《泵与风机》第二章―泵与风机的性能

泵与风机PumpandAir-blower上海电力学院能源与环境工程学院工程热物理学科第二章泵与风机的性能内容提要：2.1、功率、损失、效率2.2、泵与风机的性能曲线教学目的：掌握泵与风机中常用的功率、损失和效率；掌握泵与风机的性能曲线；重点和难点：泵与风机中损失的种类和原因；泵与风机的性能曲线。1)有效功率Pe对泵而言，kW对风机而言，kW流体从泵或风机中实际有效得到的功率。2.1功率，损失与效率一.功率qV：体积流量，m3/s;H:扬程，mP:全压，Pa；ρ：流体密度，kg/m31000HgqPVe1000pqPVe一.功率2)轴功率P对泵而言，kW对风机而言，kW原动机运行传递到泵与风机轴端上的功率。η:泵和风机的总效率1000HgqPV1000pqPV一.功率3)原动机功率Pg对泵而言，kW对风机而言,kW原动机的输出功率。ηtm:传动效率传动方式传动效率电动机直连传动1.00联轴器直连传动0.98三角皮带传动（滚动轴承0.95tmVg1000HgqPtmVg1000pqP4)原动机输入功率Pg,in对泵而言，对风机而言，ηg:原动机效率kWkWgtmvgtming1000HgqPP,gtmvgtming1000pqPP,5)原动机的选择对泵而言，对风机而言,gtmVgtmMHgqKPKP1000gtmVgtmMpqKPKP1000K:原动机的容量富裕系数二.损失和效率机械损失ΔPm与叶轮转动相关容积损失ΔPV经过叶轮与流体泄露量相关流动损失ΔPh经过叶轮与流体流量相关hVmePPPPP（一）机械损失ΔPm和机械效率ηm机械损失ΔPm：机械运动过程中克服摩擦所造成的能量损失机械损失用机械效率来衡量mmPPP主要包括：轴与轴承轴与轴端密封圆盘摩擦损失(0.01～0.03)P(0.02～0.1)P减少机械损失的方法：圆盘摩擦损失ΔPdf：5233223222326060DnKDnDKDuKPdf与D2的5次方，n的三次方成正比采用合理结构a)高压泵，采用多级叶轮，不采用增大直径。b)采用高转速小叶轮的结构。保持叶轮及泵体内侧表面的光洁合理的相对侧壁间隙，B/D2：2%-5%（二）容积损失ΔPV和容积效率ηV容积损失（泄露损失）：泵与风机的旋转部件与静止部件之间存在着间隙，叶轮转动时在间隙两侧所造成的压力差使部分已获得能量的流体从高压侧流向低压侧，从而形成泄漏，产生损失。容积损失用容积效率来衡量qqqHqqgHgqPPPPPVVTVTVmVmV)()()(q:泄露流量，m3/s≈4%～10%qVT1)叶轮入口与外壳密封环之间间隙中的泄露泄漏量的计算μ1－流量系数；△H1－间隙两侧的能头差，m；A1=πDwb－间隙的环形面积，m2；11112qHgA容积损失的计算111HgqPV2)平衡轴向力装置处的容积损失泄漏量的计算μ2－流量系数；△H2－间隙两侧的能头差，m；A=πDnb－间隙的环形面积，m2；22222qHgA容积损失的计算222HgqPV3)轴端密封处的容积损失ΔPV34)多级泵的级间泄露——属于圆盘摩擦损失减少容积损失的方法：维持动、静部件间的最佳间隙增大间隙中的流动阻力a)增加密封的轴向长度；b)在间隙的入口和出口采取节流措施；c)采用不同型式的密封环。（三）流动损失ΔPh和流动效率ηh摩擦损失：流体和各部分流道壁面摩擦会产生；流动损失用流动效率来衡量涡流(扩散)损失：流道截面变化、转弯等会使边界层分离、产生二次流而引起；冲击损失：由于工况改变，入口流动角与叶片安装角不一致，引起。流体在泵与风机主流道（入口，叶轮，导叶，出口）中流动时由于流动阻力而产生的机械能损失，泵与风机的最主要损失。TVmeVmhVmhHHPPPPPPPPPPP)()(1）摩擦损失：沿程阻力损失；21VfqKh22VjqKh23VjfqKhh2）涡流损失：24)(VdVsqqKh摩擦损失+涡流损失：3）冲击损失：总流动损失：sjfhhhhhqvhhhf+hjqvdhshh无冲击损失最小流动损失减少流动损失，提高流动效率的方法：选用高效叶轮及设计合理的流道形状；提高制造、安装、检修的质量；保证叶轮和流道表面的粗糙度最低；在合理的流量范围内工作。eemVmhVmmVmPPPPPPPPPPPPPPPpqstVstieiPP（四）泵与风机的总效率η（五）风机的效率1）全压效率：总效率η；2）静压效率ηst；3）全压内效率ηi；4）静压内效率ηst,i；istVistPpq,Pi:不考虑轴与轴承及轴端密封的摩擦损失功率，即风机叶轮的耗功。风机内效率多用于风机相似性设计和相似换算的依据泵和风机的总效率与容量、型式和结构有关离心式泵：0.60～0.90离心风机：0.70～0.90高效风机:0.90轴流泵：0.70～0.89大型轴流风机:0.902.2泵与风机的性能曲线一.离心式泵与风机的性能曲线（一）流量与扬程性能曲线（二）流量与轴功率性能曲线（三）流量与效率性能曲线（四）离心式泵与风机性能曲线的分析二.轴流式泵与风机的性能曲线一定的转速下，以流量qV作为基本变量，其它各参数随流量改变而变化的曲线。一.离心式泵与风机的性能曲线（一）流量与扬程曲线（qV—H）由速度三角形得:2222umvuvctg,222VTmqvDb22uTuvHg,222,22()VTTVTqctguHuABqgDb22uAg2222uctgBgDb1）β2a＜90°cotβ2a＞0VTTBqAH2）β2a=90°cotβ2a=03）β2a＞90°cotβ2a＜022uAg2222uctgBgDbb:考虑有限叶轮（轴向涡流影响）c:考虑摩擦和涡流d:考虑冲击e:考虑容积（二）流量与功率性能曲线（qV—P）轴功率P等于流动功率Ph与机械损失功率△Pm之和。2222,22cot()TTVTuuHKHKqggDb2'2uAKg'2222cotuBKgDb,hVTTPgqH''''2,,,,()()hVTVTVTVTPgqABqgAqBqhmPPP1）理论流量qVT与流动功率Ph的关系（qVT—Ph）。)(2VTVThqBqAgP1）β2a＜90°cotβ2a＞02）β2a=90°cotβ2a=03）β2a＞90°cotβ2a＜0BA2'2uAKg'2222cotuBKgDb流动功率先随流量增加而增加，达到某一数值后，随流量的增加而降低流动功率随流量增加而直线上升。流动功率随流量增加而急剧上升。后弯式叶片叶轮径向式叶片叶轮前弯式叶片叶轮2）实际流量qV与轴功率P的关系（qV—P）。空载工况：流量为零的工况。VmPPP空（三）流量与效率性能曲线（qV—η）eVPgqHPPηmax：设计工况点（四）离心式泵与风机性能曲线分析1）最佳工况点与经济工作区最佳工况点：最高效率所对应的工况点工况点：某一流量下所对应的H、P、η等一组参数经济（高效）工作区：最佳工况点附近(0.85～0.9ηmax)2）离心式泵在空载情况下防汽化3）离心式泵和风机在空载条件下(阀门全关)启动空载情况下功率约为设计功率的30%左右。4）后弯式叶轮qV－H性能曲线三种基本情况a:陡降型b:平缓型c:驼峰型25°～30°8°～12°4）前弯式叶轮的一些特点随流量增加功率迅速升高，原动机取较大的容量富裕系数。流量和扬程性能曲线为驼峰型曲线，存在不稳定工作区。效率较低，大中型风机多采用后弯式叶轮二.轴流式泵与风机的性能曲线轴流式泵与风机性能曲线的特点流量与扬程和功率性能曲线在小流量时为驼峰型，存在不稳定工作区。空载状态下，轴功率最大，在阀门全开状态下启动。且对可调式叶片在小安装角下启动。采用可调叶片轴流式泵与风机，扩大其高效工作区。思考题：1，2，5，6；作业题：2-1，2-3，2-4，2-6。2.3性能曲线的测试方法2.4.1泵性能测试2.4.2风机性能测试试验装置试验测量步骤性能参数的测量试验装置性能参数的测量１、试验装置和试验步骤泵性能试验应符合GB3216-82《离心泵、混流泵、轴流泵和旋涡泵的试验方法》的规定。2.4.1泵性能测试２、性能参数的测量及计算(1)流量的测量与计算2.4.1泵性能测试02VpqA２、性能参数的测量及计算(1)流量的测量与计算2.4.1泵性能测试