叶片式泵与风机
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叶片式泵与风机的基本理论
二、能量方程式的分析
4、能量方程式的第二形式： 由叶轮叶片进、出口速度三角形可知：
ui iu ui i cos i
1 2 ( i ui2 w i2 ) 2
2 2
其中i=1或 i=2，将上式代入理论扬程HT 的表达式，得：
H T
动能头
2 2
2g
2 1
因此，流体在叶轮内的运动是一种复合运动，即：
u w
一、流体在离心式叶轮内的流动分析
（二）叶轮内流体的运动及其速度三角形 ２．速度三角形的计算 下标说明 流体在叶片进口和出口处的情况，分别用下标 “1、2”表示；下标“”表示叶片无限多无限薄时的参数； 下标“r（a）、u”表示径向（轴向）和周向参数。
（二）通风机的容积损失
通风机的容积损失发生在以下部位 气体通过通风机的轴或轴套与 机壳之间的间隙 Δ 向外泄漏。由于 轴或轴套的直径较小，由此产生的
外泄漏可忽略不计。
气体通过叶轮进口与进气口之 间的间隙 δ 流回到叶轮进口的低压 区。和泵的情况类似，容积损失 q 的大小和间隙形式有关。
通风机容积损失示意图
叶 片 形 式
一些叶片形式和出口安装角的大致范围
出口安装角范围 20~30 30~60 40~60 40~60 叶 片 形 式 径向出口叶片 径向直叶片 前向叶片 强前向叶片（多翼叶） 出口安装角范围 90 90 118~150 150~175
强后向叶片（水泵型） 后向圆弧叶片 后向直叶片 后向翼型叶片
二、容积损失和容积效率 三、流动损失和流动效率
一、机械损失和机械效率
1、什么是机械损失
机械损失（用功率Pm表示）包括：轴与轴封、轴与轴承及叶轮圆 盘摩擦所损失的功率，一般分别用Pm1和Pm2表示。
叶片式泵与风机的理论
第八章叶片式泵与风机的理论第一节离心式泵与风机的叶轮理论离心式泵与风机是由原动机拖动叶轮旋转，叶轮上的叶片就对流体做功，从而使流体获得压能及动能。
因此，叶轮是实现机械能转换为流体能量的主要部件。
一、离心式泵与风机的工作原理泵与风机的工作过程可以用图2—l 来说明。
先在叶轮内充满流体，并在叶轮不同方向上取A、B、C、D 几块流体，当叶轮旋转时，各块流体也被叶轮带动一起旋转起来。
这时每块流体必然受到离心力的作用，从而使流体的压能提高，这时流体从叶轮中心被甩向叶轮外缘，，于是叶轮中心O处就形成真空。
界流体在大气压力作用下，源源不断地沿着吸人管向O 处补充，而已从叶轮获得能量的流体则流人蜗壳内，并将一部分动能转变为压能，然后沿压出管道排出。
由于叶轮连续转动，就形成了泵与风机的连续工作过程。
流体在封闭的叶轮中所获得的能（静压能）：上式指出：流体在封闭的叶轮内作旋转运动时,叶轮进出口的压力差与叶轮转动角速度的平方成正比关系变化；与进出口直径有关，内径越小，外径越大则压力差越大，但进出口直径均受一定条件的限制；且与密度成正比关系变化，密度大的流体压力差也越大。
二、流体在叶轮内的运动及速度三角形为讨论叶轮与流体相互作用的能量转换关系，首先越大，但进出口直径均受一定条件的限制；且与密度成正比关系变化，密度大的流体压力差也越大。
二、流体在叶轮内的运动及速度三角形为讨论叶轮与流体相互作用的能量转换关系，首先要了解流体在叶轮内的运动，由于流体在叶轮内的运动比较复杂，为此作如下假设：①叶轮中叶片数为无限多且无限薄，即流体质点严格地沿叶片型线流动，也就是流体质点的运动轨迹与叶片的外形曲线相重合；②为理想流体，即无粘性的流体，暂不考虑由粘性产生的能量损失；③流体作定常流动。
流体在叶轮中除作旋转运动外，同时还从叶轮进口向出口流动，因此流体在叶轮中的运动为复合运动。
当叶轮带动流体作旋转运动时，流体具有圆周运动(牵连运动)，如图2—3(a)所示。
第十一章叶片式泵与风机
结论：
H T
u2 g
(u2
v2m
cot 2a )
①.
2a<90o→HT
<
u
2 2
g
；
②.
2a=90o→HT =
u
2 2
；
g
③.
2a>90o→HT >
u
2 2
g
；
泵与风机
2）三种叶片型式的理论压头和理论功率曲线 流量－扬程曲线（Ｈ－ｑＶ）
由无限多叶片时的理论能头可得：
2
2
理论功率曲线是向上凹的二次曲线。
对于后弯式叶轮
90,cot 0, B 0
2
2
理论功率曲线是向下凹的二次曲线。
90 2 90 2
90 2 qVT
泵与风机
根据以上分析，可以定性地说明不同叶型的泵 或风机性能曲线的变化趋势，对于研究实际性能曲 线是很有意义的。同时理论性能曲线还可以解释泵 或风机在运转中产生一些问题的原因。如由理论功 率曲线可以看出，前弯式叶轮的轴功率随流量增加 而迅速增长，因此这种风机在运行中，电机很容易 超载，而后弯式叶轮几乎不会发生超载。
uiiu
uiicosi
1 2
(i2
ui2
wi2 )
其中i=1或 i=2，将上式代入理论扬程HT 的表达
式，得：
H T
u22 u12 2g
w12 w22 2g
2 2
12
2g
泵与风机
H T
u22 u12 2g
w1 2 w2 2 2g
叶片式泵与风机
扬程
流体通过泵或风机后所获得的能量，表现为 压力或势能的增加。
效率
泵或风机的有用功率与输入功率之比，是评 价其性能优劣的重要指标。
性能测试方法及标准
测试方法
01
采用实验手段对叶片式泵与风机的性能进行测试，包括流量、
扬程、功率等参数的测量。
测试标准
02
遵循国际或国内相关标准进行测试，如ISO、GB等，确保测试
其他类型风机技术
01
罗茨风机
罗茨风机是一种容积式风机，通过两个相互啮合的转子将气体从吸入侧
输送到排出侧。罗茨风机具有结构简单、运行平稳、噪音低等优点，适
用于低压大流量的场合。
02
斜流风机
斜流风机是一种介于离心风机和轴流风机之间的新型风机，具有高效、
低噪、节能等优点。斜流风机的气流方向介于轴向和径向之间，因此称
叶片式风机定义
叶片式风机是一种利用旋转的叶片与空气相互作用，从而产生气流 和风压的机械设备。
分类
根据结构和工作原理的不同，叶片式泵可分为离心泵、轴流泵和混流 泵等；叶片式风机可分为离心风机、轴流风机和斜流风机等。
工作原理及结构特点
工作原理
叶片式泵通过电机驱动叶轮旋转，使液体在离心力的作用下被甩出，并通过泵壳、导叶等流道将液体 输送到出口管道。叶片式风机则是通过电机驱动叶轮旋转，使空气在叶片的作用下产生气流，并通过 风机壳体和进出口管道将气流输送到指定位置。
市场需求
随着经济的发展和社会的进步，人们对流体输送和通风换气的需求不断增加，对叶片式泵和风机的性能、效率和 可靠性等要求也越来越高。因此，未来叶片式泵和风机市场将继续保持稳定增长，同时需要不断推动技术创新和 产品升级以满足市场需求。
02
第11章 叶片式泵与风机得理论基础
1.泵的扬程H与风机的全压p和静压pj (1)泵的扬程H
• 定义：泵所输送的单位重量流量的流体从进口至出口 的能量增值。也就是单位重量流量的流体通过泵所获 得的有效能量，以p表示，单位是m。 • 单位重量流量的流体所获得的能量增量可用能量方程 来计算。如分别取泵或风机的入口与出口为计算断面， 列出它们的表达式可得：
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2016/7/5
三、叶轮的欧拉方程式
实际叶轮的欧拉方程式（即有限多叶片） 实际叶轮工作时，流体从外加能量所获得的理论 扬程值。这个公式也叫做理论扬程方程式。
1 H T u2 vu2 u1 vu1 g
H T HT K 1 H T 1 (u2T vu 2T u1T vu1T ) g
4.效率（全压效率）
• 泵或风机的有效功率与输入的轴功率的比，称为泵或风 机的全压效率(简称效率) =Ne/N • 泵或风机的轴功率：
• 风机的静压效率j ：
QH pQ N 1000 1000
Ne
j
pj p
• 通常泵或风机的效率，是由实验确定的。 5.转速：指泵或风机叶轮每分钟的转数，即“r/min”
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第三节 叶型及其对性能的影响
根据以上分析，似乎可得出如下结论：
• 具有前向叶型的叶轮所获得的扬程最 大，其次为径向叶型，而后向叶型的 叶轮所获得的扬程最小。
• 因此似乎具有前向叶型的泵或风机的 效果最好。
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• 定义：泵所输送的单位重量流量的流体从进口至出口 的能量增值。也就是单位重量流量的流体通过泵所获 得的有效能量，以p表示，单位是m。 • 单位重量流量的流体所获得的能量增量可用能量方程 来计算。如分别取泵或风机的入口与出口为计算断面， 列出它们的表达式可得：
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三、叶轮的欧拉方程式
实际叶轮的欧拉方程式（即有限多叶片） 实际叶轮工作时，流体从外加能量所获得的理论 扬程值。这个公式也叫做理论扬程方程式。
1 H T u2 vu2 u1 vu1 g
H T HT K 1 H T 1 (u2T vu 2T u1T vu1T ) g
4.效率（全压效率）
• 泵或风机的有效功率与输入的轴功率的比，称为泵或风 机的全压效率(简称效率) =Ne/N • 泵或风机的轴功率：
• 风机的静压效率j ：
QH pQ N 1000 1000
Ne
j
pj p
• 通常泵或风机的效率，是由实验确定的。 5.转速：指泵或风机叶轮每分钟的转数，即“r/min”
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第三节 叶型及其对性能的影响
根据以上分析，似乎可得出如下结论：
• 具有前向叶型的叶轮所获得的扬程最 大，其次为径向叶型，而后向叶型的 叶轮所获得的扬程最小。
• 因此似乎具有前向叶型的泵或风机的 效果最好。
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浅谈叶片式泵与风机中流体的基本理论
叶片式泵与风机流体的基本流动理论滨州市技术学院李静 256600研究流体在泵与风机内的流动规律要从泵与风机的原理和性能入手，就是要，进而找出流体流动与各过流部件几何形状之间的关系，确定适宜的流道形状，从而得到符合要求的水力（气动）性能。
一、流体在叶轮内的流动分析（一）叶轮流道的流动分析假设1、叶轮的结构组成：1——前盖板；2——后盖板；3——叶片；4、5——叶片进口、出口。
2、流动分析假设由于流体在叶轮内流动相当复杂，为了分析其流动规律，常作如下假设：（1）具有无穷多、厚度无穷薄叶片的叶轮称为理想叶轮，具有这种叶轮的叶片式泵与风机称为理想叶片式泵与风机。
由于叶片型线的约束，叶片型线与流体的运动轨迹重合。
（2）流体为理想流体，即忽略了流体的内摩擦力。
因此可不考虑由于粘性而引起的叶轮内的流动阻力损失。
（3）流动为稳定流的缓变流，即流动不随时间和空间位置的变化而变化。
（4）流体认为是不可压缩流体，这和电厂的实际情况相仿，因为液体在很大压差下体积变化甚微，而气体在压差很小时体积差值可以忽略不计。
（5）流体在叶轮内的流动是轴对称的流动。
即认为在同一半径的圆周上，流体微团有相同大小的速度。
因而，每层流面把一条流线作为研究对象即可。
（二）理想叶轮内流体的运动流体通过理想叶轮时候，流线与叶片的型显形状一致。
因此，假如旋转的叶轮的出口是封闭的，则轮内流体将随叶轮旋转作圆周运动，即为叶轮的圆周速度。
如果静止叶轮的出口通畅，则流入叶轮的流体将沿叶片的方向从进口到出口作相对于叶轮的运动，就是叶轮的相对速度。
所以，当理想叶轮旋转且出口畅开时，轮内流体一方面作圆周运动，同时又作相对运动。
它相对于静止的泵与风机的壳体的运动就是由这两种运动复合而成，称为绝对运动。
绝对运动等于圆周速度与相对速度的向量和，旋转且出口畅开的叶轮内任意点流体质点的运动状态都可以用这三个速度向量组成的向量三角形，即速度三角形表示。
二、理想轴流式泵与风机叶轮内流体的运动分析（一）叶轮流道流动分析假设流体在轴流式泵与风机叶轮内的流动同样是十分复杂，因此，为了使问题便于研究，通常根据轴流式泵与风机叶轮内流体轴向流入与流出叶轮的特点，将理想轴流式泵与风机叶轮内不可压缩流体的运动作如下简化：（1）研究对象为不可压缩流体。
泵与风机简介
通过工作室 容积周期性变化 而实现输送流体 的泵与风机。 根据机械运 动方式的不同还 可分为往复式和 回转式。 1、往复式
活与风机（又称定排量式） 2、回转式
双螺杆泵
齿轮泵
二、工作原理
（二）容积式泵与风机（又称定排量式） 2、回转式
双螺杆泵
萝次风机
二、工作原理
H HT-qVT q HT-qVT
H-qVT
hs hf+hj
径向式
H-qV
qVd
qV
2）H-qV曲线 HT=KHT ，H=HT-hw ，qVT-q =qV
二、功率与流量性能曲线（Psh-qV ）
Psh Ph Pm，且Pm与流量无关 2 Ph gqVT H T / 1000 gqVT K ( A BqVT ) / 1000 A qVT BqVT
一般工业：厂房、车间空调、原子防护设备通风； 航空航天：动力系统正常工作的维持。
2、定量分析：耗电约占全国总用电量30%~40%。
二、泵与风机在（火）电厂中的地位
锅炉系统 液压泵 一次风机 汽轮机系统
排粉机 送风机
凝结水泵 工业水泵 射水泵 循环水泵 疏水泵
升压泵 引风机 锅炉给水泵
冲灰水泵
灰渣泵 补给水泵 生水泵
振。
3、影响泵的运行性能。断裂工况（汽泡堵塞流道）；潜 伏性汽蚀（易被忽视）。
五、泵与风机性能曲线的比较
（一）离心式泵与风机性能曲线的比较 3、 -qV 性能曲线的比较 前向式叶轮的效率较低，但在 额定流量附近，效率下降较慢；后 向式叶轮的效率较高，但高效区较 窄；而径向式叶轮的效率居中。 因此，为了提高效率，泵几乎不采用前向式叶轮，而采 用后向式叶轮。即使对于风机，也趋向于采用效率较高的后 向式叶轮。
《泵与风机》课件——第六章 叶片式泵与风机的叶轮理论
2 流体在叶轮内的运动及速度三角形
绝对速度c可以分解为径向分速度cr和切向分速度cu。 径向分速度与流量有关，切向分速度与压头有关。即
cr cu
csin
c
cos
速度图是研究流体在叶轮内能量转换及其性能的基础。
泵与风机的性能主要与叶轮进口及出口处的流体运动情况有关。
用角标“1”表示进口处的物理量，用角标“2”表示出口处的物理量。
这时每块流体必然受到离心力 的作用，从而使流体的压能提高， 流体从叶轮中心被甩向叶轮外缘， 于是叶轮中心O处就形成真空。
1 离心式泵与风机的工作过程
外界流体在大气压力作用下， 源源不断地沿着吸人管向中心O 处补充，而已从叶轮获得能量的 流体则流人蜗壳内，并将一部分 动能转变为压能，然后沿压出管 道排出。
对于离心式水泵及大型风机，一般要求效率高，多采用后弯式叶 轮。对于中小型风机，本身功率较小，效率成为次要的问题，为缩小 风机的尺寸，常采用前弯式叶轮。径向式叶轮的特点介于后弯式与前 弯式之间，由于它加工容易，出口沿径向，不易积尘堵塞，叶片强度 较好，多用于污水泵、排尘风机、耐高温风机等。
知识点2
轴流式泵与风机 的叶轮理论
第六章
叶片式泵与风机 的叶轮理论
知识点1
离心式泵与风机 的叶轮理论
目录
1 离心式泵与风机的工作过程 2 流体在叶轮内的运动及速度三角形 3 能量方程式及分析 4 离心式泵与风机的叶片型式
1 离心式泵与风机的工作过程
先在叶轮内充满流体，并在叶 轮不同方向上取A、B、C、D几块 流体，当叶轮旋转时，各块流体也 被叶轮带动一起旋转起来。
3 能量方程式及分析
HT
1 g
(u2Tcu 2T
u1Tcu1T )
(电厂培训泵与风机)专题二叶片式泵与风机的叶轮理论
专题二 叶片式泵与风机的叶轮理论
流体流经泵与风机内各过流部件的对比情况
上篇：离心式泵与风机的叶轮理论
一、离心式泵与风机的工作原理
同一水平面上的A、B、C、D的压力值大小 的关系是：
离心泵的工作原理:
A
B
C
D
( a)
(b) 离心泵工作原理
因 pc 的下降而产生真空可将下液面的
水从吸入管路吸进叶轮，在叶轮不断旋
能量方程式的第二形式
HT
u2 u w1 w2 2g 2g 2g
2 2 1 2 2 2 2
2 1
第一项表示流体在叶轮内旋转时产生的离心力所做的功；
第二项表示由于叶道展宽，相对速度降低而获得的压能；
第三项表示动压水头增量
HT
u2 u w1 w2 2g 2g 2g
u2 (u2 v2 m cot 2 a ) g
u2v2u g
2 u2 g
1、β
2a=90°（径向式叶片）
cot 2a 0
HT
v
' 2
w
2a
' 2
u2
以1 90 进入叶轮时，其理论扬程为 H T
H T u2 (u2 v2 m cot 2 a ) g
pT
2 u2
2
2 w2
2
2 2
2
对基本方程式进行修正的关系式
对于风机： pT KpT P
a
对于泵：HT KHT m H HTh m
七、流体进入叶轮前的预旋
预旋可分为强制预旋和自由预旋。 （一）强制预旋
强制预旋是由结构上的外界因素造成的。强制预旋时，流量
流体流经泵与风机内各过流部件的对比情况
上篇：离心式泵与风机的叶轮理论
一、离心式泵与风机的工作原理
同一水平面上的A、B、C、D的压力值大小 的关系是：
离心泵的工作原理:
A
B
C
D
( a)
(b) 离心泵工作原理
因 pc 的下降而产生真空可将下液面的
水从吸入管路吸进叶轮，在叶轮不断旋
能量方程式的第二形式
HT
u2 u w1 w2 2g 2g 2g
2 2 1 2 2 2 2
2 1
第一项表示流体在叶轮内旋转时产生的离心力所做的功；
第二项表示由于叶道展宽，相对速度降低而获得的压能；
第三项表示动压水头增量
HT
u2 u w1 w2 2g 2g 2g
u2 (u2 v2 m cot 2 a ) g
u2v2u g
2 u2 g
1、β
2a=90°（径向式叶片）
cot 2a 0
HT
v
' 2
w
2a
' 2
u2
以1 90 进入叶轮时，其理论扬程为 H T
H T u2 (u2 v2 m cot 2 a ) g
pT
2 u2
2
2 w2
2
2 2
2
对基本方程式进行修正的关系式
对于风机： pT KpT P
a
对于泵：HT KHT m H HTh m
七、流体进入叶轮前的预旋
预旋可分为强制预旋和自由预旋。 （一）强制预旋
强制预旋是由结构上的外界因素造成的。强制预旋时，流量
0301叶片式泵与风机的基本方式程 2
回忆上次课所做的实验
被输送的是理想液体，液体在叶轮内流动不存在流动阻力；
：完全不可压缩的无粘滞性的流体。
不可压缩：流体中任一质量元在流动过程中体积都不会变化。
中各部分之间无摩擦阻力的作用。
：在流体占据的空间里，每一点都对应于一个表示该处流体流动速度的流速矢量，构成了流体在空间中的离心泵工作时，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情况是十分复杂的。
二、流体在叶轮中运动的速度三角形
理想流体在理想叶轮中的旋转运动应是等角速度的。
α表示绝对速度与圆周速度两矢量之间的夹角，
速度反方向延线的夹角，称之为流动角。
α及β的大小与叶片的形状有关。
速度三角形是研究叶轮内流体流动的重要工具，在分析泵的性能、确定叶轮进出口几何参数时都要用到它。
由速度三角形并应用余弦定理得到
当叶轮的直径和转速、叶片的宽度及理论流量一定时，离心泵的理论压头随叶片的形状而变。
实际上离心泵多采用的一种叶片。
理论压头居中；
产生的理论压头最大；
不断增大；但H
p 随β
2
的变化却不同，在β
2
＜90度时，
所占的比例大致相当，在β
2＞90时，H
p
所占比例较少，
一定，若、
前面讨论的是理想液体通过理想叶轮时的H
T∞－Q
T
的关系曲线上，叶轮的叶片数目是有限的，
因此，液体并非完全沿叶片弯曲形状运动，而且在流道中产生与旋转方向不一致的旋转运动，称为轴向涡流。
于是，实际的圆周都较理想叶轮的为小，致使泵的压头降低。
水力学：第2章 叶片式泵和风机
型号意义：
200S63A
200 —— 泵吸入口直径为 200mm；
S—单级双吸离心泵； 63 —— 扬程为63m； A —— 叶轮外径第一次
切割。
S型图
单级双吸中开离心泵
便拆式管道离心泵
DL型立式多级离心泵
IS型单吸离心泵
叶轮
S型双吸离心泵
二、离心泵的主要零件，作用材料和组成
1．叶轮：了解叶轮作用，材料，组成，按吸入 口分类，按盖板情况分类
3、按叶轮进水方式分： 单侧进水式泵：又叫单吸泵，图2－2，即叶 轮上只有一个进水口 双侧进水式泵：又叫双吸泵，即叶轮两侧都 有一个进水口，它的流量比单吸式泵大一倍， 可以近似看作是两个单吸泵叶轮背靠背放在 一起。P101图2－93，图2－5。 4、按泵壳结合缝形式分： 水平中开式泵：即在通过轴心线的水平面上 开有结合缝 垂直结合面缝：即结合面与轴心线相垂直
1、泵壳；2、镶在泵壳上的减漏环； 3、叶轮；4、镶在叶轮上的减漏环
轴封装置
泵轴穿出泵壳时，在轴与壳之间存在 着间隙，如不采取措施，间隙处就会有泄 漏。当间隙处的液体压力大于大气压力(如 单吸式离心泵)时，泵壳内的高压水就会通 过此间隙向外大量泄漏；当间隙处的液体 压力为真空(如双吸式离心泵)时，则大气 就会从间隙处漏入泵内，从而降低泵的吸 水性能。为此，需在轴与壳之间的间隙处 设置密封装置，称之为轴封。目前，应用 较多的轴封装置有填料密封、机械密封。
立 式 轴 流 泵 结 构 图
ZLB型立式轴流泵
叶轮 1、固定式 2、半调节
四、混流泵
1、混流泵的工作原理 混流泵是介于离心泵和轴流泵之间的一种泵，
它是靠叶轮旋转而使水产生的离心力和叶片对水 产生的推力双重作用而工作的。 2、混流泵的构造
200S63A
200 —— 泵吸入口直径为 200mm；
S—单级双吸离心泵； 63 —— 扬程为63m； A —— 叶轮外径第一次
切割。
S型图
单级双吸中开离心泵
便拆式管道离心泵
DL型立式多级离心泵
IS型单吸离心泵
叶轮
S型双吸离心泵
二、离心泵的主要零件，作用材料和组成
1．叶轮：了解叶轮作用，材料，组成，按吸入 口分类，按盖板情况分类
3、按叶轮进水方式分： 单侧进水式泵：又叫单吸泵，图2－2，即叶 轮上只有一个进水口 双侧进水式泵：又叫双吸泵，即叶轮两侧都 有一个进水口，它的流量比单吸式泵大一倍， 可以近似看作是两个单吸泵叶轮背靠背放在 一起。P101图2－93，图2－5。 4、按泵壳结合缝形式分： 水平中开式泵：即在通过轴心线的水平面上 开有结合缝 垂直结合面缝：即结合面与轴心线相垂直
1、泵壳；2、镶在泵壳上的减漏环； 3、叶轮；4、镶在叶轮上的减漏环
轴封装置
泵轴穿出泵壳时，在轴与壳之间存在 着间隙，如不采取措施，间隙处就会有泄 漏。当间隙处的液体压力大于大气压力(如 单吸式离心泵)时，泵壳内的高压水就会通 过此间隙向外大量泄漏；当间隙处的液体 压力为真空(如双吸式离心泵)时，则大气 就会从间隙处漏入泵内，从而降低泵的吸 水性能。为此，需在轴与壳之间的间隙处 设置密封装置，称之为轴封。目前，应用 较多的轴封装置有填料密封、机械密封。
立 式 轴 流 泵 结 构 图
ZLB型立式轴流泵
叶轮 1、固定式 2、半调节
四、混流泵
1、混流泵的工作原理 混流泵是介于离心泵和轴流泵之间的一种泵，
它是靠叶轮旋转而使水产生的离心力和叶片对水 产生的推力双重作用而工作的。 2、混流泵的构造
《泵与风机》课件——第七章 叶片式泵与风机的性能
对泵:ns＝30～300为离心式。ns＝300～500为混流式。ns＝500～1000为轴流式,
ns＝30～80为低比转数离心式ns＝80～150为中比转数离心式，ns＝150—300为高比转数离
心式。
对风机：ny＝2.7～12为前弯式离心风机，ny＝3.6～16.6为后弯式离心风机，ny＝18～36为
转数，一般是用最高效率点的比转数作为相似准则
的比转数。
泵与风机相似，比转速必然相似，比转速
相似，泵与风机不一定相似。比转速相似不能
作为泵和风机相似的判别条件。
比转数是用单级单吸入叶轮为标准，如结构型
式不是单级单吸，则要进行换算。
比转速
相似定律
比转速的应用
16
.
=
/
用比转数对泵与风机进行分类
对新设计的产品，需将原型泵
在现有效率高、结构简单、性能
由性能参数的相似关系，在改变转速、
与风机缩小为模型，进行模化试验
可靠的泵与风机资料中，选一台合适的
叶轮几何尺寸及流体密度时，可进行性能
以验证其性能是否达到要求。
(比转数接近的)作为模型，按相似关系
参数的相似换算。
对该型进行设计。
相似定律
5
几何相似：是指模型和原型各对应点的几何尺
第七章
叶片式泵与风机的
性能
第一节
泵与风机
PART 01
相似定律
3
概念
由于许多力学问题很难用数学方法去解决，必须通过实验来研究。试验模型在一定
的条件下，间接反映出真实设备的相应性能。
试验模型=实际情况？
在一定条件限定的下，试验模型和实际设备具备相似的性能特性。
相似定律
4
ns＝30～80为低比转数离心式ns＝80～150为中比转数离心式，ns＝150—300为高比转数离
心式。
对风机：ny＝2.7～12为前弯式离心风机，ny＝3.6～16.6为后弯式离心风机，ny＝18～36为
转数，一般是用最高效率点的比转数作为相似准则
的比转数。
泵与风机相似，比转速必然相似，比转速
相似，泵与风机不一定相似。比转速相似不能
作为泵和风机相似的判别条件。
比转数是用单级单吸入叶轮为标准，如结构型
式不是单级单吸，则要进行换算。
比转速
相似定律
比转速的应用
16
.
=
/
用比转数对泵与风机进行分类
对新设计的产品，需将原型泵
在现有效率高、结构简单、性能
由性能参数的相似关系，在改变转速、
与风机缩小为模型，进行模化试验
可靠的泵与风机资料中，选一台合适的
叶轮几何尺寸及流体密度时，可进行性能
以验证其性能是否达到要求。
(比转数接近的)作为模型，按相似关系
参数的相似换算。
对该型进行设计。
相似定律
5
几何相似：是指模型和原型各对应点的几何尺
第七章
叶片式泵与风机的
性能
第一节
泵与风机
PART 01
相似定律
3
概念
由于许多力学问题很难用数学方法去解决，必须通过实验来研究。试验模型在一定
的条件下，间接反映出真实设备的相应性能。
试验模型=实际情况？
在一定条件限定的下，试验模型和实际设备具备相似的性能特性。
相似定律
4
流体力学泵与风机——叶片式泵与风机的理论
离心式泵与风机的工作原理
工作原理图释
工作原理图释
➢ 先在叶轮内充满流体，并在叶轮不同方向 上取A、B、C、D几块流体，当叶轮旋转 时，各块流体也被叶轮带动一起旋转起来。 这时每块流体必然受到离心力的作用，从 而使流体的压能提高，这时流体从叶轮中 心被甩向叶轮外缘，，于是叶轮中心O处 就形成真空。外界流体在大气压力作用下， 源源不断地沿着吸人管向中心O处补充， 而已从叶轮获得能量的流体则流人蜗壳内， 并将一部分动能转变为压能，然后沿压出 管道排出。由于叶轮连续转动，就形成了 泵与风机的连续工作过程。
泵与风机性能曲线 离心式泵与风机性能曲线分析 轴流式泵与风机的性能曲线分析
主页
功率
➢ 功率是指单位时间内所做的功。 1．有效功率Pe。 ➢ 有效功率是单位时间内通过泵或风机流体实际所得到功率。
➢ 2．轴功率P ➢ 轴功率是原动机传给泵或风机轴上的功率。
3．原动机功率PM： ➢ 原动机功率系指原动机输出功率。
➢ 出口速度三角形变化
出口速度三角形变化
➢ 由于流体分布不均匀，则在叶轮 出口处，相对速度的方向不再是 叶片出口的切线方向，而是向叶 轮旋转的反方向转动了个角度， 使流动角β2叶片安装角β2a，出口 速度三角形由△abc变为△abd
➢ 由轴向涡流引起速度偏移，使β2 <β2a导致v2u<v2u∞，使有限叶片 叶轮的理论能头下降。则有限叶 片叶轮的理论能头为HT，一般用 滑移系数K来修正无限多叶片叶 轮的理论能头，即
叶片式泵与风机的理论
泵与风机的叶轮理论
离心式泵与风机的叶轮理论 轴流式泵与风机的叶轮理论
泵与风机的性能曲线 相似理论
离心式泵与风机的叶轮理论
离心式泵与风机的工作原理 流体在叶轮内的运动及速度三角形 能量方程式(欧拉方程式)及其分析 离心式叶轮叶片型式的分析 有限叶片叶轮中流体的运动
H泵与风机
第一章 叶片式泵与风机的 基本理论
1
第五节：叶片式泵与风机的损失与效率
2
3
4
5
第六节：叶片式泵与风机的性能曲线
• • • • •
为什么各个参数都要表示成与流量的关系？ 工况的概念？ 让泵与风机在什么工况下工作？ 能头与轴功率关系？ 性能曲线主要或常用的有哪三种？
6
能头与流量性能曲线
7
功率与流量性能曲线
19
作业
1. 对于大流量-小压比和小流量-大压比的要求， 各应选取哪种流通形式的泵与风机？为什么？ 2. 轴流式和离心式泵与风机在启动时，其阀门 开度有何差异，为什么？ 3. 轴流式叶轮，其叶片常常做成可调的，其在 效率特性上的解释是什么？
20
13
轴功率性能的比较（过载问题）
14
效率性能的比较（过载问题）
15
（二）不同流通形式泵与风机的 性能曲线的比较
扬 程
16
轴 功 率
17
效 率
18
第五节、第六节知识重点
• 通过分析损失与效率，从理论的上定性的分 析了离心式泵与风机的性能曲线。 • 掌握实际能头、轴功率和效率性能曲线的变 化特点？ • 会分析不同离心式叶轮、不同流通形式叶轮 性能的差异。
8
效率与流量性能曲线
9
对性能曲线的说明
• 以上从理论的上定性的分析了离心式泵与风 机的性能曲线，而实际性能曲线只能用试验 的方法来绘制。 • 性能曲线中，流量为0附近和曲线与流量轴相 交附近区域不实际？
10
11
（一）不同类型泵与风机的性能曲线的比较 扬程（压强）能头对应小流量 b. 平坦型曲线 小能头对应大流量 c. 有驼峰的性能曲线 要避免峰值左侧不 稳定区
1
第五节：叶片式泵与风机的损失与效率
2
3
4
5
第六节：叶片式泵与风机的性能曲线
• • • • •
为什么各个参数都要表示成与流量的关系？ 工况的概念？ 让泵与风机在什么工况下工作？ 能头与轴功率关系？ 性能曲线主要或常用的有哪三种？
6
能头与流量性能曲线
7
功率与流量性能曲线
19
作业
1. 对于大流量-小压比和小流量-大压比的要求， 各应选取哪种流通形式的泵与风机？为什么？ 2. 轴流式和离心式泵与风机在启动时，其阀门 开度有何差异，为什么？ 3. 轴流式叶轮，其叶片常常做成可调的，其在 效率特性上的解释是什么？
20
13
轴功率性能的比较（过载问题）
14
效率性能的比较（过载问题）
15
（二）不同流通形式泵与风机的 性能曲线的比较
扬 程
16
轴 功 率
17
效 率
18
第五节、第六节知识重点
• 通过分析损失与效率，从理论的上定性的分 析了离心式泵与风机的性能曲线。 • 掌握实际能头、轴功率和效率性能曲线的变 化特点？ • 会分析不同离心式叶轮、不同流通形式叶轮 性能的差异。
8
效率与流量性能曲线
9
对性能曲线的说明
• 以上从理论的上定性的分析了离心式泵与风 机的性能曲线，而实际性能曲线只能用试验 的方法来绘制。 • 性能曲线中，流量为0附近和曲线与流量轴相 交附近区域不实际？
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（一）不同类型泵与风机的性能曲线的比较 扬程（压强）能头对应小流量 b. 平坦型曲线 小能头对应大流量 c. 有驼峰的性能曲线 要避免峰值左侧不 稳定区
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22
2
22
qVT 2 D 2b2vm 2
2）离心式叶轮理论压头和理论流量的关系:
HT
g1u22u
u2 g
(u2
qVT c
D2b2Ψ
tg2y)
u22 g
u2 c tg2 y gD2b2Ψ
qVT
A-BqVT
3）离心式叶轮理论功率和理论流量的关系:
P TgT H q VT g (A BV) q T q VT
Ａ
径向式叶轮
2 90 cot 2 0 B＝0
当ｑＶＴ增大时，ＨＴ∞减小，流量－扬
u g
2 2
程关系曲线是一条水平的直线。
Ｏ
前弯式叶轮
2 90
径向式
2 90
ｑＶＴ
2 90 cot2 0 Ｂ<０
当ｑＶＴ增大时，ＨＴ∞减小，流量－扬程关系曲线是一条向上倾斜的直 线。
泵与风机
常用的泵或风机实际压头曲线有三种类型：
9,c 0o 0 ,tB 0
2
2
理论功率曲线是向上凹的二次曲线。
对于后弯式叶轮
9,c 0o 0 ,tB 0
2
2
理论功率曲线是向下凹的二次曲线。
90 2 90 2
90 2 qVT
泵与风机
根据以上分析，可以定性地说明不同叶型的泵 或风机性能曲线的变化趋势，对于研究实际性能曲 线是很有意义的。同时理论性能曲线还可以解释泵 或风机在运转中产生一些问题的原因。如由理论功 率曲线可以看出，前弯式叶轮的轴功率随流量增加 而迅速增长，因此这种风机在运行中，电机很容易 超载，而后弯式叶轮几乎不会发生超载。
泵与风机
则dt在时间内流入和流出进出口控制面的流体 相对于轴线的动量矩分别为：
流进： qvco srd
V,T 1
11 t
流出： qvco srd
V,T 2
22 t
由此得单位时间内，叶轮进、出口处流体动量矩的变
化为：
q( vco r s vco r )s
V ,T 2
2 2 1
1 1
泵与风机
2
w2
m2
α2
2u
β2 u2
出口速度三角形
泵与风机
三、离心泵与风机的基本方程
1.离心式叶轮理论压头方程
由于流体在叶轮内流动相当复杂，为了分析其流动规律，常作如下假 设：
（1）叶轮中的叶片为无限多无限薄，流体微团的运动轨迹完全与
叶片型线相重合。
（2）流体为理想流体，即忽略了流体的粘性。因此可暂不考虑
A
u2 2
g
B
u 2
cot 2
gD b
22
泵与风机 3.离心式叶轮叶片型式
1）离心式叶轮的三种型式
叶片出口安装角：2a=（叶片出口切向，- u2）
后向式（2a＜90） 径向式（2a＝90） 前向式（2a＞90）
泵与风机
➢2a对HT的影响
为提高理论扬程HT，设计上使1≈90。则在转速 n、流量qV、叶轮叶片一定的情况下，有：
ν1u
w1
β1 u1
进口速度三角形
泵与风机
出口
（1）圆周速度 u 2
2
w2
u2
D2n
60
m2
α2
2u
β2 u2
式中 n—— 叶轮转速，r/min; 出口速度三角形
D 2
——叶轮内径，m；
泵与风机
(2)轴面速度 v m 2
v
q VT
q VT
m2 A Db
22
2
22
2
m2
α2
2u
w2
β2 u2
式中
qVT ——理论流量，m3 /s
圆周分速度
速度三角形
泵与风机
2.叶轮流道进、出口速度的计算
进口
u （1）圆周速度 1
u1
D1n
60
ν1
νm1 α1
ν1u
w1
β1 u1
进口速度三角形
式中 n —— 叶轮转速，r/min; D1——叶轮内径，m；
泵与风机
(2)轴面速度 v m 1
v VT
VT
m1 A Db
11
11 1
ν1
νm1 α1
2
w2
2
w2 2
① τ
(1, 1/2), 后向式叶轮，
2y (2amin,90)
1/2, 径向式叶轮，
2y =90
(1/2 ,0), 前向式叶轮，
2a(90,2amax)
2amin u2=c
2amax
w2
u2=c=1 =1/2Fra bibliotekHTHd
② HT
小，后向式叶轮 大，前向式叶轮
2amin
90
2amax
泵与风机
2a对Hst及Hd的影响
v
2 2
v
2 1
2g
定义反作用度：
v22v22mv22u v12v12mv12u
Hst 1Hd
HT
HT
Hdv22m2gv12mv22u2gv12u
v 2m v1m 1 90
1v22u 2g 1v2u
u2v2u g
2u2
H d
v2 2u
2g
泵与风机
结论：
泵与风机
第十一章 叶片式泵与风机
➢第一节 离心式泵与风机的叶轮理论 ➢第二节 轴流式泵与风机的叶轮理论 ➢第三节 比例定律及比转速 ➢第四节 叶片式泵与风机的结构
泵与风机
第一节 离心式泵与风机的叶轮理论
讨论泵与风机的原理和性能，就是要研究流体在泵 与风机内的流动规律，从而找出流体流动与各过流部 件几何形状之间的关系，确定适宜的流道形状，以便 获得符合要求的水力（气动）性能。流体流经泵与风 机内各过流部件的对比情况如下表所示。
泵与风机
速度三角形是研究流
体在叶轮内能量转化及
其参数变化的基础。在 恒定流假设的基础上，
径向分速度 绝对流动角
相对流动角
当叶片无限
多时
a
要了解流体流经叶轮后
所获得的能量。只需知
道进出口处的速度三角
形即可。为区别这两处
的参数，分别用下标“1、
2”表示叶轮叶片进口、
出口处的参数；并用下 标“”表示叶片无限多 无限薄时的参数。
V , T2 2 2
1 1 1
这里： r1 u1 r2 u2 v2co2sv2u v1co1 su1
所以有:
N M q ( vu vu ) V ,T 2 u 2 1 u 1
泵与风机
若单位重量流体通过无限多叶片叶轮时所获得的能
量 H ，则单位时间内流体通过无限多叶片叶轮时所获 T
各种2y时的速度三角形及Hd、Hst的曲 线图
泵与风机
➢ 讨论
1°从结构角度：当HT=const.，前向式叶轮结构小，重量 轻，投资少。
2°从能量转化和效率角度：前向式叶轮流道扩散度大且压 出室能头转化损失也大；而后向式则反之，故其克服管路阻力 的能力相对较好。
前盘
叶片 轮毂
轴 后盘
板式叶片 空心叶片
泵与风机
一、离心式叶轮的投影图
叶片出口宽度
叶片出口直径
轴面投影图
平面投影图
叶轮投影图
泵与风机
二、叶轮内流体的运动及其速度三角形
1.叶轮内流体的运动及其速度三角形
由于速度是矢量，所以绝对速度等于牵连速度和相对速度
w
的矢量和：
即： v u w
叶轮进出口速度速度图
第二部分Hd：表示流体流经叶轮时动能头的增加值。这项
动能头要在叶轮后的导叶或蜗壳中部分地转化为静能头。
泵与风机
4）若进口流动角等于90度，称为法向进口条件：
HT
1 g
v2uu2
泵与风机
2.理论压头及理论功率与理论流量之间的关系
1）离心式叶轮理论流量（不考虑泄漏）:
v
q VT
q VT
m2 A Db
P g H g (A B)q
T
T
VT
式中
A
u2 2
g
u cot
B 2
2
gD b
22
可见对于不同的β2值具有不同形状的曲线，当
qVT=0时。三种叶轮的理论功率都等于零，理论功率 曲线都交于原点。
泵与风机
对于径向式叶轮
9,c 0o 0 ,tB 0
2
2
理论功率曲线是一条直线。
PT
对于前弯式叶轮
根据动量矩定理，上式应等于作用于该流体上的合外力矩， 即等于叶轮旋转时给予该流体的转矩，设作用在流体上的转
矩为M,则有：
M q V ,T ( v 2 co 2 r 2 s v 1 co 1 r 1 ) s
叶轮以等角速度ω旋转时，该力矩对流体所做的功率为:
N M q ( v co r v s cr o )s
H T u222 gu12w 1 22 gw 2 22 2 2 g1 2
泵与风机
H Tu222 gu12w 1 22 gw 2 22 2 2 g1 2
Hs t Hd
第一部分Hst：共同表示了流体流经叶轮时静能头的增加值。
轴流式：第一项=0，说明在其它条件相同的情况下，轴流 式泵与风机的能头低于离心式；
HTug2(u2v2mcot2a)
结论：
①.
2a<90o→HT
<
u
2 2
g
；
②.
2a=90o→HT =
u
2 2
g
；
③.
2a>90o→HT
>
u