ISO/TR 16219:2020
(Main)Fans — System effects and system effect factors
Fans — System effects and system effect factors
This document deals with the likely degradation of air performance of fans tested in standardized airways in accordance with ISO 5801 when compared with the performance of fans tested under actual site conditions. It deals with the performance of a number of generic types of fan and fittings. The results given are intended as guidelines and only provide trends, as the system effect depends on the exact geometry of the fan and disturbing component. The test data presented in this document are taken from an extensive experimental program conducted 20 years ago by NEL (National Engineering Laboratory, UK), mainly on axial and centrifugal fans. Data are also taken from several research projects financially supported by ASHRAE, some of them being carried out in the AMCA laboratory in Chicago, as well as from results published previously by individual fan manufacturers.
Ventilateurs — Effet système et facteurs d’effet système
Le présent document traite de la dégradation probable de la performance aéraulique des ventilateurs soumis à essai sur circuits standards conformément à l'ISO 5801 par rapport aux performances de ventilateurs soumis à essai dans des conditions réelles sur site. Il traite des performances d'un certain nombre de ventilateurs et de composants génériques. Les résultats obtenus constituent des lignes directrices et ne fournissent que des tendances, car l'effet système dépend de la géométrie exacte du ventilateur et du composant perturbateur. Les données présentées dans le présent document sont issues d'un vaste programme expérimental mené il y a 20 ans par le laboratoire national britannique pour l'ingénierie (NEL), principalement sur des ventilateurs axiaux et centrifuges. Les données sont aussi tirées de plusieurs projets de recherche financés par l'ASHRAE, dont certains sont menés dans le laboratoire de l'AMCA à Chicago, ainsi que de résultats publiés par des fabricants de ventilateurs individuels.
General Information
Relations
Standards Content (Sample)
TECHNICAL ISO/TR
REPORT 16219
First edition
2020-09
Fans — System effects and system
effect factors
Ventilateurs — Effet système et facteurs d’effet système
Reference number
©
ISO 2020
© ISO 2020
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ii © ISO 2020 – All rights reserved
Contents Page
Foreword .iv
Introduction .v
1 Scope . 1
2 Normative references . 1
3 Terms, definitions and symbols . 1
4 Origin of fan system effects . 2
5 Definitions of system effect factor (SEF) . 4
5.1 Inlet SEF . 4
5.2 Outlet system effect . 6
6 Examples of inlet SEF . 9
6.1 Introduction . 9
6.2 Axial fans .10
6.2.1 Experimental setups .10
6.2.2 Results .15
6.3 Centrifugal and mixed-flow fans .17
6.3.1 Experimental setups .17
6.3.2 Results .24
7 Examples of outlet SEF .30
7.1 Axial fans .30
7.1.1 General.30
7.1.2 Experimental setups .30
7.1.3 Results .30
7.2 Centrifugal and mixed-flow fans .32
7.2.1 Experimental setups .32
7.2.2 Results .33
8 Reducing system effects .34
8.1 General .34
8.2 Inlet effects .34
8.2.1 General.34
8.2.2 Non-uniform flow . .35
8.2.3 Swirl or vorticity .36
8.2.4 Inlet blockage . . .36
8.3 Outlet effects .39
8.3.1 General.39
8.3.2 Insufficient duct length .39
8.3.3 Outlet obstruction . .40
8.3.4 Non-uniform flow . .40
8.4 Examples of the effects of poor inlet and outlet connections .43
9 Conclusions .44
Annex A (informative) Basic principles on fan performance representation .45
Annex B (informative) Fan system calculation .73
Bibliography .83
Foreword
ISO (the International Organization for Standardization) is a worldwide federation of national standards
bodies (ISO member bodies). The work of preparing International Standards is normally carried out
through ISO technical committees. Each member body interested in a subject for which a technical
committee has been established has the right to be represented on that committee. International
organizations, governmental and non-governmental, in liaison with ISO, also take part in the work.
ISO collaborates closely with the International Electrotechnical Commission (IEC) on all matters of
electrotechnical standardization.
The procedures used to develop this document and those intended for its further maintenance are
described in the ISO/IEC Directives, Part 1. In particular, the different approval criteria needed for the
different types of ISO documents should be noted. This document was drafted in accordance with the
editorial rules of the ISO/IEC Directives, Part 2 (see www .iso .org/ directives).
Attention is drawn to the possibility that some of the elements of this document may be the subject of
patent rights. ISO shall not be held responsible for identifying any or all such patent rights. Details of
any patent rights identified during the development of the document will be in the Introduction and/or
on the ISO list of patent declarations received (see www .iso .org/ patents).
Any trade name used in this document is information given for the convenience of users and does not
constitute an endorsement.
For an explanation of the voluntary nature of standards, the meaning of ISO specific terms and
expressions related to conformity assessment, as well as information about ISO's adherence to the
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This document was prepared by Technical Committee ISO/TC 117, Fans.
Any feedback or questions on this document should be directed to the user’s national standards body. A
complete listing of these bodies can be found at www .iso .org/ members .html.
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Introduction
ISO 5801 provides the information for accurately measuring the performance of fans when tested
under standardised laboratory conditions. The ducting where specified ensures a fully developed
symmetrical velocity profile at the fan inlet. There may also be sufficient straight ducting at the fan
outlet to ensure efficient conversion of the distorted velocity profile at the fan outlet to a measurable
stable and homogeneous profile at the measuring station.
This document shows how fan performance is affected by both inlet and outlet connections to it.
System designers must not only look at the ideal performance curve and calculated system pressure
drop but also take into account the losses at the entry and exit points of the fan. These are described in
the document.
The concept of the system effect factor (SEF) was introduced to the fan industry by AMCA in 1973.
Since its inception it has become widely accepted worldwide. In more recent years it has been realized
that the SEF depends not only on the fan type and the fitting geometry but also on the fan design and
manufacturing. Some less efficient fans may sometimes be less sensitive to system effect induced by
poor inlet flow conditions than more efficient fans of the same type.
Furthermore, the origin of the system effect induced by a fitting at the fan inlet is different from the
one due to the same fitting located on the fan outlet. That is why two different definitions of SEF are
proposed in this document according to whether the appurtenance is at the fan inlet or fan discharge.
TECHNICAL REPORT ISO/TR 16219:2020(E)
Fans — System effects and system effect factors
1 Scope
This document deals with the likely degradation of air performance of fans tested in standardized
airways in accordance with ISO 5801 when compared with the performance of fans tested under actual
site conditions. It deals with the performance of a number of generic types of fan and fittings. The
results given are intended as guidelines and only provide trends, as the system effect depends on the
exact geometry of the fan and disturbing component.
The test data presented in this document are taken from an extensive experimental program conducted
20 years ago by NEL (National Engineering Laboratory, UK), mainly on axial and centrifugal fans.
Data are also taken from several research projects financially supported by ASHRAE, some of them
being carried out in the AMCA laboratory in Chicago, as well as from results published previously by
individual fan manufacturers.
2 Normative references
There are no normative references in this document.
3 Terms, definitions and symbols
No terms and definitions are listed in this document.
ISO and IEC maintain terminological databases for use in standardization at the following addresses:
— ISO Online browsing platform: available at https:// www .iso .org/ obp
— IEC Electropedia: available at http:// www .electropedia .org/
The following symbols are used:
Symbol Description SI units I-P units
2 2
A Fan outlet area m ft
C System effect (SE) coefficient (see 5.2) Dimensionless Dimensionless
p Conventional pressure loss (see 5.2) Pa in. wg
C
p Fan pressure Pa in. wg
f
p Fan dynamic pressure (see Clause 4) Pa in. wg
fd
p Fan static pressure Pa in. wg
fs
p System effect (see 5.2) Pa in. wg
SE
Additional pressure loss due to non-uni-
p Pa in. wg
SEo
form flow (see 5.2)
q Volume flow rate of the fan m /s cfm
V1
S System effect factor Dimensionless Dimensionless
EF
3 0,5
ξ Loss coefficient (see 5.1) (m /s)/(Pa )
3 2
ρ Density of air kg/m lbm/ft
3 2
ρ Standard air density kg/m lbm/ft
std
NOTE The term “fan dynamic pressure” or “dynamic pressure” is used throughout this document and is
equivalent to the term “velocity pressure” as used in some countries.
4 Origin of fan system effects
Manufacturers’ fan performance ratings are mostly based on tests carried out in a laboratory under
ideal conditions. Ideal conditions refer to uniform, swirl-free air velocity profiles at fan inlet and outlet,
like those of the test rigs described in ISO 5801 and AMCA 210. In ‘real life’ fan installations, such ideal
conditions may not be present due to improper connection of the fan to the system. Such improper
connections include obstacles at fan inlets and outlets that alter the aerodynamic characteristics of the
fan and lead to deficient performance in relation to catalogue ratings, even when the system pressure
losses have been estimated accurately. The term “system effect” is a measure of this degradation of fan
performance.
The origin of system effect is different at fan outlet and at fan inlet. At the fan outlet, for example in
the case of an improperly connected outlet fitting such as an elbow, damper or duct branch, the system
effect is linked to less-than-optimum non-uniform flow profiles induced by the fan at the entrance to
the fitting (Figure 1). This degraded flow will create more pressure loss across the fitting than would
be the case when measuring the fitting loss assuming uniform homogeneous flow profiles or when
[14]
estimating it from standard handbooks such as the ASHRAE Handbook of Fundamentals .
When the fitting is at the fan inlet, for example an elbow or a fan inlet duct/box (Figure 2), the velocity
profiles at the inlet to the fitting may be uniform and the fitting pressure loss as measured or estimated
from standard handbooks may be valid. However, the flow patterns at the fan inlet (or fitting outlet)
may be disturbed with the presence of a vortex, spin or vena-contracta. This less than optimum flow
condition at fan inlet caused by the fitting will lead to a reorganization of the flow inside the impeller
and therefore a deterioration of fan performance in relation to catalogue ratings. Not only the fan curve
may be affected by this disturbing obstacle but also sometimes, but not always, the fan power curve. A
companion document will be drafted at a later date to show the influence of the inlet obstacles on the
fan power curve for the same configurations of fans and fittings as in this document.
In both cases, the resulting air flow of the fan-system combination deteriorates, but for distinct
physical reasons. For this reason, two different definitions and treatment of fan system effect are
incorporated, depending on whether the fitting is at the fan inlet or fan outlet. It is also recognized
that in some situations, obstacles very close to fan discharge (e.g. side walls at a short distance of a
plenum fan impeller as shown in Figure 20) may also deteriorate fan performance in the same manner
as components located at fan inlet.
Key
1 axial fan
Figure 1 — Non-uniform velocity profiles at fan outlet
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a
Impeller rotation.
Figure 2 — Vortex at fan inlet
An ideal connection to a fan would be one which results in a velocity distribution across the fan inlet
connection plane which is relatively uniformly distributed and without appreciable swirl component,
as shown in Figure 3.
a
a) Ideal p distribution b) Good p distribution
d d
b
c) Satisfactory p distribution
d
Key
p mean dynamic pressure of the duct flow
d
a
Also satisfactory for flow into fan inlets, but may be unsatisfactory for flow into inlet boxes, may produce swirl
in boxes.
b
More than 75 % of p readings greater than p /10 (unsatisfactory for flow into fan inlets of inlet boxes).
d dmax
Figure 3 — Ideal fan connections
5 Definitions of system effect factor (SEF)
5.1 Inlet SEF
With a component at the fan inlet, the SEF is defined as the relative airflow drop Δq /q along a given
v1 v1
system line as shown in Figure 4. In this figure, the solid curve and the dotted line curve are the static
pressure curves without and with system effect, respectively. The curve with system effect is obtained
by adding the pressure loss of the fitting for each flow rate increment, when it may be measured or
estimated from guidebooks (e.g. IDEL'CIK), to the static pressure of the fan + inlet fitting combination.
This procedure allows for the assessment of the installation effect related to the degradation of the fan
curve itself without accounting for the pressure loss of the fitting.
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To quantify the system effect on the whole fan curve, the quantity Δq /q is plotted versus the system
V1 V1
1)
resistance coefficient ξ=qp/ (p being the fan static pressure at q ) in Figure 5.
fs V1
V1 fs
The SEF for a given fan + inlet fitting configuration is the average of Δq /q over the ξ range, presented
V1 V1
as a percentage in the results. Δq /q is positive when the flow with the inlet fitting is lower than that
V1 V1
of the free inlet configuration.
Key
q volume flow rate of the fan
V1
p fan pressure
fs
1 fan curve without system effect
2 fan curve with system effect
3 system line
Figure 4 — Definition of q and Δq on a given system line
V1 V1
1) q is either in cfm or m³/s while p is either in in. wg or Pa.
V1 fs
Key
Δq /q relative flow drop in volume flow rate of the fan
V1 V1
ξ system resistance coefficient
1 system effect curve
Figure 5 — Example of relative flow drop Δq /q versus system resistance coefficient ξ
V1 V1
Clause 6 describes various situations resulting in inlet system effects.
5.2 Outlet system effect
Outlet system effect is a measure of the pressure losses across fan outlet appurtenances such as an
outlet duct, elbow, volume control damper, duct branch or plenum, due to non-uniform outlet flow
induced by the fan and improper outlet connections.
Most fans, for applications requiring systems connected at their outlets, are tested and rated for
performance with an outlet duct 2 to 3 ‘equivalent duct diameter’ long. The outlet duct helps control the
diffusion of the outlet flow and establish a uniform velocity profile (Figure 6). In most cases, it is not
practical for the fan manufacturer to supply this duct as part of the fan, but rated performance will not
be achieved unless a comparable duct is included in system design.
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Key
1 centrifugal fan
2 cutoff
3 blast area
4 outlet area
5 discharge duct
6 axial fan
7 25 % effective duct length
8 50 % effective duct length
9 75 % effective duct length
10 100 % effective duct length
Figure 6 — Velocity profiles at fan outlet
The techniques documented to estimate pressure losses of a fitting such as an elbow or the published
pressure drop performance from a manufacturer of a fitting such as a damper are based upon uniform
approach velocity profiles. The pressure loss so estimated is referred to as the ‘conventional pressure
loss’ across the fitting. Unless uniform approach velocity profile is ensured, there will be additional
pressure losses across these fittings. Outlet system effect is used to estimate the actual pressure loss
across the fitting in a given installation.
Clause 7 describes various situations resulting in outlet system effects. The total outlet system effect,
p (Pa), for a given situation (fitting) is defined as:
SE
p = p + p
SE c SEo
where
p is conventional pressure loss (Pa);
c
p is additional pressure loss due to non-uniform flow (Pa).
SEo
p can be expressed as a function of flow by the following formula:
SEo
p = C × p
SEo fd2
where
p is dynamic pressure at fan outlet 0,5*ρ*(q /A ) ;
fd2 V1 2
q is fan airflow rate, m /s;
V1
A is fan outlet area in m ;
C is system effect coefficient;
ρ is air density in kg/m .
The outlet system effect p at each flow rate q must be added to the design system curve to obtain
SE V1
the actual system curve (Figure 7).
The system effect coefficient C is averaged over the fan curve to obtain what is called the outlet SEF in
Clause 7.
P – P = fitting conventional pressure drop at design flow
B A
P – P = outlet system effect, p , at design flow
C B SEo
P – P = fitting conventional pressure drop at actual flow
E D
P – P = outlet system effect, p , at actual flow
F E SEo
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Key
q fan volume flow rate
V
P fan pressure
1 fan catalogue pressure-flow curve
2 actual system curve
3 system curve with fitting conventional pressure drop
4 system curve without conventional pressure drop and no allowance for system effect
5 design pressure
6 actual flow
7 design flow
Figure 7 — Modification of design system curve due to outlet system effect
In some cases the conventional pressure loss p cannot be estimated or is not relevant, like for instance
c
with side walls close to the impeller of a plenum fan in the example of 7.2.2.2. In this case the system
effect is due to the disturbed flow in the impeller induced by the proximity of the walls.
6 Examples of inlet SEF
6.1 Introduction
Examples of inlet system effect are taken from different dedicated research programs carried out since
the 1990s. The National Engineering Laboratory (NEL) in the UK performed an extensive experimental
study on nine different types of fans and six ductwork fittings at the fan inlet. A summary of the test
configurations and main results obtained is given in References [3] and [4]. Otherwise, several research
programs have been financially supported by ASHRAE in which the tests were performed mainly by
AMCA to quantify the SEF on:
[5]
— a backward inclined/airfoil centrifugal fan – ASHRAE Research Project 1216-RP ;
[6]
— a forward curved centrifugal fan – ASHRAE Research Project 1272-RP ;
[7]
— two airfoil centrifugal plenum fans – ASHRAE Research Project 1420-TRP ;
[8]
— three sizes of propeller fans of the same series – ASHRAE Research Project 1223-RP .
Finally, a test was done more recently by AMCA on a forward curved centrifugal fan with an inlet 90°
segmented elbow at various orientations.
6.2 Axial fans
6.2.1 Experimental setups
6.2.1.1 NEL
All the tests were performed on a ductwork of D = 630 mm, where D is the duct diameter. A layout of
the test ductwork with a bend connected to the fan inlet is shown in Figure 8. The distance between the
inlet fitting and the fan is varied from 0D, as in Figure 8 to 2D.
Details of the experimental program and measurement procedure are given in Reference [4] and
private reports. The test data used in the present analysis are the performance curves of the fan alone
and fan + inlet fitting and the measured pressure losses of the fittings. All the fan curves, initially based
on total pressure, were transformed into static pressure curves by subtracting the dynamic pressure at
the fan outlet according to ISO 5801.
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Key
1 test fan and fitting
2 throttle
3 auxiliary boost fan
4 silencers
5 flow measurement nozzle
6 flow measurement and control section
7 outlet duct
8 inlet duct
SOURCE Based on content from National Engineering Laboratory (NEL) Fan Connected Ductwork Study for
FETA (FET001) February 1992, reproduced with permission from the Fan Manufacturers Association, FETA UK.
Figure 8 — Test rig for determination of installation effect — Fitting at fan inlet
Table 1 gives the main characteristics of the axial fans tested by NEL while Figure 9 shows views of the
fans, including centrifugal fans. Figure 10 presents sketches of the fittings that were connected to the
fan inlet (or outlet) via transition elements.
They include:
a) rectangular/circular transition, section 800 × 400 → D = 630 mm, length 950 mm;
b) short square bend 90°, section 630 × 630, curvature radius 100 mm;
c) square mitred bend 90°, section 630 × 630, with guide vanes;
d) circular five-piece segmented bend, D = 630 mm;
e) rectangular to rectangular box fitting, section 800 × 400, length 2 400 mm;
f) rectangular splitter silencer, section 800 × 400, length 1 200 mm;
g) banjo connector, section 1 260 × 630, length 1 890 mm.
Table 1 — Main characteristics of the axial fans tested by NEL
Fan Fan type Blade setting Hub/tip ratio Speed
° rpm
1 tubeaxial 24 0,223 1 440
2 tubeaxial 30 0,223 1 440
3 vaneaxial 24 0,389 1 440
4 vaneaxial 32 0,389 1 440
5 tubeaxial 24 0,389 2 900
6 tubeaxial 32 0,389 2 900
NOTE All the fans have a diameter of 630 mm.
SOURCE: Based on content from National Engineering Laboratory (NEL) Fan Connected Ductwork Study
for FETA (FET001) February 1992, reproduced with permission from the Fan Manufacturers Association,
FETA UK.
SOURCE Based on content from National Engineering Laboratory (NEL) Fan Connected Ductwork Study for
FETA (FET001) February 1992, reproduced with permission from the Fan Manufacturers Association, FETA UK.
Figure 9 — Views of the NEL test fans
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Key
1 short square bend 90°
2 square mitred bend 90°
3 circular five-piece segmented bend
4 rectangular/circular transition
5 rectangular splitter silencer
6 banjo connector
7 rectangular to rectangular box fitting
SOURCE Based on content from National Engineering Laboratory (NEL) Fan Connected Ductwork Study for
FETA (FET001) February 1992, reproduced with permission from the Fan Manufacturers Association, FETA UK.
Figure 10 — NEL fittings
6.2.1.2 ASHRAE 1223-RP
This project dealt with the inlet installation effect on three propeller fans of diameters D = 610 mm,
914 mm and 1 219 mm each running at two speeds. The speeds range from 259 rpm to 908 rpm,
according to the diameter. The inlet fittings are:
— a 90° round mitred elbow with five angular positions ranging from 0° to 270° (Figure 11);
— three round inlet ducts with contraction area ratios of 1,0, 1,25 and 1,5 (Figure 12);
— a wall at several distances ranging from 0,25D to 2D in front of the fan inlet (Figure 13).
Details of the experimental setups are presented in Reference [8].
Key
1 basic fan set up
SOURCE Based on content from © ASHRAE http:// www .ashrae .org Research Project Report 1223-RP, Inlet
Installation Effects on Propeller Fans, Air and Sound, 2009, reproduced with permission from the American
Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 11 — 90° Round mitred elbow
Key
1 basic fan set up
SOURCE Based on content from © ASHRAE http:// www .ashrae .org Research Project Report 1223-RP, Inlet
Installation Effects on Propeller Fans, Air and Sound, 2009, reproduced with permission from the American
Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 12 — Inlet duct with contraction
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“A”
1/4 D
1/2 D
3/4 D
1 D
1–1/4 D
1–1/2 D
2 D
Key
1 basic fan set up
SOURCE Based on content from © ASHRAE http:// www .ashrae .org Research Project Report 1223-RP, Inlet
Installation Effects on Propeller Fans, Air and Sound, 2009, reproduced with permission from the American
Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 13 — Wall in front of the fan inlet
6.2.2 Results
6.2.2.1 Introduction
As stated in 5.1 the SEF due to inlet fittings is the relative flow drop Δq /q averaged over the flow
v1 v1
range. If the pressure loss of the appurtenance is known, it is added for each flow rate increment to the
fan + fitting curve in order to quantify the system effect due only to the degradation of the fan curve by
the flow distortion induced by the fitting.
In the results analysed below the pressure losses of the components have been measured (or estimated
2)
from a database) in the NEL tests and in ASHRAE 1223-RP for the mitred elbow and the contractions .
2) In the configuration with the wall in front of the fan (Figure 13) there is no pressure drop of the inlet disturber
as that is not relevant.
In the following table of results the inlet SEF is shown as a percentage with the following convention
depending on whether the system effect is considered as small, medium or high.
x % SEF < 5 %
y % 5 % ≤ SEF < 10 %
z % SEF ≥ 10 %
6.2.2.2 NEL
The pressure loss coefficients of the fittings assessed from NEL measurements with axial fans are
presented in Table 2. Except for the rect/circ transition, where the loss coefficient is very low, the
coefficients of the 90° bends of various shape are similar.
Table 2 — Pressure loss coefficients of the NEL fittings at the axial fan inlet
Fitting Pressure loss coefficient
Rect/circ transition (a) 0,07
Short square bend (b) 0,36
Square mitred bend (c) 0,40
Segmented bend (d) 0,32
Table 3 shows the SEF calculated for the axial fans of Table 1 and some of the inlet fittings described in
6.2.1.1 for four gaps L/D between the component and the fan. The SEF is small or even insignificant in
most of the combinations of fans and fittings, except on fan 2 where the SEF is higher with bends (b)
and (c). In this case the larger the gap, the lower the SEF.
Table 3 — SEF of axial fans with inlet fittings
Average Dq /q
v1 v1
Axial
L/D 1 2 3 4 5 6
0 −0,4 % −0,9 % 0,0 % −0,1 % −0,3 % −1,2 %
0,5 −0,5 %
Rect/circ transition (a)
1 0,5 % 0,1 % 0,3 % 0,0 % −0,4 % 0,3 %
2 −1,0 % 0,3 % −0,4 % −0,4 % −0,6 % 0,7 %
0 3,7 % 6,3 % 0,9 % 2,7 % 0,4 % −0,2 %
0,5 2,6 % 6,2 % −0,8 % 2,0 %
Short square bend (b)
1 0,3 % 3,8 % 1,0 % −0,6 % −0,3 % 0,6 %
2 0,5 % 0,7 % −0,6 % −0,4 % 0,3 % −1,2 %
0 0,2 % 6,4 % 2,5 % 0,0 % 2,0 % 0,5 %
0,5 5,6 % 2,2 % −0,5 %
Square mitred bend (c)
1 0,1 % 5,4 % 1,9 % −0,1 % 0,8 % 0,5 %
2 −0,2 % 2,5 % −0,8 % 0,0 % −0,3 % −0,2 %
0 −1,0 % −1,0 % −1,9 % −0,3 % −1,6 % −0,3 %
0,5 1,5 % 1,9 % −0,2 % −0,3 %
Segmented bend (d)
1 3,6 % 0,6 % 0,5 % 0,0 % −1,4 % 0,9 %
2 1,8 % 1,3 % 1,0 % −0,9 % −1,3 % −0,7 %
NOTE Blank cells represent no data.
16 © ISO 2020 – All rights reserved
6.2.2.3 ASHRAE 1223-RP
Table 4 presents the results obtained on the three impellers with the different fittings. For each fan,
the SEF has been averaged over the test speeds. The pressure losses of the elbows and contractions
have been taken into account to calculate the SEF but the losses at the entrance of these components
have not been accounted for, which may be important since there is no inlet bell at the entrance of the
ductwork (see Figure 11 and Figure 12). Even if some differences are observed between the results of
the three fans for reasons that may be linked to a size effect, the fact that the fans are not absolutely
geometrically similar or both, the general trend observed is close.
The influence of the contraction decreases as the area ratio increases from 1 to 1,5. That the SEF is
the highest for an area ratio of 1 can be explained by the fact that the pressure loss at the entrance of
the fitting is not considered in the calculation. The duct velocity and thus the pressure loss are indeed
higher for the area ratio of 1 than for the two other ratios. If this loss is taken into account, the difference
between the SEF of the three contraction ratios is very small.
The elbow induces a strong SEF, and its orientation has some influence with a maximum effect obtained
at 0° (elbow oriented vertically upwards). The wall in front of the fan inlet has also a strong effect when
its distance to the fan is 0,25D. The effect is still not negligible when this distance increases, especially
with the propeller of 1 219 mm.
Table 4 — SEF of propeller fans with inlet fittings
Propeller Propeller Propeller
610 mm 914 mm 1 219 mm
Inlet fittings Average Δq /q
v1 v1
Contraction AR = 1 5,4 % 4,7 % 8,9 %
Contraction AR = 1,25 2,3 % 2,5 % 4,6 %
Contraction AR = 1,5 0,6 % 0,5 % 3,1 %
Elbow oriented 0° 10,7 % 12,7 % 13,7 %
Elbow oriented 45° 6,7 % 11,9 % 11,8 %
Elbow oriented 90° 5,5 % 9,9 % 13,3 %
Wall at 0,25D 17,1 % 12,8 % 11,3 %
Wall at 0,5D 4,2 % 1,3 % 5,7 %
Wall at 0,75D 3,2 % 1,5 % 6,1 %
Wall at 1D 3,6 % 1,2 % 6,4 %
Wall at 1,25D 2,6 %
NOTE Blank cells represent no data.
6.3 Centrifugal and mixed-flow fans
6.3.1 Experimental setups
6.3.1.1 NEL
Table 5 gives the main characteristics of the centrifugal and mixed-flow fans tested by NEL. The fittings
tested are described in 6.2.1.1. The pressure loss coefficients of these fittings measured by NEL are
shown in Table 6.
Table 5 — Main characteristics of the centrifugal and mixed-flow fans tested by NEL
Fan Fan type Impeller diameter Speed (rpm)
7 Mixed-flow with guide vanes 630 1 470
8 FC centrifugal, single inlet 630 850
9 BC centrifugal, single inlet 610 2 600
10 FC centrifugal, double inlet 630 850
11 BC centrifugal, double inlet 510 1 800
SOURCE: Based on content from National Engineering Laboratory (NEL) Fan Connected Ductwork Study for FETA (FET001)
February 1992, reproduced with permission from the Fan Manufacturers Association, FETA UK.
18 © ISO 2020 – All rights reserved
Table 6 — Pressure loss coefficients of the fittings
Pressure
Fitting loss
coefficient
Rect/circ transition 0,07
Short square bend 0,36
Square mitred bend 0,40
Segmented bend 0,32
Rect splitter silencer 2,42
Banjo connection 4,16
6.3.1.2 ASHRAE 1216-RP
In this project, a backward inclined (BI) airfoil centrifugal fan of impeller diameter D = 762 mm is tested
according to test configuration B with various inlet fittings, i.e. five bearings with their supports (see
an example in Figure 14) and two cabinets of heights 2D and 3D and width L varying from 2D to 0,25D
(Figure 15). The tests have been carried out at three rotation speeds: 796, 1 327 and 1 731 rpm. Details
of the experimental setups are presented in Reference [5].
SOURCE Reprinted from © ASHRAE www .ashrae .org, Research Project Report 1216-RP, Inlet Installation
Effects on Backward Inclined (BI)/Airfoil Centrifugal Fans, Air and Sound, 2011, reproduced with permission
from the American Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 14 — BI centrifugal fan with inlet bearing obstruction
1 2D height
2 width L
3 3D height
SOURCE Reprinted from © ASHRAE www .ashrae .org, Research Project Report 1216-RP, Inlet Installation
Effects on Backward Inclined (BI)/Airfoil Centrifugal Fans, Air and Sound, 2011, reproduced with permission
from the American Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 15 — BI centrifugal fan with inlet cabinets 1 (left) and 2 (right)
6.3.1.3 ASHRAE 1272-RP
The objective and the test procedure of this project are similar to those of ASHRAE 1216-RP. The test
fan is a forward-curved centrifugal fan of impeller diameter D = 321 mm, and the inlet fittings are four
bearings of various types and two cabinets of heights 2D and 3D and width L varying from 2D to 0,25D.
The test speeds are 1 000, 1 500 and 2 000 rpm. Details of the test setup are shown in Reference [6].
Figure 16 shows a view of the fan with inlet cabinet 1 of 2D height.
20 © ISO 2020 – All rights reserved
Key
1 2D height
2 width L
SOURCE Reprinted from © ASHRAE www .ashrae .org, Research Project Report 1272-RP, Inlet Installation
Effects on Forward Curved Centrifugal Fans, Performance Air and Sound, 2010, reproduced with permission
from the American Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 16 — FC Centrifugal Fan with inlet cabinet 1
6.3.1.4 ASHRAE 1420-TRP
This project was carried out on two airfoil centrifugal plenum fans of impeller diameters D = 381 mm
and 686 mm, according to test configuration A (Figure 17). The rotation speeds are 3 150 rpm for the
small impeller and 1 575 rpm for the large impeller. For each fan the system effects due to inlet fittings
were determined. Details of the test setup are presented in Reference [7].
SOURCE Reprinted from © ASHRAE www .ashrae .org, Research Project Report 1420-RP, Inlet and Discharge
Installation Effects on Airfoil (AF) Centrifugal Plenum/Plug Fans for Air and Sound Performance, 2014,
reproduced with permission from the American Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 17 — Views of the two centrifugal impellers
For each fan the inlet appurtenances are:
— a pillow block bearing with support (Figure 18);
— a coil in an inlet cabinet at four locations of the fan 1D, 0,75D, 0,5D and 0,25D (Figure 19);
— 10 configurations of inlet cabinet of 1D depth with the right, top and left walls at four locations
ranging from 1D to 0,25D (Figure 20 and Table 7). One of the cabinets was also tested with an inlet
cone to determine if it was necessary for all cabinet tests;
— a return fan inlet cabinet of 1D width with the right side wall at four locations 1D, 0,75D, 0,5D and
0,25D (Figure 21) plus a 45° baffle (Figure 22).
SOURCE Reprinted from © ASHRAE www .ashrae .org, Research Project Report 1420-RP, Inlet and Discharge
Installation Effects on Airfoil (AF) Centrifugal Plenum/Plug Fans for Air and Sound Performance, 2014,
reproduced with permission from the American Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 18 — Inlet pillow block bearing with support
SOURCE Reprinted from © ASHRAE www .ashrae .org, Research Project Report 1420-RP, Inlet and Discharge
Installation Effects on Airfoil (AF) Centrifugal Plenum/Plug Fans for Air and Sound Performance, 2014,
reproduced with permission from the American Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 19 — Coil in an inlet cabinet
22 © ISO 2020 – All rights reserved
Figure 20 — Inlet cabinet with side wall spacings 1D right, 1D top and 1D left
Table 7 — Configurations of inlet cabinet with various side wall spacings
Right Top Left
Box 1 1D 1D 1D
Box 2 0,75D 1D 1D
Box 3 0,75D 0,75D 1D
Box 4 0,75D 0,75D 0,75D
Box 5 0,5D 1D 1D
Box 6 0,5D 0,5D 1D
Box 7 0,5D 0,5D 0,5D
Box 8 0,25D 1D 1D
Box 9 0,25D 0,25D 1D
Box 10 0,25D 0,25D 0,25D
Key
1 right side wall
SOURCE Reprinted from © ASHRAE www .ashrae .org, Research Project Report 1420-RP, Inlet and Discharge
Installation Effects on Airfoil (AF) Centrifugal Plenum/Plug Fans for Air and Sound Performance, 2014,
reproduced with permission from the American Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 21 — Return fan inlet cabinet with perpendicular right side wall at 0,25D
from the impeller
Key
1 45° baffle
SOURCE Reprinted from © ASHRAE www .ashrae .org, Research Project Report 1420-RP, Inlet and Discharge
Installation Effects on Airfoil (AF) Centrifugal Plenum/Plug Fans for Air and Sound Performance, 2014,
reproduced with permission from the American Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 22 — Return fan inlet cabinet with right side wall at 45°
6.3.1.5 Elbow at the inlet of a forward-curved centrifugal fan
This test was done on a FC centrifugal fan with an impeller diameter D = 305 mm and a 90° segmented
elbow of inlet diameter 203 mm according to test configuration B. The fan speed was 1 750 rpm. The
system effect was assessed for 12 orientations of the elbow from position 12 o'clock, corresponding to
the inlet orientated upwards (Figure 23).
Figure 23 — Views of the FC centrifugal fan with the inlet elbow at 12 o'clock
6.3.2 Results
6.3.2.1 NEL
Table 8 shows the SEF calculated for the mixed-flow fan and two centrifugal fans of Table 5 and some
of the inlet fittings described in 6.2.1.
...
RAPPORT ISO/TR
TECHNIQUE 16219
Première édition
2020-09
Ventilateurs — Effet système et
facteurs d’effet système
Fans — System effects and system effect factors
Numéro de référence
©
ISO 2020
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CH-1214 Vernier, Genève
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E-mail: copyright@iso.org
Web: www.iso.org
Publié en Suisse
ii © ISO 2020 – Tous droits réservés
Sommaire Page
Avant-propos .iv
Introduction .v
1 Domaine d'application . 1
2 Références normatives . 1
3 Termes, définitions et symboles . 1
4 Origine des effets système des ventilateurs . 2
5 Définitions du facteur d’effet système (SEF) . 4
5.1 SEF à l'aspiration . 4
5.2 Effet système au refoulement . 6
6 Exemples de SEF à l’aspiration. 9
6.1 Introduction . 9
6.2 Ventilateurs axiaux .10
6.2.1 Installations expérimentales .10
6.2.2 Résultats .15
6.3 Ventilateurs centrifuges et hélico-centrifuges .17
6.3.1 Installations expérimentales .17
6.3.2 Résultats .24
7 Exemples de SEF au refoulement .29
7.1 Ventilateurs axiaux .29
7.1.1 Généralités .29
7.1.2 Installations expérimentales .29
7.1.3 Résultats .29
7.2 Ventilateurs centrifuges et hélico-centrifuges .31
7.2.1 Installations expérimentales .31
7.2.2 Résultats .32
8 Réduction des effets système .33
8.1 Généralités .33
8.2 Effets à l’aspiration .33
8.2.1 Généralités .33
8.2.2 Écoulement non uniforme .34
8.2.3 Giration ou tourbillon .35
8.2.4 Obstruction à l’aspiration . .36
8.3 Effets au refoulement .38
8.3.1 Généralités .38
8.3.2 Longueur de conduit insuffisante .38
8.3.3 Obstacle au refoulement .39
8.3.4 Écoulement non uniforme .39
8.4 Exemples d’effets dus à de mauvais raccordements à l'aspiration et au refoulement .42
9 Conclusions .43
Annexe A (informative) Principes de base relatifs à la représentation de la performance
des ventilateurs .44
Annexe B (informative) Calcul du système de ventilation.76
Bibliographie .87
Avant-propos
L'ISO (Organisation internationale de normalisation) est une fédération mondiale d'organismes
nationaux de normalisation (comités membres de l'ISO). L'élaboration des Normes internationales est
en général confiée aux comités techniques de l'ISO. Chaque comité membre intéressé par une étude
a le droit de faire partie du comité technique créé à cet effet. Les organisations internationales,
gouvernementales et non gouvernementales, en liaison avec l'ISO participent également aux travaux.
L'ISO collabore étroitement avec la Commission électrotechnique internationale (IEC) en ce qui
concerne la normalisation électrotechnique.
Les procédures utilisées pour élaborer le présent document et celles destinées à sa mise à jour sont
décrites dans les Directives ISO/IEC, Partie 1. Il convient, en particulier, de prendre note des différents
critères d'approbation requis pour les différents types de documents ISO. Le présent document a été
rédigé conformément aux règles de rédaction données dans les Directives ISO/IEC, Partie 2 (voir www
.iso .org/ directives).
L'attention est attirée sur le fait que certains des éléments du présent document peuvent faire l'objet de
droits de propriété intellectuelle ou de droits analogues. L'ISO ne saurait être tenue pour responsable
de ne pas avoir identifié de tels droits de propriété et averti de leur existence. Les détails concernant
les références aux droits de propriété intellectuelle ou autres droits analogues identifiés lors de
l'élaboration du document sont indiqués dans l'Introduction et/ou dans la liste des déclarations de
brevets reçues par l'ISO (voir www .iso .org/ brevets).
Les appellations commerciales éventuellement mentionnées dans le présent document sont données
pour information, par souci de commodité, à l’intention des utilisateurs et ne sauraient constituer un
engagement.
Pour une explication de la nature volontaire des normes, la signification des termes et expressions
spécifiques de l'ISO liés à l'évaluation de la conformité, ou pour toute information au sujet de l'adhésion
de l'ISO aux principes de l’Organisation mondiale du commerce (OMC) concernant les obstacles
techniques au commerce (OTC), voir www .iso .org/ avant -propos.
Le présent document a été élaboré par le comité technique ISO/TC 117, Ventilateurs.
Il convient que l’utilisateur adresse tout retour d’information ou toute question concernant le présent
document à l’organisme national de normalisation de son pays. Une liste exhaustive desdits organismes
se trouve à l’adresse www .iso .org/ fr/ members .html.
iv © ISO 2020 – Tous droits réservés
Introduction
L’ISO 5801 fournit des informations permettant de mesurer de manière fiable les performances des
ventilateurs soumis à des essais dans des conditions de laboratoire normalisées. Le conduit, lorsqu’il
est spécifié, garantit un profil de vitesses symétrique développé à l'aspiration du ventilateur. Il peut
également y avoir une longueur droite de conduit suffisante au refoulement du ventilateur pour assurer
une conversion efficace du profil de vitesses déformé au refoulement du ventilateur en un profil stable
et homogène mesurable à la section de mesurage.
Le présent document montre comment les composants raccordés à l'aspiration et au refoulement ont un
effet sur les performances du ventilateur. Les concepteurs du système doivent non seulement étudier la
courbe idéale de performance et la perte de pression calculée du système, mais aussi prendre en compte
les pertes aux points d'entrée et de sortie du ventilateur. Celles-ci sont décrites dans le document.
Le concept de facteur d'effet système (SEF) a été introduit dans l'industrie des ventilateurs par l'AMCA
en 1973. Depuis sa création, il est devenu largement accepté dans le monde entier. Ces dernières années,
on s'est rendu compte que le SEF dépend non seulement du type de ventilateur et de la géométrie de
raccordement, mais aussi de la conception et de la fabrication du ventilateur. Certains ventilateurs
moins efficaces peuvent parfois être moins sensibles à l'effet système induit par de mauvaises conditions
d’écoulement à l’aspiration que d'autres ventilateurs plus efficaces de même type.
Par ailleurs, l'origine de l'effet système induit par un composant raccordé à l’aspiration du ventilateur
est différente de celle due au même composant raccordé au refoulement du ventilateur. C'est pourquoi
deux définitions différentes du SEF sont proposées dans le présent document selon que l'accessoire est
placé à l'aspiration ou au refoulement du ventilateur.
RAPPORT TECHNIQUE ISO/TR 16219:2020(F)
Ventilateurs — Effet système et facteurs d’effet système
1 Domaine d'application
Le présent document traite de la dégradation probable de la performance aéraulique des ventilateurs
soumis à essai sur circuits standards conformément à l’ISO 5801 par rapport aux performances de
ventilateurs soumis à essai dans des conditions réelles sur site. Il traite des performances d’un certain
nombre de ventilateurs et de composants génériques. Les résultats obtenus constituent des lignes
directrices et ne fournissent que des tendances, car l'effet système dépend de la géométrie exacte du
ventilateur et du composant perturbateur.
Les données présentées dans le présent document sont issues d'un vaste programme expérimental
mené il y a 20 ans par le laboratoire national britannique pour l’ingénierie (NEL), principalement sur
des ventilateurs axiaux et centrifuges. Les données sont aussi tirées de plusieurs projets de recherche
financés par l'ASHRAE, dont certains sont menés dans le laboratoire de l'AMCA à Chicago, ainsi que de
résultats publiés par des fabricants de ventilateurs individuels.
2 Références normatives
Le présent document ne contient aucune référence normative.
3 Termes, définitions et symboles
Aucun terme n’est défini dans le présent document.
L’ISO et l’IEC tiennent à jour des bases de données terminologiques destinées à être utilisées en
normalisation, consultables aux adresses suivantes:
— ISO Online browsing platform: disponible à l’adresse https:// www .iso .org/ obp
— IEC Electropedia: disponible à l’adresse http:// www .electropedia .org/
Les symboles suivants sont utilisés:
Symbole Description Unités SI Unités I-P
2 2
A Section de sortie du ventilateur m ft
C Coefficient d’effet système (SE) (voir 5.2) Sans dimension Sans dimension
p Perte de pression conventionnelle (voir 5.2) Pa in. wg
C
p Pression du ventilateur Pa in. wg
f
Pression dynamique du ventilateur (voir
p Pa in. wg
fd
Article 4)
p Pression statique du ventilateur Pa in. wg
fs
p Effet système (voir 5.2) Pa in. wg
SE
Perte de pression supplémentaire due à
p Pa in. wg
SEo
un écoulement non uniforme (voir 5.2)
q Débit-volume du ventilateur m /s cfm
V1
S Facteur d'effet système Sans dimension Sans dimension
EF
NOTE Les expressions “pression dynamique du ventilateur” ou “pression dynamique” sont utilisés dans
tout le présent document et sont équivalents à “pression de vitesse” utilisé dans certains pays.
Symbole Description Unités SI Unités I-P
3 0,5
ξ Coefficient de perte de pression (voir 5.1) (m /s)/(Pa )
3 2
ρ Masse volumique de l'air kg/m lbm/ft
3 2
ρ Masse volumique de l’air normal kg/m lbm/ft
std
NOTE Les expressions “pression dynamique du ventilateur” ou “pression dynamique” sont utilisés dans
tout le présent document et sont équivalents à “pression de vitesse” utilisé dans certains pays.
4 Origine des effets système des ventilateurs
Les évaluations de performances des ventilateurs des fabricants reposent principalement sur des essais
menés en laboratoire dans des conditions idéales. Les conditions idéales font référence à des profils de
vitesses d'air uniformes et sans giration à l'aspiration et au refoulement du ventilateur, comme ceux
des bancs d’essai décrits dans l’ISO 5801 et l’AMCA 210. Dans les installations “réelles” de ventilateurs,
de telles conditions idéales peuvent ne pas se présenter en raison d'un mauvais raccordement du
ventilateur au système. Ces mauvais raccordements comprennent les obstacles à l'aspiration et au
refoulement du ventilateur qui modifient les caractéristiques aérodynamiques du ventilateur et
entraînent des baisses de performances par rapport aux valeurs nominales du catalogue, même lorsque
les pertes de pression du système ont été estimées avec précision. Le terme “effet système” est une
mesure de cette dégradation des performances du ventilateur.
L'origine de l'effet système est différente à l’aspiration du ventilateur et à son refoulement. Au refoulement
du ventilateur, par exemple en cas de mauvais raccordement d’un composant au refoulement comme le
raccordement d’un coude, d’un registre ou d’un conduit secondaire, l'effet système est lié à des profils
d'écoulement non uniformes non optimaux induits par le ventilateur à l'entrée du composant (Figure 1).
Cet écoulement dégradé crée une perte de pression dans le composant, supérieure à celle qui serait
mesurée en supposant des profils d'écoulement homogènes et uniformes ou si cette perte de pression
[14]
était estimée à partir de la littérature standard telle que l’ASHRAE Handbook of Fundamentals .
Lorsque le composant est placé à l'aspiration du ventilateur, par exemple un coude ou un conduit/une
boîte à l'aspiration (Figure 2), les profils de vitesses à l'entrée du composant peuvent être uniformes
et la perte de pression de celui-ci mesurée ou estimée à partir de la littérature standard, peut être
valable. Cependant, les écoulements à l'aspiration du ventilateur (ou au refoulement du composant)
peuvent être perturbés par la présence d'un tourbillon, d'un tournoiement ou d'une région contractée.
Cette condition d'écoulement non optimale à l'aspiration du ventilateur due au composant aboutit à
une réorganisation de l'écoulement à l'intérieur de la roue et par conséquent à une détérioration des
performances du ventilateur par rapport aux valeurs nominales du catalogue. La courbe du ventilateur
peut être affectée par cet obstacle perturbateur tout comme ce peut être le cas aussi, parfois mais pas
de manière systématique, pour sa courbe de puissance. Un document d’accompagnement sera rédigé
ultérieurement pour montrer l'influence des obstacles à l'aspiration sur la courbe de puissance du
ventilateur avec les mêmes configurations de ventilateurs et de composants que celles utilisées dans le
présent document.
Dans les deux cas, le débit résultant de la combinaison ventilateur-système se détériore, mais pour des
raisons physiques distinctes. Pour cette raison, deux définitions et un traitement différents de l'effet
système d’un ventilateur sont ici fournis, selon la position du composant raccordé, à l'aspiration ou au
refoulement du ventilateur. Il est également reconnu que dans certaines situations, des obstacles très
proches du refoulement du ventilateur (par exemple, des parois latérales situées à proximité d'une roue
de ventilateur centrifuge de plénum comme illustré dans la Figure 20) peuvent également détériorer
les performances du ventilateur comme le feraient des composants situés à l'aspiration du ventilateur.
2 © ISO 2020 – Tous droits réservés
Légende
1 ventilateur axial
Figure 1 — Profils de vitesses non-uniformes au refoulement d’un ventilateur
a
Rotation de la roue.
Figure 2 — Tourbillon à l’aspiration du ventilateur
Le raccordement idéal d’un ventilateur serait celui qui permettrait une distribution relativement
uniforme des vitesses dans tout le plan du composant raccordé à l’aspiration du ventilateur, sans
composante giratoire perceptible comme indiqué à la Figure 3.
a
a) Distribution p idéale b) Bonne distribution p
d d
b
c) Distribution p satisfaisante
d
Légende
p pression dynamique moyenne de l’écoulement du conduit
d
a
Distribution satisfaisante aussi pour l’écoulement aux aspirations des ventilateurs, mais insuffisante pour
l’écoulement dans les boîtes à l'aspiration, peut entraîner des tourbillons dans les boîtes.
b
Plus de 75 % des relevés de p supérieurs à p /10 (non satisfaisant pour l’écoulement à l’aspiration des
d dmax
boîtes à l’aspiration).
Figure 3 — Raccordements idéaux d’un ventilateur
5 Définitions du facteur d’effet système (SEF)
5.1 SEF à l'aspiration
Avec un composant raccordé à l’aspiration, le SEF est défini comme la chute relative du débit Δq /q
v1 v1
le long d’une courbe du système donné comme illustré à la Figure 4. Dans cette figure, la courbe pleine
et la courbe en pointillés représentent respectivement les courbes de pression statique sans et avec
effet système. La courbe avec effet système est obtenue en ajoutant la perte de pression du composant
pour chaque accroissement du débit, lorsqu’il peut être mesuré ou estimé à partir de la littérature
(par exemple, IDEL'CIK), à la pression statique de la combinaison ventilateur + composant raccordé à
l'aspiration. Cette procédure permet d'évaluer l'effet de l'installation lié à la dégradation de la courbe du
ventilateur elle-même sans tenir compte de la perte de pression du composant.
4 © ISO 2020 – Tous droits réservés
Pour quantifier l'effet système sur l'ensemble de la courbe du ventilateur, la valeur Δq /q est reportée
V1 V1
en fonction du coefficient de résistance du système ξ=qp/ (p étant la pression statique du
fs
V1 fs
1)
ventilateur à q ) à la Figure 5.
V1
Le SEF pour une configuration donnée ventilateur + composant raccordé à l'aspiration est la moyenne
de Δq /q sur l’étendue ξ, présentée en pourcentage dans les résultats. Δq /q est positive lorsque le
V1 V1 V1 V1
débit avec le composant raccordé à l’aspiration est inférieur à celui de la configuration à aspiration libre.
Légende
q débit-volume du ventilateur
V1
p pression statique du ventilateur
fs
1 courbe du ventilateur sans effet système
2 courbe du ventilateur avec effet système
3 tracé du système
Figure 4 — Définition de q et de Δq sur une courbe du système donnée
V1 V1
1) q est soit en cfm ou en m³/s tandis que p est soit en in. wg ou en Pa.
V1 fs
Légende
Δq /q chute relative de l’écoulement du débit-volume dans le ventilateur
V1 V1
ξ coefficient de résistance du système
1 courbe d’effet système
Figure 5 — Exemple de chute relative de l’écoulement Δq /q en fonction du coefficient
V1 V1
de résistance du système ξ
L’Article 6 décrit différentes situations menant à des effets système à l’aspiration.
5.2 Effet système au refoulement
L'effet système au refoulement est une mesure des pertes de pression des accessoires situés au
refoulement du ventilateur tels qu'un conduit de refoulement, un coude, un registre de réglage du débit,
un conduit secondaire ou un plénum, en raison d'un écoulement au refoulement non uniforme induit
par le ventilateur et des raccordements inappropriés au refoulement.
La plupart des ventilateurs, pour les applications nécessitant des systèmes raccordés à leur sortie, sont
soumis à essai et évalués pour leur performance avec un conduit de refoulement d’une longueur égale
à 2 à 3 fois celle du “diamètre de conduit équivalent”. Le conduit de refoulement permet de contrôler
la diffusion de l’écoulement au refoulement et d'établir un profil de vitesses uniforme (Figure 6). La
plupart du temps, il n'est pas pratique pour le fabricant de ventilateur de fournir ce type de conduit avec
le ventilateur, toutefois, la performance nominale ne sera pas atteinte à moins qu’un conduit comparable
ne soit inclus dans la conception du système.
6 © ISO 2020 – Tous droits réservés
Légende
1 ventilateur centrifuge
2 arrêt
3 section de passage d'air
4 section de sortie
5 conduit de refoulement
6 ventilateur axial
7 25 % de la longueur effective du conduit
8 50 % de la longueur effective du conduit
9 75 % de la longueur effective du conduit
10 100 % de la longueur effective du conduit
Figure 6 — Profils de vitesses au refoulement d’un ventilateur
Les techniques documentées visant à estimer les pertes de pression d'un composant tel qu'un coude ou
les performances de perte de pression données par le fabricant d'un composant, pour un registre par
exemple, sont basées sur des profils de vitesses d'amont uniformes. La perte de pression ainsi estimée
est appelée la “perte de pression conventionnelle” dans le raccord. À moins que le profil de vitesses
d'amont uniformes ne soit garanti, ces composants subissent des pertes de pression additionnelles.
L'effet système au refoulement est utilisé pour estimer la perte réelle de pression du composant pour
une installation donnée.
L’Article 7 décrit différentes situations menant à des effets système au refoulement. L'effet système
total au refoulement, p (Pa), pour une situation donnée (composant) est défini de la manière suivante:
SE
p = p + p
SE c SEo
où
p est la perte de pression conventionnelle (Pa);
c
p est la perte de pression additionnelle due à un écoulement non uniforme (Pa).
SEo
p peut être exprimée en fonction de l’écoulement par la formule suivante:
SEo
p = C × p
SEo fd2
où
p est la pression dynamique au refoulement du ventilateur 0,5*ρ*(q /A ) ;
fd2 V1 2
q est le débit du ventilateur, m /s;
V1
A A est la section de sortie du ventilateur, en m ;
C est le coefficient d'effet système;
ρ est la masse volumique de l’air en kg/m .
L’effet système au refoulement p à chaque débit q doit être ajouté à la courbe du système de
SE V1
conception pour obtenir la courbe réelle du système (Figure 7).
Le coefficient d'effet système C est moyenné tout au long de la courbe du ventilateur pour obtenir ce que
l’on a appelé à l’Article 7 le SEF au refoulement.
P – P = perte de pression conventionnelle du composant au débit de conception
B A
P – P = effet système au refoulement, p , au débit de conception de conception
C B SEo
P – P = perte de pression conventionnelle du composant au débit réel
E D
P – P = effet système au refoulement, p , au débit réel
F E SEo
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Légende
q débit-volume du ventilateur
V
P pression du ventilateur
1 courbe débit-pression catalogue du ventilateur
2 courbe de perte de pression réelle du système
3 courbe du système avec perte de pression conventionnelle du composant
4 courbe du système sans perte de pression conventionnelle du composant et sans calcul d’effet système
5 pression de conception
6 débit réel
7 débit de conception
Figure 7 — Modification de la courbe de perte de pression du système en raison de l’effet
système au refoulement
Dans certains cas, la perte de pression conventionnelle p ne peut pas être estimée ou n'est pas
c
pertinente, comme par exemple avec des parois latérales situées à proximité de la roue d'un ventilateur
centrifuge de plénum dans l'exemple donné en 7.2.2.2. Dans ce cas, l'effet système est dû à la perturbation
de l’écoulement dans la roue induite par la proximité des parois.
6 Exemples de SEF à l’aspiration
6.1 Introduction
Des exemples d'effets système à l'aspiration sont tirés de différents programmes de recherche dédiés
menés depuis les années 1990. Le laboratoire national britannique pour l’ingénierie (NEL) au Royaume-
Uni a réalisé une étude expérimentale approfondie sur neuf types de ventilateurs et six composants
raccordés à l'aspiration du ventilateur. Un résumé des configurations d’essai et des principaux résultats
obtenus est donné dans les références bibliographiques [3] et [4]. Par ailleurs, plusieurs programmes de
recherche ont été financés par l'ASHRAE, avec des essais réalisés dans leur majorité par l'AMCA, pour
quantifier le SEF pour:
[5]
— un ventilateur centrifuge à pales inclinées vers l'arrière - projet de recherche ASHRAE 1216-RP ;
[6]
— un ventilateur centrifuge à pales courbées vers l'avant - projet de recherche ASHRAE 1272-RP ;
[7]
— deux ventilateurs centrifuges de plénum à pales profilées - projet de recherche ASHRAE 1420-TRP ;
[8]
— trois tailles de ventilateurs hélice de la mêmes série - projet de recherche ASHRAE 1223-RP .
Enfin, un essai a été effectué plus récemment par l'AMCA sur un ventilateur centrifuge à pales courbées
vers l'avant avec un coude à l'aspiration segmenté à 90°, pour plusieurs orientations.
6.2 Ventilateurs axiaux
6.2.1 Installations expérimentales
6.2.1.1 NEL
Tous les essais ont été réalisés avec un conduit de D = 630 mm, où D est le diamètre du conduit. La
Figure 8 montre une disposition du conduit d'essai avec un coude raccordé à l'aspiration du ventilateur.
La distance entre le composant raccordé à l'aspiration et le ventilateur varie de 0D, comme illustré dans
la Figure 8 à 2D.
Le programme expérimental et la procédure de mesure sont expliqués en détails dans la référence
bibliographique [4] ainsi que dans des rapports privés. Les données d’essai utilisées dans la présente
analyse sont les courbes de performance du ventilateur seul et du ventilateur + composant raccordé
à l'aspiration et les pertes de pression mesurées des composants. Toutes les courbes du ventilateur,
initialement basées sur la pression totale, ont été transformées en courbes de pression statique en
soustrayant la pression dynamique au refoulement du ventilateur conformément à l’ISO 5801.
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Légende
1 ventilateur et composant d’essai
2 réglage du débit
3 ventilateur booster auxiliaire
4 silencieux
5 tuyère de mesurage du débit
6 mesurage du débit et section de contrôle
7 conduit de refoulement
8 conduit d’aspiration
SOURCE Basé sur le contenu de l'étude du National Engineering Laboratory (NEL) Fan Connected Ductwork
Study for FETA (FET001) février 1992, reproduit avec l'autorisation de la Fan Manufacturers Association, FETA UK.
Figure 8 — Banc d'essai pour la détermination de l'effet d'installation — Composant raccordé
à l'aspiration du ventilateur
Le Tableau 1 donne les principales caractéristiques des ventilateurs axiaux soumis à essai par le NEL,
tandis que la Figure 9 présente les ventilateurs d’essai utilisés, y compris les ventilateurs centrifuges.
La Figure 10 fournit des schémas des composants raccordés à l'aspiration (ou au refoulement) du
ventilateur via des éléments de transition.
Ils comprennent:
a) transition rectangulaire/circulaire, section 800 × 400 → D = 630 mm, longueur de 950 mm;
b) coude à section carré court à 90°, section 630 × 630, rayon de courbure 100 mm;
c) coude à section carré droit à 90°, section 630 × 630, avec des aubes directrices;
d) coude circulaire segmenté en cinq parties, D = 630 mm;
e) boîte rectangulaire à rectangulaire, section 800 × 400, longueur 2 400 mm;
f) silencieux répartiteur rectangulaire, section 800 × 400, longueur 1 200 mm;
g) connecteur banjo, section 1 260 × 630, longueur 1 890 mm.
Tableau 1 — Principales caractéristiques des ventilateurs soumis à essai par le NEL
Ventilateur Type de Emboîtement Rapport moyeux/périphérie Vitesse
ventilateur des pales rpm
°
1 axial sans redresseur 24 0,223 1 440
2 axial sans redresseur 30 0,223 1 440
3 axial avec redresseur 24 0,389 1 440
4 axial avec redresseur 32 0,389 1 440
5 axial sans redresseur 24 0,389 2 900
6 axial sans redresseur 32 0,389 2 900
NOTE Tous les ventilateurs ont un diamètre de 630 mm.
SOURCE: Basé sur le contenu de l'étude du National Engineering Laboratory (NEL) Fan Connected Ductwork Study for FETA
(FET001) février 1992, reproduit avec l'autorisation de la Fan Manufacturers Association, FETA UK.
SOURCE Basé sur le contenu de l'étude du National Engineering Laboratory (NEL) Fan Connected Ductwork
Study for FETA (FET001) février 1992, reproduit avec l'autorisation de la Fan Manufacturers Association, FETA UK.
Figure 9 — Ventilateurs utilisés pour l'essai du NEL
12 © ISO 2020 – Tous droits réservés
Légende
1 coude à section carré court à 90°
2 coude à section carré droit à 90°
3 coude circulaire segmenté en cinq parties
4 transition rectangulaire/circulaire
5 silencieux répartiteur rectangulaire
6 connecteur banjo
7 boîte rectangulaire à rectangulaire
SOURCE Basé sur le contenu de l'étude du National Engineering Laboratory (NEL) Fan Connected Ductwork
Study for FETA (FET001) février 1992, reproduit avec l'autorisation de la Fan Manufacturers Association, FETA UK.
Figure 10 — Composants utilisés pour l'essai du NEL
6.2.1.2 ASHRAE 1223-RP
Ce projet portait sur l'effet d'installation à l'aspiration de trois ventilateurs hélice de diamètres
D = 610 mm, 914 mm et 1 219 mm, chacun fonctionnant à deux vitesses. Les vitesses vont de 259 à
908 rpm, en fonction du diamètre. Les composants raccordés à l'aspiration sont:
— un coude rond droit à 90° avec cinq positions angulaires allant de 0° à 270° (Figure 11);
— trois conduits d'aspiration ronds avec des rapports de réduction de section de 1,0, 1,25 et 1,5
(Figure 12);
— une paroi située à plusieurs distances comprises entre 0,25D et 2D en face de l'aspiration du
ventilateur (Figure 13).
La référence [8] fournit des explications détaillées sur les installations expérimentales utilisées.
Légende
1 installation de base du ventilateur
SOURCE Basé sur le contenu de © ASHRAE http:// www .ashrae .org Rapport du projet de recherche 1223-RP,
Inlet Installation Effects on Propeller Fans, Air and Sound, 2009, reproduit avec la permission de l'American
Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 11 — Coude droit rond à 90°
Légende
1 installation de base du ventilateur
SOURCE Basé sur le contenu de © ASHRAE http:// www .ashrae .org Rapport du projet de recherche 1223-RP,
Inlet Installation Effects on Propeller Fans, Air and Sound, 2009, reproduit avec la permission de l'American
Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 12 — Conduit d’aspiration avec rétrécissement
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“A”
1/4 D
1/2 D
3/4 D
1 D
1-1/4 D
1-1/2 D
2 D
Légende
1 installation de base du ventilateur
SOURCE Basé sur le contenu de © ASHRAE http:// www .ashrae .org Rapport du projet de recherche 1223-RP,
Inlet Installation Effects on Propeller Fans, Air and Sound, 2009, reproduit avec la permission de l'American
Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers.
Figure 13 — Paroi située en face de l'aspiration du ventilateur
6.2.2 Résultats
6.2.2.1 Introduction
Comme indiqué en 5.1 le SEF dû aux composants raccordés à l'aspiration est la chute relative du débit
Δq /q moyennée sur toute la plage de débit. Si la perte de pression de l'accessoire est connue, elle est
v1 v1
ajoutée pour chaque accroissement du débit à la courbe ventilateur + composant de manière à pouvoir
quantifier l'effet système dû uniquement à la dégradation de la courbe du ventilateur par la distorsion
de l’écoulement induite par le composant.
Dans les résultats analysés ci-dessous, les pertes de pression des composants ont été mesurées (ou
estimées à partir d'une base de données) dans les essais du NEL et dans le rapport ASHRAE 1223-RP
2)
pour le coude droit et les rétrécissements.
2) Dans la configuration avec la paroi en face du ventilateur (Figure 13), la perte de pression du perturbateur à
l’aspiration n’est pas représentée, car non pertinente.
Dans le tableau de résultats suivant, le SEF à l'aspiration est indiqué en pourcentage et la convention
suivante est utilisée pour classer l'effet système comme faible, moyen ou élevé.
x % SEF < 5 %
y % 5 % ≤ SEF < 10 %
z % SEF ≥ 10 %
6.2.2.2 NEL
Les coefficients de perte de pression des composants évalués par les mesurages du NEL pour des
ventilateurs axiaux sont présentés au Tableau 2. À l’exception de la transition rect./circ. pour laquelle le
coefficient de perte est très faible, les coefficients des coudes à 90° de différentes formes sont similaires.
Tableau 2 — Coefficients de perte de pression des composants du NEL
à l’aspiration du ventilateur axial
Composant Coefficient de perte de pression
Transition Rect/circ (a) 0,07
Coude à section carré court (b) 0,36
Coude à section carré droit (c) 0,40
Coude segmenté (d) 0,32
Le Tableau 3 présente le SEF calculé pour les ventilateurs axiaux du Tableau 1 et certains des
composants raccordés à l'aspiration décrits en 6.2.1.1 pour quatre écarts L/D entre le composant et le
ventilateur. Le SEF est faible, voire même insignifiant, pour la plupart des combinaisons de ventilateurs
et de composants excepté pour le ventilateur 2 pour lequel le SEF est plus élevé avec les coudes (b) et
(c). Dans ce cas, plus l’écart est important, plus le SEF est faible.
Tableau 3 — SEF des ventilateurs axiaux avec composants raccordés à l'aspiration
Moyenne Dq /q
v1 v1
Axial
L/D 1 2 3 4 5 6
0 -0,4 % -0,9 % 0,0 % -0,1 % -0,3 % -1,2 %
0,5 -0,5 %
Transition Rect/circ (a)
1 0,5 % 0,1 % 0,3 % 0,0 % -0,4 % 0,3 %
2 -1,0 % 0,3 % -0,4 % -0,4 % -0,6 % 0,7 %
0 3,7 % 6,3 % 0,9 % 2,7 % 0,4 % -0,2 %
0,5 2,6 % 6,2 % -0,8 % 2,0 %
Coude à section carré
court (b)
1 0,3 % 3,8 % 1,0 % -0,6 % -0,3 % 0,6 %
2 0,5 % 0,7 % -0,6 % -0,4 % 0,3 % -1,2 %
0 0,2 % 6,4 % 2,5 % 0,0 % 2,0 % 0,5 %
0,5 5,6 % 2,2 % -0,5 %
Coude à section carré
droit (c)
1 0,1 % 5,4 % 1,9 % -0,1 % 0,8 % 0,5 %
2 -0,2 % 2,5 % -0,8 % 0,0 % -0,3 % -0,2 %
0 -1,0 % -1,0 % -1,9 % -0,3 % -1,6 % -0,3 %
0,5 1,5 % 1,9 % -0,2 % -0,3 %
Coude segmenté (d)
1 3,6 % 0,6 % 0,5 % 0,0 % -1,4 % 0,9 %
2 1,8 % 1,3 % 1,0 % -0,9 % -1,3 % -0,7 %
NOTE Les cellules non remplies correspondent à une absence de données.
16 © ISO 2020 – Tous droits réservés
6.2.2.3 ASHRAE 1223-RP
Le Tableau 4 présente les résultats obtenus sur les trois roues soumises à essai avec les différents
composants. Pour chaque ventilateur, le SEF a été calculée sur la moyenne des différentes vitesses
d’essai. Les pertes de pression des coudes et des rétrécissements ont été prises en compte pour calculer
le SEF, mais pas les pertes à l'entrée de ces composants qui peuvent être importantes en raison de
l'absence de pavillon à l'entrée du conduit (voir Figure 11 et Figure 12). Même si certaines différences
sont observées entre les résultats des trois ventilateurs pour des raisons qui peuvent être liées à un
effet de taille, au fait que la géométrie des ventilateurs n'est pas exactement similaire, ou aux deux, la
tendance générale observée est proche.
L'influence du rétrécissement de section diminue à mesure que le rapport de surface passe de 1 à 1,5. Le
fait que le SEF soit le plus élevé pour un rapport de surface de 1 peut s'expliquer par le fait que la perte
de pression à l'entrée du composant n'est pas prise en compte dans le calcul. La vitesse dans le conduit
et par conséquent la perte de pression sont en effet plus grandes pour un rapport de surface de 1 que
pour les deux autres rapports. Si cette perte est prise en compte, la différence entre les SEF des trois
rapports de rétrécissement est très faible.
Le coude induit un SEF élevé, et son orientation a une certaine influence avec un effet maximal obtenu
à 0° (coude orienté verticalement vers le haut). La paroi située en face de l'aspiration du ventilateur a
également un effet important lorsque sa distance par rapport au ventilateur est de 0,25D. L'effet n'est
pas pour autant négligeable lorsque cette distance augmente, surtout avec l'hélice de 1 219 mm.
Tableau 4 — SEF des ventilateurs hélice avec composants raccordés à l'aspiration
Hélice Hélice Hélice
610 mm 914 mm 1 219 mm
Composants raccordés
Moyenne Δq /q
v1 v1
à l'aspiration
Rétrécissement RS = 1 5,4 % 4,7 % 8,9 %
Rétrécissement RS = 1,25 2,3 % 2,5 % 4,6 %
Rétrécissement RS = 1,5 0,6 % 0,5 % 3,1 %
Coude orienté à 0° 10,7 % 12,7 % 13,7 %
Coude orienté à 45° 6,7 % 11,9 % 11,8 %
Coude orienté à 90° 5,5 % 9,9 % 13,3 %
Paroi à 0,25D 17,1 % 12,8 % 11,3 %
Paroi à 0,5D 4,2 % 1,3 % 5,7 %
Paroi à 0,75D 3,2 % 1,5 % 6,1 %
Paroi à 1D 3,6 % 1,2 % 6,4 %
Paroi à 1,25D 2,6 %
NOTE Les cellules non remplies correspondent à une absence de données.
6.3 Ventilateurs centrifuges et hélico-centrifuges
6.3.1 Installations expérimentales
6.3.1.1 NEL
Le Tableau 5 fournit les principales caractéristiques des ventilateurs centrifuges et hélico-centrifuges
soumis à essai par le NEL. Les composants soumis à l’essai sont décrits en 6.2.1.1. Les coefficients de
perte de pression de ces composants mesurés par le NEL sont présentés au Tableau 6.
Tableau 5 — Principales caractéristiques des ventilateurs centrifuges et hélico-centrifuges
soumis à essai par le NEL
Ventilateur Type de ventilateur Diamètre de la roue Vitesse (rpm)
7 Hélico-centrifuge avec aubes directrices 630 1 470
Centrifuge à pales courbées vers l'avant,
8 630 850
aspiration simple
Centrifuge à pales courbées vers l'arrière,
9 610 2 600
aspiration simple
Centrifuge à pales courbées vers l'avant,
10 630 850
aspiration double
Centrifuge à pales courbées vers l'arrière,
11 510 1 800
aspiration double
SOURCE: Basé sur le contenu de l'étude du National Engineering Laboratory (NEL) Fan Connected Ductwork Study for FETA
(FET001) février 1992, reproduit avec l'autorisation de la Fan Manufacturers Association, FETA UK.
Tableau 6 — Coefficient de perte de pression des composants
Coefficient de perte
Composant
de pression
Transition rect./circ. 0,07
Coude à section carré court 0,36
Coude à section carré droit 0,40
Coude segmenté 0,32
Silencieux répartiteur rect. 2,42
Raccordement banjo 4,16
6.3.1.2 ASHRAE 1216-RP
Dans ce projet, un ventilateur centrifuge à pales inclinées vers l’arrière, de diamètre de roue D = 762 mm
est soumis à essai conformément à la configuration d’essai normalisée B avec plusieurs composants
raccordés successivement à l'aspiration, à savoir cinq paliers avec leurs supports (voir l’exemple
donné à la Figure 14) et deux caissons de hauteurs 2D et 3D et une largeur L qui varie entre 2D et
0,25D (Figure 15). Les essais ont été menés avec trois vitesses de rotation: 796, 1 327 et 1 731 rpm. La
référence [5] fournit des explications détaillées sur les installations expérimentales utilisées.
18 © ISO 2020 – Tous droits réservés
SOURCE Basé sur
...
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