离心泵基础知识(DOC)

图2-1 离心泵活页轮2-2 离心泵离心泵结构简单，操作容易，流量均匀，调节控制方便，且能适用于多种特殊性质物料，因此离心泵是化工厂中最常用的液体输送机械。

近年来，离心泵正向着大型化、高转速的方向发展。

2.2.1 离心泵的主要部件和工作原理一、离心泵的主要部件1．叶轮 叶轮是离心泵的关键部件，它是由若干弯曲的叶片组成。

叶轮的作用是将原动机的机械能直接传给液体，提高液体的动能和静压能。

根据叶轮上叶片的几何形式，可将叶片分为后弯、径向和前弯叶片三种，由于后弯叶片可获得较多的静压能，所以被广泛采用。

叶轮按其机械结构可分为闭式、半闭式和开式（即敞式）三种，如图2-1所示。

在叶片的两侧带有前后盖板的叶轮称为闭式叶轮（c 图）；在吸入口侧无盖板的叶轮称为半闭式叶轮（b 图）；在叶片两侧无前后盖板，仅由叶片和轮毂组成的叶轮称为开式叶轮（a 图）。

由于闭式叶轮宜用于输送清洁的液体，泵的效率较高，一般离心泵多采用闭式叶轮。

叶轮可按吸液方式不同，分为单吸式和双吸式两种。

单吸式叶轮结构简单，双吸式从叶轮两侧对称地吸入液体（见教材图2－3）。

双吸式叶轮不仅具有较大的吸液能力，而且可以基本上消除轴向推力。

2．泵壳泵体的外壳多制成蜗壳形，它包围叶轮，在叶轮四周展开成一个截面积逐渐扩大的蜗壳形通道（见图2－2）。

泵壳的作用有：①汇集液体，即从叶轮外周甩出的液体，再沿泵壳中通道流过，排出泵体；②转能装置，因壳内叶轮旋转方向与蜗壳流道逐渐扩大的方向一致，减少了流动能量损失，并且可以使部分动能转变为静压能。

若为了减小液体进入泵壳时的碰撞，则在叶轮与泵壳之间还可安装一个固定不动的导轮（见教材图2-4中3）。

由于导轮上叶片间形成若干逐渐转向的流道，不仅可以使部分动能转变为静压能，而且还可以减小流动能量损失。

注意：离心泵结构上采用了具有后弯叶片的叶轮，蜗壳形的泵壳及导轮，均有利于动能转换为静压能及可以减少流动的能量损失。

3．轴封装置离心泵工作时是泵轴旋转而泵壳不动，泵轴与泵壳之间的密封称为轴封。

轴封的作用是防止高压液体从泵壳内沿间隙漏出，或外界空气漏入泵内。

轴封装置保证离心泵正常、高效运转，常用的轴封装置有填料密封和机械密封两种。

二、离心泵的工作原理装置简图如附图。

1．排液过程离心泵一般由电动机驱动。

它在启动前需先向泵壳内灌满被输送的液体（称为灌泵），启动后，泵轴带动叶轮及叶片间的液体高速旋转，在惯性离心力的作用下，液体从叶轮中心被抛向外周，提高了动能和静压能。

进而泵壳后，由于流道逐渐扩大，液体的流速减小，使部分动能转换为静压能，最终以较高的压强从排出口进入排出管路。

2．吸液过程当泵内液体从叶轮中心被抛向外周时，叶轮中心形成了低压区。

由于贮槽液面上方的压强大于泵吸入口处的压强，在该压强差的作用下，液体便经吸入管路被连续地吸入泵内。

3．气缚现象当启动离心泵时，若泵内未能灌满液体而存在大量气体，则由于空气的密度远小于液体的密度，叶轮旋转产生的惯性离心力很小，因而叶轮中心处不能形成吸入液体所需的真空度，这种虽启动离心泵，但不能输送液体的现象称为气缚。

因此，离心泵是一种没有自吸能力的液体输送机械。

若泵的吸入口位于贮槽液面的上方，在吸入管路应安装单向底阀和滤网。

单向底阀可防止启动前灌入的液体从泵内漏出，滤网可阻挡液体中的固体杂质被吸入而堵塞泵壳和管路。

若泵的位置低于槽内液面，则启动时就无需灌泵。

2.2.2 离心泵的主要性能参数和特性曲线一、离心泵的主要性能参数 离心泵的性能参数是用以描述一台离心泵的一组物理量1． （叶轮）转速n ：1000～3000rpm ；2900rpm 最常见。

2． 流量Q ：以体积流量来表示的泵的输液能力，与叶轮结构、尺寸和转速有关。

泵总是安装在管路中，故流量还与管路特性有关。

3． 压头（扬程）H ：泵向单位重量流体提供的机械能。

与流量、叶轮结构、尺寸和转速有关。

扬程并不代表升举高度。

一般实际压头由实验测定。

4． 功率：（1）有效功率e N ：指液体从叶轮获得的能量——g HQ N e ρ=；此处Q 的单位为m 3/s（2）轴功率N：指泵轴所需的功率。

当泵直接由电机驱动时，它就是电机传给泵轴的功率。

5．效率η：由于以下三方面的原因，由电机传给泵的能量不可能100%地传给液体，因此离心泵都有一个效率的问题，它反映了泵对外加能量的利用程度：η=NN e/①容积损失；②水力损失；③机械损失。

二、离心泵的特性曲线从前面的讨论可以看出，对一台特定的离心泵，在转速固定的情况下，其压头、轴功率和效率都与其流量有一一对应的关系，其中以压头与流量之间的关系最为重要。

这些关系的图形称为离心泵的特性曲线。

由于它们之间的关系难以用理论公式表达，目前一般都通过实验来测定。

包括H～Q曲线、N～Q曲线和η～Q 曲线。

图2-3 某种型号离心泵的特性曲线离心泵的特性曲线一般由离心泵的生产厂家提供，标绘于泵的样本或产品说明书中，其测定条件一般是20℃清水，转速也固定。

典型的离心泵性能曲线如图2-3所示。

1．讨论（1） 从H ～Q 特性曲线中可以看出，随着流量的增加，泵的压头是下降的，即流量越大，泵向单位重量流体提供的机械能越小。

但是，这一规律对流量很小的情况可能不适用。

（2） 轴功率随着流量的增加而上升，流量为零时轴功率最小，所以大流量输送一定对应着大的配套电机。

另外，这一规律还提示我们，离心泵应在关闭出口阀的情况下启动，这样可以使电机的启动电流最小，以保护电机。

（3） 泵的效率先随着流量的增加而上升，达到一最大值后便下降。

但流量为零时，效率也为零。

根据生产任务选泵时，应使泵在最高效率点附近工作，其范围内的效率一般不低于最高效率点的92%。

（4） 离心泵的铭牌上标有一组性能参数，它们都是与最高效率点对应的性能参数，称为最佳工况参数。

三、离心泵特性的影响因素1．液体的性质：（1） 液体的密度：离心泵的压头和流量均与液体的密度无关，有效功率和轴功率随密度的增加而增加，这是因为离心力及其所做的功与密度成正比，但效率又与密度无关。

（2） 液体的粘度：若粘度大于常温下清水的粘度，则泵的流量、压头、效率都下降，但轴功率上升。

所以，当被输送流体的粘度有较大变化时，泵的特性曲线也要发生变化。

2．转速离心泵的转速发生变化时，其流量、压头、轴功率和效率都要发生变化，泵的特性曲线也将发生变化。

若离心泵的转速变化不大（小于20％），则可以假设：①转速改变前后液体离开叶轮处的出口速度三角形相似；②转速改变前后离心泵的效率不变。

从而可导出以下关系：1212n n Q Q =， 21212⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=n n H H ， 31212⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=n n N N （比例定律） （2-2）3．叶轮外径当泵的转速一定时，压头、流量与叶轮的外径有关。

对于某同一型号的离心泵，若对其叶轮的外径进行“切割”，而其他尺寸不变，在叶轮外径的减小变化不超过5％时，离心泵的性能可进行近似换算。

此时可以假设：（1） 叶轮外径变化前后，叶轮出口速度三角形相似；（2） 叶轮外径变化前后，离心泵的效率不变；（3）叶轮外径变化前后，叶轮出口截面积基本不变。

从而可以导出以下关系：22''D D Q Q =， 22'2'⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=D D H H ， 322''⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=D D N N （切割定律） （2-3）与比例定律同样，要注意公式使用的条件。

[例2-1]：以20o C 的水为介质，在泵的转速为2900r/min 时，测定某台离心泵性能时，某次实验的数据如下：流量12m 3/h,泵出口处压强表的读数为0.37MPa ，泵入口处真空表读数为0.027MPa ，轴功率为2.3Kw 。

若压强表和真空表两测压口间垂直距离为0.4m ，且泵的吸入管路和排出管路直径相同。

测定装置如附图。

求：这次实验中泵的压头和效率。

解：（1）泵的压头以真空表和压强表所在的截面为41－1'和2－2'，列出以单位重量为衡算基准的伯努利方程，即212222121122-+++=+++f H g p g u z H g p g u z ρρ其中，2121,4.0u u m z z ==-，p 1=-2.7×104Pa （表压）， p 2=3.7×105Pa （表压）因测压口之间距离较短，流动阻力可忽略，即H f1-2≈0；故泵的压头为： H ＝m 87.4081.91000107.2107.34.045=⨯⨯+⨯+（2）泵的效率581.010003.2360081.910001287.40=⨯⨯⨯⨯⨯==N g HQ ρη，即58.1％。

分析说明：在本实验中，若改变出口阀的开度，测出不同流量下的若干组有关数据，可按上述方法计算出相应的H 及η值，并将H-Q 、N-Q 、η-Q 关系标绘在坐标纸上，即可得到该泵在n ＝2900r/min 下的特性曲线。

2.2.3 离心泵的工作点和流量调节一、管路特性曲线前面介绍的离心泵特性曲线，表示一定转速下泵的压头、功率、效率与流量的关系。

在特定管路中运行的离心泵，其实际工作的压头和流量不仅取决于离心泵本身的特性，而且还与管路特性有关。

即在泵送液体的过程中，泵和管路是互相联系和制约的。

因此在讨论泵的工作情况前，应先了解管路特性。

管路特性曲线表示液体通过特定管路系统时，所需的压头与流量的关系。

如图所示的送液系统，若液体贮槽与受液槽的液面均维持恒定，输送管路的直径均一，在图2-4中1－1'和2-2'间列伯努利方程式，则可求得液体流过管路系统所需的压头（即要求离心泵提供的压头），即：f e Hg p z H +∆+∆=ρ （2-4） 该管路输送系统的压头损失可表示为：g u d L L H e f 2)(2ζλ∑+∑+=因 24d Q u eπ=故（2-5）式中 Q e －管路中液体流量，m 3/s ；d －管路直径，m ；L －管路长度，m ；λ－摩擦系数，无因次。

式中L e 和ζ分别表示局部阻力的当量长度和阻力系数。

对特定的管路系统，上式中等式右边各物理量中，除了λ和Q e 外，其它各物理量为定值。

且)(e Q f =λ， 则)('e f Q f H = （2-6）将上式代入，可得：)('e e Q f g p z H +∆+∆=ρ，即为管路特性方程。

（2-7）对特定的管路，且在一定条件下操作，则ㅿz 和g pρ∆均为定值，并令：K g p z =∆+∆ρ（2-8） 若液体在管路中的流动已进入阻力平方区，则此时λ与Q e 无关，并令：B dd L L ge =∑+∑+⋅))(8(452ζλπ （2-9）则可得特定管路的特性方程：2e e BQ K H += （2-10）它表示在特定管路中输送液体时，在管内流动处于高度湍流状态下，管路所需的压头H e 随液体流量Q e 的平方而变。