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從誤差曲線可以看出，引風機計算值與原測量值之間的誤差小于小流量條件下的誤差。離心風機及內部三維流場的計算辦法依據(jù)作業(yè)原理的不同風機能夠分為容積式、葉片式和噴射式三種。全壓計算的誤差為8.1%，效率計算的誤差為3.6%，誤差較小。因此，所采用的數(shù)值計算方法更為準確，可用于風機的改進和設計。為了研究斜槽風機內部的壓力分布和速度分布，分析斜槽風機在不同工況下的內部流動，找出了3.4段斜槽風機效率急劇下降和設計工況效率低下的原因。橫截面是在葉輪出口寬度處創(chuàng)建的，該寬度垂直于葉輪旋轉軸，等于葉輪出口寬度。由于葉輪轉動，引風機葉輪進口產生較大的負壓值，使空氣從集塵器進入葉輪。在葉輪中，由于葉輪的轉動和葉片對氣體的作用，葉輪內部沿徑向由內向外移動，總壓值逐漸增大?？倝涸谌~輪出口外緣和葉片壓力面上。由此可見，由于葉輪旋轉的離心力，沿引風機葉輪的徑向，葉輪內的速度由內向外逐漸增大。通過截取葉輪出口的圓形截面，觀察截面上的徑向速度值，可以觀察到離心風機普遍存在的尾流結構。引風機葉片壓力面附近的徑向速度值較大，形成射流區(qū)；葉片吸力面附近的徑向速度值較小，形成尾跡區(qū)。

引風機的設計原理是根據(jù)單調加速度原理確定圓形和圓錐形集熱器的收縮率。一般情況下，稱蝸殼與轉軸之間的走漏為外走漏，但由于外走漏的值比較小，一般忽略不計。為了減少集熱器內空氣的流動損失，集熱器的等效收縮角應為40~60。（引風機集熱器喉部，即圖4.8所示的B點，不宜過快，即其直徑不宜過小，否則集熱器減速段擴散角過大。引風機錐形收割機擴散段的減速規(guī)律應與葉輪進口氣流的減速規(guī)律基本一致。此外，減速段的外形應與靠近葉輪入口的前葉輪的外形相匹配。穩(wěn)態(tài)（穩(wěn)態(tài)）通常是指計算域中任何物理量的分布不隨時間變化。

引風機瞬態(tài)問題是指物理量在計算域中的分布隨時間變化的問題。引風機風量496800m3/h，全壓6600pa，軸功率1086KW，設計電流146。實際中沒有穩(wěn)定性，但對于某些工程問題，可采用穩(wěn)態(tài)近似計算。在近似穩(wěn)態(tài)計算中，通常忽略瞬態(tài)波動或在計算模型中引入全局時間平均值以消除瞬態(tài)效應。穩(wěn)態(tài)計算簡化了計算模型，但在實際工程計算中，穩(wěn)態(tài)計算模型在特定場合的應用，可以減少對計算資源的需求，方便計算值的后處理?？紤]時間效應，引風機瞬態(tài)計算模型可以在計算域內求解物理量隨時間的變化。在某些問題中，必須采用瞬態(tài)數(shù)值計算，如氣動問題中的渦脫落計算、旋轉機械中的靜動態(tài)干擾、失速和喘振、多相流問題中的自由面和氣泡動力學、網格問題、瞬態(tài)傳熱問題等。

消聲蝸殼對引風機氣動性能的影響原風機與不同消聲組合試驗所得的氣動性能對比如圖3 所示。增大前向離心風機葉片的出口安裝角，不僅可以提高風機的總壓，而且可以增加噪聲，降低風機的效率。試驗結果表明: 由于穿孔板相對于光滑的鋁板有著較高的壁面摩擦阻力，導致加裝穿孔板后的風機壓力和效率在整個測試工況范圍內都有不同程度的降低。4種消聲組合方式的壓力損失并不相同，當額定轉速為3 800 r /min，在設計工況下，A 組合改進風機全壓降低了約16．0 Pa，效率下降了約1．28%; B 組合改進風機全壓降低了約5．0 Pa，引風機效率下降了約0．9%; C 組合改進風機全壓降低了約36．8 Pa，效率下降了約3．18%; D 組合改進風機全壓降低了約45．8 Pa，效率下降了約3．28%。

主要由于安裝穿孔板的面積不同，導致不同消聲組合方式的摩擦損失不同。最后根據(jù)試驗后的實測數(shù)據(jù)，確定了引風機和電動機的選型設計，包括風機設計參數(shù)。B 組合即只在風機后蓋板上安裝穿孔板，風機壓力損失小。不同工況下，風機壓力和效率損失也不相同，在設計工況及偏大流量工況下，引風機壓力和效率損失較大，效率也同步降低。主要原因是大流量工況下，蝸殼內部氣流速度較高，氣流與穿孔板之間的摩擦損失增加。消聲蝸殼為A 組合形式時與原風機的出口A聲級隨流量變化的對比圖。可以看出，不同工況下，A 型消聲蝸殼的降噪效果不同，引風機在額定工況點附近，降噪效果好; 在大流量工況下，降噪效果變差，這主要因為大流量情況下，蝸殼內氣體流速較大，而氣體流速對吸聲材料的吸聲效果影響很大; 在小流量工況下，風機流動惡化，風機振動較大，導致振動噪聲很大以致降噪效果反而變差。與原風機相比，在額定工況點A 聲級降低約4．5 dB( A) ，在大流量工況下，A 聲級降低約3．6 dB( A) ，在小流量工況下，A 聲級降低約1．9 dB( A) 。