第十一章 葉片式泵及風機

第十一章葉片式泵與風機第一節(jié)離心式泵與風機的葉輪理論第二節(jié)軸流式泵與風機的葉輪理論第三節(jié)比例定律及比轉速第四節(jié)葉片式泵與風機的結構討論泵與風機的原理和性能，就是要研究流體在泵與風機內(nèi)的流動規(guī)律，從而找出流體流動與各過流部件幾何形狀之間的關系，確定適宜的流道形狀，以便獲得符合要求的水力（氣動）性能。流體流經(jīng)泵與風機內(nèi)各過流部件的對比情況如下表所示。第一節(jié)離心式泵與風機的葉輪理論流體流經(jīng)泵與風機內(nèi)各過流部件的對比情況葉片式泵與風機過流部件工作特點作用運動情況分析和研究吸入室固定不動將流體引向工作葉輪相對簡單比較容易葉輪旋轉完成轉換能量比較復雜較為困難壓出室固定不動將流體引向壓出管路相對簡單比較容易

欲開展對葉片式泵與風機的基本理論的研究工作，應將主要精力集中于流體在葉輪流道內(nèi)流動規(guī)律的研究上。葉片輪轂軸前盤后盤空心葉片板式葉片一、離心式葉輪的投影圖平面投影圖軸面投影圖葉片出口寬度葉片出口直徑葉輪投影圖二、葉輪內(nèi)流體的運動及其速度三角形葉輪內(nèi)流體的運動及其速度三角形由于速度是矢量，所以絕對速度等于牽連速度和相對速度的矢量和：即：葉輪進出口速度速度圖速度三角形是研究流體在葉輪內(nèi)能量轉化及其參數(shù)變化的基礎。在恒定流假設的基礎上，要了解流體流經(jīng)葉輪后所獲得的能量。只需知道進出口處的速度三角形即可。為區(qū)別這兩處的參數(shù)，分別用下標“1、2”表示葉輪葉片進口、出口處的參數(shù)；并用下標“”表示葉片無限多無限薄時的參數(shù)。速度三角形絕對流動角圓周分速度徑向分速度相對流動角當葉片無限多時進口速度三角形

2.葉輪流道進、出口速度的計算進口（1）圓周速度式中n——葉輪轉速，r/min;D1——葉輪內(nèi)徑，m；進口速度三角形(2)軸面速度式中——理論流量，；

——葉輪內(nèi)徑，m；

——葉輪的進口寬度；m——排擠系數(shù)（對于水泵，進口的排擠系數(shù)為：1=0.75~0.88；)(3)進口絕對流動角進口速度三角形的數(shù)值取決于吸入室及葉輪前是否有導流器。1a出口（1）圓周速度出口速度三角形式中n——葉輪轉速，r/min;

——葉輪內(nèi)徑，m；(2)軸面速度出口速度三角形式中——理論流量，——葉輪內(nèi)徑，m；

——葉輪的進口寬度；m——排擠系數(shù)（對于水泵，出口的排擠系數(shù)為：1=0.85~0.95；)(3)出口相對流動角出口速度三角形在葉片無限多的假設條件下，葉輪出口處流體運動的相對速度方向沿著葉片切線方向，即出口相對流動角的數(shù)值與葉片出口處的安裝角度相同。三、離心泵與風機的基本方程由于流體在葉輪內(nèi)流動相當復雜，為了分析其流動規(guī)律，常作如下假設：（1）葉輪中的葉片為無限多無限薄，流體微團的運動軌跡完全與葉片型線相重合。（2）流體為理想流體，即忽略了流體的粘性。因此可暫不考慮由于粘性使速度場不均勻而帶來的葉輪內(nèi)的流動損失。

（3）流動為恒定流，即流動不隨時間變化。

（4）流體是不可壓縮的，這一點和實際情況差別不大，因為液體在很大壓差下體積變化甚微，而氣體在壓差很小時體積變化也常忽略不計。1.離心式葉輪理論壓頭方程能量方程式的推導

流體進入葉輪后，葉片對流體做功使其能量增加。利用流體力學中的動量矩定理，可建立葉片對流體作功與流體運動狀態(tài)變化之間的聯(lián)系，推得能量方程式。則dt在時間內(nèi)流入和流出進出口控制面的流體相對于軸線的動量矩分別為：流進：流出：由此得單位時間內(nèi)，葉輪進、出口處流體動量矩的變化為：根據(jù)動量矩定理，上式應等于作用于該流體上的合外力矩，即等于葉輪旋轉時給予該流體的轉矩，設作用在流體上的轉矩為M,則有：葉輪以等角速度ω旋轉時，該力矩對流體所做的功率為:這里：所以有:得:全式除以為理想流體通過無限多葉片葉輪時的揚程，單位為m。上式即為離心式泵的能量方程。若單位重量流體通過無限多葉片葉輪時所獲得的能量，則單位時間內(nèi)流體通過無限多葉片葉輪時所獲得的總能量為，對理想流體而言、葉輪傳遞給流體的功率應該等于流體從葉輪中所獲得的功率。即對風機而言，通常用風壓來表示所獲得的能量，因此，風機的能量方程為：能量方程式的分析1）分析方法上的特點:避開了流體在葉輪內(nèi)部復雜的流動問題，只涉及葉輪進、出口處流體的流動情況。２）理論能頭與被輸送流體密度的關系:pT=(u22u-u11u)3）提高無限多葉片時理論能頭的幾項措施：1u反映了泵與風機的吸入條件。設計時一般盡量使1≈90（1u0），流體在進口近似為徑向或軸向流入。增大葉輪外徑和提高葉輪轉速。因為u2=2D2n/60，故D2和nHT。絕對速度的沿圓周方向的分量2u。提高2u也可提高理論能頭，而2u與葉輪的型式即出口安裝角2a有關，這一點將在后面專門討論。能量方程式的第二形式：由葉輪葉片進、出口速度三角形可知：其中i=1或

i=2，將上式代入理論揚程HT的表達式，得：

第一部分Hst：共同表示了流體流經(jīng)葉輪時靜能頭的增加值。軸流式：第一項=0，說明在其它條件相同的情況下，軸流式泵與風機的能頭低于離心式；第二部分Hd：表示流體流經(jīng)葉輪時動能頭的增加值。這項動能頭要在葉輪后的導葉或蝸殼中部分地轉化為靜能頭。4）若進口流動角等于90度，稱為法向進口條件：2.理論壓頭及理論功率與理論流量之間的關系1）離心式葉輪理論流量（不考慮泄漏）:2）離心式葉輪理論壓頭和理論流量的關系:3）離心式葉輪理論功率和理論流量的關系:3.離心式葉輪葉片型式1）離心式葉輪的三種型式后向式（2a＜90）徑向式（2a＝90）前向式（2a＞90）葉片出口安裝角：2a=（葉片出口切向，-

u2）2a對HT的影響為提高理論揚程HT，設計上使1≈90。則在轉速n、流量qV、葉輪葉片一定的情況下，有：結論：①.2a<90o→HT<；.2a=90o→HT=；

.2a>90o→HT>；

流量－揚程曲線（Ｈ－ｑＶ）由無限多葉片時的理論能頭可得：顯然，這是一個直線方程，ＨＴ∞和ｑＶＴ呈直線關系變化,且直線的斜率由β２a來確定，。2）三種葉片型式的理論壓頭和理論功率曲線對于三種葉型分別為：后彎式葉輪當ｑＶＴ增大時，ＨＴ∞減小，流量－揚程關系曲線是一條向下傾斜的直線。B＞0徑向式葉輪B＝0當ｑＶＴ增大時，ＨＴ∞減小，流量－揚程關系曲線是一條水平的直線。前彎式葉輪Ｂ<０當ｑＶＴ增大時，ＨＴ∞減小，流量－揚程關系曲線是一條向上傾斜的直線。前彎式徑向式后彎式ＯＨＴ∞ｑＶＴＡ常用的泵或風機實際壓頭曲線有三種類型：

陡降型、緩降型與駝峰型ＨqV陡降型性能曲線的泵或風機宜用于流量變化較小的情況。緩降型曲線的泵或風機可用于流量變化大而要求壓頭變化不大的情況。具有駝峰型性能曲線的泵或風機，可能出現(xiàn)不穩(wěn)定工況。這種不穩(wěn)定工況是應避免的。陡降型緩降型駝峰型流量--功率特性曲線假設沒有能量損失，理論軸功率等于有效功率

式中可見對于不同的β2值具有不同形狀的曲線，當qVT=0時。三種葉輪的理論功率都等于零，理論功率曲線都交于原點。對于徑向式葉輪對于前彎式葉輪對于后彎式葉輪理論功率曲線是一條直線。理論功率曲線是向上凹的二次曲線。理論功率曲線是向下凹的二次曲線。PTqVT根據(jù)以上分析，可以定性地說明不同葉型的泵或風機性能曲線的變化趨勢，對于研究實際性能曲線是很有意義的。同時理論性能曲線還可以解釋泵或風機在運轉中產(chǎn)生一些問題的原因。如由理論功率曲線可以看出，前彎式葉輪的軸功率隨流量增加而迅速增長，因此這種風機在運行中，電機很容易超載，而后彎式葉輪幾乎不會發(fā)生超載。2a對Hst及Hd的影響

定義反作用度：結論：(1,1/2),后向式葉輪，

2y

(2amin,90)①

τ1/2,徑向式葉輪，2y

=90(1/2,0),前向式葉輪，

2a(90,2amax)各種2y時的速度三角形及Hd、Hst的曲線圖2amin2amax90u2=c2amax2w2=1u2=cHTHd

=1/22amin2w2w22小，后向式葉輪大，前向式葉輪②

HT

討論1°從結構角度：當HT=const.，前向式葉輪結構小，重量輕，投資少。

2°從能量轉化和效率角度：前向式葉輪流道擴散度大且壓出室能頭轉化損失也大；而后向式則反之，故其克服管路阻力的能力相對較好。

3°從防磨損和積垢角度：徑向式葉輪較好，前向式葉輪較差，而后向式居中。

4°從功率特性角度：當qV時，前向式葉輪Psh，易發(fā)生過載問題。

（1）為了提高泵與風機的效率和降低噪聲，工程上對離心式泵均采用后向式葉輪；

（2）為了提高壓頭、流量、縮小尺寸，減輕重量，工程上對小型通風機也可采用前向式葉輪；

（3）由于徑向式葉輪防磨、防積垢性能好，所以，可用做引風機、排塵風機和耐磨高溫風機等。

葉片出口安裝角的選用原則

四、離心式葉輪實際壓頭曲線1.有限葉片數(shù)的影響2.粘性流體能量損失對理論壓頭的影響1）無限葉片數(shù)的理解葉片型線嚴格控制流體流動。2）有限葉片數(shù)的理解葉片型線不能完全控制流體流動。AA軸向渦流試驗

3）軸向渦流流體(理想)相對于旋轉的容器，由于其慣性產(chǎn)生一個與旋轉容器反向的旋轉運動。流體在葉輪流道中的流動軸向渦流無限葉片數(shù)有限葉片數(shù)AAp1.有限葉片數(shù)的影響有限葉片葉輪出口速度三角形的變化

p形成阻力矩；4）速度三角形發(fā)生變化，分布不均；5）使理論能頭降低：

不是效率，不是由損失造成的；流體慣性→有限葉片→軸向滑移；K

=

f（結構）。b．K為滑移系數(shù)a.

HT(pT)↓→HT(pT)，即：1）摩擦損失和擴散損失2.粘性流體能量損失對理論壓頭的影響當流動處于阻力平方區(qū)時，這部分損失與流量的平方成正比，可定性地用下式表示：2）沖擊損失當流量偏離設計流量時，在葉片入口和出口處，流速變化使流動角不等于葉片的安裝角，從而產(chǎn)生沖擊損失。沖擊損失可用下式估算，即離心式葉輪實際壓頭曲線繪制以上的直線為理想狀況的流量－揚程性能曲線，由于考慮到有限葉片數(shù)和流體粘性的影響，需對上述曲線進行修正?？紤]滑移系數(shù)ＫHT=KHT

考慮葉輪中流動損失考慮葉輪中沖擊損失考慮葉輪中泄漏損失qVT-q

=qVＨＴqVＴOHT-qVTHT-qVTH-qVThf+hjhsH-qVqqVd

1）機械損失（用功率Pm表示）包括：軸與軸封、軸與軸承及葉輪圓盤摩擦所損失的功率，一般分別用Pm1和Pm2表示。1.機械損失與機械效率

2）機械損失的定性分析

Pm1∝nD2，與軸承、軸封的結構形式、填料種類、軸頸的加工工藝以及流體密度有關，約為1%～5%P。五、離心式葉輪的效率3）機械效率

機械損失功率的大小，用機械效率m來衡量。機械效率等于軸功率克服機械損失后所剩余的功率（即流動功率Ph）與軸功率P之比：機械效率和比轉速有關，下表可用來粗略估算泵的機械效率。

ηm與ns的關系（泵）比轉速

ns5060708090100機械效率ηm（%）848789919293

當葉輪旋轉時，在動、靜部件間隙兩側壓強差的作用下，部分流體從高壓側通過間隙流向低壓側所造成的能量損失稱為容積（泄漏）損失，用功率PV

表示。

發(fā)生在葉輪入口處的容積損失

發(fā)生在平衡軸向力裝置處的容積損失；2.容積損失和容積效率1）容積損失發(fā)生在葉輪入口處的容積損失通過進口間隙的泄漏量按下式計算：式中：發(fā)生在平衡軸向力裝置處的容積損失；通過軸向平衡裝置的泄漏量按下式計算：總的泄漏量：（占理論流量：4%~10%）2）容積效率

容積損失的大小用容積效率V來衡量。容積效率為考慮容積損失后的功率與未考慮容積損失前的功率之比：

容積效率V與比轉速有關，對給水泵，可供參考。

ns=5060708090100qV＜90m3/hqV＞145m3/h0.800.900.8350.9200.860.940.8750.9500.8900.9550.900.96

給水泵的容積效率3、水力損失和水力效率

1）水力損失水力損失是指：泵與風機工作時，由于流體和流道壁面發(fā)生摩擦、流道幾何形狀改變使流速變化而產(chǎn)生旋渦、以及偏離設計工況時產(chǎn)生的沖擊等所造成的損失。沖擊損失

摩擦損失和局部損失分類2）水力效率

流動損失的大小用流動效率h來衡量。流動效率等于考慮流動損失后的功率（即有效功率）與未考慮流動損失前的功率之比，即4、泵與風機的總效率

泵與風機的總效率等于有效功率和軸功率之比。即：

六、離心式泵與風機的性能曲線第二節(jié)軸流式泵與風機的葉輪理論軸流式泵與風機的特點1.結構簡單、緊湊，外形尺寸小；2.動葉可調(diào)，有較寬的高效工作區(qū)；3.應用于大流量，小能量頭的場合，噪聲較大；一、流體在軸流式葉輪內(nèi)的流動分析1.平面直列葉柵（圓柱層無關性假設）列線列線弦長葉片安裝角柵距弦長列線2.速度三角形與離心式葉輪比較，相同點有：1．流體在葉輪內(nèi)的運動仍是一種復合運動，即：２．圓周速度u仍為：１．在同一半徑上，u1=u2=u，且w1a=w2a=wa，1a=2a=a與離心式葉輪比較，不同點有：2．絕對速度軸向分量的計算式：輪轂直徑Dh二、軸流式葉輪的基本方程離心式泵與風機的能量方程同樣適用于軸流式泵與風機中：在同一半徑上，葉輪進、出口速度三角形中u1=u2=u，且1a=2a=a所以：又：得：扭速能量方程的分析：1.因為u1=u2=u，所以軸流式的泵與風機的揚程遠低于離心式。2.當β1=β2時，流體不能從葉輪中獲得能量，只有當β1>β2時，流體才能獲得能量，二者差值越大，獲得的能量越多。3.該方程是總能量和流動參數(shù)之間的關系，沒有涉及翼型和葉柵幾何參數(shù)之間的關系，因此不能用于軸流式泵與風機的設計。三、軸流式泵與風機性能曲線1、性能曲線的趨勢分析

①．沖角增加，曲線上升；

③．葉頂和葉根分別出現(xiàn)二次回流，曲線回升。

②．邊界層分離，葉根出現(xiàn)回流，曲線下降，但趨勢較緩；

2、性能曲線的特點

①．存在不穩(wěn)定工作區(qū)，曲線形狀呈∽型；

②．空載易過載；③．高效區(qū)窄。3.離心式、混流式及軸流式泵與風機性能曲線的比較

H-qV

性能曲線的比較

離心式泵與風機的H-qV曲線比較平坦，而混流式、軸流式泵與風機的H-qV曲線比較陡。因此，前者適用于流量變化時要求能頭變化不大的場合，而后者宜用于當能頭變化大時要求流量變化不大的場合。

P-qV

性能曲線的比較

離心式和軸流式泵與風機的P-qV曲線隨著流量的增加其變化趨勢剛好相反，前者呈上升趨勢，而后者則急劇下降。因此，為了減小原動機容量和避免啟動電流過大，啟動時，軸流式泵與風機閥門應處于全開狀態(tài)，而離心式泵與風機閥門則原則上應處于關閉狀態(tài)。-qV

性能曲線的比較

為了克服軸流式泵與風機軸功率變化急劇和高效區(qū)窄的缺點，提高調(diào)節(jié)效率，常常將其葉輪葉片設計成可調(diào)的。這樣,當流量變化時，通過調(diào)節(jié)葉輪葉片的角度，使軸流式泵與風機仍具有比較高的效率。第三節(jié)相似理論在泵與風機中的應用問題的提出

設計任務：結構→要求：造價低、耗功少、效率高反復設計→試驗→修改→受限；①.實型設計→模型設計②．相似設計利用優(yōu)良的模型進行相似設計是設計選型的捷徑；→改造；轉速變化時進行性能的換算。出力不足裕量過大不能滿足要求③．工程實際問題一、相似條件

1.幾何相似：通流部分幾何尺寸對應成比例——前提條件；通流部分幾何尺寸對應特征角度相等。運動相似：速度三角形對應成比例——相似結果；2.運動相似：3.動力相似：動力相似：同名力對應成比例——根本原因；二、相似定律

1.第一相似定律——流量關系

在相似工況下，流量的相似關系為：由幾何相似：由運動相似：所以：

表述：幾何相似機泵與風機，在相似的工況下，其流量與葉輪直徑的三次方、轉速及容積效率的一次方成正比。

2.第二相似定律——揚程（全壓）關系(由及p=gH推得）在相似工況下：由運動相似：在法向進口條件下：對于風機：所以：

表述：幾何相似機泵與風機，在相似的工況下，其揚程（或全壓）與葉輪直徑及轉速的二次方、以及流動效率（流體密度）的一次方成正比。

3.第三相似定律——功率關系（由推得）在相似工況下，軸功率的相似關系為：

表述：幾何相似機泵與風機，在相似的工況下，其軸功率與流體密度的一次方、葉輪直徑五次方、轉速的三次方成正比；與機械效率的一次方成反比。相似定律的幾點說明

1、該三定律應用存在困難（原因是：V、h和m未知）

2、等效的相似三定律

當實型和模型的幾何尺度比≤5，相對轉速比≤20%時，實型和模型所對應的效率近似相等，可得等效的相似三定律：

或3、V、h和m不等效的原因尺寸效應：（小模型）

↑→沿程損失系數(shù)↑→h↓↑→泄漏流量q相對↑→V↓

相對粗糙度相對間隙轉速效應：（降轉速）

↓(設D2不變)

結論：對于小模型、降轉速，

(V、h、m)。三、比例定律（變速調(diào)節(jié)）兩臺泵與風機幾何尺寸相等或是同一臺機器，且輸送相同的流體則【例】已知某電廠的鍋爐送風機用960r/min的電機驅動時，流量qV1=261000m3/h，全壓p1=6864Pa，需要的軸功率為P1=570kW。當流量減小到qV2=158000m3/h時，問這時的轉速應為多少？相應的軸功率、全壓為多少？設空氣密度不變。

按照現(xiàn)有電機的檔次，取n2=580r/min，則：

【解】由比例定律得：泵與風機的通用性能曲線把一臺泵與風機在各種不同轉速下的性能曲線繪制在同一張圖上所得到的曲線。1.通用性能曲線的定義2.通用性能曲線的繪制

1、試驗繪制通用性能曲線

作法：就某臺泵或風機在一系列不同轉速下進行試驗，并將測得的一系列相應的H-qV或p-qV、-qV和等效曲線繪制在同一張圖上。

優(yōu)點：準確可靠，缺點是試驗工作量大，浪費人力物力。2、理論繪制通用性能曲線

理論繪制通用性能曲線以比例定律為基礎。相似工況點的參數(shù)應滿足：

由于相似工況點的效率相等，則可利用轉速為n0時的效率曲線0-qV作出轉速為n時的效率曲線-qV。nAA轉速不同時的效率換算

n0-qV

nn0H-qV

HqVO3、相似工況點應遵循的規(guī)律

相似工況點應滿足:或

即，當n改變時，相似工況的一系列點必在頂點過坐標原點的二次拋物線上，并稱其為相似拋物線，它表征了一簇拋物線，又稱等效曲線。

實踐證明，因轉速效應，實際等效曲線偏離相似拋物線而成橢圓形。三、相似工況點與不相似工況點

在同一條相似拋物線上的點為相似工況點；反之則不存相似關系，不能用比例定律進行相似換算。把握這一點（對正確地確定泵與風機變速運行時的運行工況點及其性能參數(shù)的換算）非常重要。M相似工況點和不相似工況點的區(qū)分

A和B點（表征了泵在同一轉速下的不同工況點）不是相似工況點；A和M點【位于同一條管路性能曲線（其頂點未位于坐標原點）上，它們表示了泵變速運行時的不同運行工況點】亦不是相似工況點；只有M和B點才是相似工況點。

【例】如右圖所示，某臺可變速運行的離心泵，在轉速n0下的運行工況點為M

(qVM，HM

)，當降轉速后，流量減小到qVA，試確定這時的轉速。qVBHBHAqVMqVAqVHOH-qVHC-qVMAB

【解】①．確定變速后的運行工況點A

(qVA，HA)；

②．將qVA、HA代入下式以確定相似拋物線的k值；

③．過A點作相似拋物線，求A點對應的相似工況點B；

④．利用比例定律對A、B兩點的參數(shù)進行換算，以確定滿足要求的轉速：四、比轉速問題的提出相似設計→如何選型→眼花繚亂；

qV,(H,p),

n結構型式結構尺寸尋求：綜合的特征參數(shù)=(性能,結構)流量相似定律能頭相似定律構造之；平方，除以③目的：用于泵與風機的理論研究、選擇和設計中。1、比轉速的表達式水泵比轉速的表達式風機的比轉速比轉速在實際應用中的主要缺點是：它是一個有因次的相似準則數(shù)，因而其通用性受到很大限制，也不利于學術交流和國際間的貿(mào)易往來。不同國別、不同單位比轉速的換算計算公式國別中國、前蘇聯(lián)美國英國日本德國單位qVm3/sUSgal/minUKgal/minm3/minm3/sHmftftmmnr/minr/minr/minr/minr/min換算關系

114.1612.892.12

3.650.070610.910.150.2580.07761.110.1640.2830.47176.686.0811.7220.27403.883.530.5811

注ft——英尺；USgal——美加侖；UKgal——英加侖

為此，國際標準化組織（ISO/TC）定義了無因次型式數(shù)，其計算公式為：并以此取代現(xiàn)在用的比轉速。應用型式數(shù)的主要優(yōu)點是：①．由于它是無因次數(shù)，因而具有廣泛的通用性；②．作為兩泵流動的相似準則數(shù)，物理意義清楚，概念統(tǒng)一，便于理解和掌握；③．與泵所輸送流體的密度無關，可唯一地確定葉輪的幾何形狀。

使用缺點是數(shù)值偏小。2、比轉速的應用4、用比轉速可以大致決定泵與風機的型式2、比轉速可以反映泵與風機的結構特點3、比轉速可以大致反映性能曲線的變化趨勢5、用比轉速可以進行泵與風機的相似設計1、比轉速可以對泵與風機進行分類

泵的類型離心泵混流泵軸流泵低比轉速中比轉速高比轉速比轉速ns30＜ns＜8080＜ns＜150150＜ns＜300300＜ns＜500500＜ns＜1000葉輪形狀尺寸比D2/D0≈3≈2.3≈1.8~1.4≈1.2~1.1≈1葉片形狀柱形葉片入口處扭曲出口處柱形扭曲葉片扭曲葉片翼形葉片性能曲線形狀比轉速與葉輪形狀和性能曲線形狀的關系泵的類型離心泵混流泵軸流泵低比轉速中比轉速高比轉速揚程-流量曲線特點關死揚程為設計工況的1.1~1.3倍揚程隨流量減少而增加，變化比較緩慢。關死揚程為設計工況的1.5~1.8倍揚程隨流量減少而增加，變化較急。關死揚程為設計工況的2倍左右，揚程隨流量減少而急速上升，又急速下降。功率-流量曲線特點關死功率較小，軸功率隨流量增加而上升。流量變動時軸功率變化較少。關死點功率最大，設計工況附近變化比較少，以后軸功率隨流量增大而下降。效率-流量曲線特點比較平坦。比軸流泵平坦。急速上升后又急速下降。五、無因次性能曲線問題的提出：②．對同一系列（相似）風機，可依據(jù)相似定律實現(xiàn)；對不同系列（不相似）風機，則不能依此進行，需要構造一個比較的方法，即需要構造不同系列風機進行性能比較的基準。

①．在實際工程中，為選擇合適的風機，需要進行風機性能的比較。結構轉速密度④．風機性能=f計量單位設法除去則對同一系列風機就只有一組性能參數(shù)。③．若能將某一系列風機的性能只用一條曲線表示出來，那么，若將所有不同系列風機的性能曲線繪制在一張圖上，就可以進行風機性能的比較了。對于同一系列風機，在相似的運行工況下有：由于這時的參數(shù)已沒有因次，故稱為無因次性能參數(shù)，由其所描述的曲線稱為無因次性能曲線。用之實現(xiàn)不同系列風機的性能比較。qVAqVAqVApApApAAAAOOqVpp2mp11.無因次系數(shù)定義方法

—葉輪圓周速度；—流體的密度。無因次性能參數(shù)的定義式2.無因次性能曲線下圖是

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通風機的性能曲線和無因次性能曲線。由圖不難看出，兩者形狀完全相同。應該指出：當n和D2較大時，由于尺寸效應和轉速效應的影響，兩者會略有不同。

實際工作參數(shù)的計算3.無因次性能參數(shù)的意義對于同一系列的通風機，其無因次性能參數(shù)具有唯一性。換言之：它是相似準則數(shù)，是相似的結果。對于不同系列的通風機，其無因次性能參數(shù)與通風機的幾何尺寸、轉速及輸送流體的種類無關，而只與通風機的類型有關。它表征了不同系列通風機性能的特征值?？蓪⒉煌盗型L機的無因次性能曲線集中在一起，實現(xiàn)通風機性能的比較、選擇。第四節(jié)：葉片式泵與風機的結構一、離心式泵與風機的結構1.轉動部分（一）離心式水泵的結構

葉輪是離心泵最主要的過流部件，也是實現(xiàn)能量轉換的主要部件，其作用是將原動機的機械能傳遞給流體，使流體獲得壓力能和動能。葉輪水力性能的好壞，對泵的效率的影響很大。葉輪一般由前蓋板、葉片、后蓋板和輪轂組成，后蓋扳帶有輪轂，稱后蓋板(也稱后盤)。蓋板之間有一系列葉片形成的流道，葉片數(shù)一般為6—12，具體視葉輪用途而定。葉輪有封閉式、半開式和開式三種。1）葉輪和泵軸（a）（b）封閉式葉輪（c）半開半閉式葉輪（d）開式葉輪2）平衡盤平衡盤

多級分段式水泵往往在水泵壓出段外側安裝平衡盤，其作用是消除水泵的軸向作用力，除了平衡盤之外，還有其他的消除軸向力的結構。一個設計好的吸入室，應該符合以下三個條件：(1)要在最小的阻力損失情況下，將流體引入葉輪。(2)葉輪進口處的液流速度分布要均勻，一般使液流在吸入室內(nèi)有加速。(3)將吸入管路內(nèi)的液流速度變?yōu)槿~輪人口所需的速度。

根據(jù)泵的結構型式不同，采用的吸入室結構主要有錐形管吸入室、圓環(huán)形吸入室和半螺旋形吸入室三種結構。2.固定部分1）吸入室吸入室的作用是以最小的阻力損失，將液體從吸入管路引入葉輪，其設計的優(yōu)劣對進入葉輪的液體流動情況影響很大，尤其是對泵的氣蝕性能的影響。

錐形管吸入室錐形管吸入室

其錐度一般是7?~8?。這種吸入室流動阻力損失較小，液體能在錐形管吸入室中加速，速度分布較均勻；錐形管吸入室結構簡單，制造方便．是一種很好的吸入室，適宜用在單級懸臂式泵中。

圓環(huán)形吸入室圓環(huán)形吸入室其優(yōu)點結構對稱、簡單、緊湊、軸向尺寸較小。在吸入室的起始段中，軸向尺寸逐漸縮小，寬度逐漸增大，整個面積還是縮小，使流體得到一個加速。但由于泵軸穿過環(huán)形吸入室，所以液流繞流泵軸時在軸的背面產(chǎn)生旋渦，引起進口流速分布不均勻。同時，葉輪的左、右兩側的絕對速度的圓周分速亦不一致，所以流動阻力損失較大。由于圓環(huán)形吸入室的軸向尺寸較短，為了縮小尺機器尺寸，，多級分段式泵中大多都采用圓環(huán)形吸入室，這主要是吸入室的損失與多級泵較高的揚程比較起來，所占的比例是極小的。

半螺旋形吸入室半螺旋形吸入室它能保證葉輪進口處的流體有均勻的速度場，流速分布比較均勻，流動損失較小。泵軸后面沒有旋渦。但液流進入葉輪前已有預旋，泵的揚程要略有下降，故主要用于單級雙吸式水泵、水平中開式水泵。2）壓水室壓水室是泵的重要組成部分。壓水室的作用是將葉輪中流出的高速液體收集起來并送到下一級葉輪或管道系統(tǒng)中；降低葉輪出來液體的流速，把流體的速度動能轉化為壓力能，以減少液體在下—級葉輪或管道系統(tǒng)中的損失；消除液體流出葉輪后的旋轉運動，以避免由于這種旋轉運動帶來的水力損失。壓水室按結構分成螺旋式壓水室(蝸殼)、環(huán)形壓水室和導葉式壓水室(導葉)。又分為徑向式和流道式導葉。節(jié)段式多級泵導葉還包括對下一級葉輪起吸水作用的反導葉。螺旋型壓水室螺旋壓水室，又稱渦殼，是由斷面逐漸增大的螺旋線流道和一個擴散管組成。作用：1）它收集從葉輪出來的流體.2）在螺旋形的擴散管中將流體的部分速度動能轉化為壓力能。特點：螺旋形壓水室具有結構簡單，制造方便，效率高的特點。在非設計工況下運行時，會產(chǎn)生徑向力。多用于單級單吸、單級雙吸及水平中開式多級離心泵。為了保證葉輪內(nèi)有穩(wěn)定的相對流動，螺旋壓水室內(nèi)的流動應當是軸對稱的。螺旋型壓水室環(huán)形壓水室環(huán)形壓水室其各個流道的斷面面積相等。因此，流體在流道中流動時不斷加速，從葉輪中流出的流體與壓水室內(nèi)的流體相遇，彼此發(fā)生碰撞，流動損失較大，故其效率低于螺旋形壓水室；但它加工方便，主要用于多級泵的排水段，或輸送含有雜質的液體。環(huán)形壓水室導葉式壓水室導葉多用在節(jié)段式多級泵中，由于多級分段式泵的液體是前一級葉輪流入次一級葉輪內(nèi)，故在流動過程中必須裝置導葉。導葉的作用是匯集前一級葉輪流出的液體，并在損失最小的條件下引入次級葉輪的進口，同時在導葉內(nèi)把部分速度能轉換為壓力能，所以導葉的作用與壓水室相同。除此之外，導葉還能在多種工況下平衡作用在葉輪上的徑向力。徑向式導葉流道式導葉

葉輪入口與外殼之間的間隙處；

多級泵的級間間隙處；

平衡軸向力裝置與外殼之間的間隙處以及軸封間隙處等。3.密封部分

為了減小葉輪入口處的容積損失q1，一般在入口處都裝有密封環(huán)（承磨環(huán)或口環(huán)），如圖下所示。檢修中應將密封間隙嚴格控制在規(guī)定的范