质的密度，对于空气处于常态状况时 ρ 20 = 1.2 kg ／ m 3 。以计算出的Ｄ 2 ，按生产的机号选定选型用的外径 D 2 。（ 3 ）由选用的 D 2 ，由公式 n ＝ · （ 转 / 分）求得各型式所需转速 n 。选取与算出的 n 值相接近得电动机转速。（ 4 ）由上面选用的Ｄ 2 和ｎ，按式算出需要的ｕ 2 、 和 。（ 5 ）由 和 查所选类 型的无因次性能曲线图。如果由 和 决定的点落在 － 曲线下面，而且紧靠曲线即认为合适，否则应加大叶轮直径Ｄ ２ 或转速 n 进行重选。（ 6 ）根据 和 查无因次 － η 曲线得 η 。利用公式 Ｎ＝ 或直接查 － 曲线算出Ｎ。考虑电动机功率的安全系数，选用标准的电动机。（ 7 ）把各型的情况加以比较，选出适合需要的风机。Ｄ．离心式风机的操作方法离心式风机安装好以后，必须按一定的程序进行操作，以保证离心式风机的安全运转。一般，离心式风机操作步骤与方法如下：a. 启动前的检查（ 1 ）关闭进、出风管上的调节阀门，或者稍稍打开出风管上的调节阀门。（ 2 ）用手将通风机转子转动 1 ～ 2 周，检查转子是否有卡住或摩擦现象，如有，应排除。（ 3 ）清除通风机四周所有妨碍运转的杂物。（ 4 ）检查所有地脚螺栓和螺栓连接部位，看是否有松动，如有，应拧紧。（ 5 ）检查轴承的润滑系统、水冷却系统、密封装置是否完好，油路、水路是否畅通。（ 6 ）检查联轴器是否安装得可靠。（ 7 ）检查电气线路及仪表是否正确。b. 启动通风机启动的一般次序是：先启动润滑系统油泵和冷却水水泵，待其正常后再启动通风机。在启动通风机的过程中，应严密注视和严格检查机组的运行情况，发现有剧烈振动或不正常的噪声时，应立即停机检查原因。通风机启动后待转速达到正常时，再将进气调节阀门逐渐打开，调节出气阀门，直到满足规定负荷为止。对于锅炉（或高温）通风机，在其启动之前，气体介质的温度很难达到工作温度，甚至有待通风机运转输入炉内加热，而电动机的额定功率则是按输送气体的正常工作温度（一般≥ 200 ℃ ）选定的。这样，就会因气体介质温度低、密度大、功耗亦大而使得正常功率与启动功率相差甚大。因此，这类通风机在启动时，除了全部关闭闸门外，还要注意电动机的过载问题。