什么是泵与风机的性能【泵与风机的结构和性能】

第二章 泵与风机的结构和性能

第一节 泵与风机的部件结构

一、泵的主要部件

（一） （一） 离心泵的主要部件

尽管离心式泵的类型繁多，但由于作用原理基本相同，因而它们的主要部件大体类同。现在分别介绍如下：

图2-1 叶轮的形式

（a ）,(b) 封闭式叶轮 （c ）半开式叶轮 （d ）开式叶轮

1、叶轮(impeller)

叶轮是将原动机输入的机械能传递给液体，提高液体能量的核心部件。叶轮有开式(open impeller)、半开式(semi-open impeller)及闭式叶轮(closed impeller)三种，如图2—1所示。开式叶轮没有前盘和后盘而只有叶片，多用于输送含有杂质的液体，如污水泵的叶轮就是采用开式叶轮的。半开式叶轮只设后盘。闭式叶轮既有前盘也有后盘。清水泵的叶轮都是闭式叶轮。离心式泵的叶轮都采用后向叶型。 2、轴和轴承(shaft and bearing)

轴是传递扭矩的主要部件。轴径按强度、刚度及临界转速定。中小型泵刚度和临界转速确定多采用水平轴，叶轮滑配在轴上，叶轮间距离用轴套定位。近代大型泵则采用阶梯轴，不等孔径的叶轮用热套法装在轴上，并利用渐开线花键代替过去的短键。此种方法，叶轮与轴之间没有间隙，不致使轴间窜水和冲刷，但拆装困难。

轴承一般包括两种形式:滑动轴承(Sleeve bearing)和滚动轴承(Ball bearing)。

滑动轴承用油润滑。一种润滑系统包括一个贮油池和一个油环，后者在轴转动时在轴表面形成一个油层使油和油层不直接接触。另一种系统就是利用浸满油的填料包来润滑。大功率的泵通常要用专门的油泵来给轴承送油。（如图 2-2a 所示）。

滚动轴承通常用冷冻油润滑，有些电机轴承是密封而不能获得润滑的。滚动轴承通常用于小型泵。较大型泵可能即有滑动轴承又有滚动轴承。而滑动轴承由于运行噪音低而被推荐用于大型泵。（如图2-2 b所示）

图2-2 轴承形式

a, 滑动轴承 b, 滚动轴承

3、吸入室( suction room)

离心泵吸入管法兰至叶轮进口前的空间过流部分称为吸入室。其作用为在最小水力损失下，引导液体平稳的进入叶轮，并使叶轮进口处的流速尽可能均匀的分布。

按结构吸入室可分为直锥角吸入室、弯管形吸入室、环形吸入室、半螺旋形吸入室几种：

图2-3 直锥形吸入室

。

图2-4 弯管形吸入室

图2-5 环形吸入室

图2-6 半螺旋形吸入室

(1)直锥形吸入室 图2—3所示，这种形式的吸入室水力性能好，结构简单，制造方便。液体在直锥形吸入室内流动，速度逐渐增加，因而速度分布更趋向均匀。直锥形吸入室的锥度约7o ～8o 。这种形式的吸入室广泛应用于单级悬臂式离心水泵上。

(2)弯管形吸入室 图2—4所示，是大型离心泵和大型轴流泵经常采用的形式，这种吸入室在叶轮前都有一段直锥式收缩管，因此，它具有直锥形吸入室的优点。

(3)环形吸入室 图2—5所示，吸入室各轴面内的断面形状和尺寸均相同。其优点是结构对称、简单、紧凑，轴向尺寸较小。缺点是存在冲击和旋涡，并且液流速度分布不均匀。环形吸入室主要用于节段式多级泵中。

(4)半螺旋形吸入室 图2—6所示，主要用于单级双吸式水泵、水平中开式多级泵、大型的节段式多级泵及某些单级悬臂泵上。半螺旋形吸入室可使液体流动产生旋转运动，绕泵轴转动，致使液体进入叶轮吸入口时速度分布更均匀，但因进口预旋会致使泵的扬程略有降低，其降低值与流量是成正比的。

相比较而言，直锥形吸入室使用最为普遍。 4、机壳(casing)

机壳收集来自叶轮的液体，并使部分流体的动能转换为压力能，最后将流体均匀地引向次级叶轮或导向排出口。机壳结构主要有螺旋形和环形两种（如图2-7、2-8所示）。螺旋形压水室不仅起收集液体的作用，同时在螺旋形的扩散管中将部分液体动能转换成压能。螺旋形压水室具有制造方便，效率高的特点。它适用于单级单吸、单级双吸离心泵以及多级中开式离心泵。单级离心式泵的机壳大都为螺旋形蜗式机壳。环形压水室如图2—8所示，在节段式多级泵的出水段上采用。环形压水室的流道断面面积是相等的，所以各处流速就不相等。因此，不论在设计工况还是非设计工况时总有冲击损失，故效率低于螺旋形压水室 (图2-7) 。有些机壳内还设置了固定的导叶，就是所谓的导叶式机壳。

图2-7 螺旋形机壳 图2-8 环形机

5、密封装置(sealing instrument)

密封装置主要用来防止压力增加时流体的泄漏。密封装置有很多种类型，用得最多的是填料式密封和机械式密封。（图2-9所示）

填料密封是将一些松软的填料用一定压力压紧在轴上达到密封目的。填料在使用一段时间后会损坏，所以需要定期检查和置换。这种密封形式使用中有小的泄漏是正常且有益的。而机械密封装置有两个硬质且光滑的表面，一个静态一个旋转。这种密封装置可以达到很好的密封要求，但他们不能用于含杂质流体输送系统，因为其光滑表面会被破环而失去密封作用。这种密封装置在液体循环系统中非常普遍，因为他不需要维护运行很多年。

图2-9 密封装置

（a ）填料密封 （b ）机械密封

6、导叶(guide

vane)

导叶又称导流器、导轮，分径向式导叶和流道式导叶两种，应用于节段式多级泵上作导水机构。

径向式导叶如图2—10所示，它由螺旋线、扩散管、过渡区(环状空间) 和反导叶(向心的环列叶栅) 组成。螺旋线和扩散管部分称正导叶，液体从叶轮中流出，由螺旋线部分收集起来，而扩散管将大部分动能转换为压能，进入过渡区，起改变流动方向的作用，再流入反导叶，消除速度环量，并把液体引向次级叶轮的进口。由此可见，导叶兼有吸入室和压出室的作用。

流道式导叶如图2—11所示，它的前面部分与径向式导叶的正导叶相同，后面部分与径向式导叶的反导叶相类似，只是它们之间没有环状空间，而正导叶部分的扩散管出口用流道与反导叶部分连接起来，组成一个流道。它们的水力性能相差无几，但在结构尺寸上径向式导叶较大，工艺方面较简单。目前节段式多级泵设计中，趋向采用流道式导叶。

图2-11 流道式导叶

（二） 轴流泵的主要部件

轴流泵的主要部件，如图2—12所示。

轴流泵的特点是流量大，扬程低。其主要部件有：叶轮、轴、导叶、吸入喇叭管等，现分述如下。 1．叶轮

叶轮的作用与离心泵一样，将原动机的机械能转变为流体的压力能和动能。它由叶片、轮毂和动叶调节机构等组成。叶片多为机翼型，一般为4～6片。轮毂用来安装叶片和叶片

图2-13。

调节机构。轮毂有圆锥形、圆柱形和球形三种。小型轴流泵(叶轮直径300mm 以下) 的片和轮毂铸成一体，叶片的角度不是固定的，亦称固定叶片式轴流泵。中型轴流泵(叶轮直径300mm 以上) 一般采用半调节式叶轮结构，即叶片靠螺母和定位销钉固定在轮毂上，叶片角度不能任意改变，只能按各销钉孔对应的叶片角度来改变，故称半调节式轴流泵。大型轴流泵(叶轮直径在1600mm 以上) ，一般采用球形轮毂，把动叶可调节机构装于轮毂内，靠液压传动系统来调节叶片角度，故称动叶可调节式轴流泵。 2．轴

对于大容量和叶片可调节的轴流泵，其轴均用优质碳素钢做成空心，表面镀铬，既减轻轴的质量又便于装调节机构。

3．导叶

轴流泵的导叶一般装在叶轮出口侧。导叶的作用是将流出叶轮的水流的旋转运动转变为轴向运动，同时将部分动能转变为压

能。

4．吸入管

吸入管与离心泵吸入室的作用相同。中小型轴流泵多用喇叭形吸入管，见图2—12所示；大型轴流泵多采用肘形吸入流道，如

（三）、混流泵

混流泵内液体的流动介于离心泵和轴流泵之间，液体斜向流出叶轮，即液体的流动方向相对叶轮而言即有径向速度，也有轴向速度。其特性介于离心泵和轴流泵之间。 混流泵具有涡壳式和导叶式两种。如图2-15所示为单级、单吸、立式结构的可潜式蜗壳混流泵，适用于输送清水或物理及化学性质类似于

水的其他液体 （包括轻度污水）。

被输送介质温度不超过50℃。也可

用于农田排灌、市政工程、工业过程水处理、电厂输送循环水、城市给排水等多种领域，使用范围十分广泛。 如图2-16所示为单级、导叶混流式潜水泵，适用于抽送清水或在轻度污水场合下使用，输送介质温度不超过50℃。本泵为机泵合一的

图2-16 单级、导图2-15 可潜式蜗壳混流泵 结构，可潜入水中运行，故可在水

位变化大，扬程较高的工况下工作，叶混流式潜水泵

特别适用于城市排水、市政建设、工矿、船坞升降水位以及水位涨

落大的江湖地区农田排灌之用。

二、风机主要部件

（一）离心式风机的构造特点

离心式风机输送气体时，一般的增压范围在9.807Kpa(1000mH2O) 以下根据增压大小，离心风机又可分为：

(1)低压风机：增压值小于l000Pa(约100mmH 2)) ；

(2)中压风机：增压值自l000至3000Pa(约100至300mmH 2O) (3)高压风机：增压值大于3000Pa(约300mmH 2O 以上) 。

低压和中压风机大都用于通风换气，排尘系统和空气调节系统。高压风机则用于一般锻冶设备的强制通风及某些气力输送系统。

我国还生产许多专门用于排尘、输送煤锅炉引排酸雾和防腐的各种专用风机。

最近国内又推出了一种外转子离心风机，它相当于将电动机的转子固定，定子直接嵌装于风机叶轮而转动，这样就把电机装入风机机壳内了。

离心式风机的整机构造可以参考图2-14所示的分解图。根据用途不同，风机各部件的

具体构造也有所不同，分别介绍如下 1、吸入口和进气箱

吸入口可分圆筒式、锥筒式和曲线式数种(图2-17) 。吸入口有集气的作用，可以直接在大气中采气，使气流以损失最小的方式均匀流入机内。某些风机的吸入口与吸气管道用法兰直接连接。

进气箱的作用是当进风口需要转弯时才采用的，用以改善进口气流流动状况，减少因气流不均匀进入叶轮而产生的流动损失。进气箱一般用在大型或双吸入的风机上。 2、叶轮

叶轮的构造曾在前面泵的主要部件中有所介

绍。如前所述，它由前盘、后盘、叶片和轮毂所组成。还曾指出叶片可分为前向、径向和后向三种类型。（见图2-18）。

防爆风机是由有色金属制成的，防腐风机则以塑料板材为材料。 3、机壳

中压与低压离心式风机的机壳一般是阿基米德螺线状的。它的作用是收集来自叶轮的气体，并将部分动压转换为静压，最后将气体导向出口。

机壳的出口方向一般是固定的。但新型风机的机壳能在一定的范围内转动，以适应用户对出口方向的不同需要。 4、导流器

导流器又称为进口风量调节器。在风机的入口处一般都装置有导流器。运行时，通过改变导流器叶片的角度（开度）来改变风机的性能，扩大工作范围和提高调节的经济性。

（二）轴流式风机的主要部

件

轴流式风机的主要部件有：叶轮、集风器、整流罩、导叶和扩散筒等。如图2—19所示。近年来，大型轴流式

风机还装有调节装置和性能

图2-19 轴流式风机结构示意图

1-进气室 2-外壳 3-动叶片 4-导叶 5-动叶调节机构 6-扩压器 7-导流体 8-轴 9-轴承 10-联轴器

稳定装置。 1．叶轮

叶轮由轮毂和叶片组成，其作用和离心式叶轮一样，是实现能量转换的主要部件。 轮毂的作用是用以安装叶片和叶片调节机构的，其形状有圆锥形、圆柱形和球形三种。 叶片多为机翼形扭曲叶片。叶片做成扭曲形，其目的是使风机在设计工况下，沿叶片半径方向获得相等的全压。为了在变工况运行时获得较高的效率，大型轴流风机的叶片一般做成可调的，即在运行时根据外界负荷的变化来改变叶片的安装角。如上海鼓风机厂与西德TLT 公司联合制造的TLT 型送引风机和一次风机均是动叶可调的。 2．集风器

集风器的作用是使气流获得加速，在压力损失最小的情况下保证进气速度均匀、平稳。 集风器的好坏对风机性能影响很大，与无集风器的风机相比，设计良好的集风器风机效率可提高10％～15％。集风器一般采用圆弧形。 3．整流罩和导流体

为了获得良好的平稳进气条件，在叶轮或进口导叶前装置与集风器相适应的整流罩，以构成轴流风机进口气流通道。 4．导叶

轴流式风机设置导叶有几种情形：①叶轮前仅设置前导叶，②叶轮后仅设置后导叶，③叶轮前后均设置有导叶。

前导叶的作用是使进入风机前的气流发生偏转，把气流由轴向引为旋向进入，且大多数是负旋向(即与叶轮转向相反) ，这样可使叶轮出口气流的方向为轴向流出。

后导叶在轴流式风机中应用最广。气体轴向进入叶轮，从叶轮流出的气体绝对速度有一定旋向，经后导叶扩压并引导后，气体以轴向流出。 5．扩散筒(difusser section)

扩散筒的作用是将后导叶出来的气流动压部分进一步转化为静压，以提高风机静压。

扩散筒的结构形式如图2—20所示。

6．性能稳定装置

近年来，大型轴流风机上加装了性能稳定装置，又称KSE 装置(该装置由前苏联的伊凡诺夫发明) 。这种性能稳定装置主要是用来抑制叶轮边缘流体失速倒流而产生的不稳定现象的。

第二节 泵与风机的叶轮理论

一、 一、 离心式泵与风机的叶轮理论

离心式泵与风机是由原动机拖动叶轮旋转，叶轮上的

叶片就对流体做功，从而使流体获得压能及动能。因此，叶轮是实现机械能转换为流体能量的主要部件。

（一）流体在叶轮中的运动及速度三角形

为讨论叶轮与流体相互作用的能量转换关系，首先要了解流体在叶轮内的运动，由于

流体在叶轮内的运动比较复杂，

为此作如下假设：①叶轮中叶片数为无限多且无限薄，即流体质点严格地沿叶片型线流动，也就是流体质点的运动轨迹与叶片的外形曲线相重合；②为理想流体，即无粘性的流体，暂不考虑图2-21 流体在叶轮内的运动

由粘性产生的能量损失；⑧流体(a) 圆周运动 (b)相对运动 (c)绝对运动

作定常流动。

流体在叶轮中除作旋转

运动外，同时还从叶轮进口向出口流动，因此流体在叶轮中的运动是一种复合运动。

当叶轮带动流体作旋转运动时，流体具有圆周运动(牵连运动) ，如图2—21(a)所示。

图2-20 扩散筒的形式

其运动速度称为圆周速度，用符号u 表示，其方向与圆周切线方向一致，大小与所在半径r 及转速n 有关。流体沿叶轮流道的运动，称为相对运动，如图2－21（b ）所示，其运动速度称为相对速度，用符号W 表示，其方向为叶片的切线方向、大小与流道及流道形状相关。流体相对静止机壳的运动，称为绝对运动，如图2－21（c ）所示，其运动速度称绝对速度，用符号v 表示，它是以上两个速度的向量和，即

v =

u +w

由这三个速度向量组成的向量图，称为速度三角形，如图2－22所示。速度三角形是研究流体在叶轮中运动的重要工具。

绝对速度v 可以分解为两个相互垂直的分量：对速度圆周方向的分量和绝对速度在轴面（通过泵与风机轴心线所作的平面）上的分量。绝对速度v 与圆周速度w 之间的夹角用α表示，称绝对速度角；相对速度w 与圆周速度反方向的夹角用β表示．称为流动角。叶片切线与圆周速度u 反方向的夹角，称为叶片安装角用

βa 表示。流体沿叶片型线运动时，流

动角β等于安装角a 。用下标1和2表示叶片进口和出口处的参数，∞表示无限多叶片时的参数。

速度三角形一般只需已知三个条件就可画出。根据泵与风机的设计参数，可以求出

β

u , v m , 和β角。其求法如下：

u =

（1） （1） 圆周速度u 计算公式为：

πDn

60

m /s

式中：D —叶轮直径，m n—叶轮转速，r/min

（2） （2） 轴面速度v m 由连续方程得

v m =

式中：

q VT q

=V A A ηV m/s

q VT ——理论流量，m 3/s;

q v ——实际流量，m 3/s

ηV ——容积效率，％

A ——有效断面积（与轴面速度v m 垂直的断面积），m

若考虑到实际叶片的厚度对有效断面积的影响，设每一叶片在圆周方向的长度为σ，叶轮共有z 个叶片，则总长度为z σ, 有效断面积A 则为

A=πDb-z σb

其中： b—叶片宽度；

σ―圆周方向的叶片长度；

2

(3)相对速度w 的方向或β角 当叶片无限多时，相对速度w 的方向应与叶片安装角βa 的方向一致。 βa 在设计中是根据经验值选取的。

m 求出后，就可按比例画出速度三角形。

（二）能量方程式及其分析

能量方程式是由流体力学中的动量矩定理推导而得的。离心式泵与风机的能量方程式

s

σ＝sin βa 其中s 为叶片厚度。

u , v , 和β角

为：

H T ∞=

1

(u 2v 2u ∞-u 1v 1u ∞) g

式中：H T ∞－单位重量流体通过无限多叶片时，所获得的理论能量。

该方程是欧拉在1756年首先推导出的，故又称为欧拉方程。

对于风机而言，通常用风压来表示所获得的能量，风压p T ∞=ρgH T ∞，其单位为Pa 。因此，风机的能量方程式表示为：

p T ∞=ρ(u 2v 2u ∞-u 1v 1u ∞) Pa

通过速度三角的转换计算得：

H T ∞=

22v 2∞-v 1∞

2g

22

u 2-u 12w 12∞-w 2∞++

2g 2g m

上式是能量方程式的另一表达形式。

下面对上述能量方程式进行简单分析：

(1)H T ∞和P T ∞表示单位重量和单位体积的理想流体流过无限多叶片叶轮时所获得的能量，H T ∞的单位为m ，P T ∞的单位为Pa 。

(2)当α

1∞

=90时，则

o

v 1u ∞=0，能量方程式则变为

u v H T ∞=22u ∞

g (2-10)

因此，当α1∞＝90，流体径向流入叶轮时，获得最大的理论能头。

(3)由能量方程式可知，H T ∞与流体的密度无关，即与流体性质无关。而P T ∞与流体密度有关。因此，不同密度的流体所产生的压力是不同的。

o

2g (4)式

动能，称为动能头，用H d ∞表示。第二项与第三项之和为增加的压力能，称为静能头，用H st ∞表示。

(5)由式(2—10) 可知，H T ∞与u 2和v 2u ∞有关，增加转速n 、叶轮外径D 2和绝对速度在圆周的分量v 2u ∞，均可提高理论能头H T ∞，但加大D 2会使损失增加，降低泵的效率。提高转速n 则受汽蚀及材料的限制。比较之下，用提高转速n 来提高理论能头，仍是当前普遍采用的主要方法。

（三）离心式叶轮叶片型式对H T ∞的影响

o

当流体以α1∞＝90进入叶轮时，由式(2—10) 可知，当叶轮外径D 2、转速n 不变时，圆周速度u 2为常量，则理论能头H T ∞与v 2u ∞有关，而v 2u ∞的大小则取决于流量q v 及叶片出口安装角β2a ∞。因此，当叶轮几何尺寸、转速、流量一定时，理论能头H T ∞仅为β2a ∞的函数。

H T ∞=

22

v 2∞-v 1∞

22

u 2-u 12w 12∞-w 2∞++

2g 2g 中第一项是流体通过叶轮后所增加的

图2-23 叶片形式

(a) 后弯式 （b ）径向式 （c ）前弯式

叶片出口安装角β2a 确定了叶片的型式，一∞，

般叶片的型式有以下三种：

o

β2a ∞

o

β2a ∞=90，叶片的出口方向为径向，如图2—23(b)所示，称径向式叶片。

o

β2a ∞>90，叶片的弯曲方向与叶轮的旋转方向相同，如图2-23(c)所示，

称为前弯式叶片。

前弯式叶片产生的能头最大，径向式次之，后弯式最小。

o

对流体所获得的能量中动能和压能所占比例的大小比较可知：β2a ∞

o o

得的能量中，压能所占的比例大于动能；β2a ∞＝90时，压能和动能各占总能的一般；β2a ∞>90时, 总能量中动能所占的比例大于压能。

o o

那么，对离心泵而言，为什么一般均采用β2a 为20～35范围内的后弯式叶片，而对风机则可根据不同情况采用三种不同的叶片形式，其原因如下：

由以上分析可知，在转速n 、叶轮外径D 2、流量q v (q v ＝A m ) 及入口条件均相同的条件下，前弯式叶片产生的绝对速度比后弯式叶片大，而液体的流动损失与速度的平方成正比。因此，当流体流过叶轮及导叶或蜗壳时，其能量损失比后弯叶片大。同时为把部分动能转换为压能，在能量转换过程中，必然又伴随较大的能量损失，因而其效率远低于后弯式叶片。反之，前弯式叶片有以下优点：当其和后弯式叶片的转速、流量及产生的能头相同时，可以减小叶轮外径D 2。因此，可以减小风机的尺寸，缩小体积，减轻质量。又因风机输送的流体为气体，气体的密度远小于液体，且摩擦阻力正比于密度，所以风机损失的能量远小于泵。

o o

鉴于以上原因，在低压风机中可采用前弯式叶片，β2a 一般取90～155。

（四）有限叶片叶轮中流体的运动

前面分析了流体沿无限多叶片叶轮的流动，这时流道内的流体是按叶片的型线运动的，因而流道任意半径处相对速度分布是均匀的而实际叶轮中的叶片不可能无限多，而是有限的，流体是在具有一定宽度的流道内流动。因此，除紧靠叶片的流体沿叶片型线运动外，其他都与叶片的型线有不同程度的差别，从而使流场发生变化。这种变化是由轴向旋涡运动引起的。由轴向涡旋引起速度偏移，使实际的β2

一般用滑移系数K 来修正无限多叶片叶轮的理论能头，即 式中K 即为滑移系数，其值恒小于1，此值不是效率，只说明在有限叶片叶轮下，由于轴向涡旋的存在对理论能头产生的影响。对滑移系数现在还没有精确的理论计算公式，一般采用经验公式计算。

二、 二、 轴流式泵与风机的叶轮理论

（一）、概述

轴流式和离心式的泵与风机同属叶片式，但从性能及结构上两者有所不同。轴流式泵与风机的性能特点是流量大，扬程(全压) 低，比转数大，流体沿轴向流入、流出叶轮。其结

构特点是：结构简单，重量相对较轻。因有较

大的轮毂动叶片角度可以作成可调的。动叶片

v

H T =KH T ∞

图2-24 翼型简图

可调的轴流式泵与风机，由于动叶片角度可随外界负荷变化而改变，因而变工况时调节性能好，可保持较宽的高效工作区。鉴于以上特点，目前国外大型制冷系统中普遍采用轴流式风机作为锅炉的送引风机、轴流式水泵作为循环水泵。今后随着容量的提高，其应用范围将会日益广泛。

(二) 、轴流式泵与风机的叶轮理论 1、 1、 翼型和叶栅的概念

由于轴流式泵与风机的叶轮没有前后盖板，流体在叶轮中的流动，类似飞机飞行时，

机翼与空气的作用。因此，对轴流式泵与风机

在研究叶片与流体之间的能量转换关系时，采用了机翼理论。为此下面介绍翼型，叶栅及其主要的几何参数。

翼型 机翼型叶片的横截面称为翼

图2-25 平面直列叶栅

型，它具有一定的几何型线，和一定的空气动力特性。翼型见图（2－24）：

叶栅 由相同翼型等距排列的翼型系列称为叶栅。这种叶栅称为平面直列叶栅，如图2－25所示。

由于轴流式叶轮内的流动类似并可简化为在平面直列叶栅中绕翼型的流动，而在直列叶栅中每个翼型的绕流情况相同，因此只要研究一个翼型的绕流情况就可以了。这里要注意几个参数的定义：

叶片安装角βα：弦长（图2－24中所示）与列线（叶栅中翼型各对应点的连线, 如图2-25中B-B ）之间的夹角。

流动角β1，β2：叶栅进、出口处相对速度和圆周速度反方向之间的夹角。

2、 2、 速度三角形

图2-26 叶栅进口及出口速度三角形

在叶轮任意半径处取一如图2—26所示的叶栅。在叶栅进口，流体具有圆周速度u 1、相对速度w 1，绝对速度v 1，出口具有u 2、w 2和v 2，由这三个速度矢量组成了进出口速度三角形。与离心式泵与风机相同，绝对速度也可以分解为圆周方向的分量

v u ，和轴面方向的

分量v a ，此时，轴面分速的方向为轴向，故用符号v a 表示。轴流式与离心式的速度三角形相比具有以下特点：轴流式叶轮进出口处流体沿同一半径的流面流动，因而进出口的圆周速度u 1和u 2相等，即有u 1＝ u2＝u 。另外对不可压缩流体，对风机流体升压很小，叶轮进出口轴面速度可视为相等，即

v 1a =v 2a =v a

u 和v a 可用下式计算：

u =

πDn

60 m/s

式中： D —计算截面所取直径，m; n —叶轮转速，r/min；

v a =

q v

4

22(D 2-D h ) ηv ϕ

m/s

式中：q v ——实际工作流量，m 3/s; D 2——叶轮外径，m; D h ——轮毂直径，m; ηv ——容积效率；

ψ——排挤系数；

再计算出圆周分速u ，或已知β1，β2角，就可绘出叶轮进出口速度三角形，如图2

—26所示。由于叶轮进出口具有相同的圆周速度和轴面速度，因此为研究问题方便起见，常把进、出口速度三角形绘在一起，如图2—27所示。因为叶栅中流体绕流翼型与绕流单冀型有所不同，叶栅将影响来流速度的大小和方向，因此为推导公式和论证简化起见，可取叶栅前后相对速度w 1和w 2的几何平均值w ∞作为无限远处(流体未受扰动)

的来流速度。

v

其大小和方向由进出口速度三角形的几何关系来确定，即

w 1u +w 2u 2

) 2

w 2w a

tg β∞=a =

w ∞u w 1u +w 2u

2

w ∞=w a +(

如用作图法，只需要将图2－27中CD 线中点E 和B 连接起来，此联线BE 即决定了w ∞

的大小和方向。

（三）基本型式

轴流式泵与风机可分为以下四种基本型式。

图2-28 轴流式泵与风机的型式

(1) (1) 在机壳中只有一个叶轮，没有导叶。如图2—28(a)所示，这是最简单的一种型式，这种型式易产生能量损失。因此这种型式只适用于低压风机。

(2) (2) 在机壳中装一个叶轮和一个固定的出口导叶。如图2—28(b)所示，在叶轮出口加装导叶。这种型式因为导叶的加装而减少了旋转运动所造成的损失，提高了效率，因而常用于高压风机与水泵。

(3) (3) 在机壳中装一个叶轮和—个固定的入口导叶。如图2—28(c)所示，流体轴向进入前置导叶，经导叶后产生与叶轮旋转方向相反的旋转速度，即产生反强旋。这种前置导

叶型，流体进入叶轮时的相对速度w 1比后置导叶型的大，因此能量损失也大，效率较低。但这种型式具有以下优点：

1) 在转速和叶轮尺寸相同时，具有这种前置导叶叶轮的泵或风机获得的能量比后置导叶型的高。如果流体获得相同能量时，则前置导叶型的叶轮直径可以比后置导叶型的稍小，因而体积小，可以减轻重量。

2) 工况变化时．冲角的变动较小，因而效率变化较小。

3) 如前置导叶作成可调的，则工况变化时，改变进口导叶角度，使其在变工况下仍保持较高效率。

由于以上优点，目前一些中小型风机常采用这种型式。水泵因汽蚀因素不采用这种型式。

(4) (4) 在机壳中有一个叶轮并具有进出口导叶。如图2-28(d)所示，如前置导叶为可调的，在设计工况下前置导叶的出口速度为轴向，当工况变化时，可改变导叶角度来适应流量的变化。因而可以在很大的流量变化范围内，保持高效率。这种型式适用于流量变化较大的情况。其缺点是结构复杂，增加了制造、操作、维护等的困难，所以较少采用。

（四）能量方程式

对离心式泵与风机用动量矩定理推导出来的能量方程式仍适用于轴流式泵与风机，所不同的是轴流式流体进出口的圆周速度、轴面速度相等，即

由普通能量方程式

22u 2-u 12w 12-w 2

H =++

2g 2g 2g 有

22v 2-v 12w 12-w 2

H T =+

2g 2g m

2

v 2-v 12

u 1=u 2=u , v 1a =v 2a =v a

上式就是轴流式泵与风机的能量方程式。对上述几个式子进行分析，结论如下：(1)因为u 1=u 2=u ，故流体在轴流式叶轮中获得的总能量远小于离心式。因而，轴流式泵与风机的扬程(全压) 远低于离心式。

(2)当β1=β2时，H T ＝0，为了提高流体所获得的能量，必须使β1>β2，致使

w 1>w 2, 而v 1

(3)为了提高流体获得的压力能，应加大叶轮进口的相对速度w 1，使w 1>w 2，因而叶轮进口截面应小于叶轮出口截面，所以常采用翼型叶片。

第三节 泵与风机的性能

一、泵与风机的主要性能参数

风机、泵的主要性能参数有下列几个： （一）、流量(flow guantity)

单位时间内输送的流体数量。可以用体积流量q v 表示，也可以用质量流量q m 表示。体积流量的常用单位为m 3/h或m 3/s，质量流量的常用单位为Kg/s或t/h。质量流量和体积流量的关系为

q m =ρq v kg/s

式中ρ——流体密度，Kg/m3。 （二）、压力、扬程（pressure ，head ） 1、通风机全压

单位体积的气体在通风机内所获得总能量叫通风机全压。单位为：毫米水柱，牛／米2。

2、离心泵扬程

单位重量的液体在泵内所获得总能量叫泵的扬程。单位为：米液柱。 （三）、转速(rotary rate)

叶轮每分钟旋转周数叫转速。单位为：转／分。 （四）、功率和效率(power and efficiency)

通风机和泵之功率有铀功率、有效功率和原动机效率之分。 1、轴功率P

原动机传给通风机、泵轴上的功率，叫通风机、泵的轴功率，又称输入功率，通常用P 表示。单位：千瓦。 2、有效功率P e

有效功率是指单位时间内通过泵与风机的流体获得的功率，即泵与风机的输出功率，用符号P e 表示，单位为KW 。 3、原动机功率P g

原动机的输出功率即为原动机功率，用P g 表示，单位为KW 。

轴功率和有效功率之差是泵与风机内部损失功率。泵与风机的效率为有效功率和轴功率之比。效率的表达式为：

η=

由于原动机机轴与泵与风机的轴连接存在机械损失，用传动效率η原动机功率比轴功率大，表达式为：

P e

%p

p

tm

表示，所以通常

二、 二、 泵与风机的性能曲线

泵与风机的主要的性能参数有流量q V 、扬程H 或全压p 、功率P 和效率η0，对泵而言，

P g =ηtm

还有汽蚀余量△h 。这些参数变化关系的曲线，称为性能曲线（performance curve）。性能曲线通常是指在一定转速下，以流量为基本变量，其他各参数随流量改变而改变的曲线。因此，通常的性能曲线为q v －H(p ) 、q v －P 、q v －η、q v －△h 等曲线。该曲线直观的反映了泵与风机的总体性能。性能曲线对泵与风机的选型，经济合理的运行都起着非常重要的作用。

鉴于泵与风机内部流动的复杂性，至今还不能用理论计算的方法求得，而是通过试验来确定。但对性能曲线进行理论分析，对了解性能曲线的变化规律以及影响性能曲线的各种因素，仍具有十分重要的意义。在后面第四章中我们就将用分析性能曲线进行泵与风机故障分析的方法。

（一） （一） 离心式泵与风机的性能曲线 1、流量与扬程（q v －H ）性能曲线当叶片无

限多且无限薄并为理想流体时，叶轮出口速度三角形如图2-29所示：

H T ∞=A -Bq VT

u cot β2a ∞u

A =2, B =2

g g πD 2b 2。 其中：

从中看出，H T ∞－q VT 是一直线方程。H T ∞随q V

图2-29 出口速度三角形

的斜率由β2a ∞来决定。

（1） （1） 当β2a ∞

2

呈直线关系变化，直线

H T ∞逐渐减小，式），q VT 增加时，

如图2－30（a ）所示；

（2） （2） 当β2a ∞＝90o 时（径向H T ∞恒定，式叶片），q VT 增加时，

如图2－30（b ）所示；

（3） （3） 当β2a ∞>90o 时（前弯式

叶片），q VT 增加时，H T ∞逐渐增大，如图2－30（c ）所示；

图2-30 q vT -H T ∞性能曲线

以上的直线为理论的H T ∞－q VT 性能曲线。由于考虑到有限叶片数和粘性流体的影响，

需对上述曲线进行修正。现以β2a ∞>90o 的后弯式叶片为例，分析曲线的变化。

对于有限数叶片的叶轮，由于轴向涡流的影响，从而其所产生的扬程降低，可用滑移系数进行修正。

H T =KH T ∞

滑移系数K 恒小于1，且基本与流量无关。考虑实际流体粘性的影响，并减去因摩擦、

扩散和冲击而损失的扬程。除此

之外，还需考虑容积损失对性能曲线的影响，因此，还需减去相应的泄漏量q ，即得到实际扬程和流量的性能曲线q v —H ，如图2－31中e 线所示。对风机的性能曲线q v －p 分析和泵的q v －H 分析相同。

2、流量和功率（q v －P ）性能曲线

图2-31 q v -H 性能曲线

流量和功率性能曲线，是指在一定转速下泵与风机的流量和轴功率之间的关系曲线。轴功率P 等于流动功率P h 和机械损失功率△P m 之和。而机械损失和流量无关，所以可先求得流量与流动功率的关系曲线，然后，在相应点上加上机械损失功率即得到流量与轴功率的关系曲线。如图2－32所示，流动功率P h 随流量的变化为一抛物线关系，其曲线的形状与β2a ∞角有关。对于后弯式叶片叶轮，其流动功率是先随流量的增加而增加，当达到某一数值时，则随流量的增加而减少，所以当流量改变时，其流动效率的变化较为平缓（图2－32a ）。对于径向叶片叶轮，其流动功率与流量的关系曲线是一条通过坐标原点上升的直线（图2－32b ）。对于后弯式叶片叶轮，当流量q VT 增加时，流动功率P h 急剧增加，是一条通过坐标原点的上升曲线（图2－32c ）。

以β2a ∞

3、流量与效率（q v －η）性能曲线

泵与风机的

效率等于有效功

率与轴功率之比，即

η=

图-32

图2-33

由上式可见，效率η有两次为零的点，即当q v ＝0时，η＝0，当H=0时，η=0。

图2-34 因此，q v —η曲 线是一条通过坐标原点与横坐标轴相交于q v ＝q vmax 点的曲线。这是理论分析的结果，实际上q v －H 性能曲线不可能下降到与横坐标轴相交，因而qv －η曲线也不可能与横坐标轴相交。如图2—34所示，实际的qv －η性能曲线位于理论曲线的下方。曲线上最高效率ηvmax 点，即为泵与风机的设计工况点。

对风机而言，因为有全压p 和静压p st ，所以对应的效率也有全压效率(qv)及静压效率

p e ρgq v H =

p 1000p

(qv—ηst ) 曲线。

性能曲线是制造厂通过实验得到的。载入泵与风机样本，供用户使用。以风机为例，实际使用中，为方便起见，一般将上述曲线按同一比例画在一张图中，如右图所示，不同型号的风机，其性能曲线也不同。从图中可以看出，在转速不变的情况下，当风量发生改变时，风压随风量的增大而减小；功率随风量的增大而增大；风机效率存在一个最高值。相应于最高效率下的风量、风压和轴功率称为通风机的最佳工况。在选择风机或风机运行时，应使其实际运转效率不低于最高效率的90％。这也就确定了一台风机其风量的允许调节范围。

4、离心泵与风机性能曲线的分析

（1）当阀门全关时，工况为空转状态。这时候，空载功率P o 主要消耗在机械损失上，而这会导致局部水温迅速升高以致汽化。因此，为防止汽化，一般不允许在空转状态下运行（除特殊注明允许的外）。

（2）离心泵与风机，在空转状态时，轴功率最小，一般为设计轴功率的百分之三十左右，为避免启动电流过大，原动机过载，所以离心式的泵与风机要在阀门全关的状态下启动，待运转正常后，在开大出口管路上的调节阀门，使泵与风机投入正常的运行。

（3）由q v －P 性能曲线可见，后弯式叶轮和前弯式叶轮有着明显的差别。后弯式叶轮的q v －P 性能曲线，随着流量的增加功率变化缓慢，而前弯式叶轮随着流量的增加，功率急剧上升，因此原动机容易超载。所以，对前弯式叶轮的风机在选用原动机时，容量富余系数应取的大些。

（4）前弯式叶轮效率远低于后弯式。所以一般现在的风机为了节能大多采用高效率的后弯式叶片。

（5）前弯式叶轮的实际q v －H 性能曲线是一具有较宽不稳定工作段的驼峰形曲线，如果风机在不稳定工作段工作，将导致喘振。因此，不允许在此段工作。

（二）、轴流式泵与风机的性能曲线

在一定的转速下，对叶片安装角固定的轴流式泵与风机，试验所测得的典型性能曲线如图2—35所示，和离心式泵与风机性能曲线相比有显著的区别。q v －H(P)曲线，随流量q v 减小，扬程(全压) 先是上升，当减小到q vc 时，扬程(全压) 开始下降，流量再减小到q vb 时，扬程(全压) 又开始上升直到流量为零时的最大值。

轴流式泵与风机性能曲线归结起来有以下特

图2-35 轴流式泵与风机性能曲线 点： (1) (1) q v －H(P)性能曲线，在小流量区域内出现驼峰形状，在c 点的左边为不稳定工作区段，一般不允许泵与风机在此区域工作。

(2) (2) 轴功率P 在空转状态（qv=0）时最大，随流量的增加随之减少，为避免原动机过载，对轴流式泵与风机要在阀门全开状态下启动。如果叶片安装角是可调的，在叶片安装角小时，轴功率也小，所以对可调叶片的轴流式泵与风机可在小安装角时启动。

(3) (3) 轴流式泵与风机高效区窄。但如果采用可调叶片，则可使在很大的流量变化范围内保持高效率。这就是可调叶片轴流式泵与风机较为突出的优点。

三、相似理论在泵与风机中的应用

（一）、相似原理（similarity laws）

相似理论广泛的应用在许多学科领域中，在泵与风机的设计、研究、使用等方面也起着十分重要的作用。相似理论在泵与风机中主要解决以下问题：

(1)对新设计的产品，为了减少制造费用和试验费用，需将原型泵与风机缩小为模型，进行模化试验以验证其性能是否达到要求。

(2)在现有效率高、结构简单、性能可靠的泵与风机资料中，选一台合适的(比转数接近的) 作为模型，按相似关系对该型进行设计，这种方法称为相似设计法或模化设计法，其优点是计算简单、性能可靠。

(3)由性能参数的相似关系，在改变转速、叶轮几何尺寸及流体密度时，可进行性能参数的相似换算。

为保证流体流动相似，必须具备几何相似、运动相似和动力相似三个条件，即必须满足模型和原型中任一对应点上的同一物理量之间保持比例关系。

1、几何相似

几何相似是指模型和原型各对应点的几何尺

寸成比例，比值相等，各对应角、叶片数相等。 2、运动相似

运动相似是指模型和原型各对应点的速度方向相同，大小成同一比值，对应角相等。即流体在各对应点的速度三角形相似，如图2—36所示。

图2-36 运动相似速度三角形

3、动力相似

动力相似是指模型和原型中相对应点的各种力的方向相同，大小成同一比值。流体在泵与风机中流动时主要受到以下四种力的作用：①惯性力；②粘性力；③重力；④压力。使这四种力都满足相似条件，十分困难，由牛顿定律：三力中只要有两种力成比例第三力必成比例。因此，一般只要保证起主导作用的两种力相似即可。

在泵与风机中起主导作用的力为惯性力和粘性力。所以，只要这两种力相似就满足了动力相似的条件。而惯性力和粘性

力的相似准则是雷诺数R e ，所以只要模型和原型的雷诺数相等，就满足了动力相似。但要保证模型和原型的雷诺数相等，十分困难。实践证明，泵与风机中流体的流动已在R e >105的阻力平方区内，即进入自模区，粘性力也不起作用，阻力系数不

再改变。此时，即使模型和原型的雷诺数不相等，也会自动满足动力相似的要求。为此，动力相似在泵与风机中可从略。

在这里，引入“相似工况”的概念, 当原型性能曲线上某一工况点A 与模型性能曲线上工况点A ’所对应的流体运动相似，也就是相应的速度三角形相似，则A 与A ’两个工况为相似工况，见图2—37。

在相似工况下，“原型”与“模型”的扬程、流量及功率有如下关系，此关系又叫相似定律。

1、 1、 流量相似关系

q vp

D 2m n m ηvm q vm

上式又称为流量相似定律，它指出：几何相似的泵与风机，在相似工况下运行时，其流量之比与几何尺寸之比（一般用叶轮出口直径D 2）的三次方成正比，与转速的一次方成正比，与容积效率的一次方成正比。 2、扬程（全压）相似关系

⎛D 2p ⎫

⎪= ⎪H m D ⎝2m ⎭H p

2

=(

D 2p

) 3

n p ηvp

上式又称扬程相似定律，它指出：几何相似的泵与风机，在相似工况下运行时，其扬程之比

与几何尺寸比的平方成正比，与转速比的平方成正比，与流动效率比的一次方成正比。 3、功率相似关系

⎛n p ⎫ηhp n ⎪⎪

⎝m ⎭ηhm

2

⎛D 2p = P m ⎝D 2m

P p

⎫

⎪⎪⎭

5

⎛n p n ⎝m

上式又称为功率相似定律，它指出：几何相似的泵与风机，在相似工况下运行时，其功率之比与几何尺寸比的五次方成正比，与转速比的三次方成正比，与密度比的一次方成正比，与机械效率比的一次方成反比。

经验表明, 如果模型与原型的转数和尺寸相差不大, 可以认为在相似工况下运行时效率相等, 则上述几个式子就可以简化为:

⎫ρp ηmm ⎪⎪ρη⎭m mp

3

q vp q vm

n m 22

H p ⎛D 2p ⎫⎛n p ⎫

⎪ ⎪= ⎪ H m ⎝D 2m ⎭⎝n m ⎪⎭

P p

5

=(

D 2p D 2m

)

3

n p

⎛D 2p ⎫⎪=

⎪P m D ⎝2m ⎭

⎛n p ⎫ρp n ⎪⎪

⎝m ⎭ρm

3

（二） （二） 相似理论在风机中的应用—无因次性能曲线

由于同类风机具有几何相似、运动相似和动力相似的特性，因此可以采用无量纲特征数来表示其特性。用无量纲特征数画成的曲线对同一比转数的通风机来讲都是相同的，它综合反映了同一系列的通风机的性能(前述的性能特性曲线只能代表某一种型号风机的特性) 。

无量纲特征数可用流量系数v 、压力系数、功率系数来表示，它们分别为

v =

q v

4

2D 2u 2

=

H

2ρu 2

=

100p 0

式中 D 2—风机叶轮直径，单位为m;

ρ—气体密度，单位为kg/m3; u 2—叶轮圆周速度，单位为m/s; n —风机转速，单位为r/min。 根据上述计算结果，就可绘制出

4ηfan =v

p πD 2n u 2=

60

23D 2ρu 2

-v , -v , ηfan -v 特性曲线，如图2－38

所示。

通风机的特性曲线，全面的反映了通风机的性能，是我们选择通风机的依据。

四、 比转数

图2-38

前一节中所述的简化式分别表示了在相

似工况下流量、扬程(全压) 、功率之间的相似关系。但在具体设计、选型以及判别泵与风机是否相似时，使用这些公式十分不便。因此，要在相似定律的基础上推导出一个包括q v 、H 及n 在内的综合相似特征数。这个相似特征数称为比转数，用符号n s 表示。比转数在泵与风机的理论研究和设计中具有十分重要的意义。现对泵和风机的比转数分别讨论如下： 1、泵的比转数n s

在相似定律的基础上，消去了几何参数后得到的与性能参数有关的比转数的计算公式为：

n s =

n q v H 3/4

式中：n —转速，r/min;

q v —体积流量，m 3/s; H —扬程，m 。

2、 2、 风机的比转数

风机的比转数用n y 表示，它与泵的比转数性质完全相同只是将扬程改为全压，并采用如下的公式计算：

n y =

n q v p 3/4

式中 p —常态进气条件下（t =20℃, p amb =101.3×103pa ）气体的全压，pa 。 3、 3、 比转数公式的说明

（1）、同一台泵或风机，在不同工况下有不同的比转数，一般用最高效率点的比转数作为相似准则的比转数。

（2）、比转数是用单级单吸入叶轮为标准，如结构形式不是单级单吸，则应按下式计算：

1） 1） 双吸单级泵，流量应以q v /2代入得

H

2） 2） 单吸多级泵，扬程应以H/i代入得 n q v

n s =

() 3/4i i —叶轮级数

3) 多级泵第一极为双吸叶轮，则

n s =

n q v /2

3/4

n s =

n q v /2⎛H ⎫ ⎪⎝i ⎭

3/4

计算风机比转数的原则与水泵相同。

（3）比转数是由相似定律推导而得的，因而它是一个相似准则数（切不能与转速混淆），即几何相似的泵与风机在相似工况下其比转数相等。反之，比转数相等的泵与风机不一定相似，因为同一比转数的泵或风机，可设计成不同的形式。

（4）国际标准化组织TSO/TC在国际标准中，定义了一个量：型式数，并取代了过去的比转数，我国也参照国际标准制定的现行国家标准GB3216-82，也明确规定采用型式数，在没有完全过渡到国际标准之前，允许在短时间内使用比转数。其中型式数用K 表示：

k =

n q v 2π⨯

60gH 3/4

p （5）风机比转数计算公式是采用常态（t =20℃, p amb =101.3×103pa ）进气状

态下的全压P 计算的，如果实际工作情况，不是常态进气状态，则需要考虑气体密度的变化。

n y =

n q v

3/4

n q v p ρ

=n =y " "

3p ρp 3/4得 由于：，则因为常态下气体密度为ρ＝1.2kg/m, 代入

n y =

n q v ⎛p ⎫

1. 2 ρ⎪⎪⎝⎭

3/4

4、 4、 比转数的应用

1） 1） 比转数对泵与风机进行分类

叶轮形式引起性能参数变化，从而导致比转数的改变，所以可以用比转数对泵与风机进行分类，且一般都用设计工况的比转数为分类依据。

对泵n s =30~300为离心式。n s =300~500为混流式。n s =500~1000为轴流式。n s =30~80为低比转数离心式，n s =80~150为中比转数离心式，n s =150~300为高比转数离心式。

对风机：n y =2.7~12为前弯式离心风机，n y =3.6~16.6为后弯式离心风机，n y =18~36为轴

流式风机。

2）用比转数进行泵与风机的相似设计

用设计参数q v 、H(p)、n 计算出比转数，用这个比转数，选择性能良好的模型进行相似设计。