《过程流体机械》复习资料2019版
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《过程流体机械》复习资料
绪论
1．流体机械按其能量的转换形式可分为（原动机）和（工作机）二大类。
2． 按工作介质的不同，流体机械可分为（压缩机）、（泵）和（分离机）。
3． 按流体机械工作原理的不同，可分为（往复式）和（旋转式）流体机械。
4． 将机械能转变为（气体）的能量，用来给（气体）增压与输送的机械称为压缩机。
5． 将机械能转变为（液体）的能量，用来给（液体）增压与输送的机械称为泵。
6． 用机械能将（混合介质）分离开来的机械称为分离机。
7． 以流体型材料（气、液、粉）为处理原料的工业，叫过程工业。
离心泵
1.
泵：将机械能转变成液体（包括气液、固液、气固液等）的能量，用来增压输送液体的机械。2.泵的分类：按工作原理：（1）叶片式泵：离心式、轴流式、混流式、旋涡泵；（2）容积式泵：往复泵（活塞泵、柱塞
泵等）、回转泵（齿轮泵、螺杆泵、滑片泵等）；（3）其它：喷射泵、水锤泵、真空泵。按流体压力：低压泵（低于2MPa ）；
中压泵（2～6MPa ）
；高压泵（高于6MPa ）。3.
离心泵的主要部件有吸入室、叶轮、蜗壳和轴，其他的还有轴向推力平衡装置和密封装置等。4.
（了解）离心泵的命名（参考方式）。如IS80-65-160：吸入口直径为80mm ，压出口直径为65mm ，叶轮直径为160mm 的单级单吸清水泵。5.
离心泵的性能参数：
扬程：泵使单位重量（N ）的液体获得的有效能量头，即泵抽送液体的液柱高度。符号H ，单位为m 。
有效功率：单位时间内液体从泵中获得的有效能量，用Ne 表示。)(kW H q g N v e 1000ρ=
泵的能量损失：容积损失；水力损失；机械损失。6.
离心泵的能量分析（重点），包括速度三角形、欧拉方程、伯努利方程、扬程计算方法、动静扬程分配等内容。7.汽蚀的机理：泵内的压力变化，在叶片入口附近k 处存在低压区；当k 处压力低于液体相应温度下饱和蒸汽压时，液
体汽化，产生气泡；随着叶轮做功压力上升，高于饱和蒸汽压时气泡凝结溃灭；周围液体瞬间冲击空穴，形成水击；金属表面因冲击疲劳而剥裂。
8.
汽蚀的危害：（1）使过流部件（主要是叶轮）表面被剥蚀破坏；（2）使泵的性能下降；（3）产生噪声和振动。因此是水利机械向高速发展的障碍。9.汽蚀余量：又叫净正吸入压头，是表示汽蚀性能的主要参数，用NPSH 表示，单位是m 。吸入装置——有效汽蚀余量
NPSHa ；泵本身——必需汽蚀余量NPSHr 。有效汽蚀余量是指液体自吸液罐到达吸入口（S-S ）后，高出汽化压力p v 所富余的部分能量头，用NPSHa 表示。NPSHa 与泵的吸入装置有关，而与泵本身无关。必需汽蚀余量是指泵入口（S-S ）到叶轮最低压力点k 处的静压头降低值，用NPSHr 表示。当液体一定时，泵发生汽蚀是由吸入装置和泵本身两方面决定的。
NPSH a =p s ρg +c S 22g ?p v ρg =p A ρg +c A 22g ?z g ?h A?S ?p v ρg
NPSH r =
p S ρg +c S 22g ?p k ρg 10.泵发生气蚀的判别式二：当NPSHa 大于NPSHr 时，不发生汽蚀；当NPSHa 等于NPSHr 时，开始发生汽蚀；当NPSHa
小于NPSHr 时，发生严重汽蚀。
版
_________________________________________________________________________________________________________ 11.提高离心泵抗汽蚀性能的措施：
（1）提高离心泵本身抗汽蚀的性能：A 改进泵的吸入口至叶轮叶片入口附近的结构设计；B 采用前置诱导轮；C 采用双吸式叶轮；D 设计工况采用稍大的正冲角；E 采用抗汽蚀的材料。
（2）提高进液装置汽蚀余量的措施：A 增加吸入罐液面压力p A；B 减少泵的吸上真空度；C 减小泵的安装高度；D 减少泵吸入管路阻力损失；E 降低液体饱和蒸汽压
12.吸上真空度：泵入口S-S处的真空度，用H s表示。可通过安装在泵入口法兰处的真空压力表测量。吸上真空度与安装高
度的关系（P19-21）
13.泵的特性曲线：H-Q v曲线：平坦状、陡降状、驼峰状；N-Q v曲线：是选择原动机和启动泵的依据；η-qv曲线：衡量泵
工作的经济性；NPSHr-Q v曲线：是否发生汽蚀的依据。
14.离心泵运行工况的调节：
（1）改变泵的特性曲线：调节转速——n增大，特性曲线向右上方移动；切割叶轮外径——特性曲线向左下方移动；
改变前置导叶叶片的角度；泵的串连或并联。
（2）改变管网的特性曲线：阀调节；如：调节阀门A的开度，曲线由Ⅰ变为Ⅱ液位调节；如：调节阀门B使液位升高，曲线由Ⅱ变为Ⅲ；旁路分流调节。
15.离心泵的相似条件：两泵流动相似应具备几何相似和运动相似。几何相似：是指泵过流元件的对应线性尺寸比值相等，
无量纲值相同。运动相似：是指对应点上同名速度的方向一致，比值相等，表现为进出口速度三角形相似。
16.通常取泵最佳工况下的比转数作为泵的比转数，我国泵的比转数计算式表示为：n s=3.65n√Q
，说明：
H3 / 4
（1）n s定义为比转数，它是判别离心泵是否相似的相似准数；即：若泵几何相似，则比转速相等的工况为相似工况。
（2）由于一台泵只有一个设计工况点（即最佳工况点），故几何相似泵的比转数具有唯一值；
（3）比转速是有量纲的，计算时注意单位统一；
（4）离心泵的比转数大小与输送液体性质无关，而与叶轮形状和泵的特性曲线形状有关。故可按比转速对泵的几何形状和性能曲线的趋势进行分类。
17.比转数高的泵，最佳工况时的流量大，扬程小；而低比转数的泵则相反，它适用于较小的流量和较高的扬程。
18.离心泵相似条件，比例定律和相似抛物线，切割定律和切割抛物线
19.离心泵的串并联原则（P56-59）
20.离心泵的喘振现象（P62-63）
21.离心泵零部件：叶轮型式，蜗壳，导叶型式，轴向力平衡方法，机械密封结构、分类、密封点。
离心式压缩机
1.速度式压缩机通常借助做高速旋转的叶轮，使气体获得很高的速度，然后让气体急剧降速，使气体的动能转变为压力
能。按气体在叶轮内的流动方向不同，可分为离心式和轴流式。
2.离心式压缩机按照零部件的运动方式可概括为（转子）和（定子）两大部分。
3.转子包括转轴，固定在轴上的叶轮、轴套、平衡盘、推力盘及联轴器等零件。
4.定子是压缩机的固定元件，由扩压器、弯道、回流器、蜗壳及机壳组成，也称固定部件。
5.离心压缩机的级：是离心压缩机实现气体压力升高的基本单元，由一个叶轮和一组与其相配合的固定元件组成。
6.离心压缩机的段：每一进气口到排气口之间的“级”组成一“段”，每个“段”通常由一个或几个“级”组成。（“段”
之间设置中间冷却器，以减少功耗）。
7.离心压缩机的级分为三种型式，即（首级）、（末级）和（中间级）。
8.离心压缩机的（中间）级由（叶轮）、（扩压器）、（弯道）、（回流器）组成。
9.离心压缩机的首级由（吸气管）和（中间级）组成。
10.离心压缩机的末级由（叶轮）、（扩压器）和（排气蜗壳）组成。
11.特征截面：S-吸气管进口截面，0-叶轮进口截面；1-叶轮叶道进口截面；2-叶轮出口截面；3-扩压器进口截面；4-扩
压器出口截面，也即弯道进口截面；5-弯道出口截面，也即回流器进口截面；6-回流器出口截面；0’-本级出口截面，
也即下一级的进口截面；7-排气涡室进口截面。
12.叶轮是外界（原动机）传递给气体能量的部件，也是使气体增压的主要部件，不是唯一是气体增压的部件，是唯一对
气体做功的部件。
13.离心叶轮的常见型式有（闭式叶轮）、（半开式叶轮）和（双面进气叶轮）叶轮。
14.叶轮结构型式按叶片弯曲型式可分为（后弯型β2A<90）叶轮、（径向型β2A＝90）叶轮和（前弯型β2A>90）叶轮。
15.叶轮出口速度三角形由（牵连）速度、（相对）速度和（绝对）速度构成。
16.扩压器的作用是让气流的动能有效地转化为压力能，包括无叶扩压器、叶片扩压器和直壁扩压器三种。
17.离心压缩机的工作参数包括：流量Q，多变能头H pol，转速n，功率N，多变效率ηpol，压力比ε，气体温度T，压力p，
密度ρ。
18.离心压缩机的流动属于三元、不稳定的流动。其基本方程有连续性方程（P91）、欧拉方程（P92）、焓值方程（P94）、
伯努利方程（P95）。分析气体在流动过程中热力学参数变化，还需要结合连续性方程、气体状态方程和过程方程。
19.绝热条件下的焓值方程式：H ab=kR
k?1(T b?T a)+c b2?c a2
2
，是离心压缩机级中气动计算的重要公式。当公式中a、b截面
包括叶轮时，公式中的H ab=H tot，当用于计算任意两固定部件进出口截面气流参数时，H ab=0。
20.能头的含义是什么，总能头包含哪几部分？1kg气体从叶轮中获得的能量称为能头。总能头包含理论能头、轮阻损失
能头和叶轮泄漏损失能头三部分。离心压缩机中各能头关系：
（1）H T和H T∞的区别在于轴向涡流的存在，使得叶轮给出的理论能头变小；
（2）实际叶轮的理论能头H T，用于提高压力和速度，并克服气体在叶轮内的流动损失H dyn；
（3）压缩机内气体还通过摩擦生热方式获得能量（这与液体不同），这些能量以损失体现，如轮阻损失，内漏气损失，且这些损失都转化为热呗气体吸收。故气体获得的总能头：H tot=H T+H df+H l
压缩机级中能头的分配
21.等温压缩功H is、绝热压缩功H ad、多变压缩功H pol、多变效率ηpol、绝热效率ηad、等温效率ηis、流动效率η?yd的表达
式（P6-100）
22.离心压缩机中级效率表示静压能头与可用能头之比。
23.压缩机级中的能量损失主要有流动损失、泄漏损失和轮阻损失。
24.离心压缩机级内的流动损失分为摩阻损失、分离损失、冲击损失、二次流损失、尾迹损失和波阻损失（或激波损失）。
各种损失产生的原因（P104-109或参考课件）
25.冲击损失流量与冲角关系：Q s=Q0,i=0,无冲击；Q s
0,冲击非工作面，工作面发生旋涡分离。其中i=β1A?β1。i>0时冲击损失最为严重。
26.表征激波损失的特征无量纲数是马赫数M。
27.泄漏损失的原因：（1）叶轮出口压力大于进口压力；（2）级出口压力大于叶轮出口压力；（3）在叶轮两侧与固定部件
之间存在间隙。
28.迷宫密封（梳齿密封）：为防止压缩机的内漏，各级之间、轮盖与机壳、平衡盘与轴之间常采用迷宫密封。迷宫密封的
工作原理如下图所示。
气体通过迷宫密封时的流动及参数变化
在齿缝处，气流绝热膨胀，速度增大，压力及温度降低；在密封片之间，气流等压膨胀（涡流使动能消失），气体温度上升；逐次重复，气流压力越来越低，比容越来越大，最后趋于背压。
29.离心压缩机的工作特性可简要地表示为，在一定转速和进口条件下的（压力比）与流量、（效率）与流量的性能曲线。
30.就压力比与流量的性能曲线而言，在一定转速下，增大流量，压缩机的压力比将下降，反之则上升。
31.通常将曲线上的效率最高点称为最佳工况点。从节能的观点出发，要求选用机器时，尽量使机器运行在（最佳工况点
上）或尽量靠近（最佳工况点上），以减小能量的消耗与浪费。
32.压缩机的喘振机理（P116-117）：旋转脱离是喘振的前奏，而喘振是旋转脱离进一步恶化的结果。发生喘振的内在因素
是叶道中几乎充满了气流的脱离，而外在条件与管网的容积和特性曲线有关。
33.喘振的危害：压缩机的性能恶化，压力效率显著降低，机器出现异常噪声、吼叫和爆声；使机器出现强烈振动，致使
机器的轴承、密封遭到损坏，甚至发生转子和固定部件的碰撞，造成机器的严重破坏。
34.防喘振的措施：由于喘振对机器的危害严重，应严格防止压缩机进入喘振工况，一旦发生喘振，应立即采取措施消除
或停机。
（1）操作者应具备标注喘振线的压缩机性能曲线，随时了解压缩机工况点处在性能曲线图上的位置。为便于运行安全，可在比喘振线的流量大出5%—10%的地方加注一条防喘振线，以提醒操作者注意；
（2）降低运行转速，可使流量减少为不致进入喘振状态，但出口压力随之降低。
（3）在首级或各级设置导叶转动机构以调节导叶角度，是流量减少时的进气沖角不致太大，从而避免发生喘振。
（4）在压缩机出口设置旁通管道。
（5）在压缩机进口安置温度、流量监视仪表，出口安置压力监视仪表，一旦出现异常货喘振及时报警，最好还能与防喘振控制操作联动或紧急停车联动。
（6）运行操作人员应了解压缩机的工作原理，随时注意机器所在的工况位置，熟悉各种监测系统和调节控制系统的操作，尽量使机器不致于进入喘振状态。
35.压缩机的最大流量工况：一是级的流道中某喉部气体流速达到临界状态（M=1），这时气体的容积流量已是最大值，任
凭压缩机背压再降低，流量也不可能在增加，这种情况称为“阻塞工况”；另一种是在很大的流量下，机内的流动损失非常大，压缩机所能提供给气体的压力已很小，几乎接近零能头（ε≈1）。叶轮所给的能量，仅够用来克服级中及排气管的流动阻力，以维持这样大的流量。
36.压缩机与管网联合工作（P120):压缩机工况点是压缩机特性曲线与管网特性曲线的交点。工作条件的变化对工况点变
化的影响（P121-122）。其中，转速调节时压力和流量的变化都较大，从而可显著扩大（稳定工况区），且并不引起其他附加（损失），亦不附加其他（结构），因而它是一种经济简便的方法。
37.管网特性曲线决定于管网本身的（结构）和用户的要求。
38.离心压缩机工况的调节方法包括：出口节流调节、进口节流调节、改变转速调节和转动进口导叶调节，比较其优缺点
（P122-125）
39.流动相似的相似条件是模型与实物机之间（几何）相似、（运动）相似、（动力）相似和（热力）相似。
40.符合流动相似的机器其相似工况的（效率）相等。
活塞式压缩机
1．容积式压缩机的工作原理是依靠工作腔容积的变化来压缩气体，因为它具有容积可周期变化的工作腔。
2．容积式压缩机的主要特点：（1）工作腔的容积变化规律只取决于机构的尺寸，机器的压力与流量关系不大，工作的稳定性较好；（2）气体的吸入、排出与气体性质无关，故适应性强、易达到较高压力；（3）机器热效率高（因为泄漏少）；
（4）结构复杂，往复式的易损件较多；（5）气体脉动大，易引起气柱、管道振动。
3．容积式压缩机按结构型式的不同分为（往复式）和（回转式，如螺杆压缩机）压缩机。
4．往复式压缩机由（工作腔）、（传动部分）、（机身部分）和（辅助设备）四部分组成。
5．往复式压缩机的工作腔部分主要由（气缸）、（活塞）和（气阀）构成。
6．活塞通过（活塞杆）由传动部分驱动，活塞上设有（活塞环）以密封活塞与气缸的间隙。
7．（填料密封）用来密封活塞杆通过气缸的部位。
8．往复式压缩机的传动部分是把电动机的（旋转）运动转化为活塞的（往复）运动。
9．往复式压缩机的传动部分一般由（曲柄）、（连杆）和（十字头）构成。
10．汽缸的基本形式：
（1）单作用:活塞只有一个工作面，活塞和汽缸构成一个工作腔。
（2）双作用：活塞有两个工作面，活塞和汽缸构成两个工作腔（两个工作腔进行相同级次的压缩）
（3）级差式：活塞和汽缸构成两个或两个以上工作腔（工作腔内进行不同级别的压缩）
11．级：完成一次气体压缩称为一级。
12．列：把一个连杆对应的一组汽缸及相应动静部件称为一列。一列可能对应一个汽缸，也可能对应串在一起的几个汽缸。
根据汽缸中心线与地平面的相应位置，可分为：立式、卧式、角度式。
级的理论循环指示图级的实际循环指示图
13．级的理论循环的特点：
（1）气阀无压力损失，且进、排气压力无波动。
（2）压缩过程为绝热或等温过程。
（3）所压缩气体为理想气体，压缩过程指数为定值。
（4）被压缩气体全部排出汽缸。
（5）无泄漏。
14．级的实际循环与理想循环的差别：
（1）气缸有余隙容积存在
（2）进、排气通道及气阀有阻力
（3）气体与气缸各接触壁面间存在温差
（4）气缸容积不可能绝对密封
（5）阀室容积不是无限大
（6）实际气体性质不同于理想气体
15． 理想气体容积系数：???? ??--=???? ??--=?-=?-=1111111h c
m m h
h h v V V V V V V V εαελ16． 实际气体容积系数：???
? ??--=11134m V Z Z εαλ17． 实行多级压缩的理由：节省压缩气体的指示功；降低排气温度；提高容积系数；降低活塞上的气体力。
18． 吸气/排气压力：往复压缩机的吸气和排气压力分别指第一级吸入管道处和末级排出接管处的气体压力，因为压缩机采
用的是自动阀，气缸内的压力取决于进、排气系统中的压力，即由“背压”决定。所以吸、排气压力是可以改变的。（压缩机铭牌上的吸、排气压力是指额定值，实际上只要机器强度、排气温度、电机功率和气阀工作许可，它们是可以在很大范围内变化的。）
19． 实际排气量 也称为实际容积流量或输气量，指经压缩机压缩并在标准排气位置排出气体的容积流量，换算到标准吸气
位置的温度、压力和全组分（如湿度）状态的气体容积值，单位是M3/min 或M3/h 。
20． 标准排气量 也称为标准容积流量，
是将压缩机在标准排气位置的实际容积流量换算到标准工况（即760mm 汞柱，0℃）的容积。
21． 吸气量，是指折算到标准吸气位置状态（也称为名义吸气状态）的气体容积值。实际循环中，由于有余隙容积、吸气阻
力损失及气体和缸壁的热交换等原因，使实际吸气量小于理论吸气量。
22． 压缩机的热效率：
（1）等温指示效率 压缩机理论等温指示循环功与实际循环指示功之比，反映了压缩机实际耗功与最小接近程度，即经济性。等温指示效率的表达式，P270 4-4.32 4-4.15
4-4.28
（2）等温轴功率 理论等温指示功与轴功之比。
（3）绝热指示效率 理论绝热循环指示功与实际循环指示功之比。
（4）绝热轴效率 理论绝热循环指示功与轴功之比，简称绝热效率。
活塞压缩机能量分配图
23． 比功率：压缩机单位排气量消耗的功率之比。（比转速是离心泵中的概念）
24． 压缩机中的惯性力可分为（旋转）惯性力和（往复）惯性力。
25． 压缩机正常运转时，产生的作用力主要有三类：（1）（气体力）；（2）（惯性力）；（3）（摩擦力）。
26． 往复惯性力可看作为（一阶往复）惯性力和（二阶往复）惯性力之和。一阶往复惯性力的变化周期为（曲轴旋转一周的
时间）；二阶往复惯性力的变化周期为（一阶之半）。
27． 往复惯性力始终作用于该气缸（轴线）的方向，仅其大小随曲轴转角周期地变化。
28． 旋转惯性力的作用方向始终沿曲柄半径方向（向外），故其方向随曲轴旋转而（变化），而大小（不变为定值）。
29． 惯性力平衡主要目的是解决和减轻压缩机与基础的振动问题。
30． 惯性力的平衡问题：
（1）旋转惯性力可以通过在曲柄反方向上加装平衡质量m0来平衡。
（2）单列往复压缩机的往复惯性力不能用平衡重的方法平衡。
（3）多列往复压缩机,可以通过合理布置压缩机的整体结构,使往复惯性力和力矩得到全部或部分平衡。（合理地配置各列曲拐间的错角；在同一曲拐上配置几列气缸，合理配置各列气缸中心线间的夹角，使合成往复惯性力为一个大小不变的径向力，然后用加装平衡质量的方法解决。）
31．飞轮设计的原因：为了使压缩机的旋转不均匀度适当，必须在压缩机设计时采取相应的措施，除了合理配置多列压缩机各列的排列外，通常还采用加装飞轮平衡重的方法，以增大机器的转动惯量。
32．压缩机的排气量调节（论述题）
原因：用气部门的耗气量可能是变化的，当耗气量与压缩机容积流量不相等时，就要对压缩机进行流量调节，以使压缩机的容积流量适应耗气量的需求。
理论基础：Q v=λV?n=λvλpλTλT V?n
调节方法：压缩机的排气量调节方法主要包括改变转速和间歇停车、切断进气阀、旁路调节、顶开吸气阀调节、补充余隙容积调节。
（1）转速调节：降低压缩机转速，可以减少排气量，功率也按比例降低。此方法经济方便，关键驱动机转速可调。
（2）切断进气阀调节（从进气管路调节）：在压缩机进气管上设置减荷阀，用调节减荷阀的开度来控制进气量。这种调节方法结构简单，经济性较好，主要用于中、小型压缩机的气量的间歇调整。
（3）旁路调节：排气管与进气管用一旁路管自由连通或节流连通，使排出气体全部或部分回到进气管。这种调节装置简单，操作方便，但浪费能量，很不经济。
（4）顶开进气阀调节（从气阀进行调节）：顶开进气阀，增加气缸的外泄漏量。分为完全顶开进气阀和部分顶开进气阀两种调节方法。调节方便，功耗较小，但阀片频繁受冲击，气阀寿命下降。
（5）补充气缸余隙容积调节：通过增加气缸的余隙容积从而减小容积系数的方法来调节进气量。余隙容积可分为固定容积式和可变容积式。此调节方法基本不增加功耗，结构较简单，是大型压缩机气量调节经常采用的方法。