流體第9章泵與風機

第9章泵與風機9.1離心式泵9.2離心式通風機9.3軸流式通風機泵與風機都是輸送流體的機械。泵用于輸送液體；風機用于輸送氣體。從能量觀點來看，泵與風機都是傳遞和轉換能量的機械。從外部輸入的機械能，在泵或風機中傳遞給流體，轉化為流體的壓力能，以克服流體在流道中的阻力。有些流體如壓氣機中的氣體及高壓泵中的液體，有更高的壓力能儲備做功，有些液體被舉到更高的位置（如水塔）而轉化為位能。有些情況，流體在經過泵或風機后，速度也有變化，因而部分地轉化為流體的動能。第9章泵與風機泵與風機分類依據(jù)：能量傳遞及轉化的方式不同。類型：葉輪動力式與容積式（或靜力式）。在葉輪動力式機械中，某些機械部件與流體間發(fā)生動力作用，其能量轉換關系是由動能轉化為壓力能或由壓力能轉化為動能。如離心式或軸流式的泵或風機、液力聯(lián)軸器、水輪機等，常稱為渦輪機械。容積式或靜力式機械的特點是容積的變化或流體的位移。由位移作用所提高的靜壓強大于由速度或動能的變化而提高的靜壓強。如往復式泵、齒輪泵、回轉式泵等。第9章泵與風機第9章泵與風機風機的類型通風機：氣體通過風機后，壓力能增加不大，氣體的密度變化很小。壓氣機：應考慮氣體的壓縮性。離心式、軸流式。主要內容：離心式泵與風機的工作原理、性能等。9.1離心式泵主要部件：固定在機座上的機殼及與轉軸連在一起并隨軸轉動的葉輪。工作原理：當泵工作時，外部動力驅動轉軸旋轉，葉輪1隨著旋轉，葉片2間原來充滿著的液體在慣性離心力的作用下，從葉輪外緣拋出，在機殼4中匯集，從出口5排走。當葉片間的液體被拋出時，葉輪內緣入口3處壓強降低，外部的液體便被吸入填充。圖9.1離心式泵的構造略圖1-葉輪；2-葉片；3-吸入口；4-機殼；5-出口9.1.1離心式泵的構造與工作原理9.1.1

離心式泵的構造與工作原理葉輪轉動不停，外部液體源源不斷地經過葉輪從機殼出口排出或被送往需要的地方。液體經過葉輪時，裝在葉輪上的許多葉片將能量傳遞給液體，使液體的壓強與速度增加。液體在離開葉輪進入蝸形機殼后，一部分動能轉化為壓力能。若將幾個葉輪按一定的距離裝在同一根轉軸上，來提高液體的能量，這樣的泵稱為多級泵。為了把液體送到較遠或較高的地方，常采用多級離心泵。9.1.2泵的揚程一般離心式泵的裝置如圖9.2所示。單位重量液體在泵出口處的能量e2與在泵入口處的能量e1之差，即單位重量液體在泵中實際獲得的能量，就是泵的揚程或總揚程，也是泵的總水頭或稱總輸水高度，以H表示。即H=e2－e1

如圖所示：以吸液池1的液面O－O為基準，單位重量液體在1-1斷面和2-2斷面處的能量分別為：

圖9.2離心式泵裝置簡圖

1-吸液池；2-排液池；3-真空表；4-壓力表；5-閘閥9.1.2泵的揚程于是式中γ——液體的重度。設大氣的壓強為Pa，真空表的讀數(shù)為Pv，壓力表的讀數(shù)為PM，則

上式中，(z2+zm)－zv=Δz

表示壓力表與真空表位置的高度差。即（9.1）

9.1.2泵的揚程當Δz很小時可忽略不計，且若泵的進口斷面積與出口斷面積相等或相差很小時，即v1≈v2，則總揚程即從泵進口處的真空表讀數(shù)與出口處的壓力表讀數(shù)之和，就可以表示泵的揚程大小。所以在運轉時，常根據(jù)真空表與壓力表的讀數(shù)，看泵的揚程變化。

[例題9.1]

某工廠的水泵站，有一臺水泵的吸入管直徑d1=250mm，壓出管直徑d2=200mm，水泵出口的壓力表與入口處真空表的位置高差為0.3m。水泵正常運轉時，真空表的讀數(shù)Pv=3.92N/cm2，壓力表的讀數(shù)PM=83.3N/cm2，測得其流量Q=60l/s。求水泵的揚程H。（9.2）

[解]

在泵的入口處，水的平均流速為在泵的出口處，水的平均流速為根據(jù)式(9.1)，求得泵的揚程為9.1.2泵的揚程因為吸液池液面與排液池液面面積較大，vd≈0，v0≈0，故再按圖9.2，以O-O面為基準，列吸液池液面與1-1斷面的能量方程：（7.3）

故則列2-2斷面與排液池液面d-d

的能量方程：（7.4）

則9.1.2泵的揚程式中：(hs+hd)為排液池液面與吸液池液面的垂直距離，稱為幾何揚程，以HG

表示；(hls+hld)是吸入管路與壓出管路的阻力損失，稱為損失揚程或損失水頭，以Hl表示；Pd－P0為排液池液面的壓強Pd與吸液池液面的壓強P0之差。所以泵的總揚程是用于將單位重量液體舉上幾何高度hs+hd

、供給吸入管路與壓出管路克服阻力所消耗的能量hls+hld及克服排液池液面與吸液池液面的壓強差(Pd－P0)/γ。（9.5）

9.1.2泵的揚程如果吸液池與排液池都與大氣相通，則Pd=Pa

=P0

，故泵的揚程這是一般離心式泵裝置的情況。由此可知，泵的揚程不僅包括將單位重量液體升高的幾何高度，而且也還包括吸入管路和壓出管路中的阻力損失。（9.6）

9.1.2泵的揚程

[例題9.2]

由離心式泵經管路向水塔供水，其裝置情況如下：（1）吸入管路。管直徑d1=250mm，管長l1=20m；每米長度的沿程損失i1為0.02mH2O；裝有一個帶底閥的濾水網(wǎng)(ζv=4.45)，90°彎頭(ζb=0.291)兩個。（2）壓出管路。管直徑d2=200mm，管長l2

=200m；每米長度的沿程損失i2為0.03mH2O；裝有全開的閘閥(ζg=0.05)一個，90°彎頭(ζb=0.291)三個。管路出口的局部阻力系數(shù)ζex=1。（3）泵的吸入幾何高度hs=4m，壓出幾何高度hd

=30m；輸水量Q=60l/s；吸水池與水塔的液面均為大氣。試確定此水泵應具備的揚程H。9.1.2泵的揚程[解]

水在吸入管中的流速為水在壓出管中的流速為在吸入管中的阻力損失為在壓出管中的阻力損失為9.1.2泵的揚程按式（7.6）求得水泵應具有的揚程為9.1.3葉輪葉輪動力式機械的主要部件就是葉輪。離心式泵的揚程的高低，也主要取決于葉輪的情況。分析流體在葉輪中的運動情況，對于了解與掌握這類機械設備的工作原理與性能是很重要的。葉輪分類依據(jù)：構造不同。（1）閉式葉輪。如圖9.3，由輪轂1、葉片2、底盤3、蓋板4所組成。常用于清水泵中，效率較高，多為鑄造而成。（2）半開式葉輪。有輪轂、底盤、葉片，而無蓋板。多用于抽送粘性較大的液體。（3）開式葉輪。如圖7.4，既無底盤，也無蓋板；葉片2固定在輪轂1上。效率較低，用于輸送污水或含有固體顆粒的礦漿或泥漿。7.1.3葉輪圖9.3閉式葉輪圖9.4開式葉輪圖9.5雙面吸液葉輪除單面吸液的葉輪外，還有雙面吸液的葉輪，如圖9.5。這種葉輪由于兩個入口同時吸液，以增大流量。裝置這種葉輪的泵，稱為雙吸式泵。為了分析方便，假設葉輪是理想的，即理想葉輪上的葉片數(shù)為無限多，葉片的厚度為無限薄，流體進入葉輪便緊沿著葉片運動，至葉輪出口處流出，可視為流體沿流束的運動。因而在同一斷面上，便可認為有相同的壓強分布與速度分布。并假設在葉輪中運動的流體為假想的無粘性流體，即不考慮任何能量損失。這樣的葉輪傳遞給單位重量流體的能量，稱為理想葉輪的歐拉揚程，以HE表示。當考慮葉輪的葉片數(shù)目時，應對理想葉輪的歐拉揚程HE進行修正，可得實際葉輪但不計能量損失的理論揚程Ht，有

Ht=kHE9.1.3葉輪9.1.4泵中的能量損失實際流體通過實際的泵，不可避免地會發(fā)生能量損失。這些損失必然由泵的輸入功率中的相當部分來補償。泵中的能量損失分為水力損失、容積損失和機械損失三類。

1）水力損失影響泵內水力損失的因素很多，很難精確地判定出這些因素的綜合影響。大體說來，引起水力損失的原因是：（1）壁面摩擦；（2）流動速度的大小或方向的改變而產生的旋渦及脫流，這里包括撞擊損失與流道擴散損失。（1）摩擦損失與擴散損失。摩擦損失發(fā)生于葉輪的流道及機殼之中，可用達西公式表示其關系（9.8）

式中

K2——隨結構而定的系數(shù)。對于給定的泵，K2

為常數(shù)。因式（9.7）和（9.8）所表示的這兩種損失，都和流量的平方成比例，因而可以合并為一個式子，即（9.9）9.1.4泵中的能量損失（9.7）式中：K1

——考慮某臺泵全部長度、流道橫斷面積及阻力系數(shù)的常數(shù)。由于流道斷面的擴大，流經其中的流體速度隨之變化，引起的擴散損失可用下式表示：（9.10）

9.1.4泵中的能量損失（2）撞擊與脫流損失。這種損失主要發(fā)生在葉輪的入口處。流體沿軸向經過入口流進葉輪時，流體是沒有轉動的。但隨即逐漸改變流動方向，按徑向流進兩葉片間的流道。若設計流量為Qs，則流體質點在葉片入口邊緣處將有隨葉輪繞軸旋轉的牽連運動與按入口葉片角β1方向對葉片的相對運動。式中：hstr——撞擊與脫流損失；

Q——當時的體積流量；

Qs——設計流量；

K4——比例系數(shù)。將式（9.9）與（9.10）按同一流量迭加，得hstr+hfdiv

曲線，即為此流量時泵的水力損失，用hh表示。實際揚程與理論揚程之比稱為水力效率，以ηh表示：（9.12）（9.13）所以流體從機殼的入口進去，又自機殼的出口流出，除了在葉輪中的水力損失外，由于速度的方向或大小改變，與機殼的摩擦等，也都有水力損失。若包括全部水力損失，則就是泵的水力效率。9.1.4泵中的能量損失

（9.11）

此項損失的能量，由葉輪產生的水頭供給。所以葉輪產生的實際水頭或揚程，應為理論揚程Ht

減去水力損失hh

后的能量，即2）容積損失漏失流體而造成的能量損失與轉動部分和不動部分之間的間隙有關。根據(jù)泵的類型，流體的漏失可能發(fā)生于下列的一處、數(shù)處間隙或管路中：（1）葉輪入口處的機殼和葉輪之間；（2）多級泵內兩個相鄰級之間；（3）填料箱密封或轉軸與機殼間的縫隙；（4）開式葉輪片的軸向間隙；（5）經過向軸承體和填料箱供冷卻液的管路。單位時間內從泵輸出的流體體積為Q，漏失的流體體積為Ql，則不考慮漏失的理論流量Qt為9.1.4泵中的能量損失實際流量Q有理論流量Qt之比，稱為泵的容積效率，以ηv表示，即（9.14）9.1.4泵中的能量損失

3）機械損失由于流體作用在葉輪輪盤上的摩擦，軸承內和填料箱密封內的摩擦等所造成的能量損失，為機械損失。若加給泵葉輪軸上功率為N，消耗于機械摩擦的功率為NM，則泵的機械效率為（9.15）若無水力損失與容積損失，則單位時間內經過泵的流體所獲得的能量γQtHt

應等于N－NM

，即當考慮水力損失與容積損失時，將式（9.12）與（9.14）中的ηh與ηv代入式（9.16）中，得或（9.16）9.1.4泵中的能量損失（9.17）

式中η=ηM

ηvηh

，為泵的總效率。泵的總效率就是有效功率對其軸功率之比?，F(xiàn)有的小型泵的總效率η

最大平均值在0.60~0.70之間，大型泵的η

值可達0.92。若吸液池與大氣相通，其液面上的壓強p0即為大氣壓強pa。且因吸液池液面較大，其下降的速度很小，可近似地認為v0

≈0，于是泵的安裝位置（臥式泵以葉輪軸線代表，立式泵以第一級葉輪吸入口的中心代表）到吸液池液面的垂直距離，稱為泵的吸上揚程或吸液高度。合理的吸液高度，對于保證泵的正常吸液工作有重要意義。在圖9.2表示的離心式泵的簡單裝置中，hs

為吸上揚程。為了便于泵的安裝與操作運轉，希望hs

值能大一些，但不能超過某一限度。9.1.5泵的吸上揚程與汽蝕現(xiàn)象（9.18）（9.3）

由式（9.3）圖9.2離心式泵裝置簡圖

式中p1為泵入口處液體的絕對壓強；pa-p1為泵入口的真空度。由此可知：吸上揚程hs

的大小，取決于泵入口處的絕對壓強p1及流速v1和吸入管路的阻力損失hls

。若輸送的液體為水，且若體積流量一定，則v1與hls

均為定值，pa/γ為10.332mH2O。吸上揚程hs

將隨p1/γ的減小而增大；但其最大值必然小于10.332m。

9.1.5泵的吸上揚程與汽蝕現(xiàn)象（9.18）液體在一定溫度條件下，其絕對壓強達到汽化壓強（飽和蒸汽壓強）

psat時，此液體即汽化為蒸汽。水的飽和蒸汽壓強與溫度的關系如表9.1的數(shù)值。9.1.5泵的吸上揚程與汽蝕現(xiàn)象表9.1水的飽和蒸汽壓強與溫度的關系溫

度，℃5102030405060708090100汽化壓強，mH2O0.090.120.240.430.751.252.003.174.807.1010.33因為泵的葉輪入口處的絕對壓強p1低于大氣壓強，在當時的溫度下，若p1之值等于或低于其汽化壓強，將有蒸汽及溶解在液體中的氣體大量地逸放出來，形成很多由蒸汽與氣體混合的小氣泡。這些氣泡隨液體至高壓區(qū)，由于氣泡周圍的壓強大于氣泡內的汽化壓強，氣泡受壓而破裂，并重新凝結，液體質點從四周向氣泡中心加速沖來。在凝結的一瞬間，質點相互撞擊，產生很高的局部壓強。而這些氣泡在靠近金屬表面的地方破裂而凝結，則液體質點將似小彈頭連續(xù)打擊金屬表面，此金屬表面在大壓強、高頻率的連續(xù)打擊下，逐漸疲勞而破壞，形成機械剝蝕。而且，氣泡中還雜有一些活潑氣體（如氧），當氣泡凝結放出熱量時，就對金屬進行化學腐蝕。金屬在機械剝蝕與化學腐蝕的作用下加速損壞，這種現(xiàn)象叫做氣蝕現(xiàn)象。離心式泵開始發(fā)生氣蝕時，氣蝕區(qū)域較小，對泵的正常工作沒有明顯的影響。當發(fā)展到一定程度時，氣泡大量產生，影響液體的正常流動，甚至造成液流間斷，發(fā)生振動與噪音，流量、揚程與效率也明顯下降。離心式泵在嚴重的氣蝕狀態(tài)下運轉，發(fā)生氣蝕的部位很快就被破壞成蜂窩狀或海綿狀，縮短泵的使用壽命，以致泵不能工作。所以，離心式泵必須防止氣蝕現(xiàn)象的產生。其必要條件是：p1/γ>psat/γ。設在泵的吸入口處，單位重量液體所具有的超過汽化壓強的富余能量，稱為氣蝕余量，用Δhm液柱表示，則氣蝕余量9.1.5泵的吸上揚程與汽蝕現(xiàn)象（9.19）在給定的離心式泵的裝置中，為了在運轉中不發(fā)生氣蝕，離心式泵則須保持一定的氣蝕余量Δh。為了保證Δh之值，吸液高度hs

必將受到一定的限制。式（9.18）中，（pa/γ-p1/γ）稱為吸上真空度，以Hs表示，即9.1.5泵的吸上揚程與汽蝕現(xiàn)象設代入式（9.18），得即（9.20）（9.21）若泵在某流量下運轉，v12/2g將是定值，

hls

也幾乎不變，吸上真空度Hs將隨泵的吸上揚程hs

的增加而增大。當hs

增大到某數(shù)值后，

p1降低到該溫度下液體的汽化壓強，泵就出現(xiàn)氣蝕而不能工作。在此情況下的吸上真空度Hs，稱為最大吸上真空高度或最大吸上真空度，以Hsmax

表示。目前，Hsmax

只能由試驗得出。為了保證離心式泵運行時不發(fā)生氣蝕，同時又有盡可能大的吸上真空度，Hsmax

應留有0.3m的安全量。即將試驗得出的Hsmax

減去0.3m，作為允許最大吸上真空高度，或允許吸上真空度，以[Hs]表示，

9.1.5泵的吸上揚程與汽蝕現(xiàn)象在泵的工作范圍內，允許吸上真空度[Hs]是隨流量變化而有不同之值。一般情況，流量增加，[Hs]下降。故在決定泵的允許安裝高度[hs

]時，應按泵運轉時可能出現(xiàn)的最大流量所對應的[Hs]值來進行計算，以保證水在大流量情況下運轉不發(fā)生氣蝕。9.1.5泵的吸上揚程與汽蝕現(xiàn)象離心式泵運轉時，泵入口處的真空度Hs不應該超過泵樣本上規(guī)定的[Hs]值。泵安裝時，應該根據(jù)泵樣本上規(guī)定的[Hs]值來計算吸上揚程hs

。按式（7.21）得允許安裝高度[hs

]為

（9.22）式中[Hs′]——修正后的允許吸上真空高度，mH2O；

[Hs]——泵樣本或說明書上給定的允許吸上真空度，mH2O；

A——泵使用地點的大氣壓強，mH2O；

psat

——當時溫度下的飽和蒸汽壓強，N/m2。

9.1.5泵的吸上揚程與汽蝕現(xiàn)象通常，在泵的樣本或說明書上規(guī)定的[Hs]值，是在大氣壓強為760mmHg、液體溫度為20℃的情況下，進行試驗得出的。當泵的使用地點、大氣壓強、液體溫度與上述情況不同時，則應進行如下的修正：（9.23）9.1.5泵的吸上揚程與汽蝕現(xiàn)象泵運轉時，應避免產生氣蝕現(xiàn)象。為了防止發(fā)生氣蝕，可采用下述方法：（1）泵的安裝位置可以低一些，以增加有效吸入水頭。低揚程的大型水泵，多做成立式，并使葉輪浸沒在水中，這是防止氣蝕的一個方法。（2）降低泵的轉速。（3）減少通過葉輪的流量。在可能范圍內，用雙吸泵代替單吸泵；如果不能改成雙吸泵，可用兩臺以上的泵。（4）增大吸液管直徑，或盡量減少吸入管路的局部阻力，以減少局部阻力損失。

按式（9.22），泵的允許安裝高度為9.1.5泵的吸上揚程與汽蝕現(xiàn)象[例題9.3]50D8×6型離心式泵的說明書給出：轉數(shù)n=1400r/min，流量時Q=18m3/h時，揚程H=74.7m。允許吸液真空高度[Hs]=8m。若輸送的水的溫度在20℃以下，吸入管直徑d1=50mm，吸入管的總阻力損失hls=0.5m，求此泵的允許安裝高度[hs

]。

[解]水在吸入管中的流速為9.1.6離心式泵的性能曲線根據(jù)實驗，離心式泵在某一固定轉速下，一個流量Q

值，有其相對應的揚程

H

值及功率N值。再按式（9.17），取Q及其相對應的H與N值，可計算出在此流量Q時的效率η。以Q為橫坐標，H、N、η為縱坐標，分別將各H、N值、η值連成曲線，則得H-

Q

、N

-

Q

、η

-

Q等曲線，如圖9.6所示，以表示離心式泵在此固定轉速下的性能，稱為性能曲線圖。

圖9.6可以較清楚地說明離心式泵的基本性能。不同系列型號的泵在不同的轉數(shù)下運轉，可有不同的性能曲線圖，但同名曲線的形狀與趨勢，大體上是相類似的。

9.1.6離心式泵的性能曲線圖9.6離心式泵的性能曲線圖9.1.6離心式泵的性能曲線（1）H-

Q曲線。當Q由0逐漸增加時，

H也由低逐漸增高；當Q增至某一數(shù)值，

H則不在增加；Q繼續(xù)增加，

H則下降。此凸形曲線有一個峰。峰的左邊，Q增大，

H也增大；峰的右邊，Q增大，

H降低。說明離心式泵的流量與揚程之間存在者相互制約的關系。這是由于水力損失的緣故。因此，離心式泵在性能曲線高峰的右邊運轉時，如果得到較大的流量，必須降低揚程(即減少幾何揚程與損失揚程)；如管路阻力(損失揚程)加大或幾何揚程增高，流量必然減少。（2）N

-

Q

曲線。隨著Q的增大，N不斷上升。說明流量大，消耗的功率越大。當Q為零值時，N有最小值；這時消耗的功率，主要用于克服機械摩擦。為了防止起動電流過大燒毀電機，所以離心式泵都是在Q=0（壓出管路的閘閥全閉）時起動。9.1.6離心式泵的性能曲線（3）η

-

Q曲線。隨著Q的增大，η由低到高，再由高到低，有一個最高點，即最高效率點。此最高效率點所對應的流量Q、揚程H、功率N，稱為離心式泵的最佳工況。制造廠生產的泵，其銘牌上所標明的揚程、流量、功率等數(shù)值，就是指這種泵效率最高時的揚程、流量、功率，即所謂最佳工況的性能。為了保持泵的較高的經濟性，一般要求在最高效率點附近的范圍內運轉，如圖中所示的“工作范圍”。按第4章的阻力公式知

9.1.7泵在管路中的工況點流體在管路中流動，其流量與管路阻力有一定的關系。表示流量與阻力關系的曲線，稱為此管路的特性曲線。將單位重量液體從吸液池舉上一個幾何高度HG到排液池里，克服在長為L、斷面積為A的管路中流動時的阻力，所需的能量設為HA

，則

（9.24）式中

R稱為管阻常數(shù)，其值與管路的材料、尺寸、局部裝置及閥門開啟度有關。管路一定，R為定值。

此式為管路特性曲線的表示式，如圖9.7所示。由圖可知：有地形（幾何）高度差的管路特性曲線為一條不通過坐標原點的拋物線。

9.1.7泵在管路中的工況點上式說明，當管路一定，即為定值時，管路阻力隨流量的平方而變。因此

（9.25）圖9.7管路特性曲線9.1.7泵在管路中的工況點泵一般都裝置在管路上工作。泵經吸入管路自吸液池吸上的液體，又經壓出管路送往排液池。單位時間內由泵排出的液體體積，也就是同一時間內在管路中流動的液體體積，即流量是一致的。在此流量的情況下，單位重量液體在泵中獲得的能量，也正是這個重量的液體流經管路時所需要的能量。按同一比例尺將泵在給定的轉速下的性能曲線H-

Q與管路裝置的特性曲線HA=HG+hl繪在同一坐標圖上，這兩條曲線的交點M，就是泵在此管路系統(tǒng)中的工況點，表示當時泵在此管路系統(tǒng)中的運轉的工況：流量為QM，揚程為HM，功率為NM，效率為ηM。

9.1.7泵在管路中的工況點泵的性能曲線H-

Q的最高點為F，其右邊的工況點，屬于穩(wěn)定工況區(qū)；若管路的特性曲線很陡峭（例如，當HG值很大，而且R

值也很大。諸如閥門開啟度很小，局部阻力很多，管徑很小，管路很長，管壁很粗糙等），則管路特性曲線HA=HG+RQ2與泵的曲線H-

Q的交點M——工況點，可能落在最高點F的左邊，泵的工作將不穩(wěn)定，發(fā)生振動現(xiàn)象。泵一般應避免在不穩(wěn)定區(qū)運轉。

9.1.8離心式泵的選擇選擇離心式清水泵，一般按下列步驟進行：（1）根據(jù)生產上對流量Q及幾何揚程HG的要求，在泵安裝地點至需要液體（如水）的地方，擬訂輸液（水）管路的配置方案，選擇管路中的流速v與管徑d，然后計算管路的阻力，確定所需要的泵的揚程H與流量Q。水在管中的流動，選擇合理的流速，從而確定管徑。根據(jù)實踐經驗，幾十km長的輸水管路，水在其中流動的平均流速v=0.5~0.7

m/s；在工廠內的輸水管路，水的平均流速v=1~3

m/s。（2）根據(jù)Q與H，在泵的產品樣本或說明書中，選擇能滿足要求的泵。選擇時，可考慮把所需揚程加大5%，不要太大，否則不經濟。

9.1.8離心式泵的選擇一般有關泵的說明書中，都載有泵的性能曲線，可通過計算，將管路特性曲線畫出。若兩曲線相交的工況點恰是泵的最佳工況點或是在泵的工作范圍內，則所選擇的泵可以認為是經濟與合理的。（3）如果生產上要求的流量過大，沒有合適的泵，或者生產上所要求的流量變化較大，則可以考慮泵的并聯(lián)裝置問題。根據(jù)生產上所需要的流量，按不同的情況，取其一半或更小的數(shù)值來選擇泵，但揚程仍應滿足要求?？紤]并聯(lián)裝置時，盡可能選擇同樣型號的泵，因安裝及零配件的準備，都比較方便。（4）泵選定后，尚需根據(jù)管路安裝情況，檢查泵的吸入高度是否超過規(guī)定的限度。（5）管路的直徑，不能小于泵進口或出口的直徑。如預先設計時選用的管徑過大或過小，應重新計算。

9.2離心式通風機離心式通風機的工作原理與離心式泵相同。主要部件是葉輪，其葉片焊接在底盤與蓋板上。葉輪出口處的寬度比離心式泵的要大，可做成單面進風或雙面進風的葉輪。9.2.1通風機的風壓、風量和效率單位體積氣體通過風機所獲得的能量，就是風機的風壓，又稱全壓或全風壓，單位為N·m/m3或N/m2。圖9.8為裝有吸氣管與排氣管的離心式風機裝置簡圖。

圖9.8通風機裝置簡圖9.2.1通風機的風壓、風量和效率圖9.8為裝有吸氣管與排氣管的離心式風機裝置簡圖。O-O斷面為吸氣空間，氣體在此空間中靜止時的壓強為p0。1-1斷面為風機的入口，氣體在此斷面上的壓強為p1，流速為v2。2-2斷面為風機的出口，氣體在此斷面上的壓強與流速分別為p2與v2。排氣管出口斷面上的氣體流速與壓強分別為vd

與pd。在通風機中，氣體的重度γ可認為不變。因此，每單位體積的氣體在風機入口處的能量為在風機出口處的能量為

風機所產生的全壓為（9.25）9.2.1通風機的風壓、風量和效率式中，z

為風機出口與入口間的高度差，其值很小，且γz之值更小，可忽略不計。于是

所以，風機的全壓為其靜壓與動壓之和。（9.26）或（9.27）式中Hp——風機的靜壓，Hp=p2–p1；

Hd——風機的動壓，。9.2.1通風機的風壓、風量和效率設單位體積的氣體在吸氣管中的阻力損失為pls

，在排氣管中的阻力損失為pld

。先列出O-O與1-1斷面間氣體流動的能量方程用式（9.29）減式（9.28）得再列出2-2斷面與排氣管出口斷面間的能量方程（9.28）即

（9.29）9.2.1通風機的風壓、風量和效率由此可知：風機所產生的全壓，用于克服排氣空間與吸氣空間的壓強差（pd–p0）和供給吸氣管道與排氣管道中的克服阻力所消耗的能量（pld+pls）以及使氣體在排氣管出口處具有速度為vd

的動壓γvd2/2g。風機的風量是指單位時間內由風機排出的氣體體積折算成吸氣狀態(tài)下的氣體體積，以Q表示，單位為m3/s、m3/min或m3/h。（9.30）即

9.2.1通風機的風壓、風量和效率[例題9.4]為了降低車間的溫度，改善勞動條件，擬在車間外裝一臺通風機向車間送風，每小時需送風2840m3。送風管的直徑d=250mm，管長l=95m，管道的沿程阻力系數(shù)λ

=0.02；管道中裝有一個閘閥，其局部阻力的當量管長le=5m，還有ζb=0.2的彎頭兩個。已知空氣的重度γ=11.76N/m3。此通風機的風壓為若干mmH2O？[解]根據(jù)式（9.30），通風機產生的風壓為其中，

，

9.2.1通風機的風壓、風量和效率式中η=ηM

ηvηh，為泵的總效率。離心式通風機的總效率η最高的平均值在0.50~0.75之間，最佳者可達0.90。通風機葉輪的葉片有前彎、徑向、后彎等三種型式。其總效率比較如表9.2。風機的風壓為H（N·m/m3），每秒鐘通過風機的氣體體積為Q（N·m/m3），每秒鐘氣體在風機中實際獲得的能量，即有效功率為QH（N·m/s），輸入給風機的軸功率為N。于是，風機的總效率（9.31）9.2.1通風機的風壓、風量和效率對于風量大、風壓低的離心式通風機，采用前彎型的葉輪，可以縮小機器的尺寸并減輕重量，使結構緊湊。特別是葉輪進口與出口寬度相同且寬度也較大的離心式通風機，都采用前彎型葉片。表9.2通風機三種葉輪特性比較表寬度直徑比（葉

輪

型

式前

彎

型徑

向

型后

彎

型寬度直徑比（b/D

）0.5~0.60.35~0.450.25