化工原理 第二章流体输送机械doc文档格式.docx

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象这种因泵壳内存在气体而导致吸不上液的现象，称为“气缚”。

为了使启动前泵内充满液体，在吸入管道底部装有止逆阀。

离心泵的出口管路上也装有阀门，用于调节泵的流量。

2.主要部件与构造

离心泵最基本的部件为叶轮与泵壳，如图2-2所示。

叶轮是离心泵的心脏部件。

普通离心泵的叶轮如图2-3所示，它分为闭式、开式与半开式三种。

图中的（c）为闭式，前后两侧有盖板，2至6片弯曲的叶片装在盖板内，构成与叶片数相等的液体通道。

液体从叶轮中央进入后，经过这些通道流向叶轮的周边。

图2-2叶轮与泵壳

有些叶轮的后盖板上钻有小孔，以把后盖板前后的空间连通起来，叫平衡孔。

因为叶轮在工作时，离开叶轮周边的液体压力已增大，有—部分会渗到叶轮后侧，而叶轮前侧液体入口处为低压，因而产生了轴向推力，将叶轮推向泵入口一侧，引起叶轮与泵壳接触处的磨损，严重时还会发生振动。

平衡孔能使一部分高压液体泄漏到低压区，减轻叶轮两侧的压力差，从而起到平衡轴

图2-3叶轮型式

向推力的作用，但也会降低泵的效率。

有前、后盖板的叶轮称为闭式叶轮。

有些离心泵的叶轮没有前、后盖板，轮叶完全外露，称为开式（图2-3）；

有些只有后盖板，称为半开式（图2-3）。

它们用于输送浆料，粘性大或有固体颗粒悬浮物的液体时，不易堵塞，但液体在叶片间运动时易发生倒流，故效率也较低

泵壳就是泵体的外壳，它包围旋转的叶轮，并设有与叶轮垂直的液体入口和切线出口。

泵壳在叶轮四周形成—个截面积逐步扩大的蜗牛壳形通道，故常称为蜗壳（图2-2）。

叶轮在壳内旋转的方向是顺着蜗壳形通道内逐渐扩大的方向（即按叶轮旋转的方向来说叶片是向后弯的），愈近出口，壳内所接受的液体量愈大，所以通道的截而积必须逐渐增大。

更为重要的是以高速从叶轮四周抛出的液体在通道内逐渐降低速度，使一大部分动能转变为静压能，既提高了流体的出口压力，又减少了液体因流速过大而引起的泵体内部的能量损耗。

所以，泵壳既作为泵的外壳汇集液体，它本身又是个能量转换装置。

有些泵壳内在叶轮外周还装一个固定的带时片的环，称为导轮（图2-4）。

导轮上的叶片（导叶）的弯曲方向与叶片上的弯曲方向相反，其弯曲角度正好与液体从叶轮流出的方向相适应，引导液体在泵壳的通道内平缓地改变流动方向，使能量损耗减小，由动压头转变为静压头的效率提高。

当离心泵只有一个吸入口和一个叶轮时，称为单级单吸离心泵，用于出口压力不需很大的情况。

若所要求的压头高，可采用多级泵。

多级泵轴上所装叶轮不止—个，液体从几个叶轮多次接受能量，故可达到较高的压头。

离心泵的级数就是它的叶轮数。

多级泵壳内，每个叶轮的外周都有导轮，引导液体改变方向（单级泵一般不设导轮）。

我国生产的多级泵一般为2级到9级，最多可达12级。

若输送的液体量大，则采用双吸泵。

双吸策的叶轮有两个吸入口，好象两个没有前盖板的叶轮背靠背地并在一起，其轴向推力可得到完全于衡。

由于叶轮的厚度与直径之比成倍地加大，又有两个吸入口，故用于输送量很大的情况。

3.化工生产中常用的几种离心泵

（1）水泵凡是输送清水和物性与水相近、无腐蚀性且杂质很少的液体的泵都称水泵。

其特点是结构简单，操作容易。

图2-4有导轮的离心泵

（2）耐腐蚀泵耐腐蚀泵的主要特点是接触液体的部件用耐腐蚀材料制造，因而要求结构简单，零件容易更换，维修方便．密封可靠。

用于耐腐蚀泵的材料有：

铸铁、高硅铁、各种合金钢、塑料、玻璃等。

（3）油泵输送石油产品的泵称为油泵。

油品的一个重要特点是易燃，因而对油泵的重要要求是密封完善。

采用填料函进行密封时，要从泵外边连续地向填料函的密封圈注入冷的封油，封油的压力稍高于填料函内侧的压力，以防泵内的油从填料函溢出。

封油从密封圈的另一个孔引出。

油泵亦可按需要而采用机械密封。

（4）杂质泵输送含有固体颗粒的悬浮液、浆液等的泵称为杂质泵，包括污水泵、砂泵、泥浆泵等等。

对这类泵的要求是不易堵塞、易拆卸、耐磨。

二．离心泵的基本方程式

1.离心泵的压头

离心泵的压头是表征离心泵作功能力的的一个重要性能参数，其值与泵的构造、尺寸、叶轮转速、所输送的液体流量等有关。

离心泵的压头应当与完成一定输送任务的管路系统所要求提供的机械能相适应，下面讨论通过理论分析推导出表示离心泵理论压头的离心泵基本方程，并阐述实际压头和理论压头的关系。

2.液体通过叶轮的流动图2-5液体在叶轮中的流动

离心泵工作时，液体一方面随叶轮作旋转运动，同时又经叶轮流道向外流动，因此液体在叶轮内的流动状况十分复杂。

如图2-5所示，液体质点沿着轴向以绝对速度c0进入叶轮，在叶片入口处转为径向运动，此时液体一方面以圆周速度u1随叶轮旋转，其运动方向与流体质点所在处的圆周切线方向一致，大小与所在处的半径及转速有关；

另一方面以相对速度w1在叶片间作相对于旋转叶轮的相对运动，其运动方向是液体质点所在处的叶片切线方向，大小与液体流量及流动的形状有关。

两者的合速度为绝对速度c1，此即为液体质点相对于泵壳（固定于地面）的绝对运动速度。

同样，在叶片出口处，圆周速度为u2，相对速度为w2，两者的合速度即为液体在叶轮出口处的绝对速度c2。

由上述三个速度所组成的矢量图，称为速度三角形。

如图2-5所示，α表示绝对速度与圆周速度两矢量之间的夹角，β表示相对速度与圆周速度反方向延线的夹角，一般称为流动角。

3.离心泵基本方程式

离心泵基本方程式从理论上表达了泵的压头与其结构尺寸，转速及流量等因素之间的关系。

它是用于计算离心泵理论压头的基本公式

离心泵的理论压头是指在理想情况下离心泵可能达到的最大压头。

所谓理想情况就是：

（1）叶轮为具有无限多叶片（叶片厚度为无限厚）的理论叶轮，因此液体质点将完全沿着叶片表面而流动，无任何侧流现象；

（2）被输送的液体为理想液体，粘度为零，故无阻力损失。

参见图2-5，在叶轮进口和出口处针对某一叶片的流动截面列柏努利方程，得

（2-2-1）

（提问：

（1）为什么上式中没有阻力损失项；

（2）式中c用w或u代替能否成立。

指明

表示理论压头和不考虑位压头的理由）整理式（2-1-1），得

+

（2-2-1a）

式中静压头的增加由两个部分组成，一部分为离心力对流体做功所得，其值为

，另一部分为流体自叶轮进口流向出口时，因流道扩大，流体质点与叶片相对速度（相当于管内流动的流速）变小（相当于管径扩大流速减少），减少的动压头转变为静压头，其减小的量为

。

（注意

w1>

w2，而c1<

c2，要明确区分几种速度）故有

=

（2-2-2）

代入（2-1-1）式，得：

（2-2-3）

据余弦定律，有：

（2-2-4）

（2-2-5）

将上二式代入式（2-1-3）并化简，得

H∞=（

）/

（2-2-6）

离心泵设计中，一般使设计流量下

/2，

=0，则

H∞=

（2-2-7）

上式即离心泵理论压头表达式，称为离心泵基本方程。

下面推导H∞与理论流量QT的关系。

QT的计算式为

QT=2

（2-2-8）

解释各参数含义和计算依据。

式（2-2-7）可改写为

（2-2-9）

将式（2-2-8）代入上式并整理，得

（2-2-10）

上式中2лr2b2为叶轮周边流道面积。

将

代入上式，得

H∞=

（2-2-11）

上式表明了H∞与理论流量

，转速w，叶轮构造及尺寸

之间的关系。

H∞的影响因素讨论：

1.叶轮的转速和直径

由式（2-1-11）可看出，当

和

一定时，H∞随ω和r2的增大（或

的增大）而增大；

图2-6叶片形状

2.叶片的几何形状

叶片按

<

而分别称为后弯叶片、径向叶片、前弯叶片，如图2-6所示。

由式（2-1-11）知，

不同，

不同，分别为：

后弯叶片

；

径向叶片

；

前弯叶片

据式（2-1-11）可得到H∞与Q的关系如图2-7所示。

由图2-7可见，前弯叶片所产生的

最大，似应采用之，但实际上离心泵多采用后弯叶片，原因是：

H∞包括压头

和静压头

，即

，我们希望获得的是静压头

，因为动压头

的增大伴随有较大的能量损失（由于液体为实际流体，有阻力，故在泵内产生较剧烈的涡流、冲击等）。

三.离心泵的性能参数与特性曲线

（一）离心泵的性能参数

1流量

离心泵的流量是指离心泵在单位时间内排送到管路系统的液体体积，其值与泵的结构、尺寸（主要为叶轮直径和宽度）及转速等有关，理论流量QT由式（2-1-8）计算，由于泄漏损失，实际流量Q小于QT。

应予指出，离心泵总是和特定的管路相联系，因此Q还和管路特性有关。

这个问题后面再讨论。

2压头

离心泵的压头又称扬程，它是指离心泵对单位重量（1N）的液体所提供的有效能量。

前面推导了离心泵的理论压头H∞，此是在理想情况下离心泵所能提供的最大压头，而实际压头H小于理论压头H∞，两者的差别称为压头损失（其实质为能量损失）。

造成压头损失的原因有三方面：

（1）叶片间的环流（或称涡流）

由于叶片数目并非无限多，流体沿着叶片间形成的流体通道往前流动时，因为不断接受离心力做功而静压力不断增大，在此情况下，流体的流动方向与压力增大的方向相反（这与流体在管道中流动的情况相反），在逆压力梯度作用下，液体不是全部严格顺叶片间的流体通道往前流动，有些流体会倒流回来一定距离然后再往前流动，造成环流现象，导致能量损失，这种损失占总能量损失的主要部分，如图2-8所示。

环流压头损失只与叶片数，流体粘度等有关，与流量几乎无关在图2-8中表现为环流能量损失带宽度在不同流量下几乎相等。

（2）阻力损失

对于实际流体，粘度不为零，因而流动过程中必有阻力存在，造成一部分压头损失。

阻力损失随着流量的增大而增大，如图2-8所示。

图2-8离心泵的理论压头与实际压头

（3）冲击损失

液体的绝对速度c2离开叶轮周边冲入蜗壳四周流动的液流中，其冲击作用产生涡流造成压头损失，实际流量偏离设计流量越大，造成损失也越大。

如图2-8所示，当流量在设备流量附近时，其冲击损失较小，流量大于和小于设备流量都使冲击损失增大。

由于液体在泵内的流动状况较复杂，目前还不能从理论上计算泵的实际压头，一般由实验测定之。

3.效率

离心泵在输送液体过程中对液体作功是通过泵轴转动带动叶轮转动，由叶轮施加给液体实现的，而泵轴转动所需的能量由电动机提供。

由于各种能量损失存在，电动机提供给泵轴的能量不能全部被所输送的液体获得，通常用效率来反映能量损失的大小。

换句话说，用效率来反映液体所实际接受的能量占电动机所提供的能量的比例。

离心泵的能量损失包括下述三项：

（1）容积损失

容积损失是指泵的液体泄露所造成的损失。

由于液体泄露，一部分已获得能量的高压液体被流失，造成了能量损失。

容积损失主要与泵的结构及液体在进出口处的压强差有关。

（2）机械损失

由泵轴与轴承之间，泵轴与填料函之间以及叶轮盖板外表面与液体之间产生摩檫而引起的能量损失称为机械损失。

（3）水力损失

即前述的H∞与H的差别的环流损失、阻力损失、冲击损失三种损失。

离心泵的效率与泵的类型、尺寸、制造精密程度、液体的流量和性质等有关。

一般小型离心泵的效率为50—70%，大型泵可高达90%。

4．有效功率和轴功率

有效功率指离心泵实际传给液体的功率，换句话说即液体获得的实际压头H所需的功率，其值由下式计算

（2-2-12）

轴功率指电机提供给泵轴的功率，它包括了多种能量损失所消耗的功率，轴功率与有效功率相差一个效率，即

（2-2-13）

上式写成

，其含义为：

由于多种能量损失的存在，电机提供给泵轴的功率N被打了一个效率的折扣。

（二）离心泵的特性曲线

离心泵的H、N、η均与Q有关，H-Q、N-Q、η-Q三者之间的关系均由实验测得，称为离心泵的特性曲线或工作性能曲线。

这些曲线由泵的制造厂提供，并附于泵样本或说明书中，供使用部门选泵和操作时参考。

图2-9为4B-2D型离心泵的一组特性曲线，

图2-9离心泵的特性曲线

各曲线的特点为：

1）压头随流量的增大而下降；

2）功率隨流量的增大而上升，故离心泵在启动前应关闭出口阀，使在功率最小的条件下启动，以减小电动机的启动电流，同时也避免出口管线的水力冲击；

3）效率先隨流量的增大而上升，达到一最大值后便下降，其最大值即为泵的设计流量，根据生产任务选用离心泵时，应使泵在最高效率点附近操作。

（提问：

性能曲线中当Q=0时，

，是什么意义？

）

四离心泵性能的影响因素

（一）液体物性的影响

1．密度的影响

由离心泵基本方程可知：

H，Q与所输送的ρ无关，但N与ρ成正比。

2．粘度的影响

若被输送的液体粘度大于常温下清水的粘度，则泵体内部液体的能量损失增大。

H、N、η均下降，而N上升。

当运动粘度大于常温下水的运动粘度的20倍时须用下列式子进行校正：

（2-2-14）

上式校正式中的cQ、cH、cη分别为H、N、η的校正系数，它们的值均小于1。

它们与运动粘度的关系可从化工手册上查得。

（二）转速的影响

当转速

的变化小于

，效率可视为不变时，Q、H、N随n的改变可近似用下列表示：

（2-2-15）

上述关系称为比例定律。

（三）叶轮尺寸的影响

叶轮尺寸的影响有两种情况，第一种情况是叶轮直径和宽度等比例变化，即几何形状相似。

此时，Q、H、N随D的变化关系式为：

（2-2-16）

第二种情况是对叶轮直径进行切割使其变小，而叶轮宽度基本不变，若直径的减小幅度在20%以内，则Q、H、N与D的关系遵循

（2-2-17）

此称为切割定律。

五.离心泵的工作点与流量调节

1．离心泵的工作点

当离心泵安装在特定的管路系统中工作时，实际的工作压头和流量不仅与泵本身的性能有关，还与管路的特性有关，由两者共同决定。

以图2-10的管路系统为例，在截面1和2之间列柏努利方程，得：

（2-2-18）

上式中的he的意义为要使液体在该管路中流动，由管路所要求的外界（即泵）对单位重量液体施加的能量。

上式中

为定植，用K表示，

图2-10管路特性方程

设该管路所有的管径相同，均为d，则

（2-2-19）

对于某一特定管路，上式除λ和Q外，其它各量均定值。

而λ为f（Re，e/d）的函数，对一定管路，除u外其它各量也为常数，故λ也仅取决于Q，故（2-2-18）式可表为：

he=K+f（Q）（2-2-20）

当流动进阻力平方区时，λ为常数，式（2-2-18）可表为

（2-2-21）

式中

为常数。

式（2-2-21）和式（2-2-22）称为管路特性方程，表示在特定管路系统中，在固定的操作条件下，流体流经该管路时所需的压头与流量之间的关系。

在he-Q坐标图为一条单调上升的曲线，称为管路特性曲线。

管路特性曲线表示液体输送时由管路所需求的压头与流量的关系，相当于需求方面的情况。

而离心泵H-Q性能曲线表示离心泵能提供的H与Q的关系，相当于供给方面的情况。

两曲线的交点称为离心泵在管路上的工作点，在此点供需双方达成了平衡。

该点所对应的流量和压头既能满足管路系统的要求，又为离心泵所能提供。

2．离心泵的流量调节

（1）改变阀门开度

为改变流量，最简单的措施是利用阀门调节。

管路在离心泵出口处都装有调节流量用的阀门。

管路特性曲线所表示的是阀门在某一开启程度（例如全开）下的H-Q关系。

这是因为Σhf的表达式（2-2-19）中的Σle与阀门的开启程度有关。

阀门开大或关小，Σhf和液体通过管路所需的压头，因而管路特性曲线的位置也就随着改变。

设图2-11上的曲线I为管路在调节阀全开时的特性曲线，将调节阀门关小到某一程度，新的管路特性曲线应移到线I上方，如图中的线III所示。

于是工作点便由A1移至A2，表明流量由Ql降到Q2。

这是由于管路阻力增大了（he2,III-he2,I），所需的压头由he2,I增至he2,III，和泵能提供的正好相等。

关小阀门来调节流量，实质上是人为地增大管路阻力来适应离心泵的特性，以减小流量，其结果是比实际需要多耗动力，并可能使泵在低效率区工作。

其优点是迅速、方便，并可在某一最大流量与零之间随意变动。

此法适合化工生产的特点而广泛采用。

（2）改变泵的转速

改变离心泵的转速以改变泵的特性曲线，也是调节流量的一种方法。

如图2-12所示，I为管路特性曲线，II为离心泵的转速等于nl时的特性曲线，两线的交点A1为工作点。

若将泵的转速降低到n2，则此泵的特性曲线便变为曲线Ⅳ，它与管路特性曲线Ⅱ的交点A2成为新的工作点。

此时流量由Q1降到Q2，压头亦由H1降到H2。

显然，所耗动力也相应下降。

此种调节方法从经济上看比较合理，但用电动机直接带动时转速调节不便，故目前使用不多，常用于大型水泵站。

六.离心泵的并联和串联

在实际生产中，当单台离心泵不能满足输送任务要求时，可采用离心泵的并联或串联操作。

设将两台型号相同的离心泵并联操作，且各自的吸入管路相同，则两泵的流量和压头必各自相同，即具有相同的管路性能曲线和单台泵的性能曲线。

在同一压头下，两台并联泵的流量等于单台泵的两倍。

于是，依据单台泵性能曲线I上的一系列坐标点，保持其纵坐标H不变，使横坐标加倍，由此得到一系列对应的坐标点即可绘得两台泵并联操作的坐标点，保持其纵坐标不变，使横坐标加倍，就可以得到并联泵的特性曲线II，如图2-13所示。

并联泵的操作流量和压头可由合成特性曲线与管路曲线的工作点来决定。

由图可见，由于流量增大使管路的阻力增大。

因此，两台泵并联后的总流量必低于原单台泵流量的两倍，即

Q并<

2Q单

假如将两台型号相同的泵串联操作，则每台泵的流量和压头也是各自相同的，因此在同一流量下，两台串联泵的压头为单台泵的两倍。

于是，据单台泵特性曲线I上一系列坐标点，保持其横坐标Q不变。

使纵坐标H加倍，由此得到一系列对应点即可绘得出两台串联泵的合成特性曲线III，如图2-14所示。

同样，串联泵的工作点也由管路特性曲线与泵的合成特性曲线的交点来决定。

由图可见，两泵串联操作的总压头低于单台泵压头的两倍。

Q串<

生产中究竟采用何种组合方式比较经济合理，决定于管路特性曲线的形状。

对于管路特性曲线较平坦的低阻力管路。

采用并联组合，可获得较串联组合为高的流量和压头；

相反，对于管路特性曲线较陡的高阻力管路，采用串联组合，可获得较并联组合为高流量和压头，如图2-15所示。

七．离心泵的安装高度

1．汽蚀现象

由离心泵的工作原理知，由于叶轮将液体从入口处的叶轮中心甩向外周，而在叶轮进口处形成低压，依赖这个比大气压低的低压，离心泵才能将液面较低处的液体吸入泵的入口。

离心泵叶轮入口附近形成的低压低于大气压的程度与泵的安装高度有关，此安装高度即叶轮轴心与被吸液体液面的高差，用zS表示。

增大zS，将导致叶轮入口附近K处压力降低，此处压力用pK表示，参见图2-16，当zS增大到使pK等于被输送液体在输送温度下的饱和蒸汽压pV时，液体将发生沸腾，所生成的汽泡在随液体从入口处向外周流动过程中，因压力迅速增大而急剧冷凝，使液体以很大的速度从周围冲向汽泡中心以填补因冷凝缩小的空间，产生频率很高，瞬间压力很大的冲击，这种现象称为汽蚀现象。

汽蚀时传递到叶轮及泵壳的冲击波加上液体中微量溶解的氧对金属化学腐蚀的共同作用，在一定时间后，可使其表面出现斑痕及裂缝，甚至呈海绵状逐步脱落。

发生汽蚀时，还会发出噪音，进而使泵体震动，同时由于蒸汽的生成使得液体的表观密度减小，于是液体实际流量、出口压力和效率都下降，严重时可至完全不能输出液体。

为避免发生汽蚀，要求泵的安装高度不超过某一定值。

我国的离心泵样本中，采用两种性能参数来表示泵的吸上性能，由这两种性能参数中的任何一项均可计算泵的安装高度，下面加以讨论。

2．汽蚀余量和允许安装高度

在正常运转时，泵入口处e的压力pe和叶轮入口附近K处的压力pK密切相关，在两处所在截面列柏努利方程

（2-2-22）

图2-16离心泵的安装高度

由上式可知，在一定流量下，pe下降，pK必然相应地下降。

当pK下降到等于输送流体操作温度下的饱和蒸汽压pV时（汽蚀现象发生），pe即下降到确定的最小值，用pe,min表示，此时式（2-2-22）成为

+

（2-2-23）

上式改写为

-

=

（2-2-23a）

习惯上，将静压头与动压头之和称为全压头。

上式表明，在泵内刚发生汽蚀的临界条件下，泵入口处的全压比被输送液体操作温度下的饱和蒸汽压头超出一个定量（

），将此量称为离心泵的最小汽蚀余量，用△hmin表示，即

△hmin=

（2-2-24）

为使泵正常运转，泵入口处的压力pe必然高于pe,min，实际汽蚀余量Δh必然要大于最小汽蚀余量，即

△h=

>

△hmin（2-2-25）

当流量一定且流动已进入阻力平方区（在通常情况下此条件可基本得到满足）时，Δhmin只与泵的结构尺寸有关，是泵的一个抗汽蚀性能参数，该参数由泵制造厂通过实验测定。

式（2-2-24）是实验测定Δhmin的基础。

实验测定中以泵的压头（即扬程）较正常值下降3%为准来确定Δhmin。

为确保泵正常工作，根据有关标准，将所测定的Δhmin加上0.3m的安全量作为实际允许的汽蚀余量，记为Δh允许

Δh允许

=Δhmin+0.3