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2.3 风机和泵 风机和泵都是根据流体力学理论设计的输送流体或者提高流体压力的流体机械。工作对象是气体的机械叫风机；工作对象是液体的机械叫泵。它们的工作原理都是将原动机（电动机等）的机械能转变为被作用流体的能量，从而使流体产生速度和压力。所以，从能量的观点来说，风机和泵都属于能量转换的流体机械。 风机是通风机、鼓风机、压缩机和真空机（泵）的总称，用以抽吸、排送及压缩空气或其它气体。 泵是用来将液体从位置较低的地方抽吸上来，再沿管路输送到较高的地方去，或用来将液体从压力较低的容器里抽吸出来，并克服沿途管道中的阻力，输送到压力较高的容器里或其他需要的地方。 硅酸盐工厂中使用的风机和泵的种类繁多，常按工作原理来分，一般可分为以下三种： 1 ．叶片式（又叫透平式） 凡是依靠带叶片的工作轮（叶轮）的旋转来输送流体的风机（泵），叫做叶片式风机（泵 ) 。这种型式的风机（泵），按其转轴与流体流动方向的关系，又可分为两种型式： （ 1 ）离心式 在这种风机（泵 ) 中，沿轴向进入风机（泵）的流体，在叶轮转动产生的离心力的作用下，变成与轴向垂直的方向流出的流体。离心式风机（泵）一般用于要求风压较小，风量较高的场所。 （ 2 ）轴流式 在这种风机（泵）中，流体是沿轴向进入，又沿轴向排出，其叶轮的叶片是机翼型的。轴流式风机（泵）具有流量大、效率高、风压低和体积小的特点，多用于厂房、建筑物的通风换气。 2 ．容积式 就是依靠工作时机械产生的容积变化来实现对流体的吸入与排出的风机（泵）。容积式风机（泵）产生的风压高，多用于风压要求较高的场合。按其产生容积变化的机构不同又可分为： （ 1 ）活塞式 通过活塞在泵缸内作往复运动来使活塞与泵缸形成的容积不断变化，从而吸入和排出液体。 （ 2 ）回转式 回转式风机（泵）是借助机壳内的转子旋转来使转子与机壳之间所形成的容积不断地发生变化，从而将流体吸入和排出。这种型式的风机（泵）又分为罗茨式、叶氏式、螺杆式、齿轮式等多种。 3 ．喷射式 喷射式是以高压流体作为工作介质来输送另一种流体的机械。当这两种流体通过机械时，其中工作介质的动能减少，被输送的流体动能增加，从而将被输送的流体排出。 在 硅酸盐工业中，常用的流体输送设备主要有离心式和罗茨式风机（泵）。 2.3.1 离心式通风机 离心式风机是 硅酸盐工业中广泛使用的通风机械，如窑炉系统、粉磨系统、除尘系统等的通风，一般都选用 离心式风机。 离心式风机按其产生的压力不同可分为： 通风机：风压在 14.7 kPa （ 1500mmH 2 O ）以下的离心式风机。 鼓风机：风压在 14.7 ~ 300 kPa 的离心式风机。 离心式风机按其用途不同可分为： 一般用途离心通风机：用于建筑物的通风换气和一般设备的送风，如 4 — 72 型。 排尘离心通风机：用于排送含有粉尘的空气，如 6 — 46 型、 G4 — 73 型等。 锅炉离心通风机：用于工业锅炉的送风和排风。送风的称为通风机，排风的称为引风机。如 Y4 — 73 型、 G4 — 73 型、 9 — 35 型等。 煤粉离心通风机：用于输送含煤粉的空气，如 7 — 29 型。 2.3.1 .1 离心式风机的构造和工作原理 离心式风机结构主要是由工作叶轮和螺旋形机壳组成， 如图 2.32 所示。它的主要部件是：机壳 1 ；叶轮 2 ；轮毂 3 ；机轴 4 ；吸气口 5 和排气口 6 ，此外还有轴承座 7 、机座 8 和皮带轮 ( 或联轴器 )9 等部件。它的轴通过联轴器或皮带轮、皮带与电动机轴相联。
图 2.32 离心式通风机的构造及工作原理 1 —机壳； 2 —叶轮； 3 —轮毂； 4 —机轴； 5 —吸 气口 6 —排气口； 7 —轴承座； 8 —机座； 9 —皮带轮或联轴器； 当电动机带动叶轮转动时，叶轮中的空气也随叶轮旋转，空气在惯性力的作用下，被甩向四周，汇集到螺旋形机壳中。空气在螺旋形机壳内流向排气口的过程中，由于截面不断扩大，速度逐渐变慢，大部分动压转化为静压，最后以一定的压力从排气口压出。当叶轮中的空气被排出后，叶轮中心形成一定的真空度，吸气口外面的空气在大气压力的作用下 被吸入叶轮。叶轮不断旋转，空气 就不断地被吸和压入出。显然，通 风机是通过叶轮的旋转把能量传递给空气，从而达到输送空气的目的。
图 2.33 叶轮的结构 1- 叶片 2- 前盘 3- 后盘 4- 轮毂 离心式通风机的吸气口 ( 进口 ) 是负压，排气口 ( 出口 ) 是正压，所以它既可向窑炉内鼓风也能从窑内抽风 ( 或排风 ) 。其主要结构如下： A ．叶轮 叶轮是离心式风机的主要部件，叶轮的结构如图2.33 所示，由叶片 1 、连接和固定叶片的前盘 2 、后盘 3 和轮毂 4 组成。叶片焊接在前、后盘上，后盘一般用铆钉与轮毂铆接组成一整体，整个叶轮通过轮毂固定在机轴上。叶片、前后盘均用钢板或耐磨钢板制造。高压通风机的叶轮也有采用整体铸造的，以保证 有足够的强度。目前，通风机叶轮的前盘趋向于做成锥形或曲线锥形，这与气体流动 方向一致，有利于减小阻力，提高通风机效率。叶轮是通风机最关键的部件，特别是叶轮上叶片的型式对通风机性能影响最大。 离心式通风机的叶片型式，根据其出口方向与叶轮旋转方向之间的关系，可分为后向式、径向式和前向式三种，如图 2.34 所示。叶片出口端切线方向与叶轮该处圆周速度 u 之间的夹角 β 称为叶片的安装角， β > 90 ° 的叶片，称为后向式叶片； β = 90 ° 的叶片，称为径向式叶片 ； β < 90 ° 的叶片，称为前向式叶片。这三种 型式的 叶片各有优缺点，并适用与不同的场合。 后向式叶片的弯曲方向和气体的自然运动轨迹完全一致，所以气体在后向式叶片槽道中流动时，气体与叶片之间的撞击很小，因此能量损失和噪音都较小，效率较高。而前向式叶片的弯曲方向和气体的自然运动轨迹完全相反，气体沿叶片之间的槽道运动时，被强行改变方向，因此气体和叶片之间的撞击剧烈，能量损失和噪音都较大，效率较低。径向式叶片的特点介于后向式和前向式之间。 另一方面，在叶轮的尺寸和转速相同情况下，后向式叶片只能使气体以较低的流速从叶轮中甩出，气体所获得的动压较低，因此气体从通风机排出时所获得的静压（靠动压转化而来）也较低。而前向式叶片则能使气体获得较大的静压。关于此点，可用图 2.34 中的速度图加以证明。气体出叶轮的速度为 c ，等于气体沿叶片槽道的相对速度 ω 与叶轮圆周速度 u 的矢量和。对于尺寸和转速相同、叶片型式不同的叶轮，其相对速度 ω 和圆周速度 u 在数值上都相等，但 ω 与 u 的矢量和 c 则不相同，从图 2.34 的速度图上可以看出：后向式最小，前向式最大，径向式处于二者之间。 (a) 后向式叶片（ β > 90° ）； (b) 径向式叶片（ β = 90° ）； (c) 前向式叶片（ β < 90° ） 图 2.34 离心式风机叶片的结构型式 目前，生产中使用的中、低压通风机，多采用后向式叶片。如工厂最常用的 4 — 72 型通风机，就是采用后向式叶片，其最高效率达到 91% 以上。在老产品中，一些采用前向式叶片的中、低压通风机，正逐步被淘汰。而高压通风机，如 8 — 8 — 12 型、 9 — 27 — 12 型等型号的离心式通风机，则采用前向式叶片，使通风机在较小的外形尺寸和较低的转速下，能产生较高的风压。 从叶轮的尺寸来看，低压通风机的叶片是宽而短（径向）；高压通风机的叶片是狭而长（径向 ) ；中压通风机介于两者之间。因为叶轮外径一定，转速一定时，单位气体通过叶片间的槽道长，则接受的能量就多，产生的风压就大。 叶轮的叶片多少，一般是根据叶轮内、外径之比来确定的：当 D 1 ／ D 2 较小时，叶片数目 Z 应取得少些，当 D 1 ／ D 2 较大时，叶片数目 Z 可适当取多些。对于前向式叶轮，一般取 Z = 12 ~ 36 ；对手后向叶轮，如是机翼形和弧形叶片，一般取 Z = 8 ～ 12 ，如是直板形叶片，一般取 Z ＝ 12 ~ 16 。 离心式通风机的大小，常用号数来表示的，一般离心式通风机的号数等于叶轮直径的分米数。 B ．机壳 通风机性能的好坏，效率的高低，主要决定于叶轮，但机壳的形状和大小，吸气口的形状等，也对其性能产生重要影响。 机壳的作用是收集从叶轮中甩出的气体，使它流向排气口，并在这个流动过程中使气体从叶轮获得的动压能一部分转化为静压能，形成一定的风压。 机壳一般做成阿基米德螺线形或对数螺线形，因为气体在螺线形机壳中流动阻力最小。螺线形机壳的断面是沿叶轮转动方向逐渐扩大，至排气口断面积最大。机壳可用钢板制成或铸铁铸成。一般机壳用钢板焊成，做成方形断面；高压通风机的机壳，常用铸铁铸成，做成圆形断面。 吸气口有直管和锥形管之分。新型风机多采用锥形或曲线锥形管，以减小进口气体阻力，提高风机效率。 为了适应工作地点布置的要求，一种型号的通风机往往做成多种 通风机机壳出口 排气口位置，用旋转方向和角度来表示，如图 2.35 所示。从电动机或皮带轮一端正视，如叶轮按顺时针方向旋转，称为右旋通风机，以“右”表示；如叶轮按逆时针方向旋转，称为左旋通风机，以“左”表示；离心式通风机的机壳出口位置可分为图 2.35 的 16 种结构型式，用户可根据使用要求，进行相应的选择。
2.35 离心式位置表示方法 离心式通风机还可以按照进风口的数目分为单侧吸入和双侧吸入两种结构型式，一般风机为单侧 吸入，大型风机可采用双侧吸入；单侧吸入用代号“ 1 ”表示，双侧吸入用代号“ 0 ” 表示。如果通风机吸入口有接管，则以排气口角度作分子， 图
图 2.36 排吸气口位置表示方法右 0 °/45° 右 180 °/90° 右 270 °/135° 吸气口角度作分母，以分数形式表示，如图 2.36 所示，其表示方法为：右 0 °/45° 、右 180 °/90° 和 右 270 °/135° 。 C ．机座和传动方式 通风机的机座用建筑钢 板焊接或用生铁铸造而成。 通风机的轴承大都采用滚动轴承。目前，我国生产的通风机有 6 种传动方式，分别用 A 、 B 、 C 、 D 、 E 、 F 6 个代号表示，如图 2.37 所示。
A 式 B 式 C 式
D 式 E 式 F 式 A —悬臂支承，电机直接带动； B —悬臂支承，皮带轮传动； C —悬臂支承，皮带轮外传动；D —悬臂支承，联轴器联动； E —双支承，皮带带动； F —双支承，联轴器连接； 图 2.37 通风机的传动方式 硅酸盐工厂常用离心式风机型号、规格和性能参数见表 2.4 硅酸盐工厂常用离心式风机型号、规格和性能范围 表 2.4
2.3.1 .2 离心式风机（泵）的性能参数 在风机、泵的铭牌上或产品样本上，标有风机（泵）的性能参数：风压（ H 或 P ）、风量（ Q ）、功率（ N ）、效率（ η ）和转数（ n ）等，它们表示一台风机（泵）的整体性能。风机的性能参数是工厂在标准技术条件下实验而得到的，如果风机的使用条件和制造厂规定的标准技术条件下不同，则必须对性能参数进行换算。常见的几种通风机的标准技术条件如表 2.5 。 通风机的标准技术条件 表 2.5
A 风压（或扬程） 单位体积的气体流过通风机时所获得的能量，称为通风机的风压（压头） 。 显然，通风机的风压等于通风机出口气体的全压与进口气体的全压之差。通风机的全压等于其静压与动压之和，单位为帕（ Pa ）或 mmH 2 O ，常用符号“ P ”表示。 对于泵常用 扬程来表示，扬程是指 单位重量的流体流过泵叶轮后所获得的能量。单位为米水柱（ mH 2 O ）， 常用符号“ H ”表示。 B 风量（或流量） 通风机（泵）每单位时间内所排送的气体（液体）体积称为风量（或流量），其单位为： m 3 /s 或 m 3 /h 。须指出的是，在通风机 铭牌上或产品样本上所标明的风量数字，是指在标准状态（压强为 101325Pa ，温度 20 ℃ ，相对湿度 50% ）下的气体体积流量。 C 功率 用风机输送气体时，气体从风机获得能量，而风机本身则消耗能量，风机（泵）的功率分为有效功率、轴功率和配带功率。风机每单位时间内传递给气体的能量称为通风机的有效功率，即： N = H·Q (2.53) 式中 N —通风机的有效功率 （ W ）； Q —通风机所输送的风量（ m 3 /s ）； Ｈ—通风机所产生的全风压（ Pa ）。 D 效率 实际上，由于通风机运转时，气体在通风机中流动有能量损失，因此输入通风机的功率要比 N 大些，即 : N sh = = (2.54) 式中 N sh —通风机的轴功率（ W ）；轴功率就是电动机传到风机（泵）轴上的功率； η —通风机的效率，后向式叶片风机的效率一般为 0.8 ～ 0.9 ；前向式叶片风机的效率一般为 0.6 ～ 0.65 。 配用电机时，因为风机（泵）在运转时可能会出现超负荷的情况，为了安全，一般风机（泵）的配带功率要比轴功率大。轴功率是指带动风机（泵）运转的配套电机功率。用符号 N mo 表示 , 则有： N mo = k (2.55) 式中 k —电机容量的储备系数；可按表 2.6 选用； η m — 机械传动效率，与机械传动方式有关；可按表 2.7 选用。 电机容量的储备系数 k 表 2.6
机械传动效率 η m 表 2.7
E 转速 转速是指风机（泵）的机轴每分钟的转数，常用符号 n 表示，单位是：转 / 分（ rpm ）。 风机（泵）的转速是在设计时确定的，对应于一定的转速，就产生一定的压头和流量，需用一定的功率。当使用的实际转速不同于设计转速时， H 、 Q 、 N 也将随之改变。因此在选择电动机的转速时应与风机（泵）的额定转速一样，否则就达不到设计要求，甚至会损坏风机（泵）。 离心通风机（泵）的基本性能参数，除了上述的以外，还有比转数，泵还有允许吸上真空高度等，这些参数将在以后叙述。 [ 例 2.7] 有一台离心通风机，全压 p = 2200Pa ，风量 Q= 13 m 3 /s ，用电动机通过联轴器传动。试计算风机的有效功率、轴功率及应配带的电动机功率（风机的效率 η=0.78 ）。 [ 解 ] 风机的有效功率为： N = H·Q = 13 × 2200 = 28600 （ w ） = 28.6 (kw) 。 轴功率为： N sh = = = 36.7 (kw) 。 查表 2.6 ，取电动机容量储备系数 k=1.15 ；查表 2.7 ，取传动效率 η m = 0.98 ，则得电动机配带功率为 ： N mo = k = 1.15 × = 43.1 (kw) F 离心式风机 ( 泵 ) 的基本方程式——欧拉方程式 泵和风机是利用电动机提供的动力使流体获得能量以输送流体。下面从理论上阐述外加动力与流体能量变化之间的关系。具体来说，从研究泵或风机的压头和加在转轴上的轴功率之间的关系入手，进一步得出流体能量增量和流体运动之间的关系的理论根据。这一关系就是离心式泵或风机的基本方程式，它是 1754 年首先由 L. 欧拉提出的，所以又叫做欧拉方程式。 a. 流体在叶轮中的运动和速度三角形 在导出欧拉方程式之前，首先应了解流体在叶轮中的运动情况。图 2.38(a) 表示泵或风机的叶轮示意图。叶轮的进口直径为 D o ，叶片的进口直径为 D 1 ，叶轮的外径也就是叶片出口直径为 D 2 ，叶片入口宽度为 b 1 ，出口宽度为 b 2 。当叶轮旋转时，流体以速度 v 。轴向地进入叶轮，随即转为径向并以速度 v 1 进入叶片间的流道。流体在流道中获得能量后以速度 v 2 离开叶轮进入机壳（参看图 2.38 ）。最后流向出口，排出机外。流体质点在流道中的运动轨迹是很复杂的。它一方面随叶轮的旋转作圆周运动，速度为 u ，其方向与叶轮半径垂直；另一方面沿叶片方向作相对于叶片的相对运动，其速度为 ω ，两种速度的合成速度，即质点的绝对速度 v 。三者之间的关系显然应当是： v = u + ω 流体质点在流道中任意点的上述三种速度示于图 2.38 （ b ）。
( a) 风机的叶轮； (b) 流体在叶轮中的流动速度 1 －进口； 2 －出口 1 －叶轮前盘； 2 －叶片； 3 －后盘； 4 －转轴； 5 －机壳； 图 2.39 叶片进口和出口处的流体速度图 u －圆周速度； ω －相对速度； v －绝对速度 图 2.38 流体在叶轮流道中的流动与速度图 对于压头和流量的分析，往往只需了解叶片进口与出口处的流体运动情况。图 2.39 中绘出叶轮的某一叶片进口 1 和出口 2 处的流体速度图。在进口处，质点具有圆周速度 u 1 和相对速度 ω 1 ， 两者的矢量和为 v 1 ，是进口的绝对速度。同理，在叶片出口处，质点的速度各相应为 u 2 、 ω 2 ，两者的矢量和为叶片出口处质点的绝对速度 v 2 。 为了便于分析，常常将绝对速度 v 分解为与流量有关的径向分速 v r ，和与压头有关的切向分速 v u 。前者的方向与半径方向相同，后者与叶轮的圆周运动方向相同。 将上述流体质点的各速度共同绘在一张速度图上，如图 2.40 ，就是流体质点的速度三角形图。
图 2.40 流体在叶轮中运动的速度三角形 在速度三角形中， ω 的方向与 u 的反方向之间的夹角 β 表明了叶片的弯曲方向，叫做叶片的安装角。 β 1 是叶片的进口安装角，β 2 是叶片的出口安装角。安装角是影响泵或风机性能的重要几何参数。速度 v 和 u 之间的夹角 α 叫做叶片的工作角。 α 1 是叶片进口工作角， α 2 是叶片出口工作角。显然，工作角与计算径向分速及切向分速有关。 速度三角形除清楚地表达了流体在叶轮流道中的流动情况外，在导出欧拉方程式中和以后研究泵和风机的理论中都起着重要作用。因此，应当首先加以透彻了解。 b ．欧拉方程式 为了简化问题，在推导欧拉方程式的过程中采用以下三个理想化的条件以建立流动模型。 （ 1 ）叶轮中流体的流动为稳定流动。 （ 2 ）叶轮具有数量无限多的叶片，叶片的厚度极薄，因而流束在叶片之间的流道中流动时，遵循叶片的形状流动，方向与叶片方向相同，且在流道中任一圆周上流速的分布是均匀的。 （ 3 ）流过叶轮的流体是理想流体，即在流动过程中，没有能量损失。 在上述理想化条件下，将流体的有关参数都加以下角“ T∞ ”，例如 Q T∞ 、 H T∞ 等，其中“ T ” 欧拉方程式可以根据动量矩原理导出。
图 2.41 叶轮中流体微小体积流量 q 的动量矩 关于质点系的动量矩定律指出：质点系对任固定点或任一固定转轴的动量矩随时间的变化率等于作用于该质点系的外力对同一固定点或同一固定转轴的矩。研究如图 2.41 所示叶轮中流体的微小体积流量 q 流经叶片间的流道时的动量矩变化情况。在入口处， q 所具有的绝对速度可以分解为径向分速 v r1 T∞ 及切向分速 v u1 T∞ ；在 出口处同样也可以将其绝对速度分解为径向分速 v r2 T∞ 及切向分速 v u 2 T∞ 。由于径向分速通过叶轮的转轴中心，故在计算动量矩变化时只需考虑切向分速，因而可以得出 q 的动量矩变化率为，ρq （ r 2 v u2T∞ － r 1 v u1T∞ ） 就整个叶轮来说，对于流量为 Q T ∞ 的流体流经叶轮时，按动量矩定律可得：M = ρQ T∞ (r 2 v u2T∞ － r 1 v u1T∞ ) 式中， M 是施加于叶轮转轴上的外力矩。 将此式两边各乘以角速度 ω ，考虑到 Mω 就是加在转轴上的外加功率 N ；再根据式 2.53 及式 2.54 ，在理想化条件下，即 N = γQ T∞ H T∞ 以及 rω = u 的理由，将上式代入化简整理，可得出： Mω = N =γQ T∞ H T∞ =ρQ T∞ (u 2 T∞ v u2T∞ － u 1 T∞ v u1T∞ ) 经移项，就可以得到理想化条件下单位重量流体的能量增量与流体在叶轮中运动的关系，即欧拉方程： H T∞ = ( u 2 T∞ v u2T∞ － u 1 T∞ v u1T∞ ) (2.56) 由式 (2.56) 可以看出以下情况： （ 1 ）欧拉方程式表明流体所获得的压头，仅与流体在叶片进口及出口处的运动速度有关，而与流体在流道中的流动过程无关。 （ 2 ）流体所获得的压头与被输送流体的种类无关。也就是说无论被输送的流体是水或是空气，或其它密度不同的流体，只要叶片进出口处流体的速度三角形相同，都可以得到相同的压头。 c ．欧拉方程式的修正 上述欧拉方程式是在理想化条件下导出的。这些条件中包括叶片无限多且无限薄的条件，而实际上叶轮的叶片数决不可能是无限的，而且是有相当厚度的。因而流束并不完全受叶片的约束。同时，叶片间流道总是从入口向出口展阔。此外，流体的流动还要受到叶片正面与背面压力不同以及流体惯性的影响。凡此种种，都足以破坏理想流动模型。 由于上述影响，按式 (2.56) 计算的叶片无限多的压头 H T∞ 要降低到叶片有限多的 H 值。无限多叶片的欧拉方程式表达的 H T∞ 与有限多叶片实际叶轮的欧拉方程式得出的 H 之间的关系至今还只能以经验公式来表明，而这些经验公式的适用范围也极其有限。这里用小于 1 的涡流修正系数 k 来联系，即： H = k H T∞ = ( u 2 T∞ v u2T∞ － u 1 T∞ v u1T∞ ) 或 H = ( u 2 T v u2 T － u 1 T v u1 T ) 为简明起见，将流体运动中用来表示理想条件的下角“ T ”取消。可得： H = ( u 2 v u2 － u 1 v u1 ) （ 2.57 ） 上式表达了实际叶轮工作时，在不计流动损失的条件下，流体从外加能量所获得的压头值。这个公式也叫做理论压头方程式。 在以后一些章节中，将以式 (2.57) 表达的理论压头方程式为主要依据，分析泵和风机的工作性能。这个方程式是泵和风机的主要理论根据之一。 G 风机（泵）的相似律和比转数 风机或泵的设计、制造通常是按“系列”进行的。同一系列中，大小不等的风机或泵都是相似的，也就是说它们之间的流体力学性质遵循力学相似原理。 按系列进行生产的原因之一是因为流体在机内的运动情况十分复杂，以致目前不得不广泛利用已有风机或泵的数据作为设计的依据。有时，由于实型风机或泵过大，就运用相似原理先在较小的模型机上进行试验，然后再将试验结果推广到实型机器。 风机或泵的相似律表明了同一系列相似机器的相似工况之间的相似关系。相似律是根据相似原理导出的，除用于设计风机或泵外，对于从事本专业的工作人员来说，更重要的在于用来作为运行、调节和选型等的理论根据和实用工具。 a ．风机或泵的相似律 根据相似原理，相似的风机或泵首先必须几何相似。几何相似是指模型机和原型机各对应点的几何尺寸成比例，比值相等，各对应角也相等。如用下角 “m” 表示模型机参数， “p” 表示实型机的参数，则几何相似可由下列方程表达： = = = =……= λ l β 1p = β 2m β 2p = β 2m 式中： λ l 为相应线尺寸的比值。在所有的线尺寸中，通常选取叶轮外径 D 2 作为定性线尺寸。其余符号同前。这里所指的模型机，通常是该系列中的某一台机器。 相似机械的相似工况点的相似还要求流体的运动相似。运动相似是指模型机和原型机各对应点的速度方向相同，大小成比例，比值相等。因而运动相似必将使相似工况点的速度三角形具有相似性。故又可列出以下的关系式： = = = = = = = ……=λ v α 1p =α 2m α 2p =α 2m 式中， λ v 是相似工况点的速度比值，其余符号同前。 动力相似是指模型机和原型机中相对应的各种力的方向相同，大小成比例，且比值相等。作用在风机或泵内流体的诸力中，主要是压力。粘性力的影响由于雷诺数很大，属于自模区域，所以影响不大，通常可以略而不计。 现在，在上述相似条件下，来逐个研究相似风机或泵的相似工况点的性能参数之间的关系。 首先研究相似工况点之间的压头关系。 风机压头的计算，根据式欧拉方程式（ 2.37 ）可以按下式计算： H = η h u 2 v u2 或 Hg = η h u 2 v u2 式中： η h —水力效率 当模型机与原型机的尺寸相差不大时，两机的水力效率 η h 可以认为是相等的。故相似工况点的压头关系简化为： = · 将式中的速度比用转速与轮径的乘积 nD 2 的比值代替，同时引入 g ＝ 的关系，可将上式改写为压强比的关系如下 : = = = ( ) 2 ( ) 2 或 = ( ) 2 ( ) 2 （ 2.58 ） 也可以采用以 nD 2 表达的压头比形式 : = ( ) 2 ( ) 2 （ 2.59 ） 式 2.59 虽不如式 2.58 严密，但在工程上是可用的。 风机的流量可按下式计算： Q = A 2 v 2r η v ε 式中： A 2 — 风机出口的有效面积；（ m 2 ） η v — 风机的容积效率； ε— 叶片的排挤系数，表示叶轮出口处实际出口截面积与不计叶片厚度的出口截面积之比值。 则风机相似工况点之间的流量关系计算如下： = = ( ) 3 (2.60) 上式中考虑了相似机器大小不十分悬殊时容积效率 η v 及排挤系数 ε 近似相等而从式中消去，而 ＝ , 并用转速与轮径的乘积 nD 2 之比代替流速比而得出的。 最后 , 研究相似机相似工况点之间的轴功率关系。由于轴功率可用式 2.54 来计算，由此可得出相似机轴功率关系为： = · = = 式中认为 η p ≈η m 予以消去。然后用式 2.59 及式 2.60 代入上式，可得： = ( ) 3 ( ) 5 (2.61) 以上介绍的式 2.58 、式 2.59 、式 2.60 及式 2.61 就是泵或风机的相似律。下面介绍相似律在工程技术上常见的几种运用方法。 （ 1 ）改变转速时各参数的变化关系 —— 比例定律 相似定律的一种特殊情况：当两台泵或风机叶轮直径相等并输送相同的流体时，即几何尺寸的比例常数 = 1 ，密度的比例常数 = 1 ；也可以看作是同一台泵或风机，当改变转速时其参数的变化关系。这时，式 2.58 、式 2.59 、式 2.60 及式 2.61 简化为下式： = = ( ) 2 = ( ) 2 = ( ) 3 上式是对同一台风机或泵，当转速改变后，在相似工况下的流量、压头、功率与转速间的关系，故称为比例定律。比例定律指出：流量与转速的一次方成正比，压头与转速的平方成正比，功率与转速的三次方成正比。 （ 2 ）改变几何尺寸时各参数的变化关系 当两台泵或风机的转速相等，并输送相同的流体时，即转速的比例常数 = 1 ，密度的比例常数 = 1 ，而只改变风机或泵的几何尺寸，其相似律可简化为： = ( ) 3 = ( ) 2 = ( ) 2 = ( ) 5 上式指出：在相似工况下，流量与叶轮直径的三次方成正比，压头与叶轮直径的平方成正比，功率与叶轮直径的五次方成正比。 (3) 改变密度时各参数的变化关系 当两台泵或风机的转速相等，几何尺寸相同时，即转速的比例常数 = 1 ，几何尺寸的比例常数 = 1 ；也可以看作是同一台泵或风机，当所输送的流体不同时，其参数的变化关系。这时由式 2.59 、式 2.60 看出，流量、压头与流体的密度无关，即无论输送什么流体，其体积流量和压头都不改变。因此，只有风机的风压和功率与密度有关。 式 2.58 、式 2.61 简化成下式： = = 上式指出：在相似工况下，风压与密度的一次方成正比，功率与密度的一次方成正比。 综上所述，可将两台几何相似的泵或风机，在相似工况下运行时的参数变化关系列于表 2.8 。 相似工况下各参数的变化关系 表 2.8
注： 上表是当模型与原型的转速与几何尺寸相差不大时，各效率相等。 [ 例 2.8] 现有 Y9 — 35 — 12No.10D 型锅炉引风机一台，铭牌上参数为 n=960 转／分， H=162 毫米水柱， Q= 20000 米 3 / 时， η=60 ％。配用电机 22 千瓦。考虑三角皮带的传动效率 η t =98 ％。现在用此引风机输送温度为 20 ℃ 的清洁空气， n 不变，求在新的条件下的性能参数。是否影响电机的大小 ? [ 解 ] 锅炉引风机铭牌参数是以大气压为 101.325 kPa 和介质温度 200 ℃ 为基础提供的，这时空气的密重为 0.745 kg ／ m 3 当改送 20 ℃ 的空气时，其密度为 1.20 kg ／ m 3 。故该风机的性能参数应为： Q 20 = Q = 20000 m 3 ／ h H 20 = H = 162× = 261 mmH 2 O 重新计算电机功率： N 20 = K · = 1.15× ×H 20 × × = 1.15× ×261×9.807× × = 27.78 （ kW ） 其中， K 是电机的安全系数； P 20 =H 20 γ （ Pa ），由于 H 20 的单位是毫米水柱高度， γ 应以水的容重，即 γ = 98 00 N/m 3 来计算。通过计算得知，在新的条件下电机过小。 b. 风机或泵的比转数 相似律只能说明同一系列相似泵或风机的相似工况点性能参数间的关系。它并没有涉及不同系列机器之间，即不相似泵或风机之间的比较问题。那么对于不同系列的机器是否可以在性能上加以比较呢？ 答案是可以的，也是必要的。因此，下面提出另一种代表整个系列泵或风机的单一的、综合性能参数。它是一个包括流量 Q 、压头 H 及转速 n 等设计参数在内的综合性相似特征数。这个相似特征数，我们称为比转数，用符号“ n s ”来代表。比转数在泵与风机的理论研究和设计中，都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 将式 2.60 变形并两边平方得： （ ） 2 ＝（ ） 2 又将式 2.59 变形并两边立方得： （ ） 3 ＝（ ） 3 将上两式相除得： ＝ 再将上式两边开四次方得： ＝ ＝ ＝ 常数 式中常数用符号 n s 表示，即： n s ＝ （ 2.62 ） 上式就是包括了设计参数在内的一个相似特征数，称为比转数。 凡几何相似的泵，在相似工况下的比转数 n s 值必然相等。 一般作为相似判别数应该是无因次的，而比转数 n s 则是有因次的，由于各国习惯不同，因而对压头 H 、流量 Q 和转速 n 所取的单位也就不同，另外所采用的单位制不同，比转数 n s 计算的值也不相同。 国外习惯使用式 2.62 计算比转数 n s ( 采用国际单位制也用同式计算 ) ，而我国习惯上采用下式计算比转数 n s ： 式中系数 3.65 是由水轮机的比转数公式推导出来的，因最早比转数的概念是应用在水轮机中，而水轮机的设计参数为压头 H 、功率 N 及转速 n ，因而水轮机的比转数公式为 n s ＝ 式中 n 一转速，转／分； N —功率，马力； H —压头，米。 为了使水泵和水轮机的比转数公式一致，把水泵的功率 N ＝ 马力（其中 γ= 1000 公斤／米 3 ），代入水轮机比转数的公式得： n s ＝ ＝ 式中 n —转速，转／分； Q —体积流量，米 3 ／秒； H —压头，米。 系数 3.65 只是对水而言，当输送其他流体时，系数则不同。对于水泵，我国规定计算比转数的条件是： Q ＝ 0.075 米 3 ／秒， H ＝ 1 米 ，在最高效率下运行，这时所具有的转速 n m 转 / 分作为该系列水泵的比转数。 对于水泵，比转数的意义可以这样理解：在同一类型的泵（相似的泵）中，取出一个 H ＝ 1 米 ， N ＝ 1 马力， Q ＝ 0.075 米 ３ ／秒的泵作为标准泵，这个泵所具有的转速就称为比转数。即： n s ＝ ＝ ＝ n (2) 风机的比转数 n s 风机的比转数与水泵比转数 n s 的性质完全相同，一般习惯用以下式计算： n s ＝ (2.63) 式中： p 20 — 常态状况下（ t ＝ 20 ℃ ， p a ＝ 760 毫米汞柱）空气的全压，单位为帕或毫米水柱。 如果采用实际工作状况下的全压 p 计算 n s 时，因 ρ 20 ＝ 1.2 kg/m 3 ，则： p 20 ＝ 代入式 2.63 得： n s ＝ ＝ 4.83 式中 p —气体全压，毫米水柱； ρ —气体密度， kg/m 3 。 （ 3 ）比转数在泵与风机中的应用 用比转数对泵和风机进行分类 由比转数公式可以看出，比转数 n s 与转数 n 成正比，与流量 Q 的平方根成正比，与压头 p 的四分之三次方成反比。如果流量不变， n s 越小， H 就越大。为了提高压头，就只能加大叶轮出口直径 D 2 ，相对地出口宽度 b 2 减小，因而叶形变得窄而长。但叶轮外径 D 2 不能过大，过大则使出口宽度 b 2 过分变窄，这样不但增加了铸造上的困难，而且大大增加了叶轮内的流动损失和圆盘摩擦损失，使效率降低，所以对离心泵一般 n s 不小于 30 ，对离心风机 n s 不小于 10 。 n s 越大，则 H 越小，叶轮出口直径 D 2 也就越小，而叶轮出口宽度 b 2 相对地显得加大，叶形变得短而宽。随着 n s 的增加，出口直径与进口直径之比 逐渐减小，当减小到某一数值时，就需将出口边作成倾斜的。如图 2.42 所示，因为： 如果 ab 和 cd 两条
图 2.42 二次回流 流线的长度相差太大时，会给叶片绘型带来困难。 2) 由于叶片长短相差太大，会出现 ab 流线的压头低于 cd 流线的头，于是引起二次回流，大大增加了流动损失，因此，当 n s 达到一数值时，即 减小到某一数值时， 叶轮出口边就要作成倾斜的，这就从离心式过渡到混流式。当 n s 再增加，则出口直径进一步减小，叶轮就从混流式过渡到轴流式了。 由此可见，叶轮形式引起参数改变，也会导致比转数的改变，所以，可用比转数对泵和风机进行大致的分类，如表 2.9 、图 2.43 所示。 比转数与叶轮形状和性能曲线形状的关系 表 2.9
图 2.43 比转数与叶轮形状和性能曲线形状的关系 用比转数决定泵和风机的型式 因为叶轮形式导致比转数改变，所以也影响了泵和风机的性能。可以用比转数来选用泵和风机的大致类型，如果需要一台流量为 Q ，压头为 H ，或风压为 P ，转速为 n 的泵或风机，这时，可算出其比转数 n s ，对水泵而言，当 n s < 30 时，则需采用容积式泵。当 30<n s <300 的范围，则采用离心式泵，但离心式泵最佳比转数 n s 的范围在 90 ～ 300 之间。当 300<n s <600 的范围，则采用混流式泵，当 500<n s <1000 的范围则采用轴流式泵。对风机而言，当计算出的比转数 n s <10 ，一般采用 容积式风机。当 15<n s <90 的范围，则采用离心式风机，这是离心式风机最佳比转数的范围 ( 后向式叶轮一般 20<n s <90 ，前向式叶轮 15<n s <65) ，当 n s >100 时，一般采用轴流式风机。 用比转数进行泵和风机的相似设计 这种相似设计的方法，就是根据给定的设计参数计算出比转数数值，然后在已有的经过试验的性能良好的模型中，选取一个比转数相同 ( 或接近 ) 的模型，然后把模型的参数换算成原型的参数，把模型的尺寸按空气动力学图放大或缩小成原型泵或风机的几何尺寸，最后作出结构设计。 2.3.1 .3 离心式风机（泵）的特性曲线 风机（泵）的性能曲线是指在一定的转速下，压头 H 、功率 N( 一般指轴功率 ) 、效率 η 与流量 Q 间的关系曲线。对于水泵来说，还有表示泵汽蚀性能的允许汽蚀余量 [ Δ h] 或允许吸上真空高度 [H s ] 与流量 Q 的关系曲线。 从特性曲线上我们可以知道各参数随流量的变化关系，从而可以确定风机（泵）的工作范围。我们知道，风机（泵）是按照给定的一组参数 ( 压头及流量 ) 进行设计的，由这一组参数所组成的工况，我们称为设计工况。当风机（泵）在设计工况下运行时，具有最高的效率。但是随着外界条件的变化，风机（泵）的工况也要相应改变，当运行点偏离设计工况时，效率则相应下降。为了使风机（泵）的效率不致下降太多，所以对各种型式的风机（泵）都确定了一个工作范围。因此，掌握这些性能曲线，就能够正确的选择经济合理的泵与风机。 泵的性能曲线主要有：流量与扬程（ Q — H ）曲线，流量与功率 (Q — N) 曲线，流量与效率 (Q － η ) 曲线，流量与允许汽蚀余量 ( 或允许吸上真空高度 )(Q — [ Δ h]) 曲线。对于风机来说因其产生的动压头较大，而且在决定风机的工作点时，是以静压曲线为依据的，所以一般还需分别作出流量与全压 (Q － P) 和流量与静压 (Q — p st ) 的关系曲线。 无论是泵或者是风机的工作性能曲线，至今还不能精确地用理论的方法计算，而是通过试验的方法求得，并将其绘制成曲线，这种曲线称为特性曲线。主要包括：单机特性曲线、综合特性曲线和无因次曲线。 A 单机特性曲线 对某台通风机固定其转速，当通风量改变时，通风机的风压也随之改变。把实验测得的风压、风量、功率以及由此计算出来的效率等数据绘成曲线，就成为通风机特性曲线。这种特性曲线一般包括 H-Q 曲线（风压 - 风量）， N-Q 曲线（轴功率 - 风量）和 η -Q （效率 - 风量）曲线。图 2.44 是 4-72-11 型 5 号通风机在 2900 r/min 时的特性曲线。从图中可以看出，通风机运转时，存在一最高效率点 η max ，相应于该点的风量、风压、轴功率称为通风机的最佳工况。在选择和使用风机时，应注意使其实际运转效率不低于 0.9η max ，根据这个要求，就可以确定通风机风量的允许调节范围（图中 Q １ ～ Q ２ ），这个范围称为通风机的经济使用范围。 4-72 型通风机是后向叶片通风机。前向叶片的通风机的特性曲线如图 2.44 所示，对比图 2.44 与图 2.45 看到，后向叶片通风机与前向叶片通风机的特性曲线有所不同， 图 2.44 4-72-11 № .5 通风机的特性曲线 图 2.45 前向式叶片通风机的特性曲线 前者的风压随着风量增大而迅速减小；而后者的风压随着风量增大而缓慢减小。由于上述特性，引起风量对功率的影响也各不相同，后向叶片通风机的 N-Q 曲线，随着风量的增加缓慢上升，在通风机经济使用范围附近有一最高点，过了最高点，功率反而下降了，而前向叶片通风机的 N-Q 曲线，则随风量的增加而一直迅速上升，且在经济使用范围附近没有最高点，这样，前向式叶片通风机电机容易超载，配用电机时要有较大的储备。 从离心式通风机的单机特性曲线图上可以看出，不论叶片型式如何，风量为零时，所需功率最小，所以这类通风机启动时，应该把进风口或出风口的阀门关闭，以免电动机过载。
B 综合特性曲线 单机特性曲线只能表示某一通风机在特定转速下的性能，这对选用通风机很不方便。综合特性曲线是将同型号不同机号，同一机号不同转速的特性曲线绘在一张图上，而且只标出经济使用范围一段 H-Q 曲线；图上标明了机号、转速、功率等。选型时，根据要求的风压、风量，可以较快地从图上找出要求的通风机的型号和转速，并可估计出所需功率。图 2.46 为 Y4 — 73 — 11 锅炉引风机的选择曲线图（综合特性曲线）。 通风机的选型也可从性能表上查找，性能表比综合特性曲线更详细，它除了列出同型号不同机号，同一机号不同转速，在经济使用范围内若干个工作点的性能参数外，还列出了配套电机及附件。表 2.10 和表 2.11 是 Y4-73-11 型锅炉引风机和 4 — 72-11 型离心式通风机性能及选用配件表。 Y4 － 73 － 11 型锅炉引风机性能及选用件（部分） 表 2.10
C 无因次曲线 同一类型的通风机，是一组相似的通风机，虽然它们的尺寸不同并在不同转速下工作，它们的有因次性能参数（ Q 、 H 、 N ）所组成的特性曲线也各不同，但却是类似的。可是由它们的无因次性能参数（ 、 、 ）所组成的特性曲线却是相同的。由无因次的性能参数所绘制的特性曲线，叫做无因次特性曲线。如图 2.47 所示。 我们知道：同一产品系列的通风机的性能参数与结构尺寸之间存在着一定的关系，这种关系服从相似定律的规律，相似定律的式 2.59 、式 2.60 、式 2.61 所表示的规律，就是性能曲线的换算式，它们分别表示风量，风压，功率与结构尺寸的关系。 特性曲线和性能表都是根据标准技术条件编制的，使用时必须注意进行换算。4 － 72 － 11 № 6c 离心式通风机性能表（部分） 表 2.11
p c 、 N c ，分别表示其风量、风压、功率。于是，如以 q c 为横坐标， p c 、 N c 及效率 η 为纵坐标，绘出曲线图，则该曲线图就表示出该产品系列的通风机的典型性能。由于新的参数 q c 、 p c 、 N c 均是无因次量，故由它们所绘出的曲线称为无因次性能曲线。这样，只用一个无因次性能曲线就可以表示出某一产品系列即几何相似的一组通风机在不同转速下的工作性能，因而也就避免了上述的单机性能曲线的缺点。 为了绘制无因次性能曲线，在实际工程中，由于习惯的缘故，常对式 2.59 、式 2.60 、式 2.61 加以改变，即用叶轮外径处的圆周速度 u 2 代替乘积 πD 2 n/60 ，用当量面积 πD 2 2 /4 代替 D 2 2 。这样更改后所得的结果仍是三个无因次常数，分别用 Q 、 p 及 N 表示之，便可得下面的惯用公式： 流量系数： ＝ （ 2.64 ） 压强系数： ＝ （ 2.65 ） 功率系数 : ＝ （ 2.66 ）
图 2.47 4-72-11 型离心通风机的无因次性能曲线 式中： Q －在某一工况下风机的实际流量， m 3 ／ s ；p －在某一工况下风机的实际全压， Pa ；N －风机工作时实际所需的轴功率， W ；D 2 －风机叶轮外径， m ：ρ －气体密度， kg ／ m 3 ；u 2 －风机叶轮出口处圆周速度，u 2 ＝ πD 2 n ／ 60 （ m ／ s ）。在绘制无因次性能曲线图时，可在某一系列中选取一台通风机作为模型机，令其在不同的流量 Q 1 、Q ２ 、 Q ３ … 下以固定转速ｎ运行，测出相应的Ｈ １ 、Ｈ ２ 、Ｈ ３ … ，及 N １ 、N 2 、 N ３ … ，同时测得所输送气体的密度 ρ ，然后利用 u 2 ＝ πD 2 n ／ 60 及 上述三个公式即可计算出ｕ ２ 值和对应的 、 、 值。再利用无因次系数计算出效率 η １ 、 η ２ 、 η ３ … 。即：η ＝将所得到的一系列 、 、 及 η 之数据，画在以 为横坐标， 、 、 η为纵坐标图上，可得许多点，最后用圆滑曲线分别连接这些点就可绘出一组无因次曲线，即 － 、 － 、 － η 三条无因次性能曲线。图 2.47 所示为 4 — 72 — 11 型离心通风机的无因次性能曲线，图中实线是以 № 5 机为模型机，代表该系列 № 5 、 № 5.5 、 № 6 及 № 6.5 四种大小不同的通风机的性能曲线。虚线是以 № 10 机为模型机，代表该系列 № 10 、 № 12 、 № 16 及 № 20 四种通风机的性能曲线。该系列之所以要采用两个模型机是为了消除某些误差。 须注意，根据无因次性能曲线图所得出的无因次量并不是通风机得性能参数，不能直接引用，应将查得的数据用式 2.64 、式 2.65 、式 2.66 进行逆运算，所求得的结果才是通风机的真实性能参数。 2.3.1 .4 风机（泵）在管路系统中的工作特性 前面讨论了风机（泵）本身的性能曲线，但风机（泵）在管路中工作时处在性能曲线上的哪一点，我们并不知道。因为当风机（泵）在一定的管路系统中工作时，实际工作状况不仅取决于风机（泵）本身的性能曲线，而且还取决于整个系统的管路特性曲线。即由这两条曲线的交点来决定风机（泵）在管路系统中的运行工况。 Ａ．管路特性曲线
图 2.48 管路系统装置 所谓管路特性曲线，就是管路中通过的流量与所需要消耗的压头之间的关系曲线；当流体通过管路输送到某处时，需要消耗哪些压头呢？从图 2.48 所示的装置可知，若将单位重量的流体，从吸入容器输送到压力容器中所需的压头为： 列出截面 A － A 及 1 － 1 的伯诺利方程： ＋ ＝ ＋ ＋Ｈ e ＋ｈ 1 e 对于截面 2 － 2 及Ｂ－Ｂ，则有： ＋ ＝ ＋ ＋Ｈ j ＋ｈ 1f 上两式中： 、 －泵或风机吸入容器及出容器的压头，米； 、 －泵或风机进、出口处的压头，米； Ｈ e －几何安装高度，米； Ｈ j －静压出水头，米； ｈ 1 e 、ｈ 1f －吸入管和排出管中的流动损失， 以液柱或气柱高度表示，米； ρ －流体的密度，千克／米 ３ 。 上两式相减，则得： Ｈ c ＝ ＝ ＋（Ｈ j ＋Ｈ e ）＋（ｈ 1 e ＋ｈ 1f ）＋（ ＋ － — ） 压头Ｈ c 是单位重量流体通过风机（泵）叶轮后所获得的能量增加值，也就是风机（泵）在管路中输送流体时所需要消耗的压头。从上式可知，Ｈ e 的作用在于： 1. 要克服吸入容器与排出容器中的压头差 ； 2. 需要把流体举起Ｈ t ( Ｈ j ＋Ｈ ｇ ) 的高度； 3. 需要克服所输送流体在吸入管和排出管中的摩擦阻力损失及管路附件（阀门，弯头）等的局部阻力损失； 4. 需要克服流体在管路中流动时的动压头增量 ＝（ ＋ － — ）；若吸入容器与排出容器较大时，可将液面速度视为零，即 ω A ＝ ω B ＝ 0 。如果吸入管径与出水管径相等时，则 ω １ ＝ ω ２ 。 在输送系统中，输出容器中流体的压力 p B 是随工况而变化的，因此管路所需要压头的一般形式为： Ｈ c ＝ ＋Ｈ t ＋ Σ ｈ L ＋ 式中： ＋Ｈ t 两项均与流量无关，故称为静压头，用符号Ｈ st 表示。而管路中阻力的损失 Σ ｈ L 及动压头增量 均与流量的平方成正比，故可写为： Σ ｈ L ＋ ＝（ Σλ ＋ Σζ ＋１） ＝（ Σλ ＋ Σζ ＋１） ＝ＫＱ 2 式中： Ｋ－阻力系数。 因此：Ｈ c ＝ Ｈ st ＋ＫＱ 2 （ 2.67 ） 式（ 2.67 ）就是风机（泵）在管路中的管路特性曲线方程，可见当流量发生变化时，所需要的压头Ｈ c 也发生变化。 对于风机，因气体密度 ρ 很小，气柱重量可以忽略不计，即Ｈ t 可认为等于零。又如工厂中常见的送风机是将空气送入炉膛，引风机是将烟气排入大气，故 p A 常约等于 p B ，因而 这一项也可近似认为等于零，所以风机的静压头Ｈ st 可以近似认为等于零。故对风机式（ 2.67 ）可写为下式： Ｈ c ＝ ＫＱ 2 （ 2.68 ） 以Ｈ c 作纵坐标， Q 作横坐标，既得到风 机（泵）的管路特性曲线。如图 2.49 所示， 由图不难看出， 水泵的管路特性曲线是一条抛 物线，此抛物线顶点位于Ｈ＝Ｈ t ＋ ， Q ＝ 0 的点上；而风机的管路特性曲线也是 一条 抛物线，而抛物线顶点通过座标原点，即 Ｈ＝ 0 ， Q ＝ 0 的点。对于风机，当风量等于零时， 阻力损失也等于零；当风量增加时，阻力损失成 平方关系增加，曲线变陡。
图 2.50 风机在管路中的工作点 Ｂ．风机（泵）的工作点 通风机的转速一定时，有一固定的 H-Q 曲线，通 风机可以在 H-Q 曲线上任一点的风量和风压下进行工 作，究竟在哪一点工作与管道特性有关，因为通风机的风量应该等于通风管道中的风量，而通风机的风压应该等于通风管道中的阻力损失。如果把通风机特性曲线（ H-Q ）和管道特性曲线画在同一坐标上，如图 2.50 ，其交点 A 即为通风机的工作点，相应的 Q A 即为通风机及管道的风量； H A 为通风机的工作风压，即管道的阻力损失。 当管道阻力系数发生变化时， 管道特性曲线也发生变化，通风机的工作点将随之变化。如管道的闸门关小，管道的阻力损失 关系增加，管道特性曲线变陡，风机工作点就上移到 A ′ 点，风压增大（与管道总阻力相适应），风量减小；如管道的闸门开大，则工作点就下移到 A″ 点，风压减小 ( 与管道阻力相适应 ) ，风量增大。 2.3.1 .5 通风机的串联和并联 在实际生产中，如果一台通风机不能满足风压和风量的要求，一时又找不到一台大容量的风机替代时，常以两台小容量的风机联合起来工作。联合的方法可以是 串联，也可以是并联。
图 2.51 两台相同风机的串联 Ａ．两台相同风机的串联 以一台风机的出口接另一台风机的入 口的联接方法称为串联。如图 2.51 （ a ） 所示，二台风机串联后的特性曲线见图 2.51 （ b ）所示。串联后的特性曲线（ H-Q ） Ⅰ 串 Ⅱ 的画法如下： 当一台风机的风量为 Q ，在 Q 轴上得 c 点，作平行于 H 轴的线向上交 (H-Q) Ⅰ 于 d ， 取 cd 长的 2 倍得 e 点，即为串联后曲线上 的一点，该点风量为 Q ，风压为两台单独风 机风压之和。用相同方法可得许多 e 点， 将各 e 点联接起来，就得两机串联后的特性 曲线（ H-Q ） Ⅰ 串 Ⅱ 。 从图 2.51(b) 可见，两台风机串联后主 要是风压提高，工作风量也增加，但串联后 的风压小于单风机风压的两倍，即（ H-Q ） Ⅰ 串 Ⅱ <2H Ⅰ 。 Ｂ．两台相同风机的并联 两台相同风机进口与进口相接或出口与出口相接称为并联，见图 1.52(a) ，并联工作的特性曲线见图 2.52(b) 。由图可见，两台风机并联后主要是风量增加，工作风压也增大，但： Q Ⅰ 串 Ⅱ <2Q I
图 2.52 两台相同风机的并联 由两台风机串、并联后的工作特性曲线分析可知：当管路的特性曲线比较陡，即管道的阻力系数比较大时，需要增加通风机的风压，采用串联效果较好；当管道特性曲线比较平缓，即阻力系数比较小时，需要增加通风机的风量，采用并联效果较好。 Ｃ．两台规格不同的风机的串联 两台规格不同风机串联的特性曲线如图 2.53 所示，由图可知：当管道特性曲线 1 通过 A 点时，通风机 I 和Ⅱ串联工作的风量 Q A 大于两台风机单独工作的风量 Q Ⅰ 或 Q Ⅱ ；当工作点通过 B 点时，风机Ⅱ ( 规格较小的风机 ) 将失去作用；当工作点在 B 点以下时，也即要求输出的风量大于小号风机的最大风量时，小号风机不仅失去作用，反而起妨碍作用，因此，实际生产中应避免这种现象。
图 2.53 两台规格不同的风机的串联 图 2.54 两台规格不同的风机的并联 Ｄ．两台规格不同的风机的并联 两台规格不同风机并联的特性曲线如图 2.54 所示，由图可知：当管道特性曲线 1 通过 A 点时，通风机 I 和Ⅱ并联工作的风量 Q 4 大于风机 I 或Ⅱ单独工作的风量 Q Ⅰ 或 Q Ⅱ ；当管路总阻力系数增加时，管路特性曲线变陡，当通过 B 点时，Ⅱ号风机将不出风而失去作用；当工作点再上移，亦即要求输出的风压高于小号风机的最高风压时，小号风机不但不供风，反而有部分风泄漏，实际生产中亦应避免这种现象。 Ｅ．风机或泵联合工作方式的选择
图 2.55 风机联合工作方式的选择 由上可知，当要增加管路的流量时，可以用两台性能相同的风机或泵并联或串联的方法来得到，但是究竟哪种方式更好些，这就要由管路特性来决定。下面以泵为例来说明这个问题。 如图 2.55 所示，曲线 Ⅰ 是两台泵的单机性能 曲线，曲线 Ⅱ 和 Ⅲ 分别是这两台泵串联与并联时的 性能曲线， l 、 2 、 3 是三条不同陡度的管道特性曲 线。管道特性曲线 2 与串联曲线 Ⅱ 相交于 A 2 点，并 与曲线 Ⅲ 相交于 A ′ 2 ，由图中可看出： Q A2 > Q ′ A2 ；管 道特性 曲线 3 与串联曲线 Ⅱ 相交于 B 3 点，与并联曲 线 Ⅲ 相交于 B ′ 3 点，由图可见， Q B2 < Q ′ B2 ，管道特性 曲线 Ⅰ 显然是判别采用并联还是串联的界限。 由此可见 , 当要采用联合工作方式来增加管路的 流量时，到底是串联还是并联，应根据管道特性曲线 的陡、缓情况来决定：在管道特性曲线陡的管路中宜 采取串联工作方式，在管道特性曲线平缓的管联路中宜采取并联工作方式。 2.3.1 .6 离心通风机和泵的工作调节 在实际生产中，往往需要根据工艺要求调节系统的流量，也就是改变通风机或泵的运行工况 , 即改变工作点的位置。由前述可知，工作点是由通风机或泵本身的特性曲线 Q-H 曲线与管路系统的特性曲线 Q-H 曲线的交点决定的；因此，要改变通风机或泵的运行工况 , 可以用两种方法 : 一是改变通风机或泵的性能曲线，二是改变管路系统的特性曲线。下面介绍三种常用的调节方法。 Ａ．变速调节法 变速调节法就是在管道特性曲线不变的情况下，改变风机和泵的转速来改变通风机或泵的性能曲线，从而达到改变通风机或泵的运行工况，即改变工作点的目的。 由前述的风机（泵）性能曲线换算的相似律可知：当风机（泵）的转速变化时，其性能参数也将随之发生变化。这就是变速调节风机或泵的运行工况的基本根据；用相似律公式可将风机或泵在某一转速下的性能曲线换算成另一转速下的新的性能曲线。
图 2.56 离心式风机的变速调节 在图 2.56 中，曲线 Ⅰ 和 Ⅰ ′ 分别是风机在 n 和 n ′ 转 数下的性能曲线；曲线 Ⅱ 是风机工作的管路系 统的特性曲线。当风机按原来的转数 n 运行时，其 工作点在 A ，相应的风量为 Q A 、风压为 P A ；当转数 变为 n ′ 时，其工作点变为 B ，这时的风量为 Q B 、风 压为 P B 。这说 明，改变转速可调节通风机的工况。 变速调节法的主要优点是不致产生附加的能量 损失，故比较经济。但需要调速装置，因而投资 昂贵。须注意的是，转速改变后功率将随转速，的 三次方变化，所以需要考虑设备的容量。如转速增加，则要检查叶轮，以免发生事故。 变速调节的具体方法有以下几种： （ 1 ）用直流电动机带动，可调节转速； （ 2 ）在异步电动机转子回路中串联可变电阻，以改变电动机转速； （ 3 ）用双速电动机驱动，低负荷时用低速档，额定输出时用高速档； （ 4 ）用固定转速的电动机加液力联轴器驱动； （ 5 ）用汽轮机驱动。 Ｂ . 节流调节法 所谓节流调节，就是通过调节安装在风机或泵的吸入管或排出管上的闸板、蝶阀等节流装置来改变管道中的流量以调节风机或泵的工况。这是使用最普遍的一种调节方式。节流调节又可分为出口端节流和入口端节流两种。 a. 出口端节流 通过调节风机或泵的出口管路上的节流件来改变流量，从而进行工况调节的方法叫出口端节流调节法。这种调节法的实质是用改变管道特性曲线来改变工作点。 如图 2.57 所示，阀门全开时管道特性曲线为 1 ，它与风机 ( 或泵 ) 的性能曲线 Q-H 的交点是 G 1 ，即阀门全开时的工作点是 G 1 ，相应的流量是 Q G1 。 当把阀门关小一点时，流量减少，产生了附加阻力，使管道特性曲线变得陡峭，成为曲线 2 ，它与风机（或泵）的性能曲线的交点也就由 G 1 变为 G 2 ，即工作点变为 G 2 ，这时流量为 Q G2 ，压头为 H G2 。 由图中可见，节流后产生的附加节流压头损失为 Δh j1 ＝ H G2 － H G1 。相应地多消耗的功率为： Δ Ｎ j1 ＝ （ kw ） 很明显，这种调节方式不经济，而且只能在小于设计流量一方调节，但这种调节方法可靠，简单易行，故仍被广泛的应用于中小功率的风机或泵上。 b ．入口端节流 用改变进口管上的节流件的开度来改变流量，从而达到调节工况的方法叫入口端节流调节法。这种节流法，由于流体在进入风机或泵之前压强就已下降，使性能曲线相应发生变化，因而这种调节法不仅要改变管道特性曲线，同时也要改变风机或泵的性能曲线。 如图 2.58 所示，节流前，风机和管道特性曲线分别为 Ⅰ 和 1 ，工作点为 G 1 。当关小阀门时，风机的性能曲线由 Ⅰ 移到 Ⅱ ，管道特性曲线由 1 变为 2 ，工作点由 G 1 变为 G 2 ，流量由 Q G1 减少为 Q G2 。
图 2.57 出口端节流 图 2.58 入口端节流 在满足同一流量 Q G2 要求下，如将入口端节流改为出口端节流，则管道特性曲线由 1 移到 3 ，工作点由 G 1 变为 G 2 。由图中可见，二者的附加压强损失不同，入口端节流损失小于出口端节流损失，即 Δh 1 <Δh 2 ，相应地前者损失的功率也小些，故前者较后者经济。不过，由于入口端节流会使进口压强降低，对于水泵有引起汽蚀的危险，还会使进入叶轮的液体流速分布不均，因此，入口端节流调节法只在风机上使用，水泵不用。 由上述可知，不管哪种节流法，都要产生附加压头损失，使能耗增加，因此经济性较差。此外，节流调节只能使流量减少而不能使流量增大。 Ｃ．采用导流器 离心式风机通常采用入口导流器调节，常用的导流器是轴向导流器。轴向导流器，就是在风机前安装带有可转动导流叶片的固定轮栅，叶片形状如螺旋浆，如图 2.59 所示。 图 2.59 导流器 导流器的作用，是使进入风机前的气流产生预旋。由理论能量方程式： p ＝ ρ(u 2 v 2u － u 1 v 1u ) 可知，当导流器全开时，气体无旋绕的进入叶道，此时 v 1u ＝ 0 ，若向旋转方向转动导流器叶片，便产生预旋，即圆周分速度 v 1u 加大，故使压头 p 降低。导流器叶片转动角度越大，产生的预旋越强烈，则压头 p 越低，性能曲线越陡直，因此，造成的节流损失越小。 采用导流器产生预旋，可减小节流损失，但进口气流角与叶片进口安装角的不一致，产生冲击损失。由于节流损失的减小较冲击损失的增加为大，结果还是较经济的。 总的来说，导流器的结构比较简单，使用可靠，调节的经济性比变转速调节差，但比出口节流调节好 , 因而广泛用于离心式风机的调节。 2.3.1.7 通风机的选择和操作方法 Ａ．离心式风机（泵）的选择原则 选择离心式风机（泵）的一般原则是：保证离心式风机（泵）系统能正常而又经济地运行，既所选择的通风机或泵不仅能满足管路系统的流量、风压（或扬程）要求，而且能保证通风机（泵）经常在效率最高的区域内稳定地运行。同时，通风机（泵）应具有合理的结构。 选择的内容有：确定风机（泵）的结构型式、型号规格、转速、传动方式、以及与之配套的电动机 ( 型式、规格、功率 ) 等。 选择时应考虑以下几个具体原则： （ 1 ）所选择的风机（泵）应满足生产上所需要的最大流量和压头，并使其正常运行工况点尽可能靠近设计工况点，从而保证风机（泵）长期地在高效率区运行，以提高设备长期运行的经济性。 （ 2 ）选择结构简单、体积小、重量轻及高转速的风机（泵）。 （ 3 ）所选择的风机（泵）应保证运行安全可靠，运转稳定性好。为此，所选风机（泵）应不具有驼峰状的性能曲线，如果选择了有驼峰状性能曲线的风机（泵），则应使其运行工况点处于峰点的右边，而且压头应低于零流量时的压头，以利投入同类设备并联运行。如在使用中流量的变化大而压头变化很小，则应该选择平坦的性能曲线；如果要求压头变化大而流量变化小，则应选择陡降形性能曲线。对于水泵，还应考虑其抗汽蚀性能要好。 （ 4 ）对于有特殊要求的风机（泵），还应尽可能满足其特殊要求。如，安装地点受限时应考虑体积要小，进出口管路要能配合等。 在选择风机（泵）时，一般应先已知以下参数： （ 1 ）所需要的最大流量 Q max 及最大风压 P max ( 压头 H max ) ，并加大 5% ～ 15% 作为富裕量，作为选择风机或泵的依据，即 ： Ｑ＝（ 1.05 ～ 1.1 ）Ｑ max p ＝（ 1.1 ～ 1.15 ） p max 或 Ｈ＝（ 1.1 ～ 1.15 ）Ｈ max 必须指出，由于通风机样本上所给的参数值是制造厂在标准技术状态下 [ 气体温度为 20 ℃ 即 293K （对于引风机，气体温度为 200 ℃ 即 473K ）、空气密度为 ρ 20 ＝ 1.2 kg ／ m 3 、 ρ 200 ＝ 0.745 kg ／ m 3 、大气压强为 101325Pa （ 760mmHg ） ] 试验得出的，因此，如所输送气体的实际条件与标准技术状态不同，则必须把所确定的工作状态下的参数值换算为标准技术状态下的参数值，才能作为选择通风机的根据，其换算公式是： 对通风机有：Ｑ 20 ＝Ｑ ｐ 20 ＝ｐ · · ＝ p· Ｎ 20 ＝Ｎ · · ＝Ｎ · 式中： Q 、ｐ、 N — 通风机在使用条件下的风量、全压和功率，单位分别为 m 3 ／ s 、 Pa 和 kW ； p a —使用地点的大气压强值， Pa ； t —使用条件下风机进口处气体温度， ℃ 。 对引风机有： Ｑ 200 ＝Ｑ ｐ 200 ＝ｐ · · ＝ p· Ｎ 200 ＝Ｎ · · ＝Ｎ · （ 2 ）流体介质的种类、性质、温度、密度 ρ 或重度 γ 。在选择风机时，如果烟气密度没有精确的数据，则可按下式计算： ρ ＝ 1.34× （ kg ／ m 3 ） 式中： 1.34—— 温度为 273K 时，烟气的平均密度， kg ／ m 3 ； T—— 烟气的温度， K 。 （ 3 ）工作条件下的大气压强值 P a 。 （ 4 ）管道的布置、尺寸大小。 Ｂ．离心式风机（泵）的型号编制法 在离心式风机（泵）的铭牌上，有一组数字代表该离心式风机（泵）的规格和性能，便于风机（泵）的选择和使用，现介绍如下： a ．离心式风机的型号编制法 我国对离心通风机的命名，主要是采取压强系数 p × 10 和比转数 n s 这两个数字进行命名的。例如 4-72 型离心通风机，“ 4 ” 为压强系数 0.4 × 10 ，“ 72 ” 表示比转数 n s ＝ 72 （取正整数）。 离心通风机的全称除了标明压强系数和比转数外，还包括用途（有的这一项省略不写）、名称、型号、机号、传动方式，旋转方向、风口位置等七项内容。 （１）用途代号 通风机用途的代号用汉语拼音字头的缩写（第一个字母大写）来表示。如： C —排尘通风； GY —工业用炉通风； B —防爆炸； CD —隧道通风换气； R —热风吹吸； GL —高炉鼓风； F —防腐蚀； DL —空气动力用； G —锅炉通风； TQ —天燃气输送； K —矿井通风； KT-- 空气调节用； L —工业冷却水通风； TE —特殊场所通风换气； M —煤粉输送； T —一般通风换气； Y —锅炉引风。 （ 2 ）名称 名称用汉字写出：如离心式通风机，写在用途代号之后。 （ 3 ）型号 型号用三组阿拉伯数子表示，其间用短横线连接。第 1 组数代表全压系数，它是通风机在最高效率点工作时的压强系数乘以 10 后再按四舍五入进位取一位数；第 2 组数代表比转数；第 3 组数的左边数字代表进风口型式、右边数字代表设计顺序号。 进口吸入型式的代号规定为：双侧吸入用“ 0 ” 表示，单侧吸入用“ 1 ” 表示，二级串联吸入用“ 2 ” 表示。 （ 4 ）机号 机号用叶轮外径 D 2 的毫米数除以 100 （尾数四舍五入），冠以“ № ”表示。 （ 5 ）传动方式 离心通风机的传动方式有六种，其型式及代号，如图 2.37 所示。 （ 6 ）风口位置及转向 按出口位置及旋转方向用右或左、若干角度表示，如图 2.35 所示。 例如 C4-73-11 № 5.5C 左 45 ° ， 表示 排尘通风风机，全压系数 p ＝ 0.4 ，比转数 n s ＝ 73 ，进风口型式为单侧吸入，第一次设计，叶轮外径为 550 mm ， C 型传动方式（即 悬臂支承，皮带轮外传动） ，左旋风机，出风口位置为 45 ° 。 b ．离心式泵的型号编制法 离心泵的命名是用流量、扬程和结构型式（或用途）来进行的。离心泵的型号编制方法一 般采取三段式表示法，即：
第 Ⅰ 段代号表示泵的吸入口直径大小，单位是 mm （大部分老产品用英寸）。吸入口径的大小一般可反映出泵的流量大小：吸入口径越大，流量也越大。 第 Ⅱ 段代号中，有的仅表示泵的基本结构，有的既表示结构，又表示特征、用途或材料。代号大多是以泵的结构名称中的汉语拼音字母的字首来表示，常用的字母意义如下： B （ SA ）—单级悬臂式离心泵； S （ Sh ， SA) ） —单级双吸离心泵； D （ DA ） —分段式多级离心泵； DK —中开式多级离心泵； GC （ GB 、 DG ） — 多级锅炉给水泵； J （ JD ） —离心式深井泵； DL 一离心式吊泵； Y— 单 级离心式油泵； PS— 离心式砂泵； PH— 离心式灰渣泵； PN— 离心式泥浆泵； PW— 离心式污水泵。 第 Ⅲ 段代号，对单级泵直接以数字表示单级扬程，单位是米水柱；对多级泵，用两个数字相乘来表示总扬程，在乘号“×”的前后分别表示单数扬程与级数。对泵的性能变型产品（如将叶轮直径车小），在型号尾部用大写汉语拼音字母 A 、 B 扣表示（车小一次用 A 表示，再车小一次就用 B 表示… ) 。 但有很多老产品，第 Ⅲ 段代号是表示泵的比转数被 10 除的整数值，如 12 即表示该泵的比转数为 120 。 例如 100 D 45 × 8 ，表示泵的吸入口径为 100 mm （流量为 85 m 3 /h ），单级扬程为 45 mH 2 O ，总扬程为 45 × 8 ＝ 360 mH 2 O 的 8 级分段式多级离心泵。 例如 4 GC -8 × 5 ，表示吸入口径为 4 英寸 ，比转数为 80 左右的 5 级锅炉给水泵。 另外，目前离心泵的型号还趋向于用下列方法表示： 第 Ⅰ 段代号表示泵的基本结构、特征、用途和材料，其表示方法与上述的第 Ⅱ 段代号相同；第 Ⅱ 段代号用数字直接表示泵流量（单位是 m 3 /h ）；第 Ⅲ 段代号表示泵扬程，其表示法与上述的第 Ⅲ 段泵的扬程代号相同。 例如 B 100-50 ，表示流量为 100 m 3 /h ，扬程为 50 mH 2 O 的单级悬臂式离心水泵。 例如 D 280-100 × 6 ，表示流量为 280 m 3 /h ，单级扬程为 100 mH 2 O ，总扬程为 100 × 6 ＝ 600 mH 2 O 的 6 级分段式多级离心水泵。 Ｃ．离心式风机（泵）的选择方法和步骤 在选择通风机（泵）的时候，首先应根据生产上的要求、所输送的流体的种类和性质以及通风机（泵）的种类、用途，决定选择哪一类的通风机或泵。例如，输送爆炸危险气体时应选择防爆通风机；空气中含有木屑、纤维或尘土时应选择排尘通风机等；输送一般清水时应选择清水离心泵；输送污水时应选择污水泵；输送泥浆时应选择泥浆泵等等。然后根据已知参数和其它已知条件，采用适当的方法选择型号、规格、转速和电动机功率等。 选择通风机，一般有三种方法，现介绍如下： 按风机的性能表选择风机 这种方法简单方便，但不能准确地确定风机在系统中的最佳工况。其步骤是： （ 1 ）根据生产的需要，计算出风机的流量 Q 和风压 p ； （ 2 ）根据风机的用途，选定的风机类型，再由已计算出的 Q 、 p 值，直接在“性能与选用件表”上查出型号、规格、转速和电动机功率。 b. 利用风机的性能曲线图选择风机 这是最常用的一种选择方法，利用风机的性能曲线选择风机时，一般按下述步骤进行：
图 2.60 风机特性曲线的使用 (1) 计算流量 Q 和计算风压力 p ； (2) 根据已确定的风量和风压，选择通风机的型 号与机号。方法是：由已知的 Q 、 p ，在风机的性能 曲线图上作相应坐标轴的垂线，由二者的交点即可 知应选风机的机号、转速和功率。如果交点不是落 在风机的性能曲线上（图 2.60 a 点），则通常是在 保持风量不变的条件下，垂直往上找，找到最接近 交点的那条性能曲线上的一点（图 2.60 b 点或 c 点），由该点（ b 点或 c 点）所在的性能曲线查找 图 2.60 中的 D ， 2 或 D ″ 2 ）、转速 n （图 2.60 中的 n l 或 n 2 ），功率则用插入法经重新换算，求出在工作状况下的功率，然后再考虑一定的富裕量作为选择电动机的根据（电动机的安全系数：通风机取 1.15 ，引风机取 1.3 ，排粉机取 1.2 ）。 如果垂直往上找到两个点 ( 图 2.60 中的 b 点和 c 点 ) ，即选得了两台风机，则应对它们进好比较，再决定取舍。一般选取转速较高、叶轮直径较小、运行经济的点所决定的风机。 c ．利用风机的无因次特性曲线选择风机 风机的无因次性能曲线代表叶轮外径和转速不同，但几何形状和性能完全相似的同一型风机的性能曲线。其选择步骤如下： （ 1 ）按生产需要，选择几种可用的风机型式，由所选类型的设计点效率 η （一般为 η max ），查出各类型的流量系数 和压力系数 。选择时可绍几种型进行列表计算，便于比较和挑选。 （ 2 ）由公式 Ｑ＝ Ｄ 2 2 ｕ 2 和 p ＝ ρu 2 2 联立求解得： Ｄ ２ ＝ ＝ 1.131 式中： Q 、 p 一风机计算风量和计算风压，米 3 ／秒和毫米水柱； u 2 —叶轮圆周速度，米／秒； ρ —介质的密度，对于空气处于常态状况时 ρ 20 = 1.2 kg ／ m 3 。 以计算出的Ｄ 2 ，按生产的机号选定选型用的外径 D 2 。 （ 3 ）由选用的 D 2 ，由公式 n ＝ · （ 转 / 分）求得各型式所需转速 n 。选取与算出的 n 值相接近得电动机转速。 （ 4 ）由上面选用的Ｄ 2 和ｎ，按式算出需要的ｕ 2 、 和 。 （ 5 ）由 和 查所选类 型的无因次性能曲线图。如果由 和 决定的点落在 － 曲线下面，而且紧靠曲线即认为合适，否则应加大叶轮直径Ｄ ２ 或转速 n 进行重选。 （ 6 ）根据 和 查无因次 － η 曲线得 η 。利用公式 Ｎ＝ 或直接查 － 曲线算出Ｎ。考虑电动机功率的安全系数，选用标准的电动机。 （ 7 ）把各型的情况加以比较，选出适合需要的风机。 Ｄ．离心式风机的操作方法 离心式风机安装好以后，必须按一定的程序进行操作，以保证离心式风机的安全运转。一般，离心式风机操作步骤与方法如下： a. 启动前的检查 （ 1 ）关闭进、出风管上的调节阀门，或者稍稍打开出风管上的调节阀门。（ 2 ）用手将通风机转子转动 1 ～ 2 周，检查转子是否有卡住或摩擦现象，如有，应排除。 （ 3 ）清除通风机四周所有妨碍运转的杂物。 （ 4 ）检查所有地脚螺栓和螺栓连接部位，看是否有松动，如有，应拧紧。 （ 5 ）检查轴承的润滑系统、水冷却系统、密封装置是否完好，油路、水路是否畅通。 （ 6 ）检查联轴器是否安装得可靠。 （ 7 ）检查电气线路及仪表是否正确。 b. 启动 通风机启动的一般次序是：先启动润滑系统油泵和冷却水水泵，待其正常后再启动通风机。在启动通风机的过程中，应严密注视和严格检查机组的运行情况，发现有剧烈振动或不正常的噪声时，应立即停机检查原因。通风机启动后待转速达到正常时，再将进气调节阀门逐渐打开，调节出气阀门，直到满足规定负荷为止。 对于锅炉（或高温）通风机，在其启动之前，气体介质的温度很难达到工作温度，甚至有待通风机运转输入炉内加热，而电动机的额定功率则是按输送气体的正常工作温度（一般≥ 200 ℃ ）选定的。这样，就会因气体介质温度低、密度大、功耗亦大而使得正常功率与启动功率相差甚大。因此，这类通风机在启动时，除了全部关闭闸门外，还要注意电动机的过载问题。 c. 试运转 对于新安装或大、中修以后的通风机，在投入正常运行前，应进行试运转，目的是检查通风机是否符合设计要求或者修理的质量如何，能否投产。 对于叶轮经过大修或更换过的通风机，在试运转时应以超过叶轮最大工作转速的 10% ～ 20% 进行超速试验（试验时间不少于 5 分钟），然后再转入额定转速下进行试运转。 试运转时，运行 1 ～ 2h 后应停车进行检查，看通风机的各个部位和系统是否正常，之后，再运转 6 ～ 8h ，如一正常，即可投入正常运行。 d. 正常运行时的维护 通风机的维护应贯穿在通风机运转的始终，其主要内容是：严格按照有关技术规定要求和操作规程进行运转，并对运转中出现的问题进行及时的处理和维修。 通风机在运转中的维护，首先是通过监视电流来判断通风机负荷和运转是否正常。其次，是必须按规定经常（一般间隔 1 ～ 2h ）检查通风机轴承润滑系统和冷却系统，如油温、油压（见表 2.12 、油量、轴承的径向振幅，通风机工作介质的温度和压强，通风机前的除尘设备的运行情况，并做好值班记录。同时还要随时注意各处地脚螺栓，注意听通风机和电动机发出的声响，发现问题，及时处理。 在通风机在正常运行中，遇到下列情况之一时，应立即停机检查、维修： （ 1 ）轴承温度急剧上升，超过允许温度（见表 2.12 ），或者轴承冒烟； （ 2 ）通风机有剧烈的振动和噪音。 （ 3 ）电动机冒烟。 （ 4 ）冷却水中断。 轴承温度及油温 表 2.12
停机 通风机停车时应按下列顺序操作 : 出在最高效率点时所对应的风机的机号 ( 叶轮直径 D 2 ，（ 1 ）关闭进气管调节阀门，使出气管调节阀门稍开。 （ 2 ）按规程关闭电动机，使通风机停转。 （ 3 ）通风机停车后待油温降到 45 ℃ 以下时再停油泵。 （ 4 ）最后停止冷却水。 若停机时间短，则润滑油泵和冷却水可不停。冬季停机检修时，应将轴承内的冷却水放完，以免冻裂轴承。 定期检查维护 （ 1 ）通风机运行 3 ～ 6 月，应进行一次轴承的拆洗、检修。 （ 2 ）按规定定期更换润滑剂，同时清洗和检修润滑装置。 （ 3 ）定期清除通风机内的灰尘、污垢等。 2.3.2 回转式鼓风机 回转式鼓风机又称容积式鼓风机，它主要有罗茨式和叶式风机两种类型。其特点是风量几乎不随风压的变化而变化，适用于工艺上要求风压较稳定、风压较高的场合；但其风压较高时气体漏损率较大，磨损较严重，噪音也较大。因此，对风机转动部件和机壳内壁的加工要求较高。这类风机主要用于硅酸盐工厂中粉料的气力输送、均化以及水泥立窑鼓风等需要高压鼓风的场所。 2.3.2.1 回转式鼓风机的构造和工作原理 Ａ．罗茨鼓风机 罗茨鼓风机属定容积回转式鼓风机，它利用回转体——转子在机壳内作回转运动将空气吸入，再挤压出去，因而可产生较高的风压。通常风压为 10 ～ 20kPa ，风量为 2 ～ 800 m 3 /min 。 罗茨鼓风机的风量几乎不随风压的变化而变化，这是离心式风机所不具备的。在水泥厂用立窑煅烧熟料时正是利用罗茨鼓风机这一特性来保证生产工艺对风量的要求。 此外，罗茨鼓风机不需要对气缸进行润滑，输送介质不含油，结构简单，性能可靠，保养维护方便，机械效率高，使用寿命长，因此在硅酸盐工业中得到广泛的应用。 a. 罗茨鼓风机的主要构造及工作原理 罗茨鼓风机的主要构造如图 2.61 所示。
图 2.61 罗茨鼓风机的主要构造 罗茨鼓风机是由一对反相旋转的渐开线腰形转子 1 ，两根平行的轴 2 ，长圆筒形机壳 3 ，进风口 4 和出风口 5 等构成。机壳由铸铁或铸钢制作。小型风机的转子一般是实心的，大型风机的转子一般做成空心的，以减轻其质量，转子由铸铁或者铜、铝合金铸成。两根平行的轴一根是主动轴，一根是从动轴。主动轴和从动轴的一端装有止推轴承，可以调节转子端面和机壳之间、转子和转子之间的间隙（要求保持 0.2 ～ 0 .4mm 的间隙公差），以保证运转的精度。两根轴的另一端都装有完全相同的齿轮，互相啮合。当主动轴转动时，从动轴就会以相反方向转动。罗茨鼓风机的工作原理是：当转子转动时，一个顶点同机壳表面相切，另一个顶点与另一个转子的表面相切。这样，两个转子就把风机的进风口和出风口分开。见图 2.62 ，在图中右边的转子转到垂直位置时，就将一部分空气密闭在转子与机壳所形成 的空间 中（图中的阴影
图 2.62 罗茨鼓风机的工作原理 ( 1 —机壳 2 —转子 ) 部分）。当右面的转子继续按顺时针方向旋转时，就将这一部分空气挤向出风口。一个转子旋转一周能排挤出两倍阴影部分体积的空气，故主动轴旋转一周，两个转子就排出 4 倍的阴影部分体积的空气。因为只要转子转动就有空气排出，因此也把罗茨鼓风机叫做容积式鼓风机。这种风机不可能、也不允许通过关闭出风口或进风口的办法来调节风量，否则会引起风压不断升高而发生机械故障，甚至会发生危险。要调节风量，只能通过将高压空气排放一部分到大气中（俗称放风），或引流回低压区的办法解决。罗茨式鼓风机按其结构可分为立式（ L 型），卧式（ W 型）两种型式；按其冷却形式可分为水冷（ SD ）、风冷（ D ）两种型式；如图 2.63 。 罗茨式鼓风机的转子结构分为两种类型：一种转子是两瓣的，即前面所说的腰形转子；另一种转子是三瓣的，如图 2.64 。大多数罗茨式鼓风机都采用两瓣转子。 叶式鼓风机的主要构造及工作原理 叶氏鼓风机是另一种回转式鼓风机。它是由长圆筒形机壳、阻风翼、鼓风翼以及两根平行 图 2.63 罗茨式鼓风机的类型 图 2.64 罗茨式鼓风机的三瓣形转子 的轴所组成。图 2.65 为叶氏鼓风机的两个转子，它们的结构互不相同。两根平行轴的两端装有式样完全相同的两个活动齿轮，其中一个轴与电动机相联，叫主动轴，另一根叫从动轴。鼓风翼装在主动轴上，阻风翼装在从动轴上。
(a) —阻风翼 (b) —鼓风翼 图 2.65 叶式鼓风机的转子结构 叶氏鼓风机实际上是罗茨鼓风机的一种变形，其工作原理如图 2.66 所示；
1 — 阻风翼 2 —鼓风翼 3 —机壳 4 —鼓风翼盖 图 2.66 叶氏鼓风机的工作原理 当鼓风翼按图中的逆时针方向转动时，阻风翼就以相同的转数顺时针转动。鼓风翼的三个脚塞（即菱形的旋转活塞）可在机壳与鼓风翼端盖所构成的环形夹槽内旋转。当鼓风翼的一个活塞将进风口方面的气体经过环形夹槽向出口方向逆时针推进，即空气在环形空间内移动时，鼓风翼上另一个活塞与相反转向的阻风翼的凹进部分都向进风口方面回转，这时阻风翼的凸出部分正好隔绝了进风口和出风口，如图 2.66 所示。叶氏鼓风机在整个运转过程中，就是靠阻风翼的突出的外圆柱面隔绝进、出风口，鼓风翼的活塞柱脚刮动空气向出风口运动，从而达到排挤空气的目的。图中 Ⅰ 表示气体已进入进气室 a ；当 鼓风翼转到 Ⅱ 的位置时，气室 b 正在排气，气室 a 中的气体正被刮向出风口；当 鼓风翼到达 Ⅲ 的位置时，气室 a 排气；当 鼓风翼再转达 Ⅰ 的位置时， 开始了另一个循环，使气体不断地从进口压向出口。 叶氏鼓风机最大的优点是，转子无需调整即可进行正反向运行，从而改变进、出口风的方向。而罗茨鼓风机由于转子之间的间隙有严格要求，一般不能作反向运转，只能按出厂要求操作。 2.3.2.2 回转式鼓风机的规格和性能 Ａ． 罗茨式鼓风机的规格和性能
罗茨鼓风机 按其结构可分为立式（ L 型）和卧式（ W 型）两种型式； 立式鼓风机的两个转子的中心线在同一铅垂平面内，即鼓风机进风口和出风口在鼓风机的两侧，用“ L ”表示，一般当叶轮直径在 50 cm 以下时，做成立式；卧式鼓风机的两个转子的中心线在同一水平面内，进风口在风机下部机座的一侧，出风口在风机的上部，或者相反，用“ W ”表示，当叶轮直径大于 50 cm 时，做成卧式。 罗茨鼓风机 按其冷却形式可分为水冷（ SD ）和风冷（ D ）两种型式；静压小于 49kPa 的产品采用风冷结构；静压大于 49kPa 的产品采用水冷结构。 罗茨鼓风机的型号意义如上所示。 武汉鼓风机厂生产的 LD 型罗茨鼓风机是国内罗茨鼓风机系列的新产品机型，具有设计先进、结构合理、通用性强、造型新颖、维修方便、使用奉命长、机组振动小、节能效果显著等优点。广泛用于冶金、化工、化肥、建材、矿井、纺织、气体输送、污水处理等各工业部门。其 LD 型罗茨鼓风的规格和性能见表 2.13 。 罗茨鼓风的规格和性能 表 2.13
Ｂ．叶氏鼓风机规格和性能 叶氏鼓风机的规格有 № 00 、 № 01 、 № 03 、 № 05 、 № 07 、 № 09 等几种型号；其 规格和性能见图 2.67 及表 2.14 。 Ｃ．回转式鼓风机的功率
图 2.67 叶式 7 号鼓风机特性曲线 回转式鼓风机用电动机的功率 与离心式风机相似，可按下式计算： Ｎ＝ 式中 : Ｎ— 鼓风机所需功率（ W ）； h s —鼓风机的静压（ Pa ）； Ｑ—鼓风机的流量（ m 3 /s ）； η v — 鼓风机的容积效率，一 般可取 η v =75% ； η m — 鼓风机的机械传动效率， 一般可取 η m =90% ； k mo — 备用系数，一般可取 k mo =1.1 ～ 1.2 ； 叶氏鼓风机的性能及选用件 表 2.14
2.3.2 .3 回转式鼓风机的选择和操作注意事项 回转式 式鼓风机主要应用于要求风压较高、输出风量不随风压而变化的场所。鼓风机的规格主要根据工艺所要求的风量及风压而定，可由表 2.13 和 2.14 选取。 罗茨鼓风机的使用要求：输送的进气介质温度不得高于 40 ℃ ；介质中的微粒杂质含量不得大于 1000 mg/m 3 ，微粒的最大尺寸应在 0.1 mm 以下。使用升压时，不得超过鼓风机铭牌上所规定的额定升压值。由于罗茨鼓风机结构特殊，因此在运转要求上同其它的风机有许多不同之处，必须注意，现叙述如下： Ａ．启动 罗茨鼓风机在启动开机前应作好以下各项准备工作： （ 1 ）完全打开进气调节阀、出气调节阀以及旁通管； （ 2 ）检查进风口空气滤清器是否畅通，滤清器进口是否完全打开； （ 3 ）检查管道、阀门、消声器、空气滤清器支撑是否稳固，不得有负荷力加在机壳上； （ 4 ）检查润滑油是否良好，型号是否合适，润滑油层深度应达到规定油线以上 3 ～ 5 mm ， 冷却水系统是否畅通； （ 5 ）拨动联轴器、检查叶轮运转是否灵适，有无摩擦碰撞； （ 6 ）检查各部位联接是否良好，有无松动； （ 7 ）清除周围杂物，保持风机两米范围内无杂物； （ 8 ）检查电气部分以及降压启动设备是否完好； （ 9 ）检查检修工具是否齐备，消防灭火器材是否充足完备。 在以上九项工作做完后，即可开机。罗茨鼓风机开机应首先空车运转 20 ～ 30 min ，观察鼓风机有无不正常的现象，如发现有撞击或摩擦声，应立即停车检查，并排除故障。待空机运转正常后，即可进行负载开机。待风机正常运转后，逐渐调节出口阀门（或逐渐关闭放空阀），逐渐加载到额定压强，但不得超载运行。在开机时绝对禁止将进、出风口闸阀全部关闭，也不能在满载时突然停车。 Ｂ．运转 当鼓风机正常运转后，操作工应密切注视所有部件运行状况，随时观察机器各部件的温度，机器的振动，以及消声器的噪音，如有异常应立即停机。 Ｃ．停机 罗茨鼓风机的正常停机顺序是：首先打开旁通管，进行“放风”；待风压降下来后（基本为零），才能切断电源；最后关闭进气阀、冷却水系统。非正常停机也应首先考虑打开旁通管，进行“放风”。 Ｄ． 罗茨鼓风机风量调节 罗茨鼓风机风量的调节方法有两种：一种是采用支管放风的调节方法，将多余的风量从支管中放掉。此方法简单可靠，但不经济。另一种方法是调节风机的转速，此方法节能、经济，但需调速设备。 现在有些立窑水泥厂为了提高罗茨风机的风压、风量，把鼓风机的转速加快。但是应该注意的是，增加转速要考虑机械设备的机械强度，不能增加过大，一般转速不应超过铭牌的 15 ％。转速增大后往往还要更换较大的电机，防止电机过载。 2.3.3 泵 泵是一种液体输送机械，在工厂中被广泛用于输送水、重油、料浆等液体。它能把输入的机械能转变为液体的势能和动能，而满足各种需求。泵的原理与风机基本相同，只是在结构、输送流体的种类及操作上各有特点。 2.3.3.1 泵的分类 泵的种类繁多，分类方法也较多，一般按其工作原理大致可分为三类： （ 1 ）叶片式泵：这是最常用的一类泵，有离心泵、轴流泵和旋涡泵等。离心泵的工作原理是利用叶轮叶片对流体作功，从而使流体通过叶轮后的静压能和动能都得到升高，将流体输送到高处或远处。轴流泵的工作原理是利用升力对流体作功，使其静压能和动能得到升高来输送流体。 （ 2 ）容积式泵：据原理又分为往复泵和回转泵，包括活塞泵、齿轮泵和螺杆泵等。活塞泵的工作原理是利用活塞的往复运动，使容积不断变化来输送流体。齿轮泵的原理是利用一对相互啮合的齿轮，当齿轮反向旋转时，对液体产生挤压而输送液体。螺杆泵是利用螺杆相互啮合来吸入和排出液体的回转式泵。 （ 3 ）其它类型泵：有真空泵和射流泵等。 此外，还可按泵产生的压头来分类，分为三类： 低压泵：总水头小于 200 米水柱的泵。 中压泵：总水头为 200 ～ 600 米水柱的泵。 高压泵：总水头大于 600 米水柱的泵。 各种类型的泵由于其结构和原理的不同，具有不同的特点和使用条件。 离心式和轴流式泵的主要优点是转速高，流量大，输出流量均匀，在设计工况下效率高等。随着机组容量的增大，在压力要求增加不大的情况下，轴流式得到了日益广泛的应用。往复式虽能获得高压，但转速低，效率低，笨重，流量不均匀，而且最大流量受转速的限制，结构和调节又都比较复杂，因此它的应用受到了一定限制。回转式泵的特点介于离心式和往复式之间，其他形式的泵一般效率都较低，然而也各有其特点，故可适用于各种特定的场合。 下面重点介绍用途广泛的离心式泵。 2.3.3 .2 离心泵的构造和工作原理
图 2.68 离心泵结构简图 1 —工作叶轮 2 —叶片 3 —泵壳 4 —吸入管 5 —压出管 6 —止逆阀 7 —闸门 8 —过滤网 9 —漏斗 离心泵是应用最广泛的一种泵。它的结构型式很多，但其主要构造一般由叶轮、泵体、泵盖、密封环、轴和轴套、轴封装置、轴承、联 轴器、机架和平衡装置等部件所组成，图 2.68 所示为一般单级离心泵的主要构造简图。离心 泵的泵壳 3 内装有一个工作叶轮 1 ，叶轮装在 传动轴上。叶轮内有弯曲的叶片 2 ，叶片的数 目一般为 6 ～ 12 片，而且一律采用效率较高的 后向式叶片。吸入管 4 安装在泵壳中心，压出 管则同泵壳四周相切。为了防止停泵时流体 流空，压出管及吸入管上均安装有止逆阀 6 。 开泵之前，必须先使泵体和吸入管充满液体， 这可从漏斗 9 中将液体灌入。叶轮旋转时，充 满于叶片之间槽道中的液体，在离心力的作用下， 从叶轮的周边甩出获得动能，进入泵壳后，部分 动能转化为静压能，将液体压出。在叶轮的吸液 口处， 则产生一定程度的真空，在大气压力的作用下，液体经吸入管流进泵内。这样，液体就可源源不断地吸入和送出。若泵中充满了空气，由于空气密度小，所以，叶轮旋转时所产生的离心力也 小，吸液口处所产生的真空度也小，无法将密度大的液体吸入泵中，形成空转，达不到输送液体的目的。 下面分别介绍离心泵的主要部件和结构型式。 Ａ．叶轮 叶轮是泵的转动部分 — —转子中的主要部件。离心泵能够输送液体，主要就是依靠叶轮，它是实现能量转换的部件。其尺寸、形状和制造精度对泵的性能影响很大。
图 2.69 叶轮结构形式 a —封闭式 b —半闭式 c —开式 叶轮一般是由前盖板、后盖板、叶片和轮毂所组成。叶片夹装在前、后盖板之间并组成流道，液体由叶轮中心进入，沿着流道由 叶轮边缘排出。 离心泵的叶轮型式有三种：封闭式、 半闭式（或半开式）和开式，如图 2.69 所示。封闭式叶轮在叶片的两侧均有盖板。 开式叶轮前后均没有盖板。半开式叶轮只 有后盖板而没有前盖板。 此外，叶轮按其吸入方式又可分为单 吸式叶轮和双吸式叶轮两种。双吸式叶轮具有能平衡轴向推力和改善汽蚀性能的优点，因而应用比较广泛。离心泵的叶片形状一般都采用后向式叶片。这种叶片效率高，特性稳定。叶轮中叶片的数目一般为 2 ～ 12 片。泥浆泵、砂泵只有 2 ～ 4 个叶片。 Ｂ．泵体 泵体是离心泵的主要部件之一，由吸水部分和导水部分组成。吸水部分的作用是汇集、引导液体在最小的水力损失下平稳均匀地进入叶轮；而导水部分的作用则是将叶轮中流出的液体在能量损失较少的情况下引向下一个叶轮（在多级泵） ) 和压水管中。总之，泵体的主要作用就是将叶轮封闭在固定空间中，引导液体进入叶轮，并汇集由叶轮甩出来的液体，将其导向排出管路；同时还将液体的一部分动能转变为静压能，即增加其压力，所以泵体是一个承受液体 压力的部件。
图 2.70 锥形管式吸入 吸水部分即吸入室指的是吸水管接头与叶轮 进口前的空间。吸入室的结构型式对泵的吸入性 能影响很大。通常采用的吸入室结构有锥形管式 （如图 2.70 ）和圆环形式。锥形管式吸入室结构 简单，制造方便，流速分布均匀，损失较小，主 要用于悬臂式离心泵中。其锥度一般为 7 ° ～ 8 ° 。 圆环形吸入室的主要优点是结构简单，轴向尺寸较 短；但阻力大，液流分布也不均匀。主要用于分段 式多级离心泵中。导水部分对于单级泵就是一个螺 旋形壳室。 Ｃ．密封环 密封环又叫口环，一般装在泵体上，与叶轮吸入 室 口外缘构成很小的间隙（约为 0.1 ～ 0 .5mm ) 。
图 2.71 密封环的结构 a —平环式 b —角接式 c —锯齿式 d —迷宫式 由于泵体内的液体压强高于吸入 口的压强，故泵体内的液体总有流向叶轮吸入口的趋势。密封环的主要作用就是防止叶轮与泵体之间的液体漏损。此外，密封环还可起到承受摩擦的作用。当间隙磨大后，可更新密封环而不使叶轮和泵体报废。密封环的型式有平环式、角接式、锯齿式和迷宫式，如图 2.71所示。一般泵中使用平环式和角接 式密封环；高压泵中由于单级扬程大，因此 , 为了减少漏损就得采用密封效比较好的锯齿式或迷宫式密封环。 2.3.3 .3 离心泵的特性曲线和性能表 离心泵的单机特性 曲线是水泵在某一固定
图 2.72 2B31 型泵的性能曲线 转速下进行试验，得到的扬程或压头 （ H ），功率（ N ）、 效率（ η ）和 流量（ Q ）的关系，在坐标上用曲线表示出来，如图 2.72 所示，综合特性曲线是将同型号不同机号，同一机号不同叶轮直径，不同转速，效率较高的一段 H － Q曲线绘在一张图上，而得到的一张图表，如图2.73 。
图 2.73 SH 型离心泵综合性能曲线 离心泵的性能表是将较高效率范围内的性能参数列成表格，如表 2.15 所示。 B 型水泵性能表（部分） 表 2.15
2.3.3 .4 输送系统的工作特性 离心泵在管路输送系统中工作时，其工作点与离心风机一样，也要受输送系统管道的特性曲线所决定，其串、并联的工作特性都和离心式通风机相似，前面已经详述，这里不再重复。 从单机特性曲线图上可以看出，功率随流量的减小而减小，当 Q=0 时，功率消耗量最小，故离心泵启动时，应将压出管上的阀门关死，以减少启动负荷。 2.3.3 .5 输送系统的流量调节 在使用离心泵时，往往要使流量做某些改变，以适应生产需要，调节流量可用下列方法： A ． 改变管道的特性曲线 即改变压出管上阀门的开度，阀门开大，流量增加；反之，流量减小。这种调节流量的方法很方便，在泵运转中就可以调节，但阀门引起了附加压头损失，不经济。 B ．改变离心泵的特性曲线 （ 1 ）车削水泵叶轮：沿着叶轮的外周将叶轮车小，可以降低离心泵的压头和流量曲线。 （ 2 ）改变泵的转速： 这两种方法不会引起附加的压头损失，比较经济，不过车削叶轮的方法是永久性的，流量调节小了后，不能再调节大了。改变泵的转速来调节流量是比较好的方法，但需变速设备。 2.3.3.6 离心泵的安装高度 由于 离心泵在工作时，吸入口处的压强会低于大气压，使泵内液体产生气化现象。因此， 在决定离心泵的安装高度时，要注意防止气蚀现象。 A ．气蚀现象 离心泵在工作时，叶轮进口处要产生负压，将液体通过吸入管吸入叶轮。如果叶轮槽道入口处的绝对压力小于被输送液体的饱和蒸汽压时，液体就要气化（沸腾），产生大量的气泡。当气泡随液体进入泵内的高压区时，气泡在高压作用下，迅速凝结而破裂，在气泡凝结破裂的瞬间，水以极高的速度流向原气泡占有的空间，形成一个冲击力。于是，在局部区域产生高频率、高冲击力的水击，不断打击叶轮，使其表面因疲劳而损坏，形成蜂窝状，甚至把材料壁面蚀穿，通常把这种破坏称为剥蚀。 另外，由液体中逸出的氧气等，借助气泡凝结时放出的热量，对金属起化学作用。我们把这种在泵内产生的，气泡形成和破裂所引起的对叶轮破坏的现象，称为汽蚀现象。 汽蚀现象产生后，对泵的危害可归结为以下三个方面： （ 1 ）破坏叶轮：汽蚀现象发生时，由于机械剥蚀与化学腐蚀的共同作用，使叶轮遭受破坏。 （ 2 ）产生噪音和振动：汽蚀现象发生时，由于气泡破裂、高速冲击，使泵产生严重的噪音，并引起机组的振动。 （ 3 ）使泵的性能下降： 当汽蚀严重时，因有大量气体存在而堵塞了流动的面积，这样会使有效过流面积减小，并改变液流方向，同时减少液体从叶片获得能量，于是导致流量和扬程下降，效率也相应降低。当汽蚀猛烈时，会出现所谓“断裂工况”，使泵中断工作。 由于汽蚀对泵有严重的破坏作用，因此泵是不允许在汽蚀状态下运行的。那么，从使用角度看，如何防止汽蚀发生呢？正确的确定泵的几何安装高度是保证泵在设计工况下不发生 汽蚀现象的重要条件 。 Ｂ．泵的几何安装高度 从离心泵的工作原理可知，泵能把低处的液体送至高处，是因为液体在叶轮中受离心力的作用被甩出叶轮，而在叶轮吸入口处造成真空度，使低处的液体在大气压的作用下经吸入管路进入泵内。即使离心泵的吸入口处于绝对真空下，借大气压将水从吸水面吸升的高度最多也只能达到相当于一个大气压的水柱高度，即 10.33 米 。事实上，吸入口处既不可能达到绝对真空，吸入管段也不可能没有流动阻力，何况在低吸入口压强下，水将易于汽化而引起气蚀。所以几何安装高度不可能达到 10.33 米 。
图 2.74 泵的吸上管路 离心泵的几何安装高度是指泵吸入口的中心线距离吸水池液面的垂直高度，如图 2.74 中的 H g 。通常希望这个高度越高越好，因为 H g 大时能将泵机组安装得较高 , 这往往可以 减少土建工程量，而且平时也便于管理。可 是由于 H g 过高会使泵发生气蚀现象，所以这 个高度是不能任意加大的，有时甚至要求将 泵安装在吸液池液面以下。因此，在某种意 义上来说，几何安装高度是泵的另一个重要 特性，就是所谓泵的吸入性能。那么，对泵 的几何安装高度有些什么具体限制呢？下面 根据伯努利方程来导出几何安装高度的关系。 如图 2.74 中，列出吸水池液面 O — 0 和吸入口液面 1 — 1 间的伯努利方程式（以 O — 0 液面为基准面）可得： Z 0 ＋ ＋ ＝ Z １ ＋ ＋ ＋ Σh L 式中： Z 0 、 Z 1 — 液面和泵吸入口的几何标高（ m ）； P 0 、 P 1 — 液面和泵吸入口的绝对压强（ Pa ）； ρ— 流体的密度（ kg/m 3 ）； Σh L — 吸入管路阻力损失（ m ）。 在—般情况下，池中水面流速很小可以略去不计 ω 0 ＝ 0 ， Z 0 ＝ 0 ， Z 1 ＝Ｈ g ， P 0 ＝ Pa ， 故上式可改写为如下形式： ＝ H g ＋ ＋ ＋ Σh L ＝ H g ＋ ＋ Σh L 式中， 是泵入口处的真空度，称为泵的吸上真空高度，用 H s 表示，单位：米。即： H s ＝ H g ＋ ＋ Σh L- （ 2.69 ） 泵在一定流量下运行时， 和 Σh L 都是定值，泵的吸上真空高度 Hs 将只因泵的几何安装高度 H g 的增加而增大。如果吸上真空高度增至某一最大值 H smax 时，即泵吸入口处的压强低达气化压力时，泵内就会开始产生气蚀现象。由此可以看出必须对 H g 值加以限制，以便使其加上吸入管路流动阻力损失和泵入口的速度头以后仍能低于 H smax 。因此， H smax 叫做极限吸上真空高度。 通常，开始气蚀的极限吸上真空高度 H smax 值是由制造厂以试验方法确定的。显然，为了不致发生气蚀，由式 （ 2.68 ） 表达的实际的 Hs 值应小于 H smax 才能保证泵的正常运行。我国规定了一个允许的吸上真空高度 [Hs] ，它以试验所得的 H smax 值减去 0.3 米 来保证泵不致发生气蚀的条件，也就是： [Hs] ＝ H smax － 0.3 （ m ） 显然，如将允许吸上真空高度 [Hs] 替换式 （ 2.68 ） 中的吸上真空高度 Hs ，就应以允许的几何安装高度 [H g ] 代替该式中的实际的几何安装高度 H g ，于是经整理可得： [H g ] ＝ [H s ] － － Σh L- ＝ H smax － 0.3 － － Σh L- - （ 2.70 ） 这个计算式是工程实践中所必须考虑的。当泵装置的吸入管段大体确定以后，就应根据泵样本所提供的允许吸上真空高度 [Hs] 按式（ 2.70 ）计算出最大的允许几何安装高度 [Hg] ，而实 离心泵的几何安装高度是指泵吸入口的中心线距离吸水池液面的垂直高度，如图 2.74际的几何安装高度 H g 必须小于或等于计算出的 [H g ] 值才能保证泵在没有气蚀现象下安全运行。 通常，在泵的样本或说明书中所给出的 [H s ] 值是已换算成大气压为 760 毫米汞柱，水温为 20 ℃ 时常态状况下的数值。如果泵的使用条件与常态状况不同时，则应把样本上所给出的 [H s ] 值，换算成为使用条件下的 [Hs] ' 值，其换算公式为： [Hs] ' ＝ [Hs] － 10.33 ＋ Pa ＋ 0.24 － Pv （ 2.71 ） 式中： [Hs] '— 泵使用地区的允许吸上真空高度，米； [Hs] —泵样本或说明书中所给出的允许吸上真空高度，米； Pa —泵使用地区的大气压，米； Pv —泵所输送液体温度下的饱和蒸汽压，米； 10.33 、 0.24 —分别为标准大气压和 20 ℃ 时水的饱和蒸汽压，米。 泵安装地点的海拔越高，大气压力就越低，允许吸上真空高度就越小；输送水的温度越高时，所对应的汽化压力就越高，水就越容易汽化。这时，泵的允许吸上真空高度也就越小。不同海拔高度时的大气压头和不同水温时的饱和蒸汽压头值如表 2.16 和表 2.17 所示。 不同海拔高度的大气压力 表 2.16
不同水温时的饱和蒸汽压 表 2.17
[ 例 2.9] 某台离心泵从样本上查得允许吸上真空高度为 [Hs]= 7 米 ，现需将该泵安装在海拔高度为 500 米 的地方，当地夏天的水温为 40 ℃ 。问修正后的 [Hs] ' 应为多少？当吸入管路的流动损失为 1 米 ，吸入速度水头为 0.2 米 时，问该水泵的几何安装高度 [Hg] 应为多少？ [ 解 ] 由表 2.16 查得海拔 500 米 时的大气压头 Pa 为 9.7 米 ，由表 2.17 查得水温为 40 ℃ 时的饱和蒸汽压头 Pv 为 0.75 米 ，由公式 [Hs] ' ＝ [Hs] － 10.33 ＋ Pa ＋ 0.24 － Pv 代入各已知数据，则得： [Hs] ' ＝ 7 － 10.33 ＋ 9.7 ＋ 0.24 － 0.75 ＝ 5.86 （ m ） 泵的几何安装高度为： [Hg] ＝ [Hs] ' － － Σ h ＝ 5.86 － 0.2 － 1 ＝ 4.66 （ m ） 2.3.3.7 离心泵的选择和操作注意事项 Ａ．离心泵的选择 离心泵的选择，首先根据输送液体的性质，是清水还是料浆，以此确定是选择清水泵还是杂质泵。然后，根据输送管道系统的流量和需要的总扬程来选择哪一系列的泵，系列确定后就可查该系列的综合特性曲线图或综合性能表确定泵的型号和转速。 用综合特性曲线图选择机号时，可根据需要的流量和扬程在图上得一点，靠近这一点上方的曲线就对应所要选的机号。综合特性曲线图上，每一个扇形面积代表一种机号的离心泵适宜的工作范围，扇形的上侧及下侧曲线分别为不同叶轮直径的 H — Q 特性曲线（上侧是正常型，即标准叶轮，下侧是比正常型直径小的 A 型和 B 型）。扇面左右两侧的直线划定了该泵的最高效率范围。 更详细的情况可查性能表，在这些表上泵的轴功率要多大，配用什么型号的电动机，功率多大，转速多少，都可查到。使用条件和表列条件相差较远时，就要核算一下功率。 泵的安装高度要根据特性曲线图上或性能表上的允许吸上真空度来计算。 水泥厂中的泥浆、料浆浓度高且易沉淀，故泥浆、料浆泵均应低位布置，低于池中泥浆、料浆的水平面，否则将引起泵工作的困难。 [ 例 2.10] 今有一水池设在山坡上，需要将山坡下的井水引上山来，要求输送量约为 20 m 3 /h ，管路系统布置如图 2.75 所示。试选一合适的水泵，并核算水泵的安装高度是否合适？（当地海拔是 200 m ，水温是 20 ℃ ） [ 解 ] 要求输送量为 20 m 3 ／ h ，即 5.55×10 -3 m 3 ／ s 。 吸入管选用 3 英寸 管， d 1 ＝ 80 mm ；压出管选用 2.5 英寸 管， d 2 ＝ 68 mm ； 管内流速分别为： ω 1 ＝ ＝ 1.105 （ m/s ） ω 3 ＝ ＝ 1.53 （ m/s ）
图 2.75 离心泵输水系统 选用钢管，摩擦阻力系数 λ ＝ 0.025 ，查表得各局部阻力系数为： 90° 弯头， ζ=0.45 ； 45 ° 弯头， ζ =0.35 ；阀门， ζ =0.17 ；底阀， ζ =0.17 ；滤水器， ζ =2 ； 则吸入管阻力损失： Σh L-1 ＝ λ ＋ Σζ 1 ＝（ λ ＋ Σζ 1 ） ＝ （ 0.025× ＋ 4.25 ） × ＝ 4120 （ Pa ） ＝ 0.42 （ m ） 压出管阻力损失： Σh L-2 ＝ λ ＋ Σζ 1 ＝ （ λ ＋ Σζ 2 ） ＝（ 0.025 × ＋ 1.62 ）× ＝ 33700 （ Pa ） 总的 阻力损失： Σ h L- ＝ 4120 ＋ 33700 ＝ 37820 （ Pa ）＝ 3.86 （ m ） 列出 0 — 0 和 1 — 1 截面间的伯努利方程式，并移项整理得总的所需外加压头： H e ＝（ Z 1 － Z 0 ） ρg ＋（ P 1 － P 0 ）＋（ ω 2 1 － ω 2 0 ） ＋ Σh L- ＝ 22 × 1000 × 9.8 ＋ 0 ＋（ 1.53 2 － 0 ）× ＋ 37820 ＝ 254590 （ Pa ） ＝ 26 （ mH 2 O ） 查表 2.15 选 2B 31A 清水泵，转速为 2900 r/min ，电机功率为 3KW 。 查表 2.15 得允许吸上真空度 [Hs]= 7.2 米 ，因海拔高度不同，要予以修正，查表 2.16 ，海拔 200 米 时，其大气压为 10.1 米 ；水温 20 ℃ 不用修正。 [Hs ]/ ＝［ Hs ］－ 10.3 ＋ 10.1 ＝ 7.2 － 10.3 ＋ 10.1 ＝ 7.0 （ m ） 则水泵的几何安装高度为： [Hg] ＝ [Hs] ' － － Σh 1 ＝ 7.0 － － 0.42 ＝ 6.52 （ m ） 因为实际水泵的安装高度为 5 米，小于水泵的允许安装高度 6.52 米，故是合理的。 Ｂ．离心泵的使用 泵安装和检修后，需经过试运行，确认安装质量符合要求时才能正式投入使用。泵与风机由于其应用场合不同，在运行操作上也稍有差别。但是，在总的运行原则却是基本一致的，现就离心式泵的运行操作叙述如下： a ．启动 离心泵启动前应先做好以下各项检查工作： （ 1 ）检查各轴承处润滑油是否加足； （ 2 ）检查泵的电动机固定是否良好，地脚螺栓有无松动； （ 3 ）用手转动联轴器，观察水泵内有无摩擦或撞击声，若发现有摩擦或撞击声，应打开水泵进行检查； （ 4 ）检查填料箱的填料压紧情况，其压盖不能压得太紧或太松，四周间隙应相等，不能与轴碰擦； （ 5 ）检查泵进口真空表和出口压力表是否打开，指针是否指在零点，电动机的电流表是否指在零位； （ 6 ）检查电源和电气线路是否有问题； （ 7 ）检查吸水池 ( 或水箱 ) 中水位是否在规定水位上，滤网上有无杂物； （ 8 ）检查设备附近有无妨碍运转的杂物； （ 9 ）对第一次启用或新安装的泵，还应检查转动方向是否正确； 经过全面检查，确认一切正常后。再作启动前的准备工作： （ 1 ）关闭压水管道上的阀门； （ 2 ）打开密封用水门，使轴封向外缓慢滴水； （ 3 ）打开放气旋塞，向泵内灌水或用真空泵抽出泵内空气，待水泵放气阀冒水或确知泵内及吸水管内无空气时，即可关闭放气阀和抽气阀。大型水泵用真空泵充水时，应关闭放气阀及真空表和压力表阀门，以保护表计的准确性。 准备工作完成后，即可合上电闸，启动电动机，使泵运转起来。启动后待泵达到正常转速 ( 一般需 1 ～ 2min) ，电流表指针指到规定位置，即可将启动器的手柄推到正常运转位置上，然后慢慢开启出水阀门，将泵投入正常运行。 b. 正常运行时的维护 离心泵在正常运行时的维护主要是：察看各种计量表的读数是否正常，润滑、密封有无问题，机器运转声音、振动情况有无异常等，具体维护事项有以下几点： （ 1 ）按规定时间记录真空计、压力表、电流表和电压表的读数，发现不正常的情况，应分析、查找原因，及时处理； （ 2 ）经常用听棒倾听泵内声音，注意是否有摩擦和碰击声，如有，要立即停车检查； （ 3 ）经常检查轴承的润滑情况：油温、油量、油质、油压；对用油环带油润滑的轴承，要注意油环的工作情况，察看油环转动是否灵活，位置是否正确；对用油脂润滑的滚动轴承，要注意油脂加的不能太满，油脂环不要用力旋紧；对用循环供油系统的大型泵，应按时检查供油装置（油泵、油管、油箱、冷油器、滤网等）的工作是否正常，当轴承用水冷却时，应注意检查冷却水流情况；当泵连续运转 1000h 后，应更换轴承中的润滑剂； （ 4 ）注意检查轴承的温升不得超过 30 ～ 40 ℃ ，轴承最高温度不得超过 70 ℃ ，否则就得停车检查； （ 5 ）检查填料密封的工作情况，外部机体是否发热，冷却水及密封水供水系统工作是否正常，压盖滴水是否正常（一般要求每分钟滴 20 ～ 30 滴为宜）； （ 6 ）对于大型泵，还要定期检查转子的轴向位移情况； c ．停车 离心泵在停车前应先关闭出水阀门，然后再停车。但应注意不能在关闭出水阀门的情况下，运转时间过长。停车时应先停启动器，然后再拉掉电源闸刀，以免发生弧光烧坏闸刀及配电设备。停车后要将真空计、压力表、旋塞及水封管、水冷却管的阀门关掉。如果是严冬季节，或者水泵停用时间较长，则应将轴承里的水放尽，以免结冰冻坏轴承或生锈。 d ．定期检查 水泵运行一定时间后，应按照检修规定进行检查和修理。各种用途的离心泵都有根据运行状况制订的定检周期及内容，应按计划进行。 |
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