泵与风机的分类和特点

料强度及汽蚀的限制。比较之下，用提高转速来提高理论能头，仍是当
前普遍采用的主要方法。
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由叶轮叶片进、出口速度三角形可知：
ui iu
uiicos i
1 2
(
2 i
ui2
w
2 i
)
H T
u22 u12 2g
12 22
2g
c22 c12 2g
离心力的作用下叶轮旋 转所增加的静压头
叶片间通道面积逐渐加大 使液体的相对速度减少所
H T
P
gqVT
1 g
(u22u
u11u )
（m）
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(1)单位重量和单位体积的理想流体流过无限多叶片叶轮时所获得的能
量仅与流体在叶片进口及出口处的运动速度有关，而与在流道中的流动
过程和流体性质无关。如果泵与风机的叶轮尺寸相同,转速相同,流量相
等时，则流体所获得的理论能头相等，即泵所产生的液柱与风机产生的
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工作原理与往复泵相似。 在泵吸入口，由于两齿轮分开，
空间增大形成低压区而将液体吸 入。 被吸入液体在齿轮和泵体之间被 分成两路由齿轮推着前进。 在压出口，由于两齿轮互相合拢， 空间缩小形成而将液体压出泵。
特点：输送粘性较大的液体 6
罗茨式泵与风机
工作原理：与齿轮泵相似。 结构：由机壳和腰形转子组成。 两转子之间、转子与机壳之间间
入口静叶调节机构
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柱塞泵 （往复泵）
工作原理（活塞式）：活塞向左 移动→泵缸容积↑ →泵体压力 ↓，排出阀门关阀，吸入杆打开， 液体吸入； 活塞向右移动→泵缸容积↓ → 泵体压力↑ →排出阀门打开， 吸入杆关闭，液体排出。 特点：单动泵由于吸入阀和排出 阀均在活塞一侧，吸液时不能排 液，排液时不能吸液，所以泵排 液不连续，不均匀。优点是流量 小，压力高。
隙很小，无过多泄漏。 改变两转子的旋转方向，则吸入
与排出口互换。 特点：风量与转速成正比而与出
口压强无关，故出口阀不可完全 关闭，流量用旁路调节。应安装 稳压气罐和安全阀。 罗茨鼓风机的出口压强一般不超 过 80 kPa（表压）。出口压强过 高，泄漏量增加，效率降低。
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结构原理：由缸套，主, 动螺 杆组成，泵内形成多个彼此分 隔的容腔。转动时，下部容腔 V增大，吸入液体，然后封闭。 封闭容腔沿轴向上升，新的吸 入容腔又在吸入端形成。一个 接一个的封闭容腔上移，液体 就不断被挤出。 特点： •流量和压力均匀，故工作平 稳，噪声和振动较少。 •吸入性能好（单螺杆泵吸上 真空高度可达8.5m水柱） •流量范围大
Ph 流动损失功率
泵或风机内部的能量平衡图
•机械损失：由于泵轴与轴承间、泵轴 与填料间、叶轮盖板外表面与液体间 的摩擦等机械原因引起的能量损失。 机械损失用机械效率ηm表示。
m
理论功率 有效功率
100 %
NT Ne
100％
流动损失:由于液体具有粘性，在 泵壳内流动时与叶轮、泵壳产生 碰撞、导致旋涡等引起的摩擦阻 力、局部阻力和冲击能量损失。 水力损失用水力效率ηh表示。
气柱高度相等。而全风压与流体密度有关。因此，不同密度的流体所产
生的压力是不同的。
(2)当α1＝90°时，则v1u＝0，流体径向流入叶轮时，获得最大的理论
扬程。
HT∞=u2v2u/g
(3)增加转速n，叶轮外径D2和绝对速度在圆周的分量V2u，均可提高理
论能头HT∞，但加大D2会使损失增加，降低泵的效率。提高转速则受材
体积流量一定要在一定热力条件下定义才有意义。
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功率和效率
轴功率：传到泵与风机
原动机输出功率：
轴上的功率
有效功率：
Pg Psh / tm（kW）
Psh Pe / （kW）
Pe
gqV H
1000
pqV （kW） 1000
原动机
传动装置
泵与风机
传动效率： tm
效率：
原动机配套功率：Pgr=KPg，K为容量安全系数（额定条件下）。
往复式柱塞式
混流式
泵
容积式：回转式隔 滑 螺 齿膜 片 杆 轮式 式 式 式
风机
往复式 容积式：回转式：叶 罗 罗氏 杆 茨风 风 风机 机 机
真空泵
其它类型：射流泵
水击泵
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离心式 (小流量，高扬程)
轴流式 (大流量，低扬程)
混流式
(中流量，中扬程) 3
轴流式静叶可调引风机
动叶
入口静叶 出口静叶
hf
l v2 4R 2g
K1qV2
h j K2qV2
h f h j K3qV2 2525
2）冲击损失
当流量偏离设计流量时，流体速度的大小和方向要发生变化，在叶 片入口和从叶轮出来进入压出室时，流动角不等于叶片的安装角。
冲击损失可用下式估算，即
hs K4(qV qV ,d )2
qV<qV,d 时 ， β1<β1a ， α=β1a-β1>0为正冲角，旋涡发 生在吸力面。
体的密度，叶轮旋转所产生的离心力很小，叶轮中心处产生的低
压不足以造成吸上液体所需要的真空度，这样，离心泵就无法工
作，这种现象称作“气缚”。
离心泵无自吸能力，为了使启动前泵内充满液体，在吸入管道底
部装一止逆阀,同时在泵体水平最高点还应设置放气口。离心泵
与喷射泵组合，依靠喷射装置,在喷嘴处造成真空实现抽吸。
•旋转的叶轮发生摩擦而产生能量损失，约占轴功率的2
%~10%，是机械损失的主要部分。
Pm Pm1Pm2
m
P
Pm P
2121
减小机械损失的一些措施 （1）合理地压紧填料压盖，对于泵采用机械密封。
（2）对给定的能头，增加转速，相应减小叶轮直径。
（3）试验表明，将铸铁壳腔内表面涂 漆后，效率可以提高2%～3%，叶轮盖板 和壳腔粗糙面用砂轮磨光后，效率可提高 2%～4% 。一般来说，风机的盖板和壳腔 较泵光滑，风机的效率要比水泵高。
有自吸能力，不需灌泵；旁路调节，不能封闭启动
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喷射泵
(1)效率低。 (2)结构简单，体积小，
价格低。
(3)无运动部件，工作
可靠，使用寿命长。只
有当喷嘴因口径长期使
用后，过分磨损导致性
能降低，才需更换。
靠流以吸气液高来使排、体压引被作空或工射引用气有作 被 射 。 。 流流吸流常被动体流体用引性经体的的射的喷能工流固，嘴量作体、与后增流则液之产加体可混进生，有以合行的从水是物动而、气。高量实水体交速现蒸、换射，(抽真(的浸45)送空)污没吸 可液 度浊 也入输体也液能性送时很体工能含的高，作好固允。即。，体许使而杂吸被且质上水 CP 型系列喷射泵 10
增加的静压头
Hp（静压头） Hc(动压头)
液体流经叶轮后所增 加的动压头（在蜗壳 中其中一部分将转变
为静压能）
Hp用于克服装置中的流阻、液位 Hc表现为液流绝对速度增加。要 差和反压。要求Hp大于这三者之 求Hc不宜过大，因Hc大流阻大。19
Psh
Ph
P
qVT
qV
HT
HT
Pe qV H
PV Pm 容积损失功率 机械损失功率
2424
流动损失发生在吸入室、叶轮流道、导叶和壳体中。流体和各部分流 道壁面摩擦会产生摩擦损失；流道断面变化、转弯等会使边界层分离、 产生二次流而引起扩散损失；由于工况改变，偏离设计流量时，入口 流动角与叶片安装角不一致，会引起冲击损失。
1）摩擦损失和局部损失 由流体力学知道，当流动处于阻 力平方区时（流体在泵与风机内的流动一般是这样），摩擦损失 和局部损失与流量的平方成正比，可定性地用下式表示：
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按照动量矩定理，动量矩的变化率应等于所有外力对转轴的力矩M
M qV ,T (v2 cos2r2 v1 cos1r1)
Mω表示叶轮旋转时传递给流体的功率，应该等于流体 获得的功率ρgqVTHT∞。
P=qVT(u22u- u11u)
则单位重力流体流经叶轮时所获得的能量，即无限多叶
片时的理论能头 HT 为：
力能。最后液体以较高的静压从出口流
入排出管。
• 泵内的液体被抛出后，叶轮的中心形
成了真空，在液面压强与泵内压力的压
差作用下，液体便经吸入管路进入泵内，
填补了被排除液体的位置。
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流体在封闭的叶轮中所获得的能（静压能）：
p2
p1
u
2 2
u12
g
2g
离心泵启动时，如果泵壳内存在空气，由于空气的密度远小于液
容积损失：由于泵的泄漏、液体 的倒流等所造成，使得部分获得 能量的高压液体返回去被重新作 功而使排出量减少浪费的能量。 容积损失用容积效率ηv表示。
h
实际压头 理论压头
100 %
He HT
100％
V
实际流量 理论流量
100 %
Qe QT
102002％0
• 机械损失主要包括轴端密封与轴承的摩擦损失及叶轮前后盖板外表面 与流体之间的圆盘摩擦损失两部分。
（4）适当选取叶轮和壳体的间隙，可以降低圆盘摩擦损失，
一般取B/D2=2%～5%。 2222
泵与风机由于转动部件与静止部件之间存在间隙，当叶轮转动时，在 间隙两侧产生压力差，因而使部分由叶轮获得能量的流体从高压侧通 过间隙向低压侧泄漏，称为容积损失或泄漏损失。
容积损失主要发生在：叶轮入口与外壳密封环之间的间隙；平衡轴向 力装置与外壳间的间隙和轴封处的间隙；多级泵的级间间隙处；
综上所述，水环泵是靠泵腔容积的 变化来实现吸气、压缩和排气的， 因此它属于变容式真空泵。
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（一）基本工作过程
利用离心力的作用增加水体压
力并使之流动的一种泵。动力
机带动转轴，转轴带动叶轮在