流体力学(热能)第9-10章 泵与风机.

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1、第十一章第十一章 叶片式泵与风机叶片式泵与风机 的理论基础的理论基础 v掌握离心式泵与风机的基本方程；理解泵 与风机的性能曲线，理解相似率与比转数 及其应用。 本章学习要求： 1、泵与风机的用途 2、分类根据工作原理 离心式 轴流式 混流式 （2）容积式 往复式 旋转式 （3）其他类型 （1）叶片式 11.1 叶片式泵与风机的工作原理与性能参数 1、主要结构介绍 一、工作原理 1吸入口；2叶轮前盘；3叶片；4后盘； 5机壳；6出口；7截流板，即风舌；8支架 2、工作原理 机壳内先充满水叶轮带动流体旋转，流体获得能量 挤入机壳，动能转化为压能被导向出口排出 叶轮入口处压强降低形成真空，在大气压作

2、 用下，流体由吸入口进入叶轮，使泵或风机连续 工作。 （1）泵的扬程H、风机的全压 p 和静压 pj 二、性能参数 Qm3/sm3/h （2）流量: （3）功率及效率： （4）转速 n： NeN r/min 一、流体在叶轮中的运动 11.2 离心式泵与风机的基本方程欧拉方程 1、运动分析 理想叶轮 1叶轮前盘；2叶片；3后盘；4轴；5机壳 （a）风机的叶轮；（b）流体在叶轮中的速度 2、速度三角形 （1）概念： 圆周速度u、相对速度w、绝对速度v 径向分速度vr、切向分速度vu 叶片安装角、叶片工作角 二、欧拉方程 （2）求速度三角形 （1）依据：动量矩定理 1、基本假设 2、欧拉方程 已知叶

3、轮的转速n和流量QT， 可求得叶轮半径r的速度三角形。 （叶轮的几何形状和尺寸确定。） 流体动量矩的变化率=外力矩 “理想叶轮”之假设 （2）欧拉方程 HT=1/g(u2T. vu2T- u1T. vu1T) HT=1/g(u2T. vu2T- u1T. vu1T) 整理得： 欧拉方程特点： 1、与流程无关； 2、与流体种类无关。 离心式泵与风机的基本方程 3、叶片有限对欧拉方程修正 实际叶轮的理论扬程: HT=1/g(u2. vu2- u1. vu1) 4、理论扬程HT之组成 讨论三部分组成所占比重关系： （1）动能头 （2）静能头 例题11-1：有一离心泵，已知叶轮进口直径D1=120mm

4、 ，出口直径D2=240mm，进口宽度b1=27mm，出口宽 度b2=15mm，进口安装角， 出口安装角 ， 叶轮转速n=1800r/min ，忽略叶片厚度的影响。试求： （1）液体径向流入时的理论流量QT 。（ ） （2）出口工作角及理论扬程 。 （3）理论功率NT 。 解： 11.3 叶型及其对性能的影响 一、三种叶轮型式（根据 不同） 1、三种叶轮型式与出口安装角 2、与的关系 3、实际应用时泵或风机的叶轮型式及原因 HT大的叶型一定好吗？为什么？ （分析不同叶型动、静压的组成，以及对效率的影响) 问题： 各种形式的叶轮各有优缺点，对于离心式水泵及大型风 机，一般要求效率高，低噪声，多采

5、用后向型叶轮。对 于中小型风机，由于本身功率较小，效率成为次要的问 题，为了缩小风机的尺寸，常采用前向型叶轮。径向式 叶轮的性能介于两者之间，由于它加工容易，出口沿径 向，不易积尘堵塞，叶片强度较好，多采用于污水泵、 排尘风机、耐高温风机等。 习题： 试计算例题11-1中的理论扬程中，动压头和 静压头各占多少？（12.7m，23.8m） 11.4 理论性能曲线 三种主要性能曲线： （1） （2） （3） 一、理论流量扬程曲线 什么是性能曲线？怎么表示？ 二、理论流量功率曲线 三、效率曲线 理想条件，各项损失为零， 效率恒为100%。 理论性能曲线的意义: （1）定性的说明了性能曲线的变化趋势；

6、 （2）可以解释机器在运转时产生一些问题的原因。 11.5 泵与风机的实际性能曲线 一、损失及效率 1、水力损失及水力效率 2、容积损失及容积效率 3、机械损失及机械效率 4、总效率 二、实际性能曲线 三、Q-H 曲线的三种类型 平坦型、陡降型和驼峰型 分析： 说明： 实际泵与风机的性能曲线都是由制造厂根据实验得出的。 如图11-17。 这些性能曲线是泵与风机选型以及分析其运行工况的根据。 11.6轴流式泵与风机、贯流式风机（自阅） 11.7相似率与比转数 一、泵与风机的相似率 几何相似： 运动相似：相似工况点的速度三角形相似。 相似率： 相似率的应用：可解决研制、选用、运行中三个方面的问题。

7、 （1）流量关系 同一系列的泵与风机，在相似工况下，性能参数有如下关系： （2）扬程关系 （3）功率关系 相似工况点的比例常数： 二、风机的无因次性能曲线 无量纲性能系数： 三、比转数 比转数:反映同系列泵或风机综合性能的特征数。 1、定义 : 必须根据行业规定的单位进行计算。 （1）风机： 进口为标准大气压时，Q取m3/s，H取Pa或mmH2O， n取r/min。 注意！ （2）水泵： 我国习惯将水泵的比转数换算为 式中，Q取m3/s，H取m，n取r/min。 2、比转数的实用意义：见图11-7，图11-8 （1）反映泵与风机的性能； （2）反映叶轮的形状； （3）反映性能曲线变化的趋势；

8、（4）在泵与风机的设计选型中作用重大。 11.8 相似率的实际应用 一、被输送流体密度改变时性能参数的换算 二、当转速改变时性能参数的换算 这个综合式表明各项关系式同时成立，若用加大n来提高流量的 同时，不要忘记原动机所需功率与转数成三次方比例增长。 注 ！ 三、泵叶轮切削仅叶轮直径D改变的换算 四、当叶轮直径和转数都改变时性能曲线的换算 用此方法，可将泵或风机在 某一直径和某一转速经试验得 出的性能曲线，换算出各种不 同直径和转速下的许多条性能 曲线。 例题1： 例题2： 第十二章第十二章 叶片式泵与风机在管路叶片式泵与风机在管路 上的工作分析及调节上的工作分析及调节 v掌握管路性能曲线及工

9、作点；理解离心式 泵与风机的工况调节，泵或风机的联合工 作；了解管道内的压力分布。 本章学习要求： 12.1 管路性能曲线及工作点 一、管路特性曲线 知识回顾： 泵与风机的性能曲线 管路特性 二、泵或风机的工作点 例12-1 当某管路系统风量为500m3/h时，系统阻力为300Pa，今 预选一个风机的特性曲线如图所示。试计算： （1）风机实际工作点；（2）当系统阻力增加50%时的 工作点；（3）当空气送入有正压150Pa的密封舱时的 工作点。 解： （1）绘管网特性曲线 可绘出管网特性曲线1-1，得工作点（Q=690m3/h，p=550Pa) （2）阻力增加50%时，管网特性曲线 可绘出管网特

10、性曲线2-2，得工作点（Q=570m3/h，p=610Pa) （3）有附加正压150Pa，管网特性曲线 可绘出管网特性曲线3-3，得工作点（Q=590m3/h，p=590Pa) 关于例题的讨论： （1）管网阻力增加，风量怎样变化？ 变化率与管网阻力增加成比例吗？ （2）计算结果与实际要求风量（ Q=500m3/h）相等吗？ 若不等，可采取哪些方法进行调整，以使风机供给的 风量符合实际的要求？ 当风机供给的风量不能符合实际要求时，三种调整方法： 详见“12.3节 工况的调节” 图12-4 性能曲线呈驼峰形的 泵的不稳定工况运行工况 三、泵或风机在管路运行的稳定工作条件 工况稳定的判断条件： 两性

11、能曲线在工况点的斜率： （3）大多数泵与风机的特性曲线都具有平缓下降的曲线 ，当少数曲线有驼峰时，则工作点应选在曲线的下降段 。 （2） 驼峰形性能曲线是产生不稳定运行的内在因素，管 路性能是不稳定运行的外在因素。 总结 （1） 机器性能曲线与管网特性曲线的交点即为工作点。 思考题 1、分析水泵向水池供水时工况点的改变， 如下图所示。 12.2 泵或风机的联合工作 2台风机的并联 联合工作目的:增加流量或压头。 一、并联运行 1、并联总性能曲线 2、三种工况点分析 （1）联合运行总效果点 A; （2）参加联合运行时每台机的“贡献点” D1和D2； （3）不联合只开某一单机的A1或A2； 分析：

12、 （a）联合总流量小于两单机单独运行的流量和。 （ b ）两单机单独运行的流量都小于联合总流量QA，压 头都低于联合运行时的压力值HA。 （c）并联运行的经济合理性，要通过研究各机效率而定。 二、串联运行 注：并联运行对管路曲线较平坦的系统较有利，一般情况 应少用并联运行，但目前空调冷、热水系统中，多台水泵 运行已广为采用，此时，宜采用相同型号及转数的水泵。 3、并联的特殊情况 并联合总性能曲线与管 路性能曲线不相交，如 图所示： 1. 2台泵或风机串联 图12-7泵或风机的串联运行 工况分析： 串联适用的情况： 2、串联的特殊情况（自学） 分析： （3）两台泵串联时，后一台泵承受的压力较高，

13、选泵时 要注意结构强度；风机串联因操作上可靠性较差，一般不 推荐使用。 1、两机并联运行时，其总流量 Q 为什么不等于各 机单独工作所提供的流量 q1 与 q2 之和？ 2、两机联合运行时，其功率如何确定？ 思考题 注意 （1）只有当管路系统中流量小，阻力大情况下，多级串联 才是合理的。同时，要尽可能采用性能曲线相同的泵或风机 进行串联。 （2）机器性能曲线愈平坦，愈适于串联工作。 12.3 离心式泵或风机的工况调节 一、改变管路性能曲线的调节方法 分析 1、出口节流调节特点： （1）只改变管网性能曲线，机器性能曲线没有变动； （2）不经济，节流阀的压力降完全是一种能量损失，使 整个装置的效率

14、降低；同时调节也会使机器的工作点偏 离设计工况，造成机器效率下降。 （3）这种调节方式不适于大功率的装置，但由于简单， 投资少，所以在小型装置中广泛应用。 2、进口节流调节特点： （1） 进口节流调节仅用于气体介质（可压缩），因为 对于输送液体介质的泵而言，进口节流和出口节流的效 果是相同的，但进口节流的损失将降低装置的有效空化 余量，泵吸入口真空度增大，易引起气蚀。所以不宜采 用。 （2）对于可压缩介质而言，进口节流和出口节流的效果 是不同的。进口节流阀的开度改变不仅改变了管网特性 （阻力），同时也改变了机器进口处介质的密度和压力 ，从而改变了机器的特性，使调节更有效。如 D点移到 D 。

15、二、改变泵或风机性能曲线的调节法 （1）改变泵或风机的转数 分析 改变转数： （1）改变机器性能曲线，管网性能曲线没有变动； （2）应验算泵与风机是否超过最高允许转数和电机是否 过载。(增大转速时,易超载) （3）改变转数方法：改变电机转数；变频调速；调换皮 带轮变速、水力耦合器变速等。 （4）调节性能范围宽，而且不产生其它调节方法所带来 的附加能量损失，是一种调节经济性较好的方法。 （2）改变风机进口导流叶片的角度 分析 改变导流叶片角度： （1）改变机器性能曲线和管网性能曲线； （2）用导流器调节，比单用管路节流阀调节所消耗功率 小，是一种比较经济的调节方法。 （3）切削水泵叶轮调节其性能曲线 说明：如果切削量不大，切削后效率基本不变，可仅取 直径进行换算。 分析 切削叶轮： （1）离心泵的一种独特调节方法。 （2）改变机器性能曲线，管网性能曲线没有变动。 （3）切削后叶轮与原叶轮近似的相似。 （4）切削量太大时，泵的效率明显下降。 三、改变并联泵台数的调节方法 分析 改变泵并联台数： （1）改变机器性能曲线，管网性能曲线没有变动；