泵与风机课程PPT

四、三种损失和流量关系
五、ηｈ＝Pｅ/P‘ ＝Pｅ/（P－ΔPｍ－ΔPｖ） ＝（ρｇqvＨ）/•（ρｇqvＨＴ） ＝Ｈ/ＨＴ
六、为什么圆盘损失不属于流动损失？
圆盘损失虽然具有流动损失的特点， 但 它只是消耗原动机的输入功率而不降低叶轮 内输送流体的能头。
第五讲 泵与风机的性能曲线
§１.６叶片式泵与风机的性能曲线
ｕ２＝ｎπＤ２/60 υ２ｒ＝qvＴ/Ａ２＝qvＴ/（πＤ２ｂ２ψ２）
ｗ２方向（即β２）
ｎ－－叶轮转速r/min
Ｄ１－－叶轮进口直经ｍ
Ｄ２－－叶轮出口直经ｍ
qvＴ－－理论流量，即流过叶轮的流量 ｍ３/ｓ
Ａ－－有效过流面积（ ２
υｒ垂直的过流面积） ｍ
ψ－－排挤系数，考虑叶片厚度对流道的排挤程度
性能参数反映整体性能 qv：泵在单位时间所输送的液体量
体积流量单位l/s、ｍ３/s、ｍ３/ｈ Ｈ：单位重量流体通过泵后的能量增加值。
单位：m P：轴功率，原动机传到泵轴上的功率。
单位：W ｎ: 泵每分钟转数。单位：r/min
Pe：有效功率（输出功率）为通过泵 的液体在单位时间内从泵中获得的能量
ηｍ＝（P－ΔPｍ）/P＝Pｈ/P
二、ΔPｖ qvT－qv＝ｑ 泄漏流量
叶轮进口、轴封、平衡装置
ΔPｖ＝ρｇqvＨＴ/1000 ＫＷ ηｖ＝P＇/Pｈ
＝（P－ΔPｍ－ΔPｖ）/（P－ΔPｍ） ＝（ρｇqvＨＴ）/（ρｇqvTＨＴ） ＝qv/（qv＋ｑ）
三、ΔPｈ 摩擦损失、局部损失、冲击损失
１.摩擦损失和局部损失
风机Ｋ＝0.8～0.85
§１.５ 叶片式泵与风机的损失和效 率
ΔP＝P－Pｅ＝ΔPｍ＋ΔPｖ＋ΔPｈ η ＝ P ｅ /P ＝ （ P ｈ /P ） ＊ （ P ＇ /P ｈ ） ＊
（Pｅ/P＇） ＝ηｍηｖηｈ
P－－轴功率
Pｅ－－有效功率 Pｈ－－水力功率 ΔPｍ－－总机械损失功率 ΔPｖ－－容积损失功率 ΔPｈ－－流动损失功率 一、ΔPｍ轴承、轴封、圆盘摩擦损失
１.β２ｙ∞〈90°（后弯式叶轮） β２ｙ∞↓ ＨＴ∞↓ 当 ＨＴ∞＝０时，ｕ２＝υ２ｒ∞ctgβ２ｙ∞ ctgβ２ｙ∞＝ｕ２/υ２ｒ∞→β２ｙ∞min ２.β２ｙ∞＝90° ctgβ２ｙ∞＝０ ＨＴ∞＝ｕ２２/ｇ（径向叶轮） ３.β２ｙ∞〉90°（前弯叶片) β２ｙ∞↑ ＨＴ∞↑ β２ｙ∞能大到什么程度？
２） ＝ｕ２２/ｇ－qvＴｕ２ctgβ２ｙ∞/（ｇπＤ２ｂ２ψ /ｇ ＝ｕ２（ｕ２－qvＴctgβ２ｙ∞/（πＤ２ｂ２ψ２））
＝ π ２ Ｄ ２ ２ ｎ ２ ２ /3600g － ｎ ２ qv Ｔ ctgβ ２ ｙ ∞/ （60ｇｂ２ψ２） 因此有Ｄ２↑、ｎ↑、ｂ２↑、β２ｙ∞↑时，ＨＴ∞↑
二、β２ｙ∞对ＨＴ∞的影响
§０.３ 分类与工作原理
分类有按产生的压力分、工作原理分、 其他类
１.离心式工作原理
（单击以观看离心泵示例动画）
２. 轴流式工作原理
第一章 叶片式泵与风机的基本
内容包括：
理论
叶片式泵与风机的叶轮理论； 流体在泵与风机叶轮内流动分析，速度三角形； 能量方程式及其分析；
叶轮叶片出口安装角对理论能头的影响； 流体在离心式有限叶片叶轮中的流动分析；
（二）ＨＴ＝ＫＨＴ∞
＝Ｋ（Ａ－ＢqvＴ）
＝Ｋ（ｕ２２/ｇ－ qvＴｕ２ctgβ２ｙ∞/（ｇπＤ２ｂ２ψ２））
（三）Ｈ～ qvＴ ＨＴ＝Ｈ＋（ｈｊ＋ｈｆ＋ｈｓ） ｈｗ＝ｈｊ＋ｈｆ＝ＫqvＴ２
（四）Ｈ～ qv 绘出Ｈ～ qv曲线 （面积相减法由Ｈ～ qvＴ曲线开始减）
二、P～ qv （一）Pｈ～ qvＴ Pｈ＝ρｇqvＴＨＴ/1000 Pｈ＝ρｇ（Ａ＇ qvＴ－Ｂ＇ qvＴ２）/1000
Ｄ１、Ｄ２、ｎ有关，与β２ｙ有关以后讨论 （２）流体径向流入υ１ｕ∞＝０（结合速度三 角形）
２.ＨＴ∞与ρ无关 ３.轴流式ｕ１＝ｕ２＝ｕ
ｐＴ∞＝ρｕ（υ２ｕ∞－υ１ｕ∞） 径向流入ｐＴ∞＝ρｕυ２ｕ∞
§１.３ 反作用度τ及叶片出口安装角对Ｈ
Ｔ∞（ｐＴ∞）的影响
一、影响ＨＴ∞的因素（Ⅱ） ＨＴ∞＝ｕ２υ２ｕ∞/ｇ ｕ２＝ｎπＤ２/60 υ２ｕ∞＝ｕ２－υ２ｒ∞ctgβ２ｙ∞ υ２ｒ∞＝qvＴ/（πＤ２ｂ２ψ２） ＨＴ∞＝ｕ２（ｕ２－υ２ｒ∞ctgβ２ｙ∞）/ｇ ＝ｕ２２/ｇ－ｕ２υ２ｒ∞ctgβ２ｙ∞/ｇ
二、轴向涡流的影响
１.对叶轮叶片流道内流动影响
２.进出口速度三角形变化
υｒ不变 β变 ＨＴ＝（ｕ２υ２ｕ－ｕ１υ１ｕ）/ｇ υ１ｕ↑ υ２ｕ↓ ＨＴ〈ＨＴ∞
三、有限叶片时理论能头计算
１.公式 （ｇＺ）
１：
ＨＴ
＝Ｈ
Ｔ∞
－
π
ｕ２
２sinβ
２
ｙ/
２.公式２：ＨＴ＝ＫＨＴ∞ Ｋ－－滑移系数，泵Ｋ＝0.8～1.0，
（二）P～ qvＴ P＝Pｈ＋ΔPｍ
机械损失近似与流量无关，再考虑容积损失
（以上两曲线注意ｑ影响的作法）
三、η～ qv
η＝Pｅ/P＝ρｇqvＨ/1000P 知Ｈ～ qv 、P～ qv后，可确定η～ qv
四、泵型式和性能曲线关系（与ｎｓ有关）
（点击观看随ｎｓ 变化时的泵型式和性能曲线动画）
五、β２对性能曲线影响
母线方向切开展成平面
图。轴流式叶轮内流动→直列叶栅
根据直列叶栅性质，在同一半径上
ｕ１＝ｕ２＝ｕ
ｗ１ａ＝ｗ２ａ＝ｗ∞ａ（轴向分速）
υ１ａ
υ２ａ
υ∞ａ（轴向分速）
υａ＝ｗａ（轴向分速）
２.速度三角形(点击观看速度三角形示意动画)
由于还不能求出υ２ｕ，故在以后学了能量方程再做 速度三角形。
第三讲 能量方程式及其分析；叶轮叶片 出口安装角对理论能头的影响
一、Ｈ～ qv
（一）ＨＴ∞～ qvＴ
ＨＴ∞＝ｕ２υ２ｕ∞/ｇ
ＨＴ∞＝ｕ２２/ｇ－ qvＴｕ２ctgβ２ｙ∞/（ｇπＤ２ｂ２ψ２）
１.β２ｙ∞〈90°后弯式， ctgβ２ｙ∞〉０
ＨＴ∞＝Ａ－ＢqvＴ
２.β２ｙ∞＝90°径向式， ctgβ２ｙ∞＝０ ＨＴ∞＝Ａ＝ｕ２２/２ｇ
３.β２ｙ∞〉90°前弯式， ctgβ２ｙ∞〈０ ＨＴ∞＝Ａ＋ＢqvＴ
六、回流对性能曲线影响
小流量时回流，使得性能曲线在小流量时Ｈ和P增加
＝ρqvＴ（υ２∞cosα２∞ｒ２ｕ２/ｒ２ υ１∞cosα１∞ｒ１ｕ１/ｒ１）
单位重流体P/（ρｇqvＴ） 即ＨＴ∞ ＨＴ∞＝（ｕ２υ２ｕ∞－ｕ１υ１ｕ∞）/ｇ
对风机，单位体积P/qvＴ 即ｐＴ∞ ｐＴ∞＝ρ（ｕ２υ２ｕ∞－ｕ１υ１ｕ∞）
二、能量方程式分析（Ⅰ）
１.增大ＨＴ∞（ｐＴ∞）的途径 （１）显然ｕ２、ｕ１、υ１ｕ∞、υ２ｕ∞与
（二）流体在叶轮内的流动（复合流动） 牵连速度（圆周速度） ｕ＝ｒω＝πＤｎ/60
相对速度 ω
绝对速度 υ
（三）进出口速度三角形作法
已知：qvＴ，ｎ、几何尺寸 作进口速度三角形需知条件：
ｕ１ ＝ｎπＤ１/60 υ１ｒ＝qvＴ/Ａ１＝qvＴ/（πＤ１ｂ１ψ１）
υ１方向（υ１ｒ）（即α１） 作出口速度三角形需知条件：
Pe＝ρｇqvＨ/１０００ kＷ η:η＝（Pe/P）×100％
Pg＝P/ηtm Pgr＝ＫPg＝ＫP/ηtm＝（Ｋρｇ qvＨ） /（1000ηηtm）
风机基本性能参数qv、p、pｓｔ、P、η、 ｎ
qv：单位时间通过风机进口的气体体积 ｐ: 单位体积气体从风机进口截面经叶
轮至出口截面所获得的机械能的增加值 ｐｓｔ： ｐｓｔ＝ｐ－ｐｄ２ P：类似于泵 ,Pｅ＝qvＰ／１０００ η：η＝（Pe/P）×100％ n：类似于泵
叶片式泵与风机的损失和效率； 泵与风机的性能曲线 ；
泵与风机的管路系统性能曲线及泵与风机装置 系统的运行工况点；
泵与风机的相似定律及其应用； 泵与风机的比转速。
第二讲 流体在泵与风机叶轮内的流动分 析，速度三角形
§１.１ 流体在叶轮内的流动分析
一、离心式 （一）投影图、理论分析假设 １.投影图：轴面投影、平面投影
（１）吸入室
（２）叶轮流道（一般扩散）
（３）压出室：扩散，正导叶扩散，反导叶收缩
２.冲击损失;叶片入口，导叶入口（流量偏离设计工况）
（１）
δ：相对速度方向和叶片进口切线之间夹角
（２）影响：
① qv＝qvｄ时，β１＝β１ｙ，δ＝０ ② qv〈qvｄ时，β１〈β１ｙ，δ〉０ ③ qv〉qvｄ时，β１〉β１ｙ，δ〈０
三、反作用度
１.扬程另一表达式：
ＨＴ∞＝（ｕ２υ２ｕ∞－ｕ１υ１ｕ∞）/ｇ ｗ２∞２＝υ２∞２＋ｕ２２－２ｕ２υ２ ∞cosα２ ｗ１∞２＝υ１∞２＋ｕ１２－２ｕ１υ１ ∞cosα１ υ２ｕ∞＝υ２∞cosα２， υ１ｕ∞＝υ１ ∞cosα1 ｕ２υ２ｕ∞＝（υ２∞２＋ｕ２２－ｗ２∞２） /２
ｕ１υ１ｕ∞＝（υ１∞２＋ｕ１２－ｗ１∞２） /２
泵与风机
绪论：泵与风机在国民经济建设和火力 发电厂中的地位与作用；
泵与风机的基本性能参数；泵与风机的 分类和工作原理
第一讲
§０.１ 泵与风机在国民经济及热力发电厂中的 地位和作用
１.能换:汽轮机 水轮机:流体的热能、 动能→机械能
泵
风机：机械能→（流体）
势能和动能
２.国民经济中应用：农业、建筑、航 天、医疗
用来克服管路中阻力损失
４.反作用度：ＨＴ∞＝Ｈｄ∞＋Ｈｓｔ∞
（既然泵扬程由动压头和静压头两部分组成，引入 反作用度）
τ＝Ｈｓｔ∞/ＨＴ∞ ＝（ＨＴ∞－Ｈｄ∞）/ＨＴ∞ ＝１－Ｈｄ∞/ＨＴ∞
（１）当β２ｙ∞＝β２ｙ∞min时,τ＝１ （２）当β２ｙ∞＝90°，τ＝１/２ ２（ｕ３２２）/ｇ当β２ｙ∞＝β２ｙ∞max时,τ＝０， 此时ＨＴ∞＝ （４）τ＝１，流体从泵中未得到能量（扬程为０）；
（单击观看叶轮投影示例动画） 介绍：前盖板、后盖板、叶片、叶片进出口 Ｄ１，Ｄ２；ｂ１，ｂ２；β１，β２；Ｄ０，ｔ
２.假设：
（１）叶片无限多（流体质点的轨迹与叶 片型线相重合）
（２）理想流体（忽略粘性） （３）稳定性（迹线与流线重合） （４）不可压 （５）轴面流动
由（１）（３）（５）只研究一条流线即可
§１.２ 叶片式泵与风机的能量方程式
一、推导
１.假设：与前面５点假设相同
２.动量矩定理：在稳定流动中， 单位 时间流出与流进控制体的流体对某一轴 的动量矩的变化等于作用在控制体内流 体上的所有外力对同一轴力矩的总和 （表达式见下页）
ρqvＴ（υ２∞cosα２∞ｒ２－υ１∞cosα１∞ｒ１）＝Ｍ
P＝Ｍω
υｒ－－绝对速度的径向分量 α－－绝对速度υ
βｙ－－叶片切线与圆周切线速度反方向的夹角为叶片 安装角
β－－相对速度ｗ和圆周速度ｕ的反向夹角成为流动角
二、轴流泵叶轮
１.流动假设
(１) 圆柱层无关性假设
(２)各层研究方法相同，只确定一个流面即可
(３) 取ｒ和ｒ＋ｄｒ两无限接近圆柱面构成的微小
圆柱层，取出将之沿
３.电厂中应用：参照系统简图说明
４.耗电数字：全国总耗电、厂用电
５.重要性：
（１）给水泵－－心脏，引风机－－呼 吸系统
（２）两台循环水泵中一台事故，汽轮 发电机出力降低，给水泵中断给水， 锅炉汽包“干锅”
（３）电厂中主要调节对象
§０.２ 泵与风机主要性能参数
泵的主要性能参数qv、Ｈ、P、η、ｎ、ｎｓ、 [ＮＰＳＨ]
五、叶片出口安装角选用
泵 后弯式 β２ｙ＝２０°～３０° 通风机 大多数后弯式
部分径向式 小部分前弯式
第四讲 流体在离心式有限叶片叶轮中的 流动分析；
叶片式泵与风机的损失和效率 §１.４ 叶片有限时对理论能头的影响
一、轴向涡流
１.举例
（点击观看流体在叶轮流道中的运动 示意动画）
２.泵内涡流：将叶轮流道的进出口封 闭起来，叶轮在旋转时， 流道内理想流 体也同样存在着一个和叶轮旋转角速度 相等，但旋转方向相反的轴向涡流。
２ ２
－
ｕＨ１Ｔ２∞＝）（/2υｇ２＋∞２（－ｗυ１１∞∞２２－）ｗ/2２ｇ∞＋２）（/ｕ2
ｇ
２.动压头：Ｈｄ∞＝ （υ２∞２－υ１∞２） /2ｇ
（１）动压头在叶轮后的导叶或蜗壳中 部分转化为静压头
（２）尽量降低动压头比例以提高效率 静压头→动压头（损失小） 静压头←动压头（Βιβλιοθήκη Baidu失大）
３.静压头：Ｈｓｔ∞＝（ｕ２２－ｕ１２）/2 ｇ＋（ｗ１∞２－ｗ２∞２）/2ｇ
τ＝０，流体得不到输送（静扬程为０）
（５）τ影响 ＨＴ∞和η，须综合考虑选择
５ . 反 作 用 度 与 出 口 安 装 角 关 系 ： β ２ ｙ ∞↑ τ↓
四、三种不同叶轮比较
１.从流体获得的能量: ２.从效率观点看：
（１）从叶片间流速 （２）从叶片曲率大小 （３）从能量转化观点 ３.结构尺寸 ４.磨损和积垢 ５.功率特性