轴流式风机性能曲线

轴流式风机的性能

摘 要

轴流式风机在火力发电厂及当今社会中得到了非常广泛的运用。本文介绍了轴流式风机的工作原理、叶轮理论、结构型式、性能参数、性能曲线的测量、运行工况的确定及调节方面的知识,并通过实验结果分析了轴流式风机工作的特点及调节方法。 关键词：轴流式风机、性能、工况调节、测试报告

目 录

1绪论

1.1风机的概述·····························································4 1.2风机的分类·····························································4 1.3轴流式风机的工作原理···················································4

2轴流式风机的叶轮理论

2.1概述··································································4 2.2轴流式风机的叶轮理论··················································4 2.3 速度三角形····························································5 2.4能量方程式·····························································6

3轴流式风机的构造

3.1轴流式风机的基本形式···················································6 3.2轴流式风机的构造·······················································7

4轴流式风机的性能曲线

4.1风机的性能能参数·······················································8 4.2性能曲线······························································10

5轴流式风机的运行工况及调节

5.1轴流式风机的运行工况及确定············································11 5.2轴流式风机的非稳定运行工况············································11 5.2.1叶栅的旋转脱流·······················································12 5.2.2风机的喘振···························································12 5.2.3风机并联工作的“抢风”现象·············································13 5.3轴流式风机的运行工况调节··············································14 5.3.1风机入口节流调节·····················································14 5.3.2风机出口节流调节·····················································14 5.3.3入口静叶调节·························································14 5.3.4动叶调节·····························································15 5.3.5变速调节·····························································15

6轴流风机性能测试实验报告

6.1实验目的······························································15 6.2实验装置与实验原理····················································15 6.2.1用比托静压管测定质量流量 6.2.2风机进口压力 6.2.3风机出口压力 6.2.4风机压力

6.2.5容积流量计算

6.2.6风机空气功率的计算 6.2.7风机效率的计算 6.3数据处理······························································19 7实验分析·······························································27

总结····································································28 致谢词··································································29 参考文献································································30

主要符号

a

(p)

p-------------------------------------------------------------------------------测点平均静压(p) ∆p----------------------------------------------------------------------------测点平均动压(p)

p

a

-------------------------------------------------------------------------------当地大气压

ea

ma

q

m

-------------------------------------------------------------------------------平均质量流量(kgs) -----------------------------------------------------------------------------风机入口全压

(p)

p----------------------------------------------------------------------------风机出口全压(p) p----------------------------------------------------------------------------风机全压(p) p---------------------------------------------------------------------------风机静压(p)

体积流量(ms) Q---p

sg1

a

sg2a

FCa

SFCa

3

V-------------------------------------------------------------------------------流体平均流速(ms) pe-----------------------------------------------------------------------------风机有效功率(KW)

P

a

-----------------------------------------------------------------------------轴功率(KW)

η-------------------------------------------------------------------------------风机效率()

n-------------------------------------------------------------------------------风机转速(rmin)

L------------------------------------------------------------------------------平衡电机力臂长度（m）

G------------------------------------------------------------------------------风机运转时的平衡重量（N）

G0----------------------------------------------------------------------------风机停机时的平衡重量（N）

D------------------------------------------------------------------------------风机直径（m）

α------------------------------------------------------------------------------流量系数 ε-------------------------------------------------------------------------------膨胀系数

1绪论 1.1风机的概述

风机是将原动机的机械能转换为被输送流体的压能和动能的一种动力设备其主要作用是提高气体能量并输送气体。风机的工作原理与轴流风机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。

1.2风机按压力分类

按风机工作压力（全压）大小分类

①风扇 标准状态下，风机额定压力范围为p

②风机 设计条件下，风机额定压力范围为98Pa

③鼓风机 工作压力范围为14710Pa

④压缩机 工作压力范围为p>196120Pa，或气体压缩比大于3.5的风机，如常用的空气压缩机。

1.3轴流式风机的工作原理

轴流式风机得名于流体从轴向流人叶轮并沿轴向流出。其工作原理基于叶翼型理论：

气体由一个攻角。进入叶轮时，在翼背上产生一个升力，同时在翼腹上产生一个大小相等方向相反的作用力，该力使气体排出叶轮呈螺旋形沿轴向向前运动。同时，风机进口处由于压差的作用，气体不断地被吸入。

对动叶可调轴流式风机，攻角越大，翼背的周界越大，则升力越大，风机的压差就越大，而风量越小。当攻角达到临界值时，气体将离开翼背的型线而发生涡流，导致风机压力大幅度下降而产生失速现象。

轴流式风机中的流体不受离心力的作用，所以由于离心力作用而升高的静压能为零，因而它所产生的能头远低于离心式风机。故一般适用于大流量低扬程的地方，属于高比转数范围。

轴流风机右图为轴流式泵与风机的示意图，当原动机驱动浸在工质中的叶轮旋转时，叶轮内流体就相对叶片作用一个升力，而叶片同时给流体一个与升力大小相等方向相反的反作用力，称为推力，这个叶片推力对流体做功使流体能量增加。

2轴流式风机的叶轮理论 2.1概述

轴流式通风机的性能特点是流量大，扬程(全压)低，比转数大，流体沿轴向流入、流出叶轮。其结构特点是：结构简单，重量相对较轻。因有较大的轮毂动叶片角度可以作成可调的。动叶片可调的轴流式通风机，由于动叶片角度可随外界负荷变化而改变，因而变工况时调节性能好，可保持较宽的高效工作区。

2.2轴流式通风机的叶轮理论

2.2.1翼型和叶栅的概念

由于轴流式通风机的叶轮没有前后盖板，流体在叶轮中的流动，类似飞机飞行时，机翼与空气的作用。因此，对轴流式通风机在研究叶片与流体之间的能量转换关系时，采用了机翼理论。为此下面介绍翼型，叶栅及其主要的几何参数。

翼型 机翼型叶片的横截面称为翼型，它具有一定的几何型线，和一定的空气动力特性。翼型见图（2－1）：

叶栅 由相同翼型等距排列的翼型系列称为叶栅。这种叶栅称为平面直列叶栅，如图2－2所

示。

由于轴流式叶轮内的流动类似并可简化为在平面直列叶栅中绕翼型的流动，而在直列叶栅中每个翼型的绕流情况相同，因此只要研究一个翼型的绕流情况就可以了。这里要注意几个参数的定义：

叶片安装角βα：弦长（图2－1中所示）与列线（叶栅中翼型各对应点的连线,如图2-2中B-B）之间的夹角。

流动角β1，β2：叶栅进、出口处相对速度和圆周速度反方向之间的夹角。

图2-1翼型简图

图2-2平面直列叶栅

2.3 速度三角形

在叶轮任意半径处取一如图2—3所示的叶栅。在叶栅进口，流体具有圆周速度u1、相对速度w1，绝对速度v1，出口具有u2、w2和v2，由这三个速度矢量组成了进出口速度三角形。绝对速度也可以分解为圆周方向的分量

vu，

和轴面方向的分量va，此时，轴面分速的方向为轴向，

故用符号va表示。轴流式叶轮进出口处流体沿同一半径的流面流动，因而进出口的圆周速度u1

和u2相等，即有u1＝ u2＝u。另外对不可压缩流体，对风机流体升压很小，叶轮进出口轴面速度可视为相等，即

v1a=v2a=va

u和va可用下式计算：

u=

πDn60

式中： D—计算截面所取直径，m; n —叶轮转速，r/min；

va=

qv

4

22(D2-Dh)ηvϕ

m/s

式中：qv——实际工作流量，m3/s; D2——叶轮外径，m; Dh——轮毂直径，m; ηv——容积效率； ψ——排挤系数；

再计算出圆周分速u，或已知β1，β2角，就可绘出叶轮进出口速度三角形，如图2—3所示。

由于叶轮进出口具有相同的圆周速度和轴面速度，因此为研究问题方便起见，常把进、出口速度三角形绘在一起，如图2—4所示。因为叶栅中流体绕流翼型与绕流单冀型有所不同，叶栅将影响来流速度的大小和方向，因此为推导公式和论证简化起见，可取叶栅前后相对速度w1和

w2的几何平均值

图2-3 叶栅进口及出口速度三角形

v

w∞作为无限远处(流体未受扰动)的来流速度。

图2-4叶栅进出口速度三角形重叠

其大小和方向由进出口速度三角形的几何关系来确定，即

2

w∞=wa+(

w1u+w2u2

)2

w2wa

tgβ∞=a=

w∞uw1u+w2u

如用作图法，只需要将图2－4中CD线中点E和B连接起来，此联线BE即决定了w∞的大小和方向。

2.4能量方程式

叶片式泵与风机的基本方程式，是建立流体通过旋转叶轮时获得能量的定量关系式。该方程是由欧拉于1756年首先推倒出来的，所以又称欧拉方程式，也叫能量方程式。

其中有两点假设：（1）理想叶轮：叶片数无限多，叶片厚度无限薄，即：流体质点严格沿叶片型线流动，即迹线与叶片的型线重合；（2）流体为理想、不可压缩流体，即：流动过程无能量损失，流体的密度为常数。

依据：动量矩定律：即在定常流中，单位时间内流出与流进控制体的流体对某一轴线的动量矩的变化，等于作用在该控制体的流体上所有外力对同一轴线力矩的代数和。

能量方程式表达式：

pT∞=ρ(u2v2∞-u1v1u∞) (pa)

PT∞

222v2w12-w2∞-v1∞

=ρ(+) (pa)

22

3轴流式风机的构造 3.1基本型式

轴流式通风机可分为以下四种基本型式：

a）在机壳中只有一个叶轮，没有导叶。如图3-2(a)所示，这是最简单的一种型式，这种型式易产

生能量损失。因此这种型式只适用于低压风机。

b）在机壳中装一个叶轮和一个固定的出口导叶。如图3-2(b)所示，在叶轮出口加装导叶。这种型式因为导叶的加装而减少了旋转运动所造成的损失，提高了效率，因而常用于高压风机与水泵。

c） 在机壳中装一个叶轮和—个固定的入口导叶。如图3-2(c)所示，流体轴向进入前置导叶，经导叶后产生与叶轮旋转方向相反的旋转速度，即产生反强旋。这种前置导叶型，流体进入叶轮时的相对速

度w1比后置导叶型的大，因

此能量损失也大，效率较低。图3-2轴流泵与风机的基本形式（a）单个叶轮机（b）单个叶轮后设置导叶（c）但这种型式具有以下优点：

单个叶轮前设置导叶(d) 单个叶轮前、后均设置导叶

①在转速和叶轮尺寸相同时，

具有这种前置导叶叶轮的泵或风机获得的能量比后置导叶型的高。如果流体获得相同能量时，则前置导叶型的叶轮直径可以比后置导叶型的稍小，因而体积小，可以减轻重量。 ②工况变化时．冲角的变动较小，因而效率变化较小。

③如前置导叶作成可调的，则工况变化时，改变进口导叶角度，使其在变工况下仍保持较高效率。 d) 在机壳中有一个叶轮并具有进出口导叶。如图3-2(d)所示，如前置导叶为可调的，在设计工况下前置导叶的出口速度为轴向，当工况变化时，可改变导叶角度来适应流量的变化。因而可以在很大的流量变化范围内，保持高效率。这种型式适用于流量变化较大的情况。其缺点是结构复杂，增加了制造、操作、维护等的困难，所以较少采用。

3.2轴流式风机的构造

轴流式风机与轴流式水泵结构基本相同。有主轴、叶轮、集流器、导叶、机壳、动叶调节装置、进气箱和扩压器等主要部件。轴流风机结构型式见图3-1所示。

a) 叶轮

叶轮的作用与离心式叶轮一样，是提高流体能量的部件，其结构和强度要求较高。它主要由叶片和轮毂组成。叶 轮上通常有4—6片机翼型叶片，叶片有

固定式、半调节式和全调节式三种，目图3-1 轴流式（通）风机结构示意图（两级叶轮）

前常用的为后两种。它们可以在一定范1 进气箱 2 叶轮 3 主轴承 4动叶调节装置 5 扩压

围内通过调节动叶片的安装角度来调节器 6 轴 7 电动机

流量。半调节式只能在停泵后通过人工

改变定位销的位置进行调节。全调节式叶片叶轮配有动叶调解机构，通过调节杆上下移动，带动拉板套一起移动，拉臂旋钮，从而改变叶轮安装角。

轮毂是用来安装叶片和叶片调节机构的，有圆锥形、圆柱形和球形三种。球形轮毂可以使叶片在任意角度下与轮毂有一固定间隙，以减少流体流经间隙的泄漏损失。

b) 轴

轴是传递扭矩的部件。轴流式风机按有无中间轴分为两种形式：一种是主轴与电动机轴用联轴器直接相连的无中间轴型；另一种是主轴用两个联轴器和一根中间轴与电动机轴相连的有中间轴型。由中间轴的风机可以在吊开机壳的上盖后，不拆卸与电动机相连的联轴器情况下吊出转子，方便维修。

c) 导叶

轴流风机的导叶包括动叶片进口前导叶和出口导叶，前导叶有固定式和可调式两种。其作用是使进入风机前的气流发生偏转，也就是使气流由轴向运动转为旋转运动，一般情况下是产生负预选。前导叶可采用翼型或圆弧版叶型，是一种收敛型叶栅，气流流过时有些加速。前导叶做成安装角可调时，可提高轴流风机变工况运行的经济性。

在动叶可调的轴流风机中，一般只安装出口导叶。出口导叶可采用翼型，也可采用等厚的圆弧版叶型，做成扭曲形状。为避免气流通过时产生共振，导叶数应比动叶数少些。

d) 吸入室

轴流风机的吸入室与离心风机类似，为只有集流器的自由进气和带进气箱的非自由进气两种。火力发电厂锅炉的送、引风机均设置进气箱。气流由进气箱进风口沿径向流入，然后在环形流道内转弯，经过集流器(收敛器)进入叶轮。进气箱和集流器的作用与结构要求是使气流在损失最小的情况下平稳均匀地进土叶轮。

e) 整流罩

整流罩安装在叶轮或进口导叶前，以使进气条件更为完善，降低风机的噪声。整流罩的好坏对风机的性能影响很大，一般将其设计成半圆或半椭圆形，也可与尾部扩压器内筒一起设计成流线型。

f) 扩压器

扩压器是将从出口导叶流出的流体的部分动能转化为压力能，从而提高泵与风机的流动效率的部件，它由外筒和芯筒组成。扩压器按外筒的形状分为圆筒形和锥形两种。圆筒形扩压器的芯筒是流线形或圆台形的；锥形扩压器的芯筒是流线形或圆柱形的。

g) 轴承

轴承有径向轴承和推力轴承。径向轴承主要承受径向推力，防止轴径向晃动，起径向定位作用。推力轴承主要承受轴向推力，并保持转子的轴向位置，将轴向力传到基础上。推力轴承一般装在电动机轴顶端的机架上。

4轴流风机性能曲线

轴流风机性能曲线是在叶轮转速和叶片安装角一定时测量的到的，即压力p、效率η、功率N与流量Q的关系曲线，其形状特点是：p-Q曲线，在小流量区域内出现马鞍形形状，在大流量区域内非常陡降，在Q=0时，p最大。但是，由于流体的物理性质的差异，使得在实际应用中，轴流风机的性能曲线与水泵有所不同。如轴流风机的静压、静压效率曲线，轴流风机的无量纲性能曲线，都在风机中有重要的应用。

4.1风机的性能参数

风机的性能参数主要有流量、压力、功率，效率和转速。 流量也称风量，以单位时间内流经风机的气体体积表示；

压力也称风压，是指气体在风机内压力升高值，有静压、动压和全压之分； 功率是指风机的输入功率，即轴功率。 风机有效功率与轴功率之比称为效率。

流量

流量是指单位时间风机输出流体的数量。可分为体积流量QV (m/s)、质量流量Qm（kg/s），体积流量与质量流量的关系为

3

Qm=ρQV

流量可通过装设在工作管路上的流量计测量。 全压

风机提供的能量通常用压头表示，称为全压，系指单位体积气体通过风机后的能量增加值，用符号p表示，单位为Pa 功率

功率可分为有效功率和轴功率。有效功率指单位时间通过风机的流体获得的功，即风机的输出功率，用Pe表示单位为kw

pe=

pQV

1000

轴功率即原动机传到风机轴上的功率，又称输入功率用Pa表示 轴功率通常用电测法测定，即用功率表测出原动机输入功率Pg'则

'

P=Pη=Pagdgηdηg

其中Pg、ηg----------------原动机输出功率及原动机效率；

ηd---------------------------------传动装置效率

效率

效率是风机总效率的简称，指风机输出功率与输入功率之比的百分数。反映风机在传递能量的过程中轴功率有效利用的程度，用η表示

η=

Pe

⨯100 Pa

建立风机进出口的能量关系式，同气体的位能ρg(Z2-Z1)可以忽略，得到单位容积气体所获能量的表达式，即

p=p2-p1=(

p

st2

+

ρ

2

v2)-(p+

2

st1

ρ

) (N/㎡) (4—1) v2

1

2

即风机全压p等于风机出口全压p2与进口全压p1之差。风机进出口全压分别等于各自的静压pst1、

pst2与动压

ρ2ρ2

v1、v2之和。式（4-1）适用于风机进出口不直接通大气（即配置有吸风管和压

22

风管）的情况下，风机性能试验的全压计算公式。该系统称为风机的进出口联合实验装置，是风机

性能试验所采用的三种不同实验装置之一。

风机的全压p是由静压pst和动压pd两部分组成。离心风机全压值上限仅为1500mm（14710Pa），而出口流速可达30m/s左右；且流量Q（即出口流速v2）越大，全压p就越小。因此，风机出口动

压不能忽略，即全压不等于静压。例如，当送风管路动压全部损失（即出口损失）的情况下，管路只能依靠静压工作。为此，离心风机引入了全压、静压和动压的概念。

风机的动压定义为风机出口动压，即 pd=pd2=1ρv22 (N/㎡) （4—2） 2

11ρv22=pst2-Pst1-ρv12 (N/㎡) （4—3） 22风机的静压定义为风压的全压减去出口动压，即 pst=p-pd2=p-

风机的全压等于风机的静压与动压之和，即

p=pst+pd2 (N/㎡) （4—4）

以上定义的风机全压p，静压pst 和动压pd2，不但都有明确的物理意义；而且也是进行风机性能

试验，表示风机性能参数的依据。

4.2性能曲线

在风机的基本性能测试中，通常选用转速作为固

定值，然后建立全压、轴功率、效率等随流量的变化

的函数关系。

风机的性能曲线是指在转速和流体的密度、叶片

安装角一定时风机的全压、轴功率、效率等随流量变

化的一组关系曲线。

风机的性能曲线有以下五条：①全压与流量的关

系曲线，用p—QV表示；②轴功率与流量的关系曲线，

用P-QV表示；③全压效率与流量的关系曲线，用η-QV

表示。

轴流式风机性能曲线是在叶轮转速和叶片安装角一定 时测量得到的，如图4-1所示。其形状特点是p-qV曲图4-1轴流式风机性能曲线

线，在小流量区域内出现马鞍形形状，在大流量区域

内非常陡降，在qV =0时，p最大；Pa-qV曲线，在qV=0时，Pa最大，随着qV的增大Pa减小，因此轴流风机不允许在空负荷时启动，除非动叶可调；η-qV曲线，高效区比较窄，最高效率点接近不稳定分界点c。

分析p-qV性能曲线出现马鞍形状的原因，是风机在不同流量下，流体进入叶型冲角的改变，引起叶型升力系数变化。

图p-qV性能曲线上a,b,c,d,e为各工况点，曲线上d为设计工况，此时流体流线沿叶高分布均匀，效率最高；流量大于设计值时，叶顶出口处产生回流，流体向轮毂偏转，损失增加，全压降低，效率下降；当流量减少时，在qVc

5轴流式通风机的运行工况及调节

5.1轴流式通风机的运行工况的确定

图解风机装置工况仍然是目前普遍采用的方法。风机P—Q性能曲线表示风机给单位容积气体提供的能量与流量的关系；管路P—Q性能曲线表示管道系统单位容积气体流动所需要的能量与流量的关系，这是两条曲线的不同概念。但是，对风机装置来说，两条曲线又相互联系、相互制约，装置工况即是风机与管路的质量平衡结果；也是风机与管路的能量平衡结果。

5.1.1风机装置的管路特性曲线

风机管路系统是指风机装置中除风机以外的全部管路及附件、吸入装置、排出装置的总和。风机管路性能曲线是指单位容积气体从吸入空间经管路及附

件送至压出空间所需要的总能量pc（即全压）与管路系统

输送流量Q的关系曲线。一般吸入空间及压出空间均为大

气，且气体位能通常忽略，则管路性能曲线的数学表达式为

pc=SpQ2 (N/㎡) (5-1)

式子中SP是管路系统的综合阻力系数（㎏/㎡ ）。 SP

决定于管路系统的阻力特性，根据管路系统的设置情况和阻

力计算确定。式子（5-1）表示的管路性能曲线在pc-Q坐

图 5-1管路性能曲线及工作点的确定

标系中是一条通过原点的二次抛物线。

全压p表示风机提供的总能量，但是用于克服管路系统阻力的损失能量只能是全压中静压能量。因此，风机装置工况的确定，有时需要用风机的静压与流量关系（pST-Q）曲线来确定相应的装置工况。此时，风机装置将出现全压工况点N 和静压工况点 M ，如图 5-1 所示，这是意义不同的两个工况点。

5.1.2工作点的确定

风机的运行工况在其性能曲线上的位置即为运行工况点，通常称为工作点。将风机的工作管路特性曲线按同一比例绘于风机工作转速的性能曲线上，如图5-1所示N点就是风机的工作点，因为风机在输送该流量时产生的能头恰好等于管路系统中通过这一流量时所需要的能头，即N点为能量的供求平衡点。N点对应的这组参数即为该风机的运行工况。

对于风机要加以说明的是，虽然反映风机总能量用全压的概念，但全压中动能往往占有较大的比例，而真正能克服管路阻力的是全压中的动能部分。当官路阻力较大时，用全压来确定工作点难以满足系统的要求。因而风机的工作点有时还用静压流量曲线Pst-QV与管路特性曲线的交点M，见图5-1风机p-QV性能曲线与管路特性曲线的交点N为风机的总工作点。

5.2风机的非稳定运行工况

风机正常工作时呈现的是稳定工况；当风机选型不当或风机使用欠妥时，某些风机就会产生非稳定工况，风机的非稳定运行将影响甚至破坏其正常工作。与轴流泵相同，轴流风机也具有驼峰形性能曲线，其最大特点就是存在着运行的不稳定工作区，风机一旦进入该区工作，就会产生不同形式的非稳定工况，并表现出明显的非正常工作的征兆。

5.2.1叶栅的旋转脱流

轴流风机叶轮均采用了翼型

叶片，气体与翼型之间的相对运动

就是翼型绕流。在翼型绕流特性分

析中，定义相对运动方向与翼弦线

（即翼型前后缘曲率中心之连线）

的夹角为冲角（或攻角），如图5-2

所示，冲角大小是影响机翼型绕流

特性的最重要的因素。当冲角为零

时，叶片产生较大的升力和较小的

摩擦阻力。当冲角增大时，叶片背

水面尾部流动产生分离，外力有所

增加而阻力（主要是形体阻力）的

增加更大，叶片升阻比减小。当冲

图5-2 角增大到某一临界值后，流动分离

点前移，分离区扩大，致使升力明显下降而阻力急剧增大。

这种绕流现象称为脱流（或失速）。对于依靠外力工作的

轴流风机，脱流是产生非稳定工况的一个重要原因。

轴流风机叶轮是由绕轮毂的若干个翼型组成的叶栅，

图5-3所示为展开后的平面叶栅，叶片之间为气流通道，

如图中标示的1、2、3……。气流在通过旋转叶栅时也会

产生脱流现象，但这种脱流总是在某一个叶片首先发生，

并在该叶片背水面流道，如图中的流道2的后部因涡流发

生流动阻塞。2流道因阻塞减小的流量将向相邻的1、3

流道分流，并与原有的流动汇合使1、3流道的流量增大。

图

5-3 由于汇流改变了1、3流道的流动状况，也改变了1、3流

道的进口流动方向。流道2向流道1的分流方向与叶轮的旋转方向相同，将使叶片冲角减小而抑止了脱流的发生；与此相反流道2向流道3的分流方向与叶轮旋转方向相反，将使叶片冲角增大而诱发了脱流的产生。这样，流道1就保持了正常的流动状况，而流道3因脱流而是非正常的流动状况。与前面的分析完全相同，当流道3因脱流而发生流动阻塞时，也将影响到2、4流道的流动，抑止了2流道的脱流却诱发了4流道的脱流。因为叶轮是旋转的，所以此过程是顺序反复进行的。因此在旋转叶轮中，叶片脱流将沿着叶轮旋转的反方向，周期性而持

续地依次传递；这种脱流现象称为旋转脱流。

旋转脱流逆叶轮旋转方向的角速度小于叶轮旋转角速度

（约为转速的30%-80%），脱流对叶片仍有很高的作用频率。同

时，脱流前后作用于叶片的压力大小也有一定的变化幅度。因

此，旋转脱流除了影响风机正常工作，使其性能下降之外；还

由于叶片受到一种高频率，有一定变幅的交变力作用，而使叶

片产生疲劳损坏；当这一交变力频率等于或接近叶片的固有频

率时，叶片将产生共振甚至使叶片断裂。

为防止轴流风机产生旋转脱流，应在风机选型和运行中确

图5-4风机驼峰形性能曲线 保风机工况点不进入风机的不稳定工作区。

5.2.2风机的喘振

风机驼峰形性能曲线如图5-4所示。根据图解离心泵装置工况的能量平衡关系可知，图中K点

为临界点，K点右侧为风机稳定工作区，左侧为不稳定工作区。现对具有大容量管路系统的风机装置，并且风机在不稳定运行的工作状况进行讨论。

驼峰形曲线和大容量管路是风机发生喘振的必要件。仍见图5-4，装置原工况点A为稳定工况。

现在需要流量减小至Q

当具有大容量管路系统的风机处于不稳定工作区运行时，可能会出现流量压力的大幅度波动，

引起装置的剧烈振动，并伴随有强烈的噪音，这种现象称为喘振。喘振将使风机性能恶化，装置不能保持正常的运行工况，当喘振频率与设备自振频率相重合时，产生的共振会使装置破坏。

为了防止喘振的发生，大容量管路系统的风机应尽量避免采用驼峰形性能曲线；在任何条件下，

装置输出的流量应充分地大于临界流量QK，决不允许出现Q

5.2.3风机并联工作的“抢风”现象

当风机并联工作也存在不稳定区时，将会影响风机并联的正常工况，产生流量分配的偏离，即

“抢风”现象。

两台具有驼峰形曲线的风机并联工作。假定为同型号风机，性能曲线为(p-Q)I,∏，用并联性

能曲线的方法作出并联性能曲线(p-Q)I+∏，由

于存在不同段曲线并联的可能，因此在

(p-Q)I+∏中出现了一个∞形状的不稳定工作

区。风机性能曲线及并联性能曲线如图5-5所

示。

当并联运行工况点为A时，相应每台风机

均在A1点工作，风机为稳定运行。若并联风机

在不稳定的∞区内运行，管路性能曲线与风机

并联性能曲线有两个交点，即B点和C点。当

在B点运行时，相应每台风机均在B1点工作，

风机仍为稳定运行。当因各种因素不能维持在B 图5-5风机性能曲线及并联性能曲线

点运行时，工况点将下移到C点，这时相应每台风机的工况点分别在C1点和C2点。流量大的这台风机在稳定区的C1点工作，而流量小的风机的工作在不稳定区的C2点，由于一台风机在不稳定区工作 ，因此C 点并联工况仅为暂时的平衡状态，随时有被破坏的可能。这种不稳定的并联工况，不仅产生较大的流量偏离，一台风机流量很小甚至出现倒流；同型号风机的不稳定并联工况，还客观导致风机工作点的相互倒换，即两风机大小流量互变。以上过程的反复进行，使风机不能正常并联运行，这是风机“抢风”现象机理的分析。

“抢风”现象不仅影响了并联装置的正常工作，而且还可能引起装置的振动，电机的空载或过

载等不良后果。因此，应尽量避免并联风机的不稳定运行。如低负荷工作时应采用单台风机运行；也可采取适当的调节方法等措施来防止“抢风”现象

的发生 。

水泵并联运行也存在着类似的“抢水”现象，除

了上述的危害之外，还可能引起泵的汽蚀，具有更大

的危害性。

5.3风机运行工况调节

风机工况调节也可分为非变速调节与变速调节两

种方式。在非变速调节中，又分为节流调节、分流调

节、离心风机的前导叶轮调节，轴流风机的动叶调节

等不同方法。

5.3.1风机入口节流调节

利用风机进口前设置的节流装置来调节流量的方

法，称为入口节流调节。因为节流增加了管路阻力，所以也改

变了管路性能曲线。同时，由于入口节流装置一般安装在风机

进口前部位，节流时其断面速度非均匀分布，直接影响到叶轮

进口的正常速度分布，因此也改变了风机的性能曲线。节流调

节后的装置工况，

则由变化后的两条性能曲线决定，如图5-6所示。风机装置原

工况点为M ，流量Qm；采用节流调节后流量减小为QA，其

工况点为A，调节损失能量∆H1。若采用出口节流调节，则

工况点应为A，能量损失为∆H2。由于∆H1

口节流调节适用于小型风机的调节。入口节流调节除了改变叶

轮进的速度分布之外同时还降低了叶轮进口部位的压力，对于

水泵增加了汽蚀的危险性，因此水泵不采用这种调节方法。

5.3.2风机出口节流调节

出口节流调节就是将调节阀装在风机的压出管路上，改变

调节阀的开度可进行工况调节，如图5-7所示。I曲线为调节

阀全开时管路系统的特性曲线。此时工作点为M。如需将风

机的流量减少为q1a,,则应关小调节阀开度，阀门局部阻力系

数增大，使管路特性曲线上扬为I，工作点移到A。 ‘, 图5-6入口节流调节

图5-7风机出口节流调节

图5-8动叶调节

5.3.3静叶调节

入口静叶调节是轴流式、混流式风机中采用的一种调节方式。其调节特点是结构简单、成本低、

操作灵活方便且调节后驼峰性能有所改善，稳定工况区扩大，提高了运行的可靠性。

在调节量不大时，调节的附加阻力较小，调节效率较高。但是随着调节量的增大，调节效率将

不断降低。

5.3.4动叶调节

动叶调节一般由两种方式：一种为半调，即在风机停转时，改变动叶安装角度，而风机运转时

不能调节，另一种为全调，即在风机运转时可随时改变动叶片安装角。动叶调节的传动方式有机械式和液压式，常见为液压式。

动叶调节优于入口导流器调节，如图5-8所示在为绘制在同一坐标系中，轴流风机动叶调节曲

线。

轴流式风机动叶调节的主要特点为：在较大范围内调节流量时效率改变较小，调节经济性高。

另外，还可以由额定流量向流量减小或增大的两个方向进行调节，调节范围较大。因此，电厂中大型机组的送、引风机，轴流式、混流式、循环水泵等广

泛采用动叶调节。

5.3.5变速调节

通过改变转速来改变泵与风机的性能曲线。

原理：依据比例定律。

优点：转速改变，效率不变，经济性最好。右图所示为

风机的转速由n1升为n2或降为n3时，性能曲线的变化情

况。由图可见，风机的工作转速升高，其流量、全压增

大;反之流量全压减少。

变速调节中管路特性不变，不存在附加的调节阻力，调

节经济性高，是泵与风机较为理想的调节方法。但是， 变速调节必须使用变速原动机或增设变速装置，增加了

图5-9变速调节 设备投资和运行维护费用。故这种调节方式主要用于调

节较频繁的大、中型泵或风机。

6轴流风机性能测试实验报告

6.1实验目的

①学会通风机主要工作参数，风量Q，风压P，轴功率Pa，转速n（从而计算效率η）的实验测定方法。

②通过实验得出轴流式风机的特性曲线（包括P—Q曲线，Pst—Q曲线，N—Q曲线， η—Q曲线）。

6.2实验装置与实验原理

根据国家标准GB1236-2000《通风机空气动力性能实验方法》设计并制作了本实验装置，本实

验采用C型装置—管道

进口和自由出口实验法。流量测量采用皮托静压管（比托管）测定法。装置如图6-1所示：

图6-1 实验装置简图

1.支架 2. 风量调节传动机构 3.调节尾门4. 整流栅5、进气管6、静压测量传感器7、动压测量传感

器8、进风温度 9、风机风管连接件10、出气温度11、轴流风机12、联轴器13、平衡电机14、转速传感器15、重力传感器16、仪表盘17、巡检显示仪18、大气压计

空气经过调节风阀2进入风管，在整流格栅4后部用毕托管和微压计测试管内静压Pe3及动压∆Pj,用温度传感器8测量3断面温度t3，用温度传感器10测量2断面温度t2，用大气压计18测量大气压力Pa，然后计算得出断面平均流速V和风量Q，通风机进口压力p1，通风机出口压力p2，通风机压力PFC、容积流量、通风机空气功率等 。

用平衡电机13及平衡电机力臂测定轴功率N。

风机效率η由测定的流量Q，风压P和轴功率N用下列公式计算得出。

由于本实验台基准马赫数小于0.15和压比小于1.02，根据国家标准GB1236-2000规定，流经通风机和试验风道的空气可以看作是不可压缩的：

θ1=θsg1=θ2=θsg2=θ3=θsg3

实验风管内的温度可以测量，且

FM1=FM2=FM3=1

kP=1

于是可求试验条件下的通风机性能。

6.2.1用比托静压管测定质量流量

p3=pe3+pa

式中：p3—流量测量断面处的静压（Pa）；

； pe3—流量测量断面处的表压（Pa）

； Pa—测试地点的大气压力（Pa）

θ

sg3=ta+273.15

为了测定风量Q，将风管断面分成等面积的圆环，测定各圆环的静压Pe3及动压∆Pj，测点位置如图6-2所示。

图6-2 Pdj测点位置、测点半径

本实验风管直径Φ400mm，分四个圆环测定4个点的动压∆Pj。

质量流量qm按下是确定：

D32qm=αεπ423∆pm

一般取α=0.99、ε=1即可。

6.2.2通风机进口压力

θ1=θsg1=θ2=θsg2=θ3=θsg3=ta+273.15

p3=pe3+pa 112 psg1=p3+ρ3vm3=p3+22ρ3

因为：FM3=FM2=FM1 ⎡qm⎤⎢⎥ ⎣A3⎦2

pseg11⎡qm⎤=pe3+⎢⎥[1+(ζ3-1)3] 2ρ3⎣A3⎦2

pe3和(ζ3-1)3为负值。

ρ3=p3

RWθsg3

2221⎡qm⎤⎡A3⎤1p1=psg1-=p-sg1⎢⎥⎢⎥2ρ

3⎣A3⎦⎣A1⎦2ρ1⎡qm⎤⎢⎥ ⎣A1⎦

2

或 p-1⎡qm⎤

e1=pseg12ρ⎢⎣A⎥

31⎦

6.2.3通风机出口压力

通风机出口静压p2等于大气压pa，即

p2=pa

pe2=0

p⎡2

sg=p121

2a+2ρ3vm2=pa+2ρ⎢qm⎤

3⎣A⎥⎦

2

2

pseg2=1⎡

2ρ⎢qm⎤⎥

3⎣A2⎦

6.2.4通风机压力

通风机压力pFC和通风机静压psFC可按下式求得

pFC=psg2-psg1

psFC=p2-psg1=pa-psg1

6.2.5容积流量计算

在进口滞止条件下，

QV=Qm

ρ

6.2.6通风机空气功率的计算

Puc=qvsg1pFC

Pusc=qvsg1psFC

6.2.7通风机效率的计算

由通风机体积流量QV和全压P来计算通风机有效功率

pQv⨯p

e=1000

供给通风机轴的机械功率用平衡电机测定。

P2πnL(G-G0)

a=60⨯1000 (8)

式中 Pa—轴功率（kw）

n—风机转速（r/min）

L—平衡电机力臂长度（m）

G—风机运转时的平衡重量（N）

G0—风机停机时的平衡重量（N）

通风机轴效率 η=Pu 。 Pa

7实验分析

7.1轴流式风机的性能曲线分析

在一定的转速下，对叶片安装角固定的轴流式泵与风机，试验所测得的典型性能曲线如图所示。qv－H(P)曲线，随流量qv减小，扬程(全压)先是上升，当减小到qvc时，扬程(全压)开始下降，流量再减小到qvb时，扬程(全压)又开始上升直到流量为零时的最大值。

轴流式风机性能曲线归结起来有以下特点：

(1) qv－H(P)性能曲线，在小流量区域内出现驼峰形状，在左边为不稳定工作区段，一般不允许风机在此区域工作。

(2) 轴功率P在空转状态（qv=0）时最大，随流量的增加随之减少，为避免原动机过载，对轴流式泵与风机要在阀门全开状态下启动。如果叶片安装角是可调的，在叶片安装角小时，轴功率也小，所以对可调叶片的轴流式泵与风机可在小安装角时启动。

(3) 轴流式泵与风机高效区窄。但如果采用可调叶片，则可使在很大的流量变化范围内保持高效率。这就是可调叶片轴流式泵与风机较为突出的优点。

7.2叶片安装角、转速对风机性能的影响

（1）叶片安装角对风机性能的影响

由实验测得性能曲线图可见，叶片安装角增大时，相同风量下全压增大，但效率却呈平移特性，随风量的变化不似全压那样规律。另外，由于安装角改变时，效率的变化程度远远小于全压的改变程度，工程上广泛使用调节动叶来改变风机工况，从而取得较满意的节能效果。

(2) 风机转速对风机性能的影响

pρ⎛D⎫⎛n⎫=在相同的安装角度下，工作转速升高一倍， ⎪ ⎪，pmρm⎝Dm⎭⎝nm⎭

QV⎛D⎫nPρ⎛D⎫⎛n⎫== 全压增加到原来的四倍；，轴功率增加到原来的八倍；， ⎪ ⎪⎪Pmρm⎝Dm⎭⎝nm⎭QVm⎝Dm⎭nm

流量增加到原来的两倍。

由轴流风机的速度三角形知，转速的变化会引起圆周速度的变化，从而改变了气流流动的方向。当转速增大时，叶轮牵连速度u增加，则气体相对于叶轮的进口速度w,和出口速度w2也有所增加，而气流进口角和出口角减小;当转速减小时，叶轮牵连速度u减小，则气体相对于叶轮的进口速度w1和出口速度w2也有所减小，而气流进口角β1和出口角β2增大。因此当转速变化时，气流的流动方向就会发生改变。气流方向的改变改变了气流与机壳、叶轮间气体流动相互作用的程度。当这种相互作用达到某种状态时，会增加壁面损失、二次流损失、涡流损失等，导致内部流动损失上升，降低通风机的性能。转速过小，气流进口角很大，这时叶型不但没有充分发挥气动特性，相反叶型阻力大增，导致效率下降;转速过高，内部流场的扰动加剧，各个方面的损失降低了叶型的气动力特性，同样不能发挥出较好的性能，造成了效率下降。

风机内部流场的流动是很复杂的，各结构参数之间也有着相互影响。从上述的分析中知，我们都是只改变其中一个参数，了解每一个参数对风机性能的影响，实际上，要考虑的是所有参数对风机的综合影响。通过对各主要因素的分析，能够使我们认识到各因素影响风机全压效率的原因及大小，弄清通风机内部流动的规律以及流动细节，以便对各影响因素综合考虑之后，抓住影响风机性53322

能的主要因素并加以改进，从而达到最佳目的。

毕业设计总结

毕业设计是我们大学之中最后一个也是最重要的一个设计、一个阶段。毕业设计是考验我们大学这几年来的所学，它要求我们将大学这几年来所学到的知识能够融会贯通、熟练应用，并要求我们能够理论联系实际，培养我们的综合运用能力以及解决实际问题的能力。

在这半学期里，我们不断学习、不断积累并且不断的提高。在老师的悉心指导下，我们从最初的开题报告开始做起，进行设计方案的确定；实验数据的测量；相关文件的搜集整理等几个阶段。

在测量部分我们内容主要有通风机主要工作参数，风量Q，风压P，轴功率N，转速n（从而计算效率η）的实验测定。在这次设计中，我大量使用OFFICE系列软件中的EXCEL制作表格进行计算，节省大量人力，并且保证了计算的准确度，而且做出来的表格美观实用，保证了后期对计算书排版工作的顺利开展。

这次的毕业设计，是对我这几年来所学的专业知识是否踏实的检验，让我对这几年中所学知识进行了综合，也让我温习了一些已经快要淡忘的专业知识，并且还学到了一些实际工程经验。与此同时，我也充分认识到自身的许多不足：基础知识学得不够扎实，缺乏综合运用及理论联系实际的能力等。

在这次毕业设计中通过参考，查阅各种有关轴流式通风机方面的资料，请教各位老师有关风机方面的问题，特别风机在实际中遇到的具体问题，使我在这短暂时间里，对轴流式风机的认识有了一个质的飞跃。使我对轴流式风机的构造及工作原理、性能、产品缺陷及其解决方法，各零部件等都有了进一步的理解和掌握。轴流式通风机在火力发电厂及当今社会中运用得非常广泛，掌握轴流式风机对以后我们的工作和发展有着十分重要的意义。

从陌生到开始接触，从了解到熟悉，这是每个人学习事物所必经的一般过程，我对轴流风机的认识也是如此。经过几个月的努力，我相信这次毕业设计一定能为大学生涯画上一个圆满的句号，为将来的事业奠定一个坚实的基础。

参考文献

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【6】 杨诗成 王喜魁著. 泵与风机（第二版）.中国电力出版社，1990. 郭立君 何 川主编.泵与风机(第三版) .中国电力出版社, 1986. 张良瑜 谭雪梅 王亚荣编.泵与风机. 中国电力出版社,2005. 毛正孝 赵友君合编.泵与风机. 中国电力出版社,2000. 侯文纲主编.工程流体力学泵与风机.水利电力出版社,1984. 离心式与轴流式通风机编写组. 离心式与轴流式通风机.电力工业出版社，1980.