流体输配管网课后习题解答

第一章

1-1 认真观察1~3个不同类型的流体输配管网，绘制出管网系统轴测图。结合第1章学习的知识，回答以下问题：

（1）该管网的作用是什么？

（2）该管网中流动的流体是液体还是气体？还是水蒸气？是单一的一种流体还是两种流体共同流动？或者是在某些地方是单一流体，而其他地方有两种流体共同流动的情况？如果有两种流体，请说明管网不同位置的流体种类、哪种流体是主要的。

（3）该管网中工作的流体是在管网中周而复始地循环工作，还是从某个（某些）地方进入该管网，又从其他地方流出管网？

（4）该管网中的流体与大气相通吗？在什么位置相通？ （5）该管网中的哪些位置设有阀门？它们各起什么作用？

（6）该管网中设有风机（或水泵）吗？有几台？它们的作用是什么？如果有多台，请分析它们之间是一种什么样的工作关系（并联还是串联）？为什么要让它们按照这种关系共同工作？

（7）该管网与你所了解的其他管网（或其他同学绘制的管网）之间有哪些共同点？哪些不同点？

答：选取教材中3个系统图分析如下表： 图号 问（1） 输配空气 问（2） 气体 图1-1-2 图1-2-14（a） 输配生活给水 液体 图1-3-14(b) 生活污水、废水排放 液体、气体多相流，液体为主 问（3） 从一个地方流入管网，其他地方从一个地方流入管网，其他地方从一个地方流入管网，其流出管网 问（4） 入口及出口均与大气相通 流出管网 末端水龙头与大气相通 他地方流出管网 顶端通气帽与大气相通 问（5） 通常在风机进出口附近及各送风各立管底部、水泵进出口及整个无阀门 口处设置阀门，用于调节总送风管网最低处设有阀门，便于调节量及各送风口风量 各管段流量和检修时关断或排出管网内存水 问（6） 1台风机，为输送空气提供动力 1台水泵，为管网内生活给水提无风机、无水泵 供动力 问（7） 与燃气管网相比，流体介质均为与消防给水管网相比，流体介质与气力输送系统相比，都气体，但管网中设施不同。 均为液体，但生活给水管网中末是多相流管网，但流体介端为水龙头，消防给水管网末端质的种类及性质不同。 为消火栓。 说明：本题仅供参考，同学可根据实际观察的管网进行阐述。

1-2 绘制自己居住建筑的给排水管网系统图。 答：参考给水及排水系统图如图1-6、1-7所示。

图1-6 学生宿舍给水系统图（参考）

图1-7 学生宿舍排水系统图（参考）

1-3 流体输配管网有哪些基本组成部分？各有什么作用？

答：流体输配管网的基本组成部分及各自作用如下表所示。一个具体的流体输配管网不一定要具备表中所有的组成部分。

组成 作用 管道 动力装置 调节装置 末端装置 附属设备 为流体流动提为流体流动提调节流量，开启/直接使用流体，是为管网正常、安供流动空间 供需要的动力 关闭管段内流体流体输配管网内全、高效地工作的流动 流体介质的服务对象 提供服务。

1-4 试比较气相、液相、多相流这三类管网的异同点。

答：相同点：各类管网构造上一般都包括管道系统、动力系统、调节装置、末端装置以及保证管网正常工作的其它附属设备。

不同点：①各类管网的流动介质不同； ②管网具体型式、布置方式等不同；

③各类管网中动力装置、调节装置及末端装置、附属设施等有些不同。

[说明]随着课程的进一步深入，还可以总结其它异同点，如： 相同点：各类管网中工质的流动都遵循流动能量方程； 各类管网水力计算思路基本相同；

各类管网特性曲线都可以表示成ΔP=SQ2+Pst； 各类管网中流动阻力之和都等于动力之和，等等。 不同点：不同管网中介质的流速不同；

不同管网中水力计算的具体要求和方法可能不同；

不同管网系统用计算机分析时其基础数据输入不同，等等。

1-5 比较开式管网与闭式管网、枝状管网与环状管网的不同点。

答：开式管网：管网内流动的流体介质直接与大气相接触，开式液体管网水泵需要克服高度引起的静水压头，耗能较多。开式液体管网内因与大气直接接触，氧化腐蚀性比闭式管网严重。

闭式管网：管网内流动的流体介质不直接与大气相通，闭式液体管网水泵一般不需要考虑高度引起的静水压头，比同规模的开式管网耗能少。闭式液体管网内因与大气隔离，腐蚀性主要是结垢，氧化腐蚀比开式管网轻微。

枝状管网：管网内任意管段内流体介质的流向都是唯一确定的；管网结构比较简单，初投资比较节省；但管网某处发生故障而停运检修时，该点以后所有用户都将停运而受影响。

环状管网：管网某管段内流体介质的流向不确定，可能根据实际工况发生改变；管网结构比较复杂，初投资较节枝状管网大；但当管网某处发生故障停运检修时，该点以后用户可通过另一方向供应流体，因而事故影响范围小，管网可靠性比枝状管网高。

1-6 按以下方面对建筑环境与设备工程领域的流体输配管网进行分类。对每种类型的管网，给出一个在工程中应用的实例。 （１）管内流动的介质； （２）动力的性质；

（３）管内流体与管外环境的关系； （４）管道中流体流动方向的确定性； （５）上下级管网之间的水力相关性。

答：流体输配管网分类如下表：

问题编号 （1）按流体介质 类型及工程应用例子 气体输配管网：如燃气输配管网 液体输配管网：如空调冷热水输配管网 汽-液两相流管网：如蒸汽采暖管网 液-气两相流管网：如建筑排水管网 气-固两相流管网：如气力输送管网 （2）按动力性质 重力循环管网：自然通风系统、重力循环热水采暖系统 机械循环管网：机械通风系统、空调冷热水输配管网 （3）按管内流体与管开式管网：建筑排水管网 外环境的关系 闭式管网：热水采暖管网 （4）按管内流体流向枝状管网：空调送风管网 的确定性 环状管网：城市中压燃气环状管网 （5）按上下级管网的直接连接管网：直接采用城市区域锅炉房的热水采暖管网，如图1-3-4，水力相关性 a,b,d,e,f 间接连接管网：采用换热器加热热水的采暖管网，如图1-3-4，c,g,h.

第二章

2-1 某工程中的空调送风管网，在计算时可否忽略位压的作用？为什么？（提示：估计位压作用的大小，与阻力损失进行比较。）

答：民用建筑空调送风温度可取在15~35℃（夏季~冬季）之间，室内温度可取在25~20℃（夏季~冬季）之间。取20℃空气密度为1.204kg/m3,可求得各温度下空气的密度分别为：

因此：

夏季空调送风与室内空气的密度差为1.225-1.184=0.041kg/m 冬季空调送风与室内空气的密度差为1.204-1.145=0.059kg/m3

空调送风管网送风高差通常为楼层层高，可取H=3m，g=9.807 N/m.s2,则

夏季空调送风位压=9.807×0.041×3=1.2 Pa 冬季空调送风位压=9.807×0.059×3=1.7 Pa

空调送风系统末端风口的阻力通常为15~25Pa，整个空调送风系统总阻力通常也在100~300 Pa之间。可见送风位压的作用与系统阻力相比是完全可以忽略的。

但是有的空调系统送风集中处理，送风高差不是楼层高度，而是整个建筑高度，此时H可达50米以上。这种情况送风位压应该考虑。

2-2 如图 2-1-1 是某地下工程中设备的放置情况，热表示设备为发热物体，冷表示设备为常温物体。为什么热设备的热量和地下室内污浊气体不能较好地散出地下室？如何改进以利于地下室的散热和污浊气体的消除？

图2-1-1 地下工程设备放置示意图 图2-1-2 设备放置改进方案1

图2-1-3 设备放置改进方案2 图2-1-4设备放置改进方案3

答：该图可视为一 U 型管模型。因为两侧竖井内空气温度都受热源影响，密度差很小，不能很好地依靠位压形成流动，热设备的热量和污浊气体也不易排出地下室。改进的方法有多种：（1）将冷、热设备分别放置于两端竖井旁，使竖井内空气形成较明显的密度差，如图 2-1-2 ；（2）在原冷物体间再另掘

3

一通风竖井，如图 2-1-3 ；（3）在不改变原设备位置和另增竖井的前提下，采用机械通风方式，强制竖井内空气流动，带走地下室内余热和污浊气体，如图 2-1-4 。

2-3 如图 2-2 ，图中居室内为什么冬季白天感觉较舒适而夜间感觉不舒适？

图2-2 习题2-2示意图

答：白天太阳辐射使阳台区空气温度上升，致使阳台区空气密度比居室内空气密度小，因此空气从上通风口流入居室内，从下通风口流出居室，形成循环。提高了居室内温度，床处于回风区附近，风速不明显，感觉舒适；夜晚阳台区温度低于居室内温度，空气流动方向反向，冷空气从下通风口流入，床位于送风区，床上的人有比较明显的吹冷风感，因此感觉不舒适。

2-4 如图 2-3 是某高层建筑卫生间通风示意图。试分析冬夏季机械动力和热压之间的作用关系。

图2-3习题2-4示意图

答：冬季室外空气温度低于通风井内空气温度，热压使通风井内空气向上运动，有利于气体的排除，此时热压增加了机械动力的通风能力；夏季室外空气温度比通风竖井内空气温度高，热压使用通风井内空气向下流动，削弱了机械动力的通风能力，不利于卫生间排气。

2-5 简述实现均匀送风的条件。怎样实现这些条件？

从该表达式可以看出，要实现均匀送风，可以有以下多种方式：

2-6 流体输配管网水力计算的目的是什么？

答：水力计算的目的包括设计和校核两类。一是根据要求的流量分配，计算确定管网各管段管径（或断面尺寸），确定各管段阻力，求得管网特性曲线，为匹配管网动力设备准备好条件，进而确定动力设备（风机、水泵等）的型号和动力消耗（设计计算）；或者是根据已定的动力设备，确定保证流量分配要求的管网尺寸规格（校核计算）；或者是根据已定的动力情况和已定的管网尺寸，校核各管段流量是否满足需要的流量要求（校核计算）。

2-7 水力计算过程中，为什么要对并联管路进行阻力平衡？怎样进行？“所有管网的并联管路阻力都应相等”这种说法对吗？

答：流体输配管网对所输送的流体在数量上要满足一定的流量分配要求。管网中并联管段在资用动力相等时，流动阻力也必然相等。为了保证各管段达到设计预期要求的流量，水力计算中应使并联管段的计算阻力尽量相等，不能超过一定的偏差范围。如果并联管段计算阻力相差太大，管网实际运行时并联管段会自动平衡阻力，此时并联管段的实际流量偏离设计流量也很大，管网达不到设计要求。因此，要对并联管路进行阻力平衡。

对并联管路进行阻力平衡，当采用假定流速法进行水力计算时，在完成最不利环路的水力计算后，再对各并联支路进行水力计算，其计算阻力和最不利环路上的资用压力进行比较。当计算阻力差超过要求值时，通常采用调整并联支路管径或在并联支路上增设调节阀的办法调整支路阻力，很少采用调整主干路（最不利环路）阻力的方法，因为主干路影响管段比支路要多。并联管路的阻力平衡也可以采用压损平均法进行：根据最不利环路上的资用压力，确定各并联支路的比摩阻，再根据该比摩阻和要求的流量，确定各并联支路的管段尺寸，这样计算出的各并联支路的阻力和各自的资用压力基本相等，达到并联管路的阻力平衡要求。

“所有管网的并联管路阻力都应相等”这种说法不对。在考虑重力作用和机械动力同时作用的管网中，两并联管路的流动资用压力可能由于重力重用而不等，而并联管段各自流动阻力等于其资用压力，这种情况下并联管路阻力不相等，其差值为重力作用在该并联管路上的作用差。

2-8 水力计算的基本原理是什么？流体输配管网水力计算大都利用各种图表进行，这些图表为什么不统一？

答：水力计算的基本原理是流体一元流动连续性方程和能量方程，以及管段串联、并联的流动规律。流动动力等于管网总阻力（沿程阻力+局部阻力）、若干管段串联和的总阻力等于各串联管段阻力之和，并联管段阻力相等。用公式表示即：

流体输配管网水力计算大都利用各种图表进行，这些图表为什么不统一的原因是各类流体输配管网内流动介质不同、管网采用的材料不同、管网运行是介质的流态也不同。而流动阻力（尤其是沿程阻力）根据流态不同可能采用不同的计算公式。这就造成了水力计算时不能采用统一的计算公式。各种水力计算的图表是为了方便计算，减少烦琐、重复的计算工作，将各水力计算公式图表化，便于查取数据，由于各类流体输配管网水力计算公式的不统一，当然各水力计算图表也不能统一。

2-9 比较假定流速法、压损平均法和静压复得法的特点和适用情况。

答：假定流速法的特点是先按照合理的技术经济要求，预先假定适当的管内流速；在结合各管段输送的流量，确定管段尺寸规格；通常将所选的管段尺寸按照管道统一规格选用后，再结合流量反算管段内实际流速；根据实际流速（或流量）和管段尺寸，可以计算各管段实际流动阻力，进而可确定管网特性曲线，选定与管网相匹配的动力设备。假定流速法适用于管网的设计计算，通常已知管网流量分配而管网尺寸和动力设备未知的情况。

压损平均法的特点是根据管网（管段）已知的作用压力（资用压力），按所计算的管段长度，将该资用压力平均分配到计算管段上，得到单位管长的压力损失（平均比摩阻）；再根据各管段的流量和平均比摩阻确定各管段的管道尺寸。压损平均法可用于并联支路的阻力平衡计算，容易使并联管路满足阻力平衡要求。也可以用于校核计算，当管, 道系统的动力设备型号和管段尺寸已经确定，根据平均比摩阻和管段尺寸校核管段是否满足流量要求。压损平均法在环状管网水力计算中也常常应用。

静压复得法的特点是通过改变管段断面规格，通常是降低管内流速，使管内流动动压减少而静压维持不变，动压的减少用于克服流动的阻力。静压复得法通常用于均匀送风系统的设计计算中。

2-10为何天然气管网水力计算不强调并联支路阻力平衡？

答：天然气管网水力计算不强调并联支路阻力平衡，可以从以下方面加以说明：

（1）天然气末端用气设备如燃气灶、热水器等阻力较大，而燃气输配管道阻力相对较小，因此各并联支路阻力相差不大，平衡性较好；

（2）天然气管网一般采用下供式，最不利环路是经过最底层的环路。由于附加压头的存在，只要保证最不利环路的供气，则上层并联支路也一定有气；

（3）各并联支路在燃气的使用时间上并非同时使用，并且使用时也并非都在额定流量工况下使用，其流量可以通过用户末端的旋塞，阀门等调节装置根据需要调节。签于以上原因，天然气管网无需强调并联支路的阻力平衡。

2-11 如图 2-4 所示管网，输送含谷物粉尘的空气，常温下运行，对该管网进行水力计算，获得管网特性曲线方程。

图2-4 习题2-11示意图

答： 1.对各管段进行编号，标出管段长度和各排风点的排风量。

2.选择最不利环路，本题确定 1-3-5 ——除尘器—— 6 ——风机—— 7 为最不利环路。

3.根据表 2-3-3 输送含有谷物粉尘的空气时，风管内最小风速为垂直风管 10m/s ，水平风管 12m/s ，考虑到除尘器及风管漏网，取 5% 的漏网系数，管段 6 及 7 的计算风量： 5500 × 1.05=/s 。管段1，有水平风管，确定流速12m/s，Q1=1000m3/h(0.28m3/s)，选D1=1805775m3/s=1.604m3mm，实际流速V1=11.4m/s，查Rm1=90Pa/m，Pd=ρV2/2=1.2×11.42/2=78.0Pa。同理可查管段3、5、6、7的管径及比摩阻，并计算动压及摩擦阻力，结果见水力计算表。

4．确定管断2、4的管径及单位长度摩擦力，结果见水力计算表。 水力计算表

单位长管流量 段编号 1000 1 (0.28) 3500 3 (0.972) 5500 5 (1.53) 5775 6 (1.604) 8 50 2 45 400 6 10.262.7 0.47 29.47 2.0 16 45.5 6 320 2 12.391.7 0.6 55.02 4.2 21 76.0 12.391.1 -0.05 -4.86 5.5 33 28.4 15 180 11.4 78.0 1.37 106.86 9.0 135 241.9 m/h (m/s) ) ) 33长度 l(m管径 流速 动压D V (mm(m/s) Pd (Pa) 局部局部阻力阻力系数ξ P1(Pa) 阻力Rm 度摩擦摩擦 管段阻力备注 Rml+P1(Pa) 阻力(Pa/m) Rm(Pa)

5775 7 (1.604) 2500 2 (0.694) 10 300 10 450 10.262.7 2 0.6 37.62 2.0 20 57.6 阻力10.0 60.0 0.58 34.8 3.8 38 72.8 不平衡 阻力2000 4 (0.556) 衡 除尘 器 2 4 240 220 21.3 272.2 14.6 128.4 196.3 222.5 1000 8 260 10.7 68.7 1.41 96.87 4.8 38.4 135.3 不平5．从阻力平衡，暖通设计手册等资料查名管段的局部阻力系数（《简明通风设计手册》）。 （1）管段1

设备密闭罩ξ=1.0，90o弯头(R/D=1.5)一个，ξ=0.17，直流三通，根据F1+F2=F3，α=30o，F2/F3=（300/320）

2

=0.88，Q2/Q3=2500/3500=0.714，查得ξ1,3=0.20，Σξ1=1.0+0.17+0.20=1.37，P1=Σξ

Pd=106.86Pa。

（2）管段2

圆形伞形罩，α=60o，ξξ=0.14，合流三通ξ

（3）管段3

直流三通F3+F4≈F5，2=30o，F4/F5=（260/400）2=0.423，Q4/Q5=2000/5500=0.36，ξξ=-0.05。

（4）管段4

设备密闭罩ξ=1.0，90o弯头（R/D=1.5）1个，ξ=0.17，合流三通ξΣξ=1.0+0.17+0.24=14.1。 (5)管段5

除尘器进口变径管(断扩管)，除尘器进口尺寸300×800mm，变径管长度L=500mm，

[说明] 除尘器出入口及风机出入口尺寸为参考尺寸，根据所选设备具体尺寸定。

45=0.24，

35=-0.05，Σ

13=0.09，90o弯头（R/D=1.5）一个，ξ

=0.17，60o弯头（R/D=1.5）1个，

2,3=0.18，Σξ2=0.09+0.17+0.14+0.18=0.58。

（6）管段6

除尘器出口变径管（断缩管），除尘器出口尺寸300mm×80mm，变径管长度l=400m，

，α=23.6o，ξ=0.1，90o弯头（R/D=1.5）2个，ξ=2×0.17=0.34。

风机进口渐扩管，按要求的总风量和估计的管网总阻力先近似选出一台风机，风机进口直径D1=500mm，变径管长度L=300mm。F5/F6=（500/450）2=1.23

（7）管段7

风机出口渐扩管，风机出口尺寸410×315mm，D7=420mm，F7/F出=πD2/（410×315×4）=1.07，ξ=0。带扩散管的平形风帽（h/D0=0.5），ξ=0.60，Σξ=0.60。

6．计算各管段的沿程摩擦阻力和局部阻力，结果如水力计算表。 7．对并联管路进行阻力平衡。 行对再辅以阀门调节，削除不平衡。

(2)汇合点B，ΔP1+ΔP3==241.9+28.4=270.3Pa，ΔP4=135.3Pa，

8．计算系统的总阻力，获得管网扬程曲线。

ΣP=Σ（Rml+Pl）=241.9+28.4+76.0+45.5+57.6+1000=1449.4Pa S=ΣP/Q2=1450/1.6042=5633.6kg/m7 管网特性曲线为ΔP=563.6Q2 Pa

2-12 试作如图所示室内天然气管道水力计算，每户额定用气量1.0Nm3/h，用气设备为双眼燃气灶。

解：

1）确定计算流量

画出管道系统图，在系统图上对计算管段进行编号，凡管径变化或流量变化均编号。 第j管道计算流量用下式计算。

式中 Lj——j管道计算流量，Nm3/h；

k——燃具的同时工作系数，可从燃气工程设计手册查取； Lj——第i种燃具的额定流量，Nm3/h；

立阻力为288.9Pa更不平衡。因此决定取D2=240mm，在运

Ni——管道负担的i种燃具数目。

图2-5习题2-12示意图

计算结果列于下表。

流量计算表

11~1管段号 燃具数N 额定流量 ΣLiNi(Nm/h) 同时工作系数1 k 计算流量 Lj(Nm/h) 2）确定各管段的长度Lj，标在图上。

3）根据计算流量，初步确定管径，并标于系统图上。

4）算出各管段的局部阻力系数，求出其当量长度，即可得管段的计算长度。 管段1~2

直角弯头3个 ξ=2.2 旋塞1个 ξ=4

Σξ=2.2×3+4×1=10.6

计算雷诺数Re

331~2 1 1 2~3 1 1 3~4 1 1 4~5 2 2 5~6 3 3 6~7 6 6 10~9 1 1 9~8 2 2 8~6 0 3 3 1 1 12~11 1 1 1 1 1.0 0.85 0.64 1 1.0 0.85 1 1 1 1 1 2 2.55 3.84 1 2 2.55 1 1

计算摩擦阻力系数λ

其它管段计算方法同，结果列于燃气管道水力计算表。

2-13 如图2-7所示建筑，每层都需供应燃气。试分析燃气管道的最不利环路及水力计算的关键问题。

图2-7 习题2-13示意图

答：最不利环路是从小区燃气干管引入至最底层（-54.000m）用户的向下环路。水力计算关键要保证最不利环路的供气能力和上部楼层的用气安全，确保燃气有充分的压力克服最不利环路的阻力和燃气用具出口压力需要，同时保证最上层环路由于对加压头积累，燃气压力不超过设备承压以致泄漏，由于楼层较多，附加压头作用明显，为保证高峰负荷时各层的用气，水力计算应适当考虑环路的阻力平衡问题。

2-14 某大型电站地下主厂房发电机层（如图）需在拱顶内设置两根相同的矩形送风管进行均匀送风，送风温度20℃。试设计这两根风管。设计条件：总送风量60×104m3/h，每根风管风口15个，风口风速8m/s，风口间距16.5m。

图2-8习题2-14示意图

解：1. 总风量为：60×104m3/h

Pq1=106.1+28.6=134.7，。

第三章

3-1 计算例题3-1中各散热器所在环路的作用压力tg=95℃，tg1=85℃，tg2=80℃，tn=70℃。

题3-1

解：双管制：第一层：ΔP1=gh1(ρh-ρg)=9.8×3×(977.81-961.92)=467.2Pa

第二层：ΔP2=gh2(ρh-ρg)=9.8×6×(977.81-961.92)=934.3Pa

第三层：ΔP3=gh3(ρh-ρg)=9.8×8.5×(977.81-961.92)=1323.6Pa

单管制：ΔPh=gh3(tg1-tg)+gh2(tg2-tg1)+gh1(ρh-ρ

+9.8×6×(971.83-968.65)+9.8×3×(977.81-971.83)=923.4Pa

3-2 通过水力计算确定习题图3-2所示重力循环热水采暖管网的管径。图中立管Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ各散热器的热负荷与Ⅱ立管相同。只算I、II立管，其余立管只讲计算方法，不作具体计算，散热器进出水管管长1.5m，进出水支管均有截止阀和乙字弯，没根立管和热源进出口设有闸阀。

图3-2

解：ΔPⅠ1′=gH(ρH-ρg)+ΔPf=9.81×(0.5+3)(977.81-961.92)+350=896Pa

∑lⅠ1=8+10+10+10+10+(8.9-0.5)+1.5+1.5+(0.5+3)+10+10+10+10+8+(8.9+3)=122.8m

水力计算表

管 Q G L D v R ΔΣξ (Pa) (Pa) (Pa) 段 (w) (kg/h) (m) (mm) (m/s) (Pa/m) Py=Rl Pd ΔPj ΔP 局部阻力统计 g2)=9.8×8.5×(968.65-961.92)

号 (Pa) 散热器1×2.0，截止阀1 1800 62 5.8 20 0.05 3.11 18.0 25.0 1.23 30.8 48.8 2×10，90o弯头1×1.5，合流三通1.5×1 闸阀1×0.5，直流三通2 5300 182 13.5 32 0.05 1.65 10 10 10 9 40 0.07 2.58 40 0.11 5.21 50 0.08 2.42 50 0.11 3.60 22.3 25.8 52.1 24.2 28.8 2.5 1.23 3.1 25.4 1×1.0，90o弯头1×1.0 1.0 2.25 2.25 28.1 直流三通1×1.0 1.0 5.98 5.98 58.1 直流三通1×1.0 1.0 3.14 3.14 27.3 直流三通1×1.0 闸阀1×0.5，90o弯头21.5 5.98 9.0 37.8 ×0.5 闸阀1×0.5，90o弯头23 9900 341 4 14500 499 5 19100 657 6 23700 815 7 23700 815 19.90 50 0.11 3.60 8 19100 657 9 14500 499 10 9900 341 10 10 10 50 0.08 2.42 40 0.11 5.21 40 0.07 2.58 71.6 24.2 52.1 25.8 21.1 8.1 2.5 5.98 15.0 86.6 ×0.5，直流三通1×1.0 1.0 3.14 3.14 27.3 直流三通1×1.0 1.0 5.98 5.98 58.1 直流三通1×1.0 1.0 2.25 2.25 28.1 直流三通1×1.0 闸阀1×0.5，直流三通2.5 1.23 3.1 24.3 1×1.0，90o弯1×1.0 1.0 1.77 1.8 9.9 直流三通1×1.0 11 5300 182 12.8 32 0.05 1.65 12 3300 114 2.8 25 0.06 2.88 压力要求，过剩压力可以通过阀门调节。

立管Ⅰ，第二层ΔPⅠ，2=9.81×6.3×(977.81-961.92)+350=1332Pa

通过第二层散热器的资用压力：ΔP13，14′=1332-896+48.8=485Pa，Rpj=0.5×485/5.8=41.8Pa/m 管 Q 段 (w) (kg/h) (m) (mm) (m/s) (Pa/m) 号 13 1500 52 3 15 0.08 9.92 G L D v R Py=Rl Σξ (Pa) 散热器1×2，截止阀230 37 3.14 116 146 ×16，旁流三通2×1.5 ΔPd ΔPj ΔP (Pa) (Pa) (Pa) 局部阻力统计 14 3500 120 2.8 15 0.17 65.93 128.6 1.0 14.22 14.2 143 直流三通1×1.0

因13、14管均选用最小管径，剩余压力只能通过第二层散热器支管上的阀门消除。

立管Ⅰ，第三层ΔPⅠ，3=9.81×9.1×(977.81-961.92)+350=1768Pa

资用压力：ΔP′15，16，14=1768-896+48.8+9.9=931Pa 管 Q 段 (w) (kg/h) (m) (mm) (m/s) (Pa/m) 号 15 2000 68.8 3 15 G L D v R Py=Rl Σξ (Pa) 散热器1×2，截止阀20.1 15.26 45.8 35 116 2000 68.8 2.8 15

0.1 15.26 42.7 , .0

4.9 4.9 48.0 直流三通1×1.0 4.9 172 217 ×16，90o弯头1×1.0 ΔPd ΔPj ΔP (Pa) (Pa) (Pa) 局部阻力统计 因管段15、16、14已选用最小管径，剩余压力通过散热器支管的阀门消除。

计算立管Ⅱ，ΔPⅡ1=9.81×3.5×(977.81-961.92)+350=896Pa

管段17、18、23、24与管段11、12、1、2并联

Ⅱ立管第一层散热器使用压力ΔPⅡ,1′=24.3+9.9+48.8+25.4=108.4Pa 管 Q 段 (w) (kg/h) (m) (mm) (m/s) (Pa/m) 号 17 1500 52 5.8 15 0.08 9.9 G L D v R Py=Rl Σξ (Pa) 57.4 37.0 3.08 114.0 171.4 同管段13 ΔPd ΔPj ΔP (Pa) (Pa) (Pa) 局部阻力统计 闸阀1×0.5 18 4600 158 3.5 32 0.05 1.31 23 2800 96 2.8 20 0.08 6.65 4.6 18.6 3.7 2.0 1.23 2.5 7.1 合流三通1×1.5 1.0 3.14 3.14 22.0 直流三通1×1.0 闸阀1×0.5，直流三通24 4600 158 2.8 32 0.05 1.31 3.0 1.23 3.7 7.4 1×1.0，旁流三通1×1.5

压降不平衡χ较大，可适当调整管径如下。 管 Q 段 (w) (kg/h) (m) (mm) (m/s) (Pa/m) 号 G L D v R Py=Rl Σξ (Pa) 散热器1×2，截止阀2×10，90o弯1o17′ 1500 52 5.8 20 0.04 1.38 8.0 25.0 0.8 20.0 28.0 ×1.5，合流三通1.5×1 闸阀1×0.5 18′ 4600 158 3.5 25 0.09 11.0 23′ 2800 96 2.8 25 0.05 5.0 38.5 14.0 2.0 4.0 8.0 46.5 合流三通1×1.5 1.0 1.2 1.2 15.2 直流三通1×1.0 闸阀1×0.5，直流三24′ 4600 158 2.8 25 0.09 11.0 30.8 3.0 4.0 12.0 42.8 通1×1.0，旁流三通1×1.5 调整后的压降不平衡率

多余压力可以通过阀门调节。 确定Ⅱ立管第二层散热器管径

资用压力ΔPⅡ，2′=1332-（896-28.0-46.5）=511Pa 管 Q G L D v R ΔΣξ (Pa) (Pa) (Pa) 段 (w) (kg/h) (m) (mm) (m/s) (Pa/m) Py=Rl Pd ΔPj ΔP 局部阻力统计 ΔΔPd ΔPj ΔP (Pa) (Pa) (Pa)

局部阻力统计 号 19 1300 44.7 3 15 0.06 7.8 (Pa) 23.4 37 1.73 64.1 87.5 同管段13 1 12.5 12.5 116.1 直流三通1×1.0 20 3100 106.6 2.8 15 0.16 37.0 103.6

管段19、20已选用最小管径，剩余压力由阀门消除。

确定Ⅱ立管第3层散热器管径。

资用压力ΔP′Ⅱ，3=1768-（896-28.0-15.2）=915Pa 管 Q 段 (w) (kg/h) (m) (mm) (m/s) (Pa/m) 号 21 1800 62 3 15 0.09 13.6 G L D v R Py=Rl Σξ (Pa) 散热器1×2.0，截止阀41.0 35.5 3.9 139 180 2×16，旁流三通1×1.5 直流三通1×1.0 22 1800 62 2.8 15 0.09 13.6 38.0 2.5 3.9 9.8 48 90o弯头1×1.5

剩余压力由阀门消除。

第Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ立管的水力计算与Ⅱ立管相似，方法为： 1）确定通过底层散热器的资用压力；

2）确定通过底层散热器环路的管径和各管段阻力； 3）进行底层散热器环路的阻力平衡校核； 4）确定第2层散热器环路的管径和各管段阻力； 5）对第2层散热器环路进行阻力平衡校核； 6）对第3层散热器作4）、5）步计算，校核。

ΔΔPd ΔPj ΔP (Pa) (Pa) (Pa) 局部阻力统计

3-3 机械循环室内采暖系统的水力特征和水力计算方法与重力循环系统有哪些一致的地方和哪些不同之处？

①作用压力不同：重力循环系统的作用压力：双管系统ΔP=gH(ρH-ρg)，单管系统：

但在局部并联管路中进行阻力手段时需考虑重力作用。

②计算方法基本相同：首先确定最不利环路，确定管径，然后根据阻力平衡，确定并联支路的管径，最后作阻力平衡校核。

3-4 室外热水供热管的水力计算与室内相比有哪些相同之处和不同之处？

答：相同之处：（1）计算的主要任务相同：按已知的热煤流量，确定管道的直径，计算压力损失；按已知热媒流量和管道直径，计算管道的压力损失；按已知管道直径和允许压力损失，计算或校核管道中流量。

（2）计算方法和原理相同：室内热水管网水力计算的基本原理，对室外热水管网是完全适用的。在水力计算程序上，确定最不利环路，计算最不利环路的压力损失，对并联支路进行阻力平行。 不同之处：（1）最不利环路平均比摩阻范围不同，室内Rpj=60~120Pa/m，室外Rpj=40-80Pa/m。

（2）水力计算图表不同，因为室内管网流动大多于紊流过渡区，而室外管网流动状况大多处于阻力平方区。

（3）在局部阻力的处理上不同，室内管网局部阻力和沿程阻力分开计算，而室外管网将局部阻力折算成沿程阻力的当量长度计算。

（4）沿程阻力在总阻力中所占比例不同，室内可取50%，室外可取60~80%。

3-5 开式液体管网水力特征与水力计算与闭式液体管网相比，有哪些相同之处和不同之处？

答：从水力特征上看，开式液体管网有进出口与大气相通，而闭式液体管网（除膨胀水箱外）与大气隔离。因此，开式液体管网的动力设备除了克服管网流动阻力外，还要克服进出口高差形成的静水压力。此外，开式液体管网（如排水管网）中流体可能为多相流，其流态比闭式管网复杂；由于使用时间的不确定性，开式液体管网中流量随时间变化较大，而闭式液体管风中流量一般比较稳定。

在水力计算方法上，开式液体管网的基本原理和方法与闭式管网没有本质区别。但具体步骤中也有一些差别：

（1）动力设备所需克服的阻力项不完全相同，开式管网需考虑高差；

（2）管网流量计算方法不同，闭式管网同时使用系数一般取1，而开式管网同时使用系数小于1；

（3）水力计算图表不同；

（4）对局部阻力的处理方式不同，闭式管网通过局部的阻力系数和动压求局部损失，而开式管网对局部阻力一般不作详细计算，仅根据管网类型采用经验的估计值，局部损失所占比例也小于闭式管网中局部损失所占比例。

（5）在并联支路阻力平衡处理上，闭式管网强调阻力平衡校核，而开式管网则对此要求不严，这是开、闭式管网具体型式的不同造成的，开式管网对较大的并联支路也应考虑阻力平衡。

3-6 分析管内流速取值对管网设计的影响。

答：管内流速取值对管网运行的经济性和可靠性都有很重要的影响。管内流速取值大，则平均比摩阻较大，管径可减小，可适当降低管网系统初投资，减少管网安装所占空间；但同时管道内的流速较大，系统的压力损失增加，水泵的动力消耗增加，运行费增加。并且也可能带来运行噪声和调节困难等问题。反之，选用较小的比摩阻值，则管径增大，管网系统初投资较大；但同时管道内的流速较小，系统的压力损失减小，水泵的动力消耗小，运行费低，相应运行噪声和调节问题也容易得到解决。

第四章

4-1 什么是水封？它有什么作用？举出实际管网中应用水封的例子。

答：水封是利用一定高度的静水压力来抵抗排水管内气压的变化，防止管内气体进入室内的措施。因此水封的作用主要是抑制排水管内臭气窜入室内，影响室内空气质量。另外，由于水封中静水高度的水压能够抵抗一定的压力，在低压蒸汽管网中有时也可以用水封来代替疏水器，限制低压蒸汽逸出管网，但允许凝结水从水封处排向凝结水回收管。

实际管网中应用水封的例子很多，主要集中建筑排水管网，如：洗练盆、大/小便器等各类卫生器具排水接管上安装的存水弯（水封）。此外，空调末端设备（风机盘管、吊顶或组合式空调器等）凝结水排水管处于空气负压侧时，安装的存水弯可防止送风吸入排水管网内的空气。

4-2 讲述建筑排水管网中液气两相流的水力特征？ 答：（1）可简化为水气两相流动，属非满管流；

（2）系统内水流具有断续非均匀的特点，水量变化大，排水历时短，高峰流量时水量可能充满水管断面，有的时间管内又可能全是空气，此外流速变化也较剧烈，立管和横管水流速相差较大。 （3）水流运动时夹带空气一起运动，管内气压波动大；

（4）立管和横支管相互影响，立管内水流的运动可能引起横支管内压力波动，反之亦然； （5）水流流态与排水量、管径、管材等因素有关；

（6）通水能力与管径、过不断面与管道断面之比、粗糙度等因素相关。

4-3 提高排水管排水能力的关键在哪里？有哪些技术措施？

答：提高排水管排水能力的关键是分析立管内压力变化规律，找出影响立管压力变化的因素。进而想办法稳定管内压力，保证排水畅通。技术措施可以①调整管径；②在管径一定时，调整、改变终限流速和水舌阻力系数。减小终限流速可以通过（1）增加管内壁粗糙度；（2）立管上隔一定距离设乙字弯；（3）利用横支管与立管连接的特殊构造，发生溅水现象；（4）由横支管排出的水流沿切线方向进入立管；（5）对立管内壁作特殊处理，增加水与管内壁的附着力。减小水舌阻力系数，可以通过改变水舌形状，或向负压区补充的空气不经水舌两种途径，措施（1）设置专用通气立管；（2）在横支管上设单路进气阀；（3）在排水横管与立管连接处的立管内设置挡板；（4）将排水立管内壁作成有螺旋线导流突起；（5）排水立管轴线与横支管轴线错开半个管径连接；（6）一般建筑采用形成水舌面积小两侧气孔面积大的斜三通或异径三通。

4-4 解释“终限流速”和“终限长度”的含义，这二概念与排水管通水能力之间有何关系？

答：终限流速Vt，排水管网中当水膜所受向上的管壁摩擦力与重力达到平衡时，水膜的下降速度和水膜厚度不再发生变化，这时的流速叫终限流速。终限长度Lt：从排水横支管水流入口至终限流速形成处的高度叫终限长度。这两个概念确定了水膜流阶段排水立管在（允许的压力波动范围）内最大允许排水能力。超过终限流速的水流速度将使排水量继续增加，水膜加厚，最终形成水塞流，使排水系统不能正常使用。水膜流状态下，可有

Q=

，Lt=0.144Vt2，其中Q——通水能力L/S；Wt——终限流速时过水断面积，cm2，Vt——终限

流速，m/s，Lt——终限长度，m。

4-5 空调凝结水管内流动与建筑排水管内流动的共性和差别是什么？ 答：共性：均属于液气两相流。

区别：①空调凝结水管在运动时管内水流量变化不大，气压变化也不大，而建筑排水管风水量及气压随时间变化都较大；

②空调凝结水管内流速较小，排水管网内流速较大；

③空调凝水管内流动可当成凝结水和空气的流动，排水管内的流动除水和气体外，还有固体。

4-6 汽液两相流管网的基本水力特征是什么？ 答：①属蒸汽、凝结水的两相流动；

②流动过程中，由于压力、温度的变化，工质状态参数变化较大，会伴随着相态变化； ③由于流速较高，可能形成“水击”、“水塞”等不利现象，因此应控制流速并及时排除凝结水； ④系统运动时排气，系统停止运行时补气，以保证系统长期、可靠运行。 ⑤回水方式有重力回水、余压回水、机械回水等多种方式。

4-7 简述保证蒸汽管网正常运行的基本技术思路和技术措施？

答：保证蒸汽管网正常运行的基本思路是减少凝结水被高速蒸汽流裹带，形成“水塞”和“水击”。主要预防思想包括：①减少凝结；②分离水滴；③汽液两相同向流动；④若两相逆向流动减少，则尽量相互作用。可采取的技术措施是：①通过保温减少凝结；②在供汽干管向上拐弯处装耐水击的疏水器分离水滴；③设置足够坡度使水汽同向；④在两相逆向的情况下，降低蒸汽的速度；⑤在散热器上装自动排气阀，以利于凝水排净，下次启动时不产生水击；⑥汽、水逆向时，适当放粗管径；⑦供汽立管从干管上方或下方侧接出，避免凝水流入立管；⑧为保证管正常运行，还需适当考虑管网变形的破坏作用，设置补偿器。

4-8 简述室内蒸汽供热管网水力计算的基本方法和主要步骤

答：蒸汽管网水力计算的基本方法一般采用压损平均法，与热水管网大致相同，管网同样存在着沿程阻力和局部阻力。从最不利环路算起，满足锅炉出口蒸汽压力等于流动阻力+用户散热器所需压力。水力计算主要步骤：（1）确定最不利环路；（2）管段编号，统计各管段长度及热负荷；（3）选定比压降，确定锅炉出口压力；（4）对最不利环路各管段进行水力计算，依次确定其管径和压损；（5）对各并联管路进行水力计算，确定其管径和压损；（6）确定各凝水管路管径，必要时需计算凝水管路压损并配置相应回水设备，如凝水泵，凝水箱等。

4-9 若例4-2中，每个散热器的热负荷均改为3000W，试重新确定各管段管径及锅炉蒸汽压力。

解：1）确定锅炉压力∑l=80m，比压降100Pa/m，散热器所需乘余压力2000Pa，运行压力Pb=80×100+2000=10Kpa。

2）最不利管径的水力计算，预计Rm=100×0.6=60Pa/m，各管段管径确定见以下水力计算表。

水力计算表

摩擦阻 热量a 长度l 管径d 比摩阻R 管段 (mm) (m) (mm) (Pa/m) ΔPy=Rl(Pa) 1 2 3 4 5 6 7 71000 30000 24000 18000 12000 6000 3000 12 13 12 12 12 17 2 70 50 40 32 32 25 20 26.3 29.41 39.69 52.68 21.58 28.35 20.55 13.9 12.94 12.6 12.29 8.42 7.34 5.80 315.6 382.33 496.28 632.16 258.96 力损失 (m/s) 流速V 局部阻 压头Pd 局部压力损失力系数 Σξ 10.5 2.0 1.0 1.0 1.0 (Pa) ΔPj=Pd-Σξ(Pa) ΔP=ΔPy+ΔPg(Pa) 总压力损失61.2 53.08 50.33 47.88 22.47 642.6 106.16 50.33 47.88 22.47 204.96 47.97 958.2 488.49 546.61 680.04 281.43 686.91 89.07 481.95 12.0 17.08 41.1 4.5 10.66 Σl=80m ΣΔP=3730.75Pa 立管Ⅲ 资用压力ΔP6-7=775.98Pa 立管 6000 支管 3000 4.5 2 25 20 28.35 20.55 7.34 5.80 127.58 11.5 17.08 41.1 4.5 10.66 196.42 47.97 324 89.07 ΣΔP=413.07Pa 立管Ⅲ 资用压力ΔP5-7=968.34Pa 立管 6000 支管 3000 4.5 2 25 15 28.35 103.45 7.34 11.07 127.58 11.5 17.08 206.90 4.5 38.85 196.42 174.81 324 381.7 ΣΔP=705.71Pa 立管Ⅱ 资用压力ΔP4-7=1648.38Pa 立管ⅠΔP3-7=2194.99Pa 立管 6000 支管 3000 4.5 2 20 15 80.4 103.45 11.66 11.07 361.8 206.90 13.0 4.5 43.1 38.85 560.3 174.81 922.07 381.7 ΣΔP=1303.77Pa 局部阻力系数汇总

管段①截止阀7.0，锅炉出口2.0，90o煨弯3×0.5=1.5 Σξ=10.5 管段②90o煨弯2×0.5=1.0，直流三通1.0 Σξ=2.0 管段③④⑤直流三通1.0 Σξ=1.0

管段⑥截止阀9.0，90o煨弯2×1.0=2.0，直流三通 Σξ=10.0 管段⑦乙字弯1.5，分流三通3.0 Σξ=4.5

其他立管ⅢⅣ（d=25mm）截止阀9.0，90o煨弯1.0，旁流三通1.5 Σξ=11.5 ⅠⅡ（d=20mm）截止阀10.0，90o煨弯1.5，旁流三通1.5 Σξ=13 其他支管ⅢⅣ（d=20mm）乙字弯9.0，分流三通3.0 Σξ=4.5 ⅠⅡ（d=15mm）乙字弯1.5，分流三通3.0 Σξ=4.5

凝水管径汇总表

编号 热负荷W 管径d(mm) 7′ 3000 15 6′ 6000 20 5′ 12000 20 4′ 18000 25 3′ 24000 25 2′ 30000 32 1′ 71000 32 4-10 简述凝结水管网水力计算的基本特点

答：凝结水管网水力计算的基本特征是管网内流体相态不确定，必须分清管道内是何种相态的流体。例如从热设备出口至疏水器入口的管段，凝水流动状态属非满管流。从疏水器出口到二次蒸发箱（或高位水箱）或凝水箱入口的管段，有二次蒸汽是液汽两相流，从二次蒸发箱出口到凝水箱为饱和凝结水，是满管流，可按热水管网计算。

4-11 物料的“沉降速度”、“悬浮速度”、“输送风速”这三个概念有何区别与联系？

答：物料颗粒在重力作用下，竖直向下加速运动。同时受到气体竖直向上的阻力，随着预粒与气体相对速度增加竖直向上的阻力增加，最终阻力与重力平衡，这对物料与气体的相对运动速度Vt，若气体处于静止状态，则Vt是颗粒的沉降速度，若颗粒处于悬浮状态，Vt是使颗粒处于悬浮状态的竖直向上的气流速度，称悬浮速度。气固两相流中的气流速度称为输送风速。输送风速足够大，使物料悬浮输送，是输送风速使物料产生沉降速度和悬浮速度，沉降速度和悬浮速度宏观上在水平风管中与输送风速垂直，在垂直风管中与输送风速平行。为了保证正常输送，输送风速大于沉降或悬浮速度，一般输送风速为悬浮速度的2.4~4.0倍，对大密度粘结性物料甚至取5~10倍。

4-12 简述气固两相流的阻力特征和阻力计算的基本方法。

答：气固两相流中，既有物料颗粒的运动，又存在颗粒与气体间的速度差，阻力要比单相气流的阻力大，对于两相流在流速较小时阻力随流速增大而增大，随着流速增大，颗粒过渡到悬浮运动，总阻力随流速增大而减小，流速再增大，颗粒完全悬浮，均匀分布于某个风管，阻力与单排气流相似，随流速增大而增大。气固两相流的阻力还受物料特性的影响，物料密度大。粘性大时，摩擦作用和悬浮速度大，阻力也大，颗粒分布不均匀时颗粒间速度差异大，互相碰撞机会多，因而阻力也大。阻力计算的基本方法把两相流和单相流的运动形成看作相同，物料流看作特殊的流体，利用单相流体的阻力公式计算，因此两相流的阻力可以看作单相流体阻力与物料颗粒引起的附加阻力之和。在阻力构成上，气固两相流须考虑喉管或吸嘴的阻力、加速阻力、物料的悬浮阻力、物料的提升阻力、管道的摩擦阻力、弯管阻力、设备局部阻力等多项因素，各项阻力都有相应的计算参数和公式。气固两相流阻力计算一般可确定输送风速、料气比、输送管径及动力设备。

4-13 气固两相流水平管道内，物料依靠什么力悬浮？竖直管道呢？

答：气固两相水平管道内，物料依靠以下几个作用力悬浮：（1）紊流气流垂直方向分速度产生的力；（2）管底颗粒上下的气流速不同产生静压差而形成的力；（3）颗粒转运动时与周围的环流速度迭加形成速度差在颗粒上下引起静压差产生的引力；（4）因颗粒形状不规则引起空气作用力垂直分力；（5）颗粒之间或颗粒与管壁之间碰撞时受到的垂直分力。竖直管道内，物料依靠与气流存在相对速度而产生的向上的阻力悬浮。

4-14 气力输送管道中，水平管道与竖直管道哪个需要的输送风速大？为什么？

答：输送风速指气固两相流管中的气流速度，气力输送管道中，水平管道比竖直管道需要的送风速大，因为在垂直管道中，气流速度与物料速度方向一致，只要气流速度稍大于悬浮速度，就可输送，而在水平管道中，物料悬浮来自紊流分速度，静压差等多种因素，悬浮速度与输送风速垂直，为保证物料处于悬浮流而正常输送，要有比悬浮速度大得多的输送风速，才能使物料颗料完全悬浮，因此水平管输送风速大。

4-15 什么是料气比？料气比的大小对哪些方向有影响？怎样确定料气比？

答：料气比是单位时间内通过管道的物料量与空气量的比值，也称料气流浓度，料气比的大小关系到系统工作的经济性、可靠性的输料量较大小。料气比大，所需送风量小，因而管道设备小动力消耗少，在相同的输送风量下输料量大，所以在保证正常运行的前提下，力求达到较高的料气比。料气比的确定，受到输送经济性、可靠性（管道堵塞）和气源压力的限制，一般根据经验确定。低压吸送式系统，料气比μ=1~10，循环式系统μ=1左右，高真空吸送式系统μ=20~70。物料性能好，管道平直，喉管阻力小时，可采用较高的料气比，反之取用较低值。

4-16 分析式（2-2-1）和式（4-3-11）这两个管道摩阻计算公式的区别和联系，它们各用于计算什么样的管网？

答：公式（2-2-1）ΔP=Rml用于单相流体的沿程摩擦阻力，计算公式（4-3-11）ΔP=（1+k1μ1）Rml用于气固两相流管道的摩擦阻力计算。因为公式（4-3-11）包括了气流阻力和物料预料引起的附加阻力两部分，其中k1是与物料有关的系数，μ1为料气比。

4-17 什么是虚拟管路？如何进行开式管网的虚拟闭合？

答：虚拟管路是连接开式管网出口和进口的虚设管路，虚拟管路中流体为开式管路中出口和进口高度之间的环境流体，其水力和热力参数都与环境流体相同；流向从实际开式管网出口流向进口；虚拟管路的管径无限大，流速无限小，流动阻力为零。

虚拟管路通过“突然扩大”与开式管网的出口相连，通过“突然缩小”与开式管路的进口相连，使虚拟管路与实际开式管路连接在一起，组成一个虚拟的闭式管网，这称为管路的虚拟闭合。虚拟闭合时，通过虚拟管路把开式管网的各出口和进口连接起来就构成虚拟闭合环路。对于多极连接的某一级管网，可在其上下级管网的分解处虚拟断开，形成虚拟进出口，虚拟进出口的水力和热力参数与原分界处开式管网内流体相同，再用虚拟管路将各虚拟进出口逐一连接，形成多个独立的虚拟环路。

4-18枝状管网的环路动力如何计算？环路中的全压有那些来源？如何确定枝状管网需由动力机械（水泵、风机等）提供的全压？ 答：（1）枝状管网的环路动力

包括作用在环路上的全压

和重力作用所产生的动力

，即

；

（2）环路中的全压来源包括：由风机、水泵等动力机械提供。提供的全压大小取决于风机，水泵性能与管网水力特性的耦合状态；由上级管网提供，其全压大小取决于上级管网的水力工况；由压力容器提供，其全压大小取决于压力容器内的压力特性；由环境流体的动压提供，只能提供在管网的真实开口上，大小取决于环境流体动压的大小和开口的流体动力特性。（3）确定环路所需的全压，可根据要求的流量，合理的管内流速，确定环路的管道尺寸，先计算出环路流动阻力

；再根据环路内流体密度与环路空间走向

，计算出重力作用形

成的环路流动动力 ；环路由风机、水泵等压力源提供的全压为：

4-19什么是最不利环路？确定最不利环路应考虑那些因素？

答：最不利环路是流体流动阻力最大的环路，或理解成实现设计流量分配要求最困难的环路。确定最不利环路应考虑多方面因素，如重力作用、局部阻力情况、流量分配要求等。在重力作用力相当的情况下，最不利环路通常是最远的环路。但不能一概视之，如在重力作用

可忽略、各并联支路局部阻

的情况下，不应只根

据管路的长短和局部阻力部件的多少选定最不利环路，而应综合考虑流动阻力和重力作用，选管路长、部件多，重力推动作用小（甚至是阻碍流动）的环路为最不利环路。

4-20如何确定环路的资用动力？最不利环路资用动力的计算方法与其他环路有何差异？

答：任意环路i的资用动力 等于环路中外部压力作用 大小和重力作用大小 之和，即

。最不利环路资用动力的计算方法于其它并联的环路有差异。最不利环路资用动力受流动阻力和外部

压力影响，其资用动力可按

计算。而其它并联支路资用动力受最不利环路资用动力分配的约束，

以此来实现管网总体的压损平衡（流量分配要求）。任一环路与最不利环路共用管段的资用动力，是由最不利环路的资用动力分配确定的。任一环路只在其独用管路上有分配资用动力的自由。

4-21 如何计算独用管路的资用压力？独用管路的压损平衡和并联管路的阻力平衡有何区别？

答：(1)可按以下步骤计算独用管路的资用压力：（a）根据最不利环路的资用动力分配，确定共用管路的资用动力，它等于共用管路的流动阻力按确定的方案将

。（b）计算独用管路的资用动力

，

（c）

分配给独用管路的每一管段。（d）重复以上步骤确定其它并联环路独用管段的资用动力。

(2) 独用管路压损平衡指在设计中通过对管路几何参数（主要是管道断面尺寸）的调整，改变管内流速，使独用管路在要求的流量下，流动阻力等于资用动力，从而保证管网运行时，独用管路的流量达到要求值；并联管路阻力平衡指并联管路的动力相等前提下，通过调整管路尺寸，使各并联管路在各自要求的流量下，计算阻力相等。这样可保证管网运行中，各并联管路的流量分配满足要求。各环路的独用管路是并联管路，当各环路中重力作用不相同时，这些并联管路的动力不相等。因而，它们的流动阻力也不相等。“阻力平衡”只适用于各环路重力作用相等的情况，而“压损平衡”是普遍适用的。

4-22简述枝状管网水力计算通用方法。 答：枝状管网都可以按以下步骤进行水力计算：

（1）绘制管网轴测图，对各管段进行编号，标明其空间位置（如起点和终点的空间坐标）和长度，确定设计流量。

（2）若是开式管网，进行虚拟闭合。

（3）逐一计算各环路中重力作用形成的作用动力。

（4）根据各环路中的重力作用大小和管路长度及复杂程度，确定最不利环路，通常是重力作用小，管路长而复杂的环路。

（5）若压力已定，已定压力与最不利环路的重力作用之和即是最不利环路的资用动力，按合理的分配方案，将资用动力分配给最不利环路的每一管段，根据每一管段的设计流量和分配到的资用动力，确定该管段的断面尺寸。

若压力未定，按照设计流量和合理的管内流速确定每一个管段的断面尺寸，计算流动阻力，得到最不利环路的总阻力，扣除重力作用动力后，得到所需的压力。 （6）计算其它环路独用管路的资用动力。

（7）按合理的方案，将资用动力分配给独用管路的每一管段。

（8）按所分资用动力和设计流量，根据“压损平衡”，确定各独用管段的断面尺寸。

应注意不同流体的枝状管网水力计算的主要区别在于比摩阻的计算公式及其计算图表不同，不可乱用。

4-23 如习题图 4-1所示管网，输送含轻矿物粉尘的空气。按照枝状管网的通用水力计算方法对该管网进行水力计算，环境空气温度20℃，大气压力101325Pa。

习题图4-1

答：主要计算步骤如下：

（1）对管网进行虚拟闭合，如图4-1所示；

（2）计算环路I、II、III中重力作用形成的作用压力，如表4-1；

（3）选环路I为最不利环路，按推荐流速确定所属管段的直径并计算流动阻力。根据阻力计算结果确定需用压力(风机暂不选择)，如表4-2；

（4）按式（4-4-3）计算环路II、III的资用动力；按式（4-4-5）计算环路II的独用管路（管段2）、环路III的独用管路（管段3）的资用动力，如表4-2；

（5）按压损平衡原理，确定管段2和3的断面尺寸，并计算流动阻力和压损平衡水平。管段2和管段3的压损不平衡率分别是4.48％和12.28%，已满足工程实际要求。若此压损平衡水平达不到工程要求，需调整管径，重新进行计算，直至满足要求。

图4-1 枝状管网的虚拟闭合

表4-1 重力作成的作用压力

管段 编号 1 2 3 4 5 6 7 除尘器 1\\\\\\’ 2\\\\\\’ 3\\\\\\’ 合计 环路 I 1 0 0 1 1 1 1 1 1 0 0 环路 II 0 1 0 1 1 1 1 1 0 1 0 环路 III 0 0 1 1 1 1 1 1 0 0 1 温度 ℃ 180 20 20 100 70 40 30 70 20 20 20 密度 Kg/m3 0.779 1.204 1.204 0.946 1.028 1.127 1.164 1.028 1.204 1.204 1.204 高差 m 10 -3 -3 0 0 4 -49 0 35 48 48 管段热 压Pa 76.40 -35.43 -35.43 0 0 44.19 -559.64 0 413.38 566.92 566.92 环路I 热压Pa 76.40 0 0 0 0 44.19 -559.64 0 413.38 0 0 -25.67 16.04 环路II 热压Pa 0 -35.43 0 0 0 44.19 -559.64 0 0 566.92 0 环路III 热压Pa 0 0 -35.43 0 0 44.19 -559.64 0 0 0 566.92 16.04

表4-2 各环路水力计算表

管段 编号 流量管长密度33直径面积2流速m/s 动压 Pa Pa Rm Pa Pa/m 46.78 7.5 112.5 34.8 19.5 25.6 160 1741.52 159.28 30.33 75.51 64.76 211.64 1200 Pa m/h m kg/m mm mm 1 2500 15 0.779 250 0.049 14.15 77.96 0.6 4 3500 6 5 5500 5 6 5500 8 0.946 300 0.071 13.75 89.49 -0.05 -4.47 5.8 1.029 380 0.113 13.47 93.35 0.6 56.01 3.9 1.127 400 0.126 12.16 83.32 0.47 39.16 3.2 51.64 3.2 7 5500 50 1.165 400 0.126 12.16 86.07 0.6 除尘器 环路I总阻 力 I资用压力 支路2 138 1765.69 192.11 1000 20 1.204 170 0.023 12.24 90.19 0.6 54.11 6.9 环路II的独用管路（管段2）资用压力＝159.28+25.67＋16.06=201.01 Pa 阻力不平衡率＝支路3 2000 8 ＝4.48％ 78.4 259.75 1.204 220 0.038 14.61 128.62 1.41 181.35 9.8 环路III的独用管路（管段3）资用压力＝159.28+30.33+25.6725.67＋16.06=231.34 Pa 阻力不平衡率＝＝12.28％

第五章

5-1 离心式泵与风机的基本结构由哪几部分组成？每部分的基本功能是什么？ 答：（1）离心式风机的基本结构组成及其基本功能：

1）叶轮。一般由前盘、中（后）盘、叶片、轴盘组成，其基本功能是吸入流体，对流体加压并改变流体流动方向。

2）机壳。由涡壳、进风口和风舌等部件组成。蜗壳的作用是收集从叶轮出来的气体，并引导到蜗壳的出口，经过出风口把气体输送到管道中或排到大气中去。进风口又称集风器，它保证气流能均匀地充满叶轮进口，使气流流动损失最小。

3）进气箱。进气箱一般只使用在大型的或双吸的离心式风机上，其主要作用是使轴承装于风机的机壳外边，便于安装与检修，对改善锅炉引风机的轴承工作条件更为有利。对进风口直接装有弯管的风机，在进风口前装上进气箱，能减少因气流不均匀进入叶轮产生的流动损失。

4）前导器。一般在大型离心式风机或要求特性能调节的风机的进风口或进风口的流道内装置前导器。改变前导器叶片的角度，能扩大风机性能、使用范围和提高调节的经济性。大型风机或要求性能调节风机用，扩大风机性能，使用范围和提高调节的经济性。

（2）离心式水泵的基本结构组成及其基本功能：： 1）叶轮。吸入流体，对流体加压。

2）泵壳。汇集引导流体流动，泵壳上螺孔有充水和排气的作用。 3）泵座。用于固定泵，联接泵与基座。

4）轴封装置。用于密封泵壳上的轴承穿孔，防止水泄漏或大气渗入泵内。 5-2 离心式泵与风机的工作原理是什么？主要性能参数有哪些？

答：离心式泵与风机的工作原理是：当泵与风机的叶轮随原动机的轴旋转时，处在叶轮叶片间的流体也随叶轮高速旋转，此时流体受到离心力的作用，经叶片间出口被甩出叶轮。这些被甩出的流体挤入机（泵）壳后，机（泵）壳内流体压强增高，最后被导向泵或风机的出口排出。与此同时，叶轮中心由于流体被甩出而形成真空，外界的流体沿泵或风机的进口被吸入叶轮，如此源源不断地输送流体。泵（风机）不断将电机电能转变的机械能，传递给流体，传递中有能量损失。

5-3 欧拉方程的理论依据和基本假定是什么？实际的泵与风机不能满足基本假定时，会产生什么影响？ 答：欧拉方程的理论依据是动量矩定理，即质点系对某一转轴的动量对时间的变化率等于作用于该质点系的所有外力对该轴的合力矩。 欧拉方程的4点基本假定是： （1）流动为恒定流； （2）流体为不可压缩流体；

（3）叶轮的叶片数目为无限多，叶片厚度为无限薄； （4）流动为理想过程，泵和风机工作时没有任何能量损失。

上述假定中的第（1）点只要原动机转速不变是基本上可以保证的，第（2）点对泵是完全成立的，对建筑环境与设备工程专业常用的风机也是近似成立的。第（3）点在实际的泵或风机中不能满足。叶道中存在轴向涡流，导致扬程或全压降低，且电机能耗增加，效率下降；第（4）点也不能满足，流动过程中存在各种损失，其结果是流量减小，扬程或全压降低，流体所获得的能量小于电机耗能量，泵与风机的效率下降。

5-5写出由出口安装角 表示的理论曲线方程HT=f1(Qr)，NT=f2(QT)，ηT=f3(QT)；分析前向、径向和后叶型的性能特点。当需要高扬程，小流量时宜选什么叶型？当需要低扬程、大流量时不宜选什么叶型？

几种叶型的性能特点分析比较：

（1）从流体所获得的扬程看，前向叶片最大，径向叶片稍次，后向叶片最小； （2）从效率观点看，后向叶片最高，径向叶片居中，前向叶片最低；

（3）从结构尺寸看，在流量和转速一定时，达到相同的压力前提下，前向叶轮直径最小，而径向中轮直径稍次，后向叶轮直径最大。

（4）从工艺观点看，直叶片制造最简单。

当需要高扬程，小流量时宜选前向型叶片；需低扬程、大流量时宜选后向型叶片。 5-6 简述不同叶型对风机性能的影响，并说明前向叶型的风机为何容易超载？

根据上式，前向、径向、后向三种叶型的理论轴功率与流量之间的变化关系如习题5-6解答图所示。习题5-6解答图定性地说明了不同叶型的风机轴功率与流量之间的变化关系。

习题5-6解答

图 三种叶型的NT-QT曲线

5-7 影响泵或风机性能的能量损失有哪几种？简单地讨论造成这些损失的原因。

答：以离心式泵与风机为例，它们的能量损失大致可分为流动损失、泄漏损失、轮阻损失和机械损失等。 （1）流动损失。流动损失的根本原因在于流体具有粘滞性。泵与风机的通流部分从进口到出口由许多不同形状的流道组成。首先，流体流经叶轮时由轴向转变为径向，流体在叶片入口之前，由于叶轮与流体间的旋转效应存在，发生先期预旋现象，改变了叶片传给流体的理论功，并且使进口相对速度的大小和方向改变，使理论扬程下降；其次，因种种原因泵与风机往往不能在设计工况下运转，当工作流量不等于设计流量时，进入叶轮叶片流体的相对速度的方向就不再同叶片进口安装角的切线相一致，从而对叶片发生冲击作用，形成撞击损失；此外，在整个流动过程中一方面存在着从叶轮进口、叶道、叶片扩压器到蜗壳及出口扩压器沿程摩擦损失，另一方面还因边界层分离，产生涡流损失。

（2）泄漏损失。泵与风机静止元件和转动部件间必然存在一定的间隙，流体会从泵与风机转轴与蜗壳之间的间隙处泄漏，称为外泄漏。离心式泵与风机的外泄漏损失很小，一般可略去不计。但当叶轮工作时，机内存在着高压区和低压区，蜗壳靠近前盘的流体，经过叶轮进口与进气口之间的间隙，流回到叶轮进口的低压区而引起的损失，称为内泄漏损失。此外，对离心泵来说为平衡轴向推力常设置平衡孔，同样引起内泄漏损失。由于泄漏的存在，既导致出口流量降低，又无益地耗功。

（3）轮阻损失。因为流体具有粘性，当叶轮旋转时引起了流体与叶轮前、后盘外侧面和轮缘与周围流体的摩擦损失，称为轮阻损失。

（4）机械传动损失。这是由于泵与风机的轴承与轴封之间的摩擦造成的。

5-8 利用电机拖动的离心式泵或风机，常关闭阀门，在零流量下启动，试说明其理由。使泵或风机在零流量下运行，这时轴功率并不等于零，为什么？是否可以使风机或泵长时期在零流量下工作？原因何在？

相似律的用途主要是进行几何相似的泵（或风机）相似工况之间的性能换算；可以用无因次性能曲线反映一系列进行几何相似的泵（或风机）的性能。

比转数可用于泵或风机的相似设计。

比转数还可用于指导泵与风机的选型。当已知泵或风机所需的流量和压头时，可以组合原动机的转速计算需要的比转数，从而初步确定泵或风机的型号。

5-10 无因次性能曲线何以能概括大小不同、工况各异的同一系列泵或风机的性能？应用无因次性能曲线要注意哪些问题？

答：同一系列泵或风机是指一系列几何相似的泵或风机。它们在一定的转速范围内，如果流

能。

应用无因此性能曲线时应注意，一是在推导泵与风机的相似律时忽略了一些次要因素，如内表面粗糙度不完全相似、轮阻损失和泄漏损失不完全相似等，对于同一系列的泵与风机，如果尺寸大小相差过分悬殊，则会引起较大误差。如4-72-11NO.5型和4-72-11NO.20型风机，就不能应用相同的无因次性能曲线。另外，根据无因次性能曲线查出的是无因次量，并不能直接使用，在实际应用时，应根据泵或风机的实际尺寸、转速，将其换算成有因次量。

5-11 离心式泵或风机相似的条件是什么？什么是相似工况？两台水泵（风机）达到相似工况的条件是什么？

答：离心式泵与风机相似的条件是：1）几何相似。即一系列的泵（或风机）的各过流部件相应的线尺寸（同名尺寸）间的比值相等，相应的角度也相等。2）动力相似。在泵与风机内部，主要考虑惯性力和粘性力的影响，故要求对应点的惯性力与粘性力的比值相等，即雷诺数相等。而当雷诺数很大，对应的流动状况均处于自模区时，则不要求雷诺数相等。3）运动相似。对于几何相似的泵（或风机），如果雷诺数相等或流动处于雷诺自模区，则在叶片入口速度三角形相似，也即流量系数相等时，流动过程相似。当两泵（或风机）的流动过程相似时，对应的工况为相似工况。在上述条件下，不同的泵（或风机）的工况为相似工况，性能参数之间满足相似律关系式。

5-12 应用相似律应满足什么条件？“相似风机不论在何种工况下运行，都满足相似律。”“同一台泵或风机在同一个转速下运转时，各工况（即一条性能曲线上的多个点）满足相似律”。这些说法是否正确？

答：应用相似律应满足的条件是泵（或风机）的工况为相似工况。即要求泵（或风机）几何相似、流动状态的雷诺数相等（或流动均处于雷诺自模区）、流量系数相等。根据相似律应用的条件，“相似风机不论在何种工况下运行，都满足相似律”这种说法显然是错误的，“同一台泵或风机在同一个转速下运转时，各工况（即一条性能曲线上的多个点）满足相似律”的说法也不正确。因为一条性能曲线上的多个工况点之间无法达到流量系数相等，即叶片入口速度三角形不相似，流动过程不相似。

5-13离心式泵与风机的无因次性能曲线和有因次性能曲线有何区别和共性？ 答：共性：1）均反映了泵（或风机）的各主要参数之间的变化关系；

性能曲线趋势相似。

区别：1）应用对象及范围不同。无因次性能曲线应用于大小不同、转速不等的同一系列泵或风机；有因次性能曲线应用于一定转速，一定尺寸的泵（或风机），对单体泵、风机的不同运行工况适用。

2）无因次性能曲线上查得的性能参数不能直接使用，需要根据泵（或风机）的转速、尺寸换算成有因次量之后才能使用。

5-14 怎样获取泵与风机的实际性能曲线？

答：泵或风机的实际性能曲线应通过实验获得。即在专门的实验装置上，按照规定的实验步骤进行实验获得。这些实验装置和实验步骤有国家规定的统一标准，其目的是尽量避免泵或风机运行的外部条件对其性能参数造成影响，而主要反映泵或风机本身的性能。实验中，主要通过改变运行流量，测定相应的扬程或全压、功率，同时测定流体的密度，从而获得扬程或全压、功率、效率等参数随流量的变化关系。

5-15 为什么风机性能实验要求在风机进口前保证一定的直管长度，并设置阻尼网、蜂窝器等整流装置？如果没有足够的直管长度和整流装置，测出的性能会发生怎样的变化？

答：风机性能实验要求在风机进口前保证一定的直管长度（大于6倍风机进口直径），并设置阻尼网的主要作用是使进口气流均匀、稳定，设置蜂窝器的作用可以将气流中的大旋涡变成小旋涡，还可对气流进行梳直导向。这样可以减小进口流动条件对风机性能的影响。

如果没有足够的直管长度和整流装置，在相同流量下测出的风机全压将会降低，风机有效功率下降，效率也会降低。

5-16简述其他常用的泵与风机的性能特点与适用条件。

（4）真空泵与空压机。经常用于真空或气力输送系统中保持管路一定的真空度，或用于有吸升式吸入管段的大型泵装置中，在启动时用来抽气补水。真空泵在工作时不断补充水，用来保证形成水环带走摩擦引起的热量。 （5）往复式泵。属于容积式泵，在压头变化较大时能够维持比较稳定的流量。往复泵多用于小流量、高扬程的情况下输送粘性最大的液体，也常用在锅炉房中常用作补水泵。

（6）深井泵与潜水泵。深井泵是立式多级泵，潜水泵将电机与水泵装置在一起沉入液体里工作，省去了泵座及传动轴。该类水泵一般运用于深井下和作为水下工作泵。

（7）旋涡泵。具有小流量、高扬程、低效率的特点，且只需在第一次运转前充液，大多应用于小型锅炉给水及输送无腐蚀性、无固体杂质的液体。

习题5-17图

5-18 一台普通风机 n=1000r/min时，性能如下表，应配备多少功率电机？ 全压（Pa） 流量(m3/h) 全效率(%) 2610 47710 82.6 2550 53492 87.5 2470 59276 88.2 2360 65058 89.0 2210 70841 88.0 2030 76624 85.7 1830 82407 80.4 解：由式

求出该风机在各工况点下的功率如表所示。

全压（Pa） 流量(m3/h) 流量（m3/s） 全效率 功率 （kw） 2610 47710 13.25 82.6 41.88 2550 53492 14.86 87.5 43.31 2470 59276 16.47 88.2 46.12 2360 65058 18.07 89.0 47.92 2210 70841 19.68 88.0 49.42 2030 76624 21.28 85.7 50.4 1830 82407 22.89 80.4 52.10 以各工况下最大的 为选择电机的依据；参考教材表5-4-1，确定电机容量储备系数K，取K=1.15，

5-19 5-18题那台风机，当转速提到n=1500r/min和降到n=700r/min时，性能如何变化？列出性能表。分别应配备多大功率的电机？

由两式分别计算改变转速后风机的性能，列于表中： 当n=1500r/min时的性能参数

全压（Pa） 流量(m3/h) 全效率(%) 功率（kW） 4860 71565 82.6 117.0 5737.5 80238 87.5 146.1 5557.5 88914 88.2 155.6 5310 97587 89.0 161.7 4972.5 106261.5 88.0 166.8 4567.5 114936 85.7 170.2 4117.5 123610.5 80.4 175.8

当n=700r/min时的性能参数

全压（Pa） 流量(m3/h) 全效率(%) 功率（kW） 1278.9 33397 82.6 14.4 1249.5 37444.4 87.5 14.9 1210.3 41493.2 88.2 15.8 1156.4 45540.6 89.0 16.4 1082.9 49588.7 88.0 17.0 994.7 53636.8 85.7 17.3 896.7 57684.9 80.4 17.9

5-20 已知4-72-11No.6C型风机在转速为1250rpm时的实测参数如下表所列，求：（1）各测点的全效率；（2）绘制性能曲线图；（3）写出该风机最高效率点的性能参数。计算及图表均要求采用国际单位制。

序号 H（mmH2O） P（N/m2） Q（m3/h） N（kW） 1 86 843.4 5920 1.69 2 84 823.8 6640 1.77 3 83 814.0 7360 1.86 4 81 794.3 8100 1.96 5 77 755.1 8800 2.03 6 71 696.3 9500 2.08 7 65 637.4 10250 2.12 8 59 578.6 11000 2.15

绘制性能曲线图如图。

（2）该风机最高效率点性能参数如下：

5-21 根据题5-20中已知的数据，试求4-72-11系列风机的无因次性能参数，从而绘制该系列风机的无因次性能曲线。计算中叶轮直径D2＝0.6m。

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