第十一章叶片式泵与风机的理论基础引言：泵与风机的用途及分类二、泵与风机的分类离心泵示意图2)轴流式泵与风机3)混流式泵与风机2.容积式泵与风机往复式泵示意图2)旋转式齿轮泵示意图3.其它形式的泵与风机射流泵示意图1-喷嘴；2-吸入室；3-混合管；4-扩散管按流体的压力大小不同，泵与风机通常又可分为低压、中压和高压三类：鼓风机鼓风机的全风压一般在10～15KPa至290～340KPa之间；第一节离心式泵与风机的工作原理及性能参数二、离心式泵与风机的性能参数2.压头H单位重量流体所获得的能量，即单位重量流体从泵或风机的进口至出口能量的增值。则泵或风机的压头为3.功率N原动机传到泵或风机转轴上的功率是输入功率，称为泵与风机的轴功率，用N表示，单位为W或kW。4.效率有效功率Ne与轴功率N之比，即为泵或风机的效率，它表示输入功率被流体利用的程度。第二节离心式泵与风机的基本方程流体在叶轮中的运动(a)圆周运动；(b)相对运动；(c)绝对运动流体在流道中任意点的三种速度，可以绘成速度图(即速度三角形)，如图。其中圆周速度u沿圆周切线方向，用水平线段表示。相对速度w与圆周速度u的反向夹角，叫做安装角，它表示叶片弯曲的方向。绝对速度c与圆周速度u的夹角，叫做工作角，它表示流体运动的方向。绝对速度c可以分解为径向分速度cr和切向分速度cu。径向分速度与流量有关，切向分速度与压头有关。即设叶轮进口直径为D1，出口直径(即叶轮外径)为D2，叶轮转速为n，则叶轮的进口圆周速度u1及出口圆周速度u2分别为：设叶轮的进口宽度为b1，出口宽度为b2，泵或风机的流量为Q，则叶轮进口的径向分速度cr1及出口径向分速度cr2分别为根据圆周速度u1、u2和径向分速度cr1、cr2及叶片的安装角1、2，或者根据叶轮的转速n和流体的流量Q及叶片的安装角1、2，则可以作出叶轮进口及出口的速度图。二.离心式泵与风机的基本方程2)流过叶轮的流体是不可压缩理想流体，流动过程中没有能量损失。2、方程式推导由于假设叶轮无穷多叶片，同一圆周上速度的大小是均匀的，故单位时间内通过叶轮整个出口截面流出的动量矩为：其中流量Q及切向分速度cu的角标“T∞”表示理想流体及无穷多叶片，r1、r2是叶轮进口半径及出口半径。整理之，就得到单位重量流体获得的能量为这就是离心式泵与风机的基本方程，它是1754年首先由欧拉提出的，故又称为欧拉方程。2.当时，（即为法向进口条件），3、欧拉方程式的修正相对涡流与沿叶片的均匀流迭加，使顺转动方向的流道前部相对流速增大，后部相对流速减小，从而同一半径圆周上速度分布不均匀。同时叶轮出口处相对速度的方向向叶轮转动的反方向偏移，由w2T∞偏移为w2T。由于流量与转速不变，即cr2及u2不变，从出口速度图。可以看出，相对速度的偏移使切向分速度cu2T∞减小为cu2T。从而有限叶片叶轮的压头降低,可采用涡流系数K来表示此项影响。理论和试验表明，涡流系数K与叶片数目、叶轮内径与外径的比值、流体粘度等因素有关。对于风机，板式前盘、且前后盘平行的叶轮，可采用艾克经验公式计算粗略计算时，水泵的K值可取为0.8，风机可取为0.8～0.85。在推导欧拉方程式时，假设流体是理想流体，流动过程中没有能量损失，而实际流体都有粘性，在叶轮内流动过程中必然产生能量损失。因此实际压头H必然小于理论压头HT。我们用水力效率H考虑此项能量损失。4、理论压头的组成为了将理论压头中压力能与动能分开，将速度图用余弦定理展开：代入理论压头公式，则其余两项虽然形式上也是流速压头差，但实质上是单位重量流体获得的压力能，称为静压头，记为由于叶轮出口半径r2大于进口半径r1，故出口压强p2大于进口压强p1，其差值正是第三节叶轮型式对性能的影响这时流体沿径向流入叶片间的流道，绝对速度c1与径向分速度相等，即c1=cr1。如图a所示。上式表明，理论压头HT与出口安装角2有关。按照2的不同，叶轮可分为三种型式：取外径相同、转速相同(u2相同)、流量相同(cr2相同)的三种型式叶轮，见图，比较其理论压头。由式(11-16)可知：后弯式2＜90°，cot2＞0，则HT＜u22/g；径向式2=90°，cot2=0，则HT=u22/g；前弯式2＞90°，cot2＜0，则HT＞u22/g。因此，在流量、尺寸、转速相同的条件下，前弯式叶轮产生的理论压头最大，后弯式叶轮的理论压头最小，径向式居中。下面进一步分析不同叶轮型式对理论压头组成的影响。通常离心式泵与风机叶轮的进口截面积与出口截面积相差不大，因此进口和出口的径向分速度可以近似看作相等，即将此关系代入式，1.后弯式叶轮2＜90°，u2＞cu2，所以3.前弯式叶轮2＞90°，u2＜cu2，所以综上所述，各种型式的叶轮各有优缺点，对