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文檔簡介
泵與風(fēng)機(jī)
PumpandAir-blower上海電力學(xué)院能源與環(huán)境工程學(xué)院工程熱物理學(xué)科第二章泵與風(fēng)機(jī)的性能內(nèi)容提要:2.1、功率、損失、效率2.2、泵與風(fēng)機(jī)的性能曲線教學(xué)目的:掌握泵與風(fēng)機(jī)中常用的功率、損失和效率;掌握泵與風(fēng)機(jī)的性能曲線;重點(diǎn)和難點(diǎn):泵與風(fēng)機(jī)中損失的種類和原因;泵與風(fēng)機(jī)的性能曲線。1)有效功率Pe對泵而言,kW對風(fēng)機(jī)而言,kW流體從泵或風(fēng)機(jī)中實(shí)際有效得到的功率。2.1功率,損失與效率一.功率qV:體積流量,m3/s;H:揚(yáng)程,mP:全壓,Pa;ρ:流體密度,kg/m3一.功率2)軸功率P對泵而言,kW對風(fēng)機(jī)而言,kW原動機(jī)運(yùn)行傳遞到泵與風(fēng)機(jī)軸端上的功率。η:泵和風(fēng)機(jī)的總效率一.功率3)原動機(jī)功率Pg對泵而言,kW對風(fēng)機(jī)而言,
kW原動機(jī)的輸出功率。ηtm:傳動效率傳動方式傳動效率電動機(jī)直連傳動1.00聯(lián)軸器直連傳動0.98三角皮帶傳動(滾動軸承0.954)原動機(jī)輸入功率Pg,in對泵而言,對風(fēng)機(jī)而言,ηg:原動機(jī)效率kWkW5)原動機(jī)的選擇對泵而言,
對風(fēng)機(jī)而言,
K:原動機(jī)的容量富裕系數(shù)原動機(jī)效率:二.損失和效率機(jī)械損失ΔPm
與葉輪轉(zhuǎn)動相關(guān)容積損失ΔPV經(jīng)過葉輪與流體泄露量相關(guān)流動損失ΔPh經(jīng)過葉輪與流體流量相關(guān)(一)機(jī)械損失ΔPm和機(jī)械效率ηm機(jī)械損失ΔPm:機(jī)械運(yùn)動過程中克服摩擦所造成的能量損失機(jī)械損失用機(jī)械效率來衡量
主要包括:軸與軸承軸與軸端密封圓盤摩擦損失(0.01~0.03)P(0.02~0.1)P減少機(jī)械損失的方法:圓盤摩擦損失ΔPdf:與D2的5次方,n的三次方成正比采用合理結(jié)構(gòu)
a)高壓泵,采用多級葉輪,不采用增大直徑。
b)采用高轉(zhuǎn)速小葉輪的結(jié)構(gòu)。保持葉輪及泵體內(nèi)側(cè)表面的光潔合理的相對側(cè)壁間隙,B/D2:2%-5%(二)容積損失ΔPV和容積效率ηV容積損失(泄露損失):泵與風(fēng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)部件與靜止部件之間存在著間隙,葉輪轉(zhuǎn)動時在間隙兩側(cè)所造成的壓力差使部分已獲得能量的流體從高壓側(cè)流向低壓側(cè),從而形成泄漏,產(chǎn)生損失。
容積損失用容積效率來衡量
q:泄露流量,m3/s≈4%~10%qVT1)葉輪入口與外殼密封環(huán)之間間隙中的泄露泄漏量的計算μ1-流量系數(shù);△H1-間隙兩側(cè)的能頭差,m;A1=πDwb-間隙的環(huán)形面積,m2;容積損失的計算2)平衡軸向力裝置處的容積損失泄漏量的計算μ2-流量系數(shù);△H2-間隙兩側(cè)的能頭差,m;A=πDnb-間隙的環(huán)形面積,m2;容積損失的計算3)軸端密封處的容積損失ΔPV34)多級泵的級間泄露——屬于圓盤摩擦損失減少容積損失的方法:維持動、靜部件間的最佳間隙增大間隙中的流動阻力
a)增加密封的軸向長度;
b)在間隙的入口和出口采取節(jié)流措施;
c)采用不同型式的密封環(huán)。(三)流動損失ΔPh和流動效率ηh摩擦損失:流體和各部分流道壁面摩擦?xí)a(chǎn)生;流動損失用流動效率來衡量
渦流(擴(kuò)散)損失:流道截面變化、轉(zhuǎn)彎等會使邊界層分離、產(chǎn)生二次流而引起;沖擊損失:由于工況改變,入口流動角與葉片安裝角不一致,引起。流體在泵與風(fēng)機(jī)主流道(入口,葉輪,導(dǎo)葉,出口)中流動時由于流動阻力而產(chǎn)生的機(jī)械能損失,泵與風(fēng)機(jī)的最主要損失。
1)摩擦損失:沿程阻力損失;2)渦流損失:摩擦損失+渦流損失:3)沖擊損失:總流動損失:qvhhhf+hjqvdhshh無沖擊損失最小流動損失減少流動損失,提高流動效率的方法:選用高效葉輪及設(shè)計合理的流道形狀;提高制造、安裝、檢修的質(zhì)量;保證葉輪和流道表面的粗糙度最低;在合理的流量范圍內(nèi)工作。(四)泵與風(fēng)機(jī)的總效率η(五)風(fēng)機(jī)的效率1)全壓效率:總效率η;2)靜壓效率ηst;3)全壓內(nèi)效率ηi;4)靜壓內(nèi)效率ηst,i;Pi:不考慮軸與軸承及軸端密封的摩擦損失功率,即風(fēng)機(jī)葉輪的耗功。風(fēng)機(jī)內(nèi)效率多用于風(fēng)機(jī)相似性設(shè)計和相似換算的依據(jù)泵和風(fēng)機(jī)的總效率與容量、型式和結(jié)構(gòu)有關(guān)離心式泵:0.60~0.90離心風(fēng)機(jī):0.70~0.90高效風(fēng)機(jī):>0.90軸流泵:0.70~0.89大型軸流風(fēng)機(jī):>0.902.2泵與風(fēng)機(jī)的性能曲線一.離心式泵與風(fēng)機(jī)的性能曲線(一)流量與揚(yáng)程性能曲線(二)流量與軸功率性能曲線(三)流量與效率性能曲線(四)離心式泵與風(fēng)機(jī)性能曲線的分析二.軸流式泵與風(fēng)機(jī)的性能曲線
一定的轉(zhuǎn)速下,以流量qV作為基本變量,其它各參數(shù)隨流量改變而變化的曲線。一.離心式泵與風(fēng)機(jī)的性能曲線(一)流量與揚(yáng)程曲線(qV—H)由速度三角形得:
1)β2a<90°cotβ2a>02)β2a=90°cotβ2a=03)β2a>90°cotβ2a<0b:考慮有限葉輪(軸向渦流影響)c:考慮摩擦和渦流d:考慮沖擊e:考慮容積(二)流量與功率性能曲線(qV—P)軸功率P等于流動功率Ph與機(jī)械損失功率△Pm之和。1)理論流量qVT與流動功率Ph的關(guān)系(qVT—Ph)
。1)β2a<90°cotβ2a>02)β2a=90°cotβ2a=03)β2a>90°cotβ2a<0流動功率先隨流量增加而增加,達(dá)到某一數(shù)值后,隨流量的增加而降低流動功率隨流量增加而直線上升。流動功率隨流量增加而急劇上升。后彎式葉片葉輪徑向式葉片葉輪前彎式葉片葉輪2)實(shí)際流量qV與軸功率P的關(guān)系(qV—P)
??蛰d工況:流量為零的工況。(三)流量與效率性能曲線(qV—η)
ηmax:設(shè)計工況點(diǎn)(四)離心式泵與風(fēng)機(jī)性能曲線分析1)最佳工況點(diǎn)與經(jīng)濟(jì)工作區(qū)最佳工況點(diǎn):最高效率所對應(yīng)的工況點(diǎn)工況點(diǎn):某一流量下所對應(yīng)的H、P、η等一組參數(shù)經(jīng)濟(jì)(高效)工作區(qū):最佳工況點(diǎn)附近(0.85~0.9ηmax)2)離心式泵在空載情況下防汽化3)離心式泵和風(fēng)機(jī)在空載條件下(閥門全關(guān))啟動空載情況下功率約為設(shè)計功率的30%左右。4)后彎式葉輪qV-H性能曲線三種基本情況a:陡降型b:平緩型c:駝峰型25°~30°8°~12°4)前彎式葉輪的一些特點(diǎn)隨流量增加功率迅速升高,原動機(jī)取較大的容量富裕系數(shù)。流量和揚(yáng)程性能曲線為駝峰型曲線,存在不穩(wěn)定工作區(qū)。效率較低,大中型風(fēng)機(jī)多采用后彎式葉輪二.軸流式泵與風(fēng)機(jī)的性能曲線軸流式泵與風(fēng)機(jī)性能曲線的特點(diǎn)流量與揚(yáng)程和功率性能曲線在小流量時為駝峰型,存在不穩(wěn)定工作區(qū)??蛰d狀態(tài)下,軸功率最大,在閥門全開狀態(tài)下啟動。且對可調(diào)式葉片在小安裝角下啟動。
采用可調(diào)葉片軸流式泵與風(fēng)機(jī),擴(kuò)大其高效工作區(qū)。思考題:1,2,5,6;作業(yè)題:2-1,2-3,2-4,2-6。2.3性能曲線的測試方法2.4.1泵性能測試
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