叶片泵的基本理论
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绝对速度角α
径向分速－
离心泵
轴向分速－
轴流泵
三、叶轮流道内速度三角形的绘制
（一）流道任意速度三角形 前提条件： 设叶轮流道几何形状为已 知； 在一定的转速n和流量Q下， 可求得流道内任意点（假设 为M 点）的几个速度，从而 得出速度三角形。
注意：速度三角形向量－大小和方向
1、牵连速度
2、轴面分速
主要包括： ①从水泵进口到出口过流部分的沿程阻力损失； ②因过流断面和液流方向变化而产生的局部阻力损失； ③液流在叶轮进口和出口处的冲击损失。 泵的水力效率为 ηw =Pu/P'=ρgQH/ρgQHT=H/HT=H/H+h
前2项损失发生在水泵流道中，其大小与流量（流速） 的平方成正比； 第3项损失主要是当水泵流量偏离设计流量时，在叶轮 进、出口处的液流方向与叶片切线方向不一致而造成 的，实际流量与设计流量的差值越大，该项损失越大。
叶片进、出口的速度方向，按下列方法确定：
对于进口,多数离心泵要求无预旋,即vu1≈0，这样，
可按即α1 =90°、来自百度文库1=vm1 来绘制进口速度三角形。
对于双吸离心泵，其吸水室为半螺旋形的流道，
使得α1 略小于 90°，vu1 具有较小的数值。
对于出口，取相对速度w2
的方向与叶片相切即可。
—水泵叶轮单位时间内的转动速度，通常以每
分钟转动的次数来表示，以字母n表示常用单位
为r／min。
中小型离心泵730~2950 r／min； 中小型轴流泵250~1450 r／min; 大型轴流泵 100~250 r／min;
六、气蚀余量 ( NPSH )r
气蚀余量—指水泵进口处，单位重量液体所具
单位重量液体的能量在水力学中称为水头
通常由位置水头; 压力水头和速度水头三部分组 成，即：
p v EZ g 2g
2
p1 v12 E1 Z1 g 2g p2 v2 E2 Z 2 g 2g
式中： Z1、Z2—泵进口、出口处至测量基准面的距离，m； p1、p2—泵进口、出口处液体的静压力，Pa； v1、v2—泵进口、出口处液体的速度，m/s； ρ —液体密度，kg/m3； g—重力加速度，m/s2。
※泵的扬程并不等于扬水高度，扬程是一个能量
概念，既包括了吸水高度的因素，也包括了出口 压水高度，还包括了管道中的水力损失。
※水泵扬程中没有包括水泵内部的能量损失，它是
指实际传递给液体的能量。
※水泵铭牌上的所标出的扬程是该泵通过设计流量
时的扬程，即这台水泵的额定扬程。
※在一定条件下，当进出水池内流速较小，其内水
（5）如进水池或进水管中出现旋涡，使得液 流在进入水泵叶轮前就有了一定的旋转，这样 会使进口速度三角形发生改变，进而影响到理
论扬程。
液流预旋
三、叶片泵的叶型分析
机械损失功率
(一)机械损失与机械效率
水功率为
Pw=P-ΔPm=ρgQTHT
泵的机械效率为 ηm =Pw /P
为减少机械损失，应使叶轮前后盖板光滑， 水泵填料松紧适度，轴承润滑要经常处于 良好状态。
圆盘摩擦损失与转速n的三次方及叶轮直
径D2的五次方成正比；轴承及轴封摩擦损
失与转速n的一次方成正比。
(二)容积损失与容积效率
水泵结构在转动部件和固定部件之间必须要有一定间 隙存在，当间隙两侧的压力不相等时，液体就会通过 此间隙从高压侧流向低压侧，产生所谓的漏损流量。
Δ P=ρgqHT
P'=Pw-ΔP=ρgQHT 泵的容积效率为 ηv =P'/Pw=γQHT/γQTHT=Q/QT=Q/Q+q
(三)水力损失与水力效率
动量矩定理：单位时间里，控制面内恒定流液流质点的动量
矩变化(流出液体的动量矩与流入液体的动量矩之矢量差)等于 作用在该质点上的所有外力对同一点的力矩之和。 dL /dt = M
取进、出口轮缘(两圆柱面)为控 制面。 组成 M 的外力有：
叶片迎水面和背水面作用于液体
的压力P2及Pl； 作用叶轮进出口圆柱面上的水压力 P3及P4，它们都沿着径向，所以对转轴 没有力矩；
表示,单位以kW表示。
P=P动η传
四、效率 (η )
效率—水泵的有效功率与轴功率之比 值，以η表示。
pu gQH 100％＝ 100％ p P
泵在把机械能转化为液体能量的过程中 伴有各种损失，这些损失用相应的效率 来表示。 水泵内的损失主要有三种，即机械损失、 容积损失和水力损失。这些损失的大小 可以用机械效率、容积效率和水力效率 来表达。
3、理论扬程
叶片泵基本方程
叶片泵基本方程：
反映了叶轮内液体运动状态与所获能量之间的
理 解 ：
关系；
其物理意义是表示叶片无穷多情况下提升理想
液体所产生的理论扬程。
由于该方程是由瑞士著名科学家欧拉于
18 世
纪中叶所建立的，因此又称为欧拉方程。
对于大多数泵来说，通常v
u1≈0,所以有
在流体力学中，称Γ=2πRVu为速度环量，故基 本方程还可以用速度环量表示为:
头损失不计时，出水池与进水池之间的垂直高差，
称为泵站净扬程，或称为装置扬程。
三、功率 ( P )
水泵在单位时间内所做的功的大小。
有效功率——单位时间内流过水泵的液体在
泵中得到的能量叫做有效功率，又称输出功率，
以字母Pu表示泵的有效功率为
P W) u gQH (
轴功率（输入功率） —原动机传递给泵轴的功率称为轴功率， 以P
第三节
叶片泵的基本方程
液体质点的运动 轨迹与叶片的表 面型线完全重合
一、基本方程式的推导
三点假定：
(1)泵内液流为恒定流；
(2)叶片数目无穷多且无限薄；
(3)液流为理想液体，即无粘滞性。
通常用动量矩定理来推导基本方程。
恒定元流的动量方程对某固定点取矩，可得到恒定元 流的动量矩方程
因此有，
2
泵的扬程可以写为：
P2 P v v 1 H E2 E1 (Z 2 Z1 ) g 2g
2 2 2 1
真 空 表
压 力 表
离心泵抽水装置
轴流泵抽水装置
泵的基准面
卧式泵－通过叶轮叶片进口边的外端所描绘
的圆的中心的水平面； 多级泵－以第一级叶轮为基准；
立式双吸泵－以上部叶片为准。
叶轮的进口直径D0 叶片进、出口直径 D1 、D2 叶片进、出口宽度 b1 、b 2 叶片进、出口安放 角β1 、β2 叶片数z和节距t
图2-2 叶轮投影图 （a）轴面投影 （b）平面投影
二、液体在叶轮中的运动
(a) 牵连运动
(b) 相对运动
(c) 绝对运动
v= vu + vm
(3)离心泵的理论扬程与被抽送液体的种类（容 重）无关，基本方程适用于一切流体。 但当输送不同容重的液体时，水泵所消耗的 功率将是不同的。
(4) 由速度三角形，根据余弦定理有，
代入基本方程式得； ※ 水泵的扬程由两部分能量组成，一部分为势 扬程(H1)，另一部分为动扬程(H2)，它在流出 叶轮时，以比动能的形式出现。
水泵基准面的确定：确定位置水头基准的水平面
1、卧式单吸离心泵 2、立式单吸离心泵 3、立式双吸离心泵
4、卧式轴流泵 5、立式混流泵 6、立式轴流泵 7、斜式轴流泵
国家标准GB7021-86
注意明确：
※泵的扬程是表征泵本身性能的，只和泵进口、
出口法兰处的液体能量有关，而和泵装置无直接 关系。但是，我们可通过装置中液体的能量表示 泵的扬程。
注：i1=0.0065, i2
=0.0148 ； 吸水进口采用滤水网，90弯 头一个， DN=350*300mm渐 缩管一个； 压水管按长管计， 局部水头损失占沿程10%。
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第二节
液体在叶轮中的运动
一、叶轮几何形状及其表示方法 二、液体在叶轮中的运动
三、叶轮流道内速度三角形的绘制
一、叶轮几何形状及其表示方法
s —流面上叶片在圆周方向的厚度 ψ—叶片排挤系数，在叶轮叶片无限多，无限薄假定 下，可以不考虑叶片厚度影响，即ψ＝1；离心泵ψ
＝0.75～0.88，小泵取小值，大泵取大值。
3、相对速度－ 如果假定叶片数 无穷多，则相对 速度方向与该处 的叶片表面切线 方向相一致。其 大小通过一定的 计算得出。 4、绘制速度三角形
流量:水泵在单位时间内所输送的液体数量。
3/s=1000L/s=3600m 3/h 1m 体积流量单位－m3／ s， m3／h，L／s。 常用的重量流量单位是t／h。
一、流量( Q )
每台水泵都可以在一定的流量范围内工作，称这个 范围为工作区； 最优流量：泵的效率最高时所对应的流量，也称设 计流量、额定流量； 实际流量：水泵在实际运行时的流量称实际工作流 量；
（二）叶片进出口速度三角形
用下标“1”和“2”分别表示叶片进、出口处的各 物理量；(Q, n等已知） 已知叶轮进、出口处的半径R1 、R2 ，直径D1 、 D2 ，叶片宽度b 1、b 2，叶片圆周厚度su1 、su2； 叶片排挤系数：ψ1 =0.75--0.88; ψ2 = 0.85--0.95 (大泵取大值，小泵取小值)
叶片和盖板作用于水流的摩擦阻力 P5及P6，但由于是理想液体，故不予考 虑； 重力的合力矩等于零
V
α2
1、对轮心取矩
QC2 cos 2 R2 C1 cos1 R1 M
2、叶轮对流体所作功率
NT M Qu2C2 cos 2 u1C1 cos1
饱和蒸汽压
在一定的温度下，与同种物质的液态(或固态)处
于平衡状态的蒸汽所产生的压强叫饱和蒸汽压，它 随温度升高而增加。
饱和蒸汽压是物质的一个重要性质，它的大小取
决于物质的本性和温度。饱和蒸汽压越大，表示该 物质越容易挥发。
例：水泵流量Q=120 l /s，吸水管管路长度l1=20m；压水 管管路长度l2=300m；吸水管径Ds=350mm，压水管径 Dd=300mm ；吸水水面标高58.0m；泵轴标高60.0m ；水 厂混合池水面标高90.0m 。 求水泵扬程。
二、基本方程的分析与讨论 （1）为了提高水泵的扬程和改善吸水性能，大多数 离心泵叶轮设计时常采用α１＝ 90°，既Vu1≈0,则
（2）液体能量的增加仅与叶片进、出口处液体的动 量矩有关，而与叶轮内部液流的运动状态无关。 所以，不论叶片形状如何，液体所获能量仅取决于 叶轮进、出口处的速度大小和方向。 基本方程不仅适用于离心泵，而且也适用于轴流泵 和混流泵
有超过饱和蒸气压力的富裕能量。 主要反映吸水性能。单位为m 。气蚀余量在水 泵样本中也有以Δh来表示的。 允许吸上真空高度(Hsa) -指水泵在标准状况下(即水温为20℃、表面 压力为一个标准大气压)运转时，水泵所允许的 最大的吸上真空高度 (即水泵吸入口的最大真空 度)。单位为m。水泵厂一般常用Hsa来反映离心泵 的吸水性能。
泵的效率
泵效率为η是泵的机械效率、容积效率和水力效 率的乘积。 η =Pu/P=(Pw /P)· (P'/Pw)· (Pu/P')= ηm ηv ηw 要提高水泵的效率，必须尽量减小水泵内各种损 失，特别是水力损失。目前，离心泵的效率为 0.45~0.9，轴流泵的效率为0.7~0.9。
五、转速 ( n )
第二章 叶片泵的基本理论 2.1 叶片泵的基本性能参数 2.2 液体在叶轮中的运动 2.3 叶片泵的基本方程 2.4叶片泵的基本性能曲线 2.5 水泵的相似理论 2.6 比转速
第一节
叶片泵的基本性能参数
一、流量 二、扬程 三、功率 四、效率 五、转速 六、气蚀余量 D型多级离心泵
一、流量( Q )
二、扬程 ( H )
—泵所抽送的单位重量的液体从泵进口（泵
进口法兰）到出口（泵出口法兰）能量的增 值。也就是水泵对单位重量液体所作的功。 其单位为m；
根据定义，泵的扬程可以写为： H = E2 –E1
式中： E2—在泵出口处单位重量液体的能量，m； E1—在泵进口处单位重量液体的能量，m。
(一)机械损失与机械效率
机械损失是指由于机械摩擦所产生的能量消耗。
水泵固定部件(轴承、轴 (1)轴承摩擦损失功率 占轴功率 封)与转动部件 (泵轴)之 的1%~3% (2)轴封摩擦损失功率 间产生的摩擦损失 叶轮前后盖板在水体旋转 占轴功率的 (3)圆盘摩擦损失 2%~10% 时与水的摩擦损失功率 (轮盘损失)
径向分速－
离心泵
轴向分速－
轴流泵
三、叶轮流道内速度三角形的绘制
（一）流道任意速度三角形 前提条件： 设叶轮流道几何形状为已 知； 在一定的转速n和流量Q下， 可求得流道内任意点（假设 为M 点）的几个速度，从而 得出速度三角形。
注意：速度三角形向量－大小和方向
1、牵连速度
2、轴面分速
主要包括： ①从水泵进口到出口过流部分的沿程阻力损失； ②因过流断面和液流方向变化而产生的局部阻力损失； ③液流在叶轮进口和出口处的冲击损失。 泵的水力效率为 ηw =Pu/P'=ρgQH/ρgQHT=H/HT=H/H+h
前2项损失发生在水泵流道中，其大小与流量（流速） 的平方成正比； 第3项损失主要是当水泵流量偏离设计流量时，在叶轮 进、出口处的液流方向与叶片切线方向不一致而造成 的，实际流量与设计流量的差值越大，该项损失越大。
叶片进、出口的速度方向，按下列方法确定：
对于进口,多数离心泵要求无预旋,即vu1≈0，这样，
可按即α1 =90°、来自百度文库1=vm1 来绘制进口速度三角形。
对于双吸离心泵，其吸水室为半螺旋形的流道，
使得α1 略小于 90°，vu1 具有较小的数值。
对于出口，取相对速度w2
的方向与叶片相切即可。
—水泵叶轮单位时间内的转动速度，通常以每
分钟转动的次数来表示，以字母n表示常用单位
为r／min。
中小型离心泵730~2950 r／min； 中小型轴流泵250~1450 r／min; 大型轴流泵 100~250 r／min;
六、气蚀余量 ( NPSH )r
气蚀余量—指水泵进口处，单位重量液体所具
单位重量液体的能量在水力学中称为水头
通常由位置水头; 压力水头和速度水头三部分组 成，即：
p v EZ g 2g
2
p1 v12 E1 Z1 g 2g p2 v2 E2 Z 2 g 2g
式中： Z1、Z2—泵进口、出口处至测量基准面的距离，m； p1、p2—泵进口、出口处液体的静压力，Pa； v1、v2—泵进口、出口处液体的速度，m/s； ρ —液体密度，kg/m3； g—重力加速度，m/s2。
※泵的扬程并不等于扬水高度，扬程是一个能量
概念，既包括了吸水高度的因素，也包括了出口 压水高度，还包括了管道中的水力损失。
※水泵扬程中没有包括水泵内部的能量损失，它是
指实际传递给液体的能量。
※水泵铭牌上的所标出的扬程是该泵通过设计流量
时的扬程，即这台水泵的额定扬程。
※在一定条件下，当进出水池内流速较小，其内水
（5）如进水池或进水管中出现旋涡，使得液 流在进入水泵叶轮前就有了一定的旋转，这样 会使进口速度三角形发生改变，进而影响到理
论扬程。
液流预旋
三、叶片泵的叶型分析
机械损失功率
(一)机械损失与机械效率
水功率为
Pw=P-ΔPm=ρgQTHT
泵的机械效率为 ηm =Pw /P
为减少机械损失，应使叶轮前后盖板光滑， 水泵填料松紧适度，轴承润滑要经常处于 良好状态。
圆盘摩擦损失与转速n的三次方及叶轮直
径D2的五次方成正比；轴承及轴封摩擦损
失与转速n的一次方成正比。
(二)容积损失与容积效率
水泵结构在转动部件和固定部件之间必须要有一定间 隙存在，当间隙两侧的压力不相等时，液体就会通过 此间隙从高压侧流向低压侧，产生所谓的漏损流量。
Δ P=ρgqHT
P'=Pw-ΔP=ρgQHT 泵的容积效率为 ηv =P'/Pw=γQHT/γQTHT=Q/QT=Q/Q+q
(三)水力损失与水力效率
动量矩定理：单位时间里，控制面内恒定流液流质点的动量
矩变化(流出液体的动量矩与流入液体的动量矩之矢量差)等于 作用在该质点上的所有外力对同一点的力矩之和。 dL /dt = M
取进、出口轮缘(两圆柱面)为控 制面。 组成 M 的外力有：
叶片迎水面和背水面作用于液体
的压力P2及Pl； 作用叶轮进出口圆柱面上的水压力 P3及P4，它们都沿着径向，所以对转轴 没有力矩；
表示,单位以kW表示。
P=P动η传
四、效率 (η )
效率—水泵的有效功率与轴功率之比 值，以η表示。
pu gQH 100％＝ 100％ p P
泵在把机械能转化为液体能量的过程中 伴有各种损失，这些损失用相应的效率 来表示。 水泵内的损失主要有三种，即机械损失、 容积损失和水力损失。这些损失的大小 可以用机械效率、容积效率和水力效率 来表达。
3、理论扬程
叶片泵基本方程
叶片泵基本方程：
反映了叶轮内液体运动状态与所获能量之间的
理 解 ：
关系；
其物理意义是表示叶片无穷多情况下提升理想
液体所产生的理论扬程。
由于该方程是由瑞士著名科学家欧拉于
18 世
纪中叶所建立的，因此又称为欧拉方程。
对于大多数泵来说，通常v
u1≈0,所以有
在流体力学中，称Γ=2πRVu为速度环量，故基 本方程还可以用速度环量表示为:
头损失不计时，出水池与进水池之间的垂直高差，
称为泵站净扬程，或称为装置扬程。
三、功率 ( P )
水泵在单位时间内所做的功的大小。
有效功率——单位时间内流过水泵的液体在
泵中得到的能量叫做有效功率，又称输出功率，
以字母Pu表示泵的有效功率为
P W) u gQH (
轴功率（输入功率） —原动机传递给泵轴的功率称为轴功率， 以P
第三节
叶片泵的基本方程
液体质点的运动 轨迹与叶片的表 面型线完全重合
一、基本方程式的推导
三点假定：
(1)泵内液流为恒定流；
(2)叶片数目无穷多且无限薄；
(3)液流为理想液体，即无粘滞性。
通常用动量矩定理来推导基本方程。
恒定元流的动量方程对某固定点取矩，可得到恒定元 流的动量矩方程
因此有，
2
泵的扬程可以写为：
P2 P v v 1 H E2 E1 (Z 2 Z1 ) g 2g
2 2 2 1
真 空 表
压 力 表
离心泵抽水装置
轴流泵抽水装置
泵的基准面
卧式泵－通过叶轮叶片进口边的外端所描绘
的圆的中心的水平面； 多级泵－以第一级叶轮为基准；
立式双吸泵－以上部叶片为准。
叶轮的进口直径D0 叶片进、出口直径 D1 、D2 叶片进、出口宽度 b1 、b 2 叶片进、出口安放 角β1 、β2 叶片数z和节距t
图2-2 叶轮投影图 （a）轴面投影 （b）平面投影
二、液体在叶轮中的运动
(a) 牵连运动
(b) 相对运动
(c) 绝对运动
v= vu + vm
(3)离心泵的理论扬程与被抽送液体的种类（容 重）无关，基本方程适用于一切流体。 但当输送不同容重的液体时，水泵所消耗的 功率将是不同的。
(4) 由速度三角形，根据余弦定理有，
代入基本方程式得； ※ 水泵的扬程由两部分能量组成，一部分为势 扬程(H1)，另一部分为动扬程(H2)，它在流出 叶轮时，以比动能的形式出现。
水泵基准面的确定：确定位置水头基准的水平面
1、卧式单吸离心泵 2、立式单吸离心泵 3、立式双吸离心泵
4、卧式轴流泵 5、立式混流泵 6、立式轴流泵 7、斜式轴流泵
国家标准GB7021-86
注意明确：
※泵的扬程是表征泵本身性能的，只和泵进口、
出口法兰处的液体能量有关，而和泵装置无直接 关系。但是，我们可通过装置中液体的能量表示 泵的扬程。
注：i1=0.0065, i2
=0.0148 ； 吸水进口采用滤水网，90弯 头一个， DN=350*300mm渐 缩管一个； 压水管按长管计， 局部水头损失占沿程10%。
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第二节
液体在叶轮中的运动
一、叶轮几何形状及其表示方法 二、液体在叶轮中的运动
三、叶轮流道内速度三角形的绘制
一、叶轮几何形状及其表示方法
s —流面上叶片在圆周方向的厚度 ψ—叶片排挤系数，在叶轮叶片无限多，无限薄假定 下，可以不考虑叶片厚度影响，即ψ＝1；离心泵ψ
＝0.75～0.88，小泵取小值，大泵取大值。
3、相对速度－ 如果假定叶片数 无穷多，则相对 速度方向与该处 的叶片表面切线 方向相一致。其 大小通过一定的 计算得出。 4、绘制速度三角形
流量:水泵在单位时间内所输送的液体数量。
3/s=1000L/s=3600m 3/h 1m 体积流量单位－m3／ s， m3／h，L／s。 常用的重量流量单位是t／h。
一、流量( Q )
每台水泵都可以在一定的流量范围内工作，称这个 范围为工作区； 最优流量：泵的效率最高时所对应的流量，也称设 计流量、额定流量； 实际流量：水泵在实际运行时的流量称实际工作流 量；
（二）叶片进出口速度三角形
用下标“1”和“2”分别表示叶片进、出口处的各 物理量；(Q, n等已知） 已知叶轮进、出口处的半径R1 、R2 ，直径D1 、 D2 ，叶片宽度b 1、b 2，叶片圆周厚度su1 、su2； 叶片排挤系数：ψ1 =0.75--0.88; ψ2 = 0.85--0.95 (大泵取大值，小泵取小值)
叶片和盖板作用于水流的摩擦阻力 P5及P6，但由于是理想液体，故不予考 虑； 重力的合力矩等于零
V
α2
1、对轮心取矩
QC2 cos 2 R2 C1 cos1 R1 M
2、叶轮对流体所作功率
NT M Qu2C2 cos 2 u1C1 cos1
饱和蒸汽压
在一定的温度下，与同种物质的液态(或固态)处
于平衡状态的蒸汽所产生的压强叫饱和蒸汽压，它 随温度升高而增加。
饱和蒸汽压是物质的一个重要性质，它的大小取
决于物质的本性和温度。饱和蒸汽压越大，表示该 物质越容易挥发。
例：水泵流量Q=120 l /s，吸水管管路长度l1=20m；压水 管管路长度l2=300m；吸水管径Ds=350mm，压水管径 Dd=300mm ；吸水水面标高58.0m；泵轴标高60.0m ；水 厂混合池水面标高90.0m 。 求水泵扬程。
二、基本方程的分析与讨论 （1）为了提高水泵的扬程和改善吸水性能，大多数 离心泵叶轮设计时常采用α１＝ 90°，既Vu1≈0,则
（2）液体能量的增加仅与叶片进、出口处液体的动 量矩有关，而与叶轮内部液流的运动状态无关。 所以，不论叶片形状如何，液体所获能量仅取决于 叶轮进、出口处的速度大小和方向。 基本方程不仅适用于离心泵，而且也适用于轴流泵 和混流泵
有超过饱和蒸气压力的富裕能量。 主要反映吸水性能。单位为m 。气蚀余量在水 泵样本中也有以Δh来表示的。 允许吸上真空高度(Hsa) -指水泵在标准状况下(即水温为20℃、表面 压力为一个标准大气压)运转时，水泵所允许的 最大的吸上真空高度 (即水泵吸入口的最大真空 度)。单位为m。水泵厂一般常用Hsa来反映离心泵 的吸水性能。
泵的效率
泵效率为η是泵的机械效率、容积效率和水力效 率的乘积。 η =Pu/P=(Pw /P)· (P'/Pw)· (Pu/P')= ηm ηv ηw 要提高水泵的效率，必须尽量减小水泵内各种损 失，特别是水力损失。目前，离心泵的效率为 0.45~0.9，轴流泵的效率为0.7~0.9。
五、转速 ( n )
第二章 叶片泵的基本理论 2.1 叶片泵的基本性能参数 2.2 液体在叶轮中的运动 2.3 叶片泵的基本方程 2.4叶片泵的基本性能曲线 2.5 水泵的相似理论 2.6 比转速
第一节
叶片泵的基本性能参数
一、流量 二、扬程 三、功率 四、效率 五、转速 六、气蚀余量 D型多级离心泵
一、流量( Q )
二、扬程 ( H )
—泵所抽送的单位重量的液体从泵进口（泵
进口法兰）到出口（泵出口法兰）能量的增 值。也就是水泵对单位重量液体所作的功。 其单位为m；
根据定义，泵的扬程可以写为： H = E2 –E1
式中： E2—在泵出口处单位重量液体的能量，m； E1—在泵进口处单位重量液体的能量，m。
(一)机械损失与机械效率
机械损失是指由于机械摩擦所产生的能量消耗。
水泵固定部件(轴承、轴 (1)轴承摩擦损失功率 占轴功率 封)与转动部件 (泵轴)之 的1%~3% (2)轴封摩擦损失功率 间产生的摩擦损失 叶轮前后盖板在水体旋转 占轴功率的 (3)圆盘摩擦损失 2%~10% 时与水的摩擦损失功率 (轮盘损失)