离心泵的工作原理和性能特点
3-1-1 离心泵的工作原理
主要工作部件是叶轮和泵壳.叶轮通常是由5～7个弧形叶片和前,后圆形盖板所构成.
叶轮用键和螺母固定在泵轴的一端.固定叶轮用的螺母通常采用左旋螺纹,以防反复起动因惯性而松动.
轴的另一端穿过填料箱伸出泵壳,由原动机带动.泵壳呈螺线形,亦称螺壳或蜗壳.
图3-1 悬臂式单级离心泵
3-1-1 离心泵的工作原理
充满在泵中的液体随叶轮回转,产生离心力,向四周甩出
在叶轮中心形成低压,液体便在液面压力作用下被吸进叶轮.
从叶轮流出的液体,压力和速度增大.
蜗壳-汇聚并导流.扩压管A增大,流速降低,大部分动能变为压力能,然后排出.
叶轮不停回转,吸排就连续地进行
液体通过泵时所增加的能量,是原动机通过叶轮对液体作功的结果.
3-1-2 液体在叶轮中的流动情况
为研究简化,我们假定:
(1)液体由无限多个完全相同的单元流束所组成
所有液体质点流动轨迹都相同,都与叶片断面相符合,在相同半径上各液体质点的流动状态亦均相同.
这只有在叶片无限多,厚度无限薄且断面形状完全相同的理想叶轮中才可能实现.
(2)液体在流动时没有摩擦,撞击和涡流损失
设液体为无粘性的理想液体,液流处于无撞击,旋涡的理想工况
3-1-2 离心泵的扬程方程式
叶轮带动液体高速旋转而将机械能传给液体 (delivery lift or delivery head)
所产生的扬程与叶轮尺寸和转速密切相关,而流量又明显地会随工作扬程而改变.
需要研究决定离心泵扬程的各种因素以及扬程与流量的关系
即研究离心泵的扬程方程式
3-1-2 液体在叶轮中的流动情况
叶轮以 回转时,液体质点有两种运动:
圆周速度 - 随叶轮运动的速度,用u表示;
相对速度 - 相对于叶轮的运动速度,用w表示, 它与叶片型线相切.
速度 - 相对于泵壳的运动速度;是u和w的向量和.
液体质点进出叶轮时的运动路径即可由图中的A.C.表示.
3-1-2 液体在叶轮中的流动情况
叶轮中任一质点的三个速度向量u,w,c都构成为一个速度三角形,如图
C和u间的夹角用 表示
w和u反方向的夹角用 表示;
C的周向分速度用Cu表示
C的径向分速度用Cr表示
3-1-2 液体在叶轮中的流动情况
各符号下角标1者,指叶轮进口的参数
加下角标2者,指在叶轮出口的参数.
在叶轮中各处,速度三角形中u,w的方向都已确定,而
U= nD/60
3-1-2 液体在叶轮中的流动情况
D——质点所处位置的叶轮直径,mm;
B——质点所处位置的叶轮宽度,m;
——排挤系数(一般为0.75～0.95),用以考虑叶片厚度使流道截面积减小的影响;
v——泵的容积效率.
可见,当叶轮的流量,转速和尺寸既定后,叶轮内各处的速度三角形也就确定.
3-1-2 扬程方程式
根据液体力学知识,我们能推出扬程方程式:
由上图(叶片出口角对理论扬程的影响),和扬程方程式,我们可以得出以下结论
扬程主要取决于叶轮的直径和转速
泵的封闭扬程 (Q=0) 的理论值为:
Ht=u2/g,
要提高H,必须增大D2或提高n
D2关系到泵的外廓和重量
n受限于泵的汽蚀性能
离心泵n一般不超过8000～10000r/min
单级泵的H通常不超过150m
离心泵的扬程随流量而变
当用径向叶片,即 2=90时,
即H与Q无关
当用后弯叶片,即 2 0,Q增大则Ht减小
当用前弯叶片,即 2 >90'时,Q增大则Ht增加
3-1-2 扬程方程式
比较以上三种情况
尺寸和n相同的离心泵,在Q相同时, 2(前弯)越大,H越高
表面上,以用前弯叶片为宜
实际中,考虑到各种损失,多用后弯叶片
Ht与所运送流体的性质无关 (character)
如果泵内是空气,空气密度仅为水的1/800左右,泵能在吸排口间造成的压差就很小.
例如H为100m的水泵,其排送空气时达到同样的H气,它只能在吸排口间产生1.268kPa的压差,在大气压下这只能将水吸上约12.9cm高.
离心泵没有自吸能力
图3-5 离心泵定速特性曲线理论分析
3-1-3 流量-扬程曲线
Ht 和Qt是下倾直线
Ht和Qt也是下倾直线(斜率小些)
存在摩擦,旋涡,撞击等水力损失
沿程摩擦损失与流速(流量)的平方成正比
非设计工况进,出叶轮的撞击损失,(设计工况 = 零)
Qt-H曲线为减除这两部分扬程损失后的曲线.
3-1-3 流量-扬程曲线
漏泄造成的ηv
密封环内部漏泄和轴封外部漏泄
多级泵还存在级间漏泄
当泵设有平衡孔(管)或平衡盘时,有附加的容积损失.
总漏泄量一般为理论流量的4%～10%
Q—H曲线为考虑了漏泄流量g后的损失
3-1-3 流量-功率曲线
根据Qt和Ht,求出泵的水力功率
Ph = ρgQtHt
即可作出Qt一Ph曲线.
如将Ph加上机械摩擦功率损失,即可得到理论流量与轴功率的关系曲线Qt一P.
再将Qt一P曲线中的各Qt值减去相应的漏泄流量g,即可得到实际流量与轴功率的关系曲线Q一P
3-1-3 流量-功率曲线
机械损失包括:
轴封及轴承的机械摩擦损失
占轴功率的1%～5%,用机械轴封时损失较小;
叶轮的圆盘摩擦损失
是盖板使两侧液体因受离心力作用而形成回流所导致的能量损失
约占轴功率的2%～10%
它与叶轮D2的五次方和n的平方成正比.
提高n和相应减小叶轮外径(H不变时)可减小圆盘摩擦损失.
3-1-3 流量-效率曲线
根据Q一H曲线和Q一P曲线,求出每量时的效率
η = ρgQH/P
然后可得关系曲线Q—η
图3—6 离心泵的定速特性曲线
3-1-3实测的定速特性曲线
实际定速特性曲线是由制造厂通过实验测定的.
(1)离心泵都用后弯叶片,其Q—H曲线趋势下倾.由于叶片出口角的不同,曲线形状可分为三类:
3-1-3实测的定速特性曲线
陡降形(高比转数)
叶片出口角较小,H变化时Q变化较小
用于H变动又不希望Q变化的场合(舱底水泵压载泵等)
平坦形(中低比转数泵)
叶片出口角稍大,H变化时Q变化较大
用于那些经常需要调节Q而又不希望节流损失太大的场合(凝水泵,锅炉给水泵)
3-1-3实测的定速特性曲线
驼峰形
叶片出口角较大
其Q一H曲线就比较平坦,而在小Q时撞击损失又大,于是Q—H曲线就会出现驼峰
有驼峰形Q—H曲线的泵,工作时可能发生喘振
应尽量避免使用
适当限制叶片出口角和叶片数,即可避免出现驼峰
3-1-3实测的定速特性曲线
(2)Q-P曲线向上倾斜
即轴功率随Q增大而增加.
在Q=0时
轴功率最小(35%～50 %)
这时泵的H(亦称封闭扬程)也不很高
泵关闭排出阀起动电流较低,可减小电网电压的波动
但封闭运转时,效率为零,泵会发热
3-1-4 管道特性曲线和泵的工况点
液体流过管道时所需的压头与流量间的函数关系
包括两个部分
位置头,压力头,与流量没有关系
消费于克服管道阻力
下图曲线A就是表明上述函数关系的管路特性曲线的一般形状
3-1-4 管道特性曲线和泵的工况点
静压头Hu是一条水平线
管路阻力 h=Q2,是一条二次抛物线
倾斜程度取决于阻力
纵坐标起点位置取决于管路的静压头
当管路阻力变化,如K值增加,曲线变陡
如静压头变化,管路曲线相应向上平移
3-1-4 管道特性曲线和泵的工况点
将特性曲线和管路的特性曲线画在一张图上
Q—H曲线与管路特性曲线的交点即泵的工况点
点C工况产生的H正好等于液体以此工况的Q流过该管路时所需的压头
大多数离心泵的H—Q曲线是向下倾斜,其工况点是稳定的
3-1-4 管道特性曲线和泵的工况点
如干扰使泵的Q增加
泵工况点右移至D
产生的HD将不能满足较大Q流过该管路所需的HD',
泵的流速和流量将随之减少,直至回到Qc,即工况点回到C为止.
反之,Q减小,点左移,HD大于所需H,Q会增加,点又回到C.
可见,是稳定工况点.
3-1-4 管道特性曲线和泵的工况点
如Q一H是驼峰形,管路特性与Q一H会有两交点,靠左边的是不稳定工况点
当管路特性改变时,例如A'或A",工况点也会相应变为C'或C"
如泵特性曲线发生改变,工况点也会改变
同一泵在管路情况改变时Q将发生较大变化
泵在额定工况下效率,应尽可能使泵在额定工况点附近工作.
Parallel pumping (1)
Parallel pumping (2)
Parallel pumping (3)
Parallel pumping (4)
3-1-5离心泵额定扬程和流量的估算
离心泵的H与叶轮出口处的u2有很大关系.铭牌失落的离心泵可按经验公式估算其额定扬程
式中,系数K:(1～1.5)X10-4
D2 叶轮外径
排送冷水的离心泵,设计的进口流速大约在3m/s左右,因此其额定流量可按下面公式估算:
式中,D.为泵吸口直径,(英寸)
3-1-6离心泵的优点
1.流量连续均匀,工作平稳
Q容易调节.所适用的Q范围很大,常用范围5 —20000m3/h.
2.转速高
可与电动机或汽轮机直接相连
结构简单紧凑,尺寸和重量比同样流量的往复泵小得多,造价低.
3,对杂质不敏感,易损件少,管理和维修较方便.
无论在陆上或船上,离心泵的数量和使用范围超过了其它类型泵.
3-1-6离心泵的缺点
4.本身没有自吸能力
为扩大使用范围
在结构上采取特殊措施制造各种自吸式离心泵
在离心泵上附设抽气引水装置.
5.泵的Q随工作扬程而变
H升高,Q减小
达到封闭扬程时,泵即空转而不排液
不宜作滑油泵,燃油泵等要求Q不随H而变场合
3-1-6离心泵的缺点
6.扬程由D2和n决定的,不适合小Q,高H
这要求叶轮流道窄长,以致制造困难,效率太低.
离心泵产生的排压有限,故不必设安全阀.
船用水泵和货油泵大多用离心泵.压载泵,舱底泵,油船扫舱泵等用具备自吸能力的离心泵