为了将流体由低能位向高能位输送, 必须使用各种流体输送机械.用以输送液体的机械通称为泵, 用

以输送气体的机械则按差别的情况别离称为通风机,鼓风机,压缩机和真空泵等.本章主要介绍经常使用输送

机械的工作原理和特性, 以便恰当地选择和使用这些流体输送机械.

第一节 概 述

2-1-1 概 述

输送流体所需的能量 图2-1表示包括输送机械在内的某管路体系.为将流体由低能位1处向高能位

2处输送,单元重量流体需补加的能量为H, 则:

为管路两端单元重量流体的位能差. 图2-1 输送体系简图

在一般情况下(如图2-1所示的输送体系), 式(2-1)中的动能差

一项可以略去, 阻力损失∑Hf的

数值视管路条件及流速大小而定.由第一章可知,

∑∑

输送管路中的流速为:

或 HKVf∑=2 (2-3)

式中, 系数K为 ∑

其数值由管路特性决定.当管内流动已进入阻力平方区, 系数K是1个与管内流量无关的常数.将式(2-3)

代入式(2-1), 752KVgH+=ρP(2-4)

补加能量的关系.管路特性方程式如图2-2中

的曲线所示, 图中曲线称为管路特性曲线.

由式(2-4)可知, 需向流体提供的能量用于提高流体的位能和克服管路的阻力损失;其中阻力损失项与

被输送的流体量有关.显然,低阻力管路体系的特性曲线较为平展(曲线1),高阻管路的特性曲线较为陡峭

(曲线2).

压头和流量是流体输送机械的主要技术指标 输送流体,必须达到规定

的输送量.为此, 需补给单元重量输送流体以足够的能量, 其数量应与

式(2-4)的H值相等.通常将输送机械向单元重量流体提供的能量称为该

机械的压头或扬程.

很多流体输送机械在差别流量下其压头差别, 压头和流量的关系由

输送机械本身的特性决定.会商流体输送机械特性的中心问题便是会商

压头和流量的关系, 此亦为本章的主要内容.

流体输送机械的分类 化工出产涉及的流体可能是强腐蚀性的,有

毒的,易燃易爆的,温度很高和很低的,或含有固体悬浮物的,其性质千

差万别.在差别场合下, 对输送量和补加能量的要求也相差悬殊. 图2-2 管路特性曲线

为适应各种差别的需要, 研制了多种型式的输送机械.依作用原理不

同,可将它们作如下分类:

动力式(叶轮式):包括离心式,轴流式等;

容积式(正位移式):包括往复式,旋转式等;

其它类型: 指不归属上述两类的其它型式,如喷射式等.

气体的疏密程度及压缩性与液体有显著区别,从而导致气体与液体输送机械在布局和特性上有差别之处.

本章将首先会商化工经常使用的几种液体输送机械(泵),然后扼要叙述各类风机的特性.

第二节 离心泵

2-2-1 离心泵的工作原理

离心泵的主要构件――叶轮和蜗壳 离心泵的种类很多, 但因工作原理相同, 构造神肖酷似, 其主要

工作部件是旋转叶轮和固定的泵壳(图2-3).叶轮是离心泵直接对液体做功的部件,其上有若干后弯叶片,

一般为4～8片.离心泵在工作时,叶轮由机电驱动作高速旋转运动(1000～3000转/分), 迫使叶片间的

液体作近于等角速度的旋转运动, 同时因离心力的作用, 使液体由叶轮中心向外缘作径向运动.在叶轮中

心处吸入低位能,低动能的液体, 液体在流经叶轮的运动历程中获得能量,在叶轮外缘可获得高位能,高

动能的液体.液体进入蜗壳后,由于流道的逐渐扩大而减速, 又将部分动能转化为位能, 最后沿切向流入

压出管道(图2-4).在液体受迫由叶轮中心流向外缘的同时, 在叶轮中心形成低压.液体在吸液口和叶轮

中心处的位能差的作用下源源不停地吸入叶轮.

液体在叶片间的运动 离心泵在输送液体时,液体在叶轮内部除以切向速度u随叶轮旋转外, 还以相

对速度w沿叶片之间的通道流动.液体在叶片之间任一点的绝对速度c等于该点的切向速度u和相对速度

w的向量和. 因此, 液体在叶轮进,出口处的绝对速度c1和c2应餍足图2-5所示的平行四边几何图形.由图

76

图2-3 离心泵装置简图 图2-4 液体在泵内的流动

1―叶轮, 2―泵壳, 3―泵轴

4―吸入管, 5―底阀, 6―压出管

2-5可以导出液体质点的切向速度u,相对速度w和绝对速度c之间的关系为

111

2

1

2

1

2

1cos2αucucw += (2-5)

222

2

2

2

2

2

2cos2αucucw += (2-6)

如不计叶片的厚度, 离心泵的流量V可表示为

22222222sin2sin2βπαπwbrcbrV== (2-7)

11111111sin2sin2βπαπwbrcbrV== (2-8)

式中b1,b2―叶轮进,出口的宽度;

r1,r2―叶轮进,出口的半径;

β1,β2―叶轮进,出口处叶片的倾角; 图2-5 液体在离心泵内流动的速度三边形

在同一流量下, 因外缘处叶片间的流道较内缘处为宽, 其相对速度w2将低于内缘w1.

等角速度旋转运动的考察方法 离心泵的输液能力来源于叶轮所造成的液体旋转运动.若假设离心泵

叶轮具备无限多,无限薄的叶片, 这种旋转运动将是等角速度的.为了解泵怎样向液体提供能量, 必须考

察等角速度旋转液体中各点的能量漫衍.

考察等角速度旋转运动的方法有两种, 一种是以静止坐标为参照系, 另外一种是以与流体一起作等角速

度运动的旋转坐标为参照系.若以静止坐标为参照系, 考察结果是流体沿螺旋线由叶轮内缘流向外缘, 作

复杂的二维平面运动.很难弄清液体在叶片通道内各点的能量漫衍.若以旋转坐标为参照系, 则流体在叶

轮内部流动与普通管内流动没有什么本质区别.

显然, 在考察旋转运动的两种方法中, 以旋转坐标作为参照系更为简便.但必须指出, 这种考察方法

只有当流体作等角速度运动时才有用, 故在以上会商中须假设叶轮具备无限多叶片.

这个之外, 以旋转坐标为参照系, 所察看到的是流体与叶轮之间的相对运动, 无法考察流体所具备的总机

械能.当需要考察流体的总机械能时, 仍须以静止坐标为参照系.

离心力场中的机械能守恒 设有一离心泵叶轮如图2-4所示, 此叶轮具备无限多叶片并绕轴以角速度

ω旋转.当离心泵正常工作时, 流体在作等角速度旋转运动的同时, 还将沿叶片通道由内缘流向外缘.若

以旋转坐标为参照系, 并假设:

1. 液体是理想流体, 无摩擦阻力损失;

2. 流动是定态的.

则流体质点在叶片通道内的相对运动速度w应餍足

77

= ++Χ

2

2w

d

dp

ZdzYdydx

ρ

(2-9)

上述推导历程与第一章式(1-31)相同, 但此时, 流体质点除受重力作用外, 还受到惯性离心力的作用.

为方便阐倡议见, 假设叶轮水平放置, 并取旋转中心为坐标原点, Z轴向上.在叶轮内半径为r处取

单元质量流体, 作用在此单元质量流体上的体积力为:

重力 Z=-g

惯性离心力 F=ω2 r

此离心力在x和y方向的投影是

X=ω2 x; Y=ω2 y

将X,Y,Z代入式(2-9)中, 并积分得

C

g

w

g

u

z

g

p

=+

+

22

22

ρ

此式表明,理想流体由无限多叶片构成的叶

片通道内作定态流动时, 其总机械能守恒.

在重力与离心力的同时作用下, 此总机械 图2-6 旋转流体所受的惯性离心力

能由总位能

+

g

u

z

g

p

2

2

ρ

与以相对运动速度计的动能

g

w

2

2

构成, 两者可以转换但总量不变.这样可对叶

轮进,出口截面列出机械能守恒式:

g

w

g

u

z

g

p

g

w

g

u

z

g

p

2222

2

2

2

2

2

2

2

1

2

1

1

1+

+=+

+

ρρ

(2-10)

或

g

ww

g

uu

g22

2

2

2

1

2

1

2

212

+

=

ρ

PP

(2-11)

离心泵的理论压头 若以静止物体为参照系, 具备径向运动的旋转流体所具备的机械能应是位能

gρ

P

和以绝对速度计的动能

c

g

2

2

.离心泵叶轮对单元重量流体所提供的能量等于流体在进,出口截面的总机械

能之差, 即

g

cc

g

HT2

2

1

2

212

+

=

ρ

PP

(2-12)

将式(2-11)代入上式, 可得离心泵的理论压头为

H

uu

g

ww

g

cc

gT=

+

+

2

2

1

2

1

2

2

2

2

2

1

2

222

(2-13)

以上两式表明, 离心泵是以位能和动能两种形式向流体提供能量.对于通常的具备后弯叶片的叶轮,

cc

g

uu

g

2

2

1

2

2

2

1

2

22

将式(2-5),(2-6)代入上式得

H

uc uc

gT=

22 2 11 1cos cosαα

(2-14)

由上式可以看出, 为得到较大的压头, 在离心泵设计时, 通常使液体不产生预旋, 从径向进入叶轮, 即

78

α190=°.于是, 泵的理论压头

H

uc

gT=22 2cosα

(2-15)

流量对理论压头的影响 由图2-5可知:

22222coscosβαwuc = (2-16)

由式(2-7)

22222

2sinsin2ββπA

V

br

V

w== (2-17)

将上两式代入式(2-15), 可得泵的理论压头HT和泵的流量之间的关系为

H

u

g

u

gA

VctgT= 2

2

2

2

2β (2-18)

上式表示差别形状的叶片在叶轮尺寸和转速一定时, 泵的理论压头和流量的关系.这个关系是离心泵的主

要特征.

叶片形状对理论压头的影响 根据叶片出口端倾角β2 的大小, 叶片形状可分为三种:径向叶片(β2 =

90°);后弯叶片(β2 90°).图2-7表示了三种叶片的形状.叶片形状差别, 离

心泵的理论压头HT与流量V的关系也差别(见图2-8).

由式(2-18)可知, 对径向叶片, ctgβ2 =0, 泵的理论压头HT与流量V无关;对于前弯叶片, ctgβ2 0, 泵的理论压头HT随流量V增加而减小.

图2-7 叶片形状对理论压头的影响

在所有三种形式的叶片中, 前弯叶片产生的理论压头最高.可是, 理论压头包括位能的提高和动能的

提高两部分.由图2-7可见, 相同流量下, 前弯叶片的动能C2

2/2g较大, 而后弯叶片的动能C2

2/2g较小.

液体动能虽可经蜗壳部分地转化为位能, 但在此转化历程中导致较多的能量损失.因此, 为获得较高的能

量利用率, 离心泵总是采用后弯叶片.

液体疏密程度的影响 对理论压头有影响的诸因素已清楚地表示于式(2-18)中.颇有趣味的是液体疏密程度这

样1个重要性质却不出现在该式中,表明理论压头与液体疏密程度无

关.因此, 同一台泵岂论输送何种液体, 所能提供的理论压头是相

同的. 可是, 该当注重离心泵的压头是以被输送流体的流体柱高度

表示的.在同一压头下, 泵进,出口的压差却与流体的疏密程度成正比.

如果泵启动时, 泵体内是空气, 而被输送的是液体, 则启动后泵产

生的压头虽为定值, 但因空气疏密程度过小, 造成的压差或泵吸进口的

真空度很小而不能将液体吸入泵内.因此, 离心泵启动时须先使 图2-8 离心泵的HT～V关系

泵内充满液体, 这一操作称为灌泵.固然, 如果泵的位置处于吸入液面之下, 液体可藉位差自动进入泵内,

则毋须人工灌泵.

79

泵在运转时吸入管路和泵的轴心处常处于负压状况, 若管路及轴封密封不良, 则因漏入空气而使泵内

流体的平均疏密程度下降.若平均疏密程度下降严重, 泵将无法吸上液体, 此称为"气缚"现象.

2-2-2 离心泵的特性曲线

泵的有用功率和效率 泵在运转历程中由于存在种种损失, 使泵的现实(有用)压头和流量均较理论

值为低, 而输入泵的功率较理论值为高.设:

He―泵的有用压头, 即单元重量流体自泵处净获得的能量, m;

V ―泵的现实流量, m3/s;

ρ―液体疏密程度, kg/m3;

Ne―泵的有用功率, 即单元时间内液体从泵处获得的机械能, W.

显然, NgVHee=ρ (2-19)

由机电输入离心泵的功率称为泵的轴功率,以Na表示.有用功率与轴功率之比值定义为泵的(总)效

率η, 即

η=

N

N

e

a

(2-20)

离心泵内的容积损失,水力损失和机械损失是构成泵的效率的主要因素.容积损失是指叶轮出口处高

压液体因机械泄漏归回叶轮进口所造成的能量损失.在图2-9所示的三种叶轮中, 敞式叶轮的容积损失较

大, 但在泵送含固体颗粒的悬浮体时, 叶片通道不易堵塞.水力损失是由于现实流体在泵内有限叶片作用

下各种摩擦阻力损失, 包括液体与叶片和壳体的冲击而形成旋涡, 由此造成的机械能损失.机械

a.敞式 b.半蔽式 c.蔽式

图2-9 叶轮的类型

损失则包括旋转叶轮盘面与液体间的摩擦以及轴承机械摩擦所造成的能量损失.

离心泵的特性曲线 离心泵的有用压头He(扬程),

效率η,轴功率Na均与输液量V有关, 其间关系可用泵

的特性曲线表示, 其中尤以扬程和流量的关系最为重

要.图2-10为离心泵的特性曲线.

离心泵的理论压头HT与流量V的关系已如式(2-18)

所示, 但泵的水力损失难以定量计算, 因而泵的扬程He

与流量的关系只能通过实验标定.离心泵出厂前均由泵

制造厂标定He～V,η～V,Na～V三条曲线, 列于产品

样本供用户参考.

由离心泵的理论压头(图中直线1)及前述有关泵内损

80

失的会商, 可定性地判定泵的有用压头(扬程曲线)大致如 图2-10 离心泵的特性曲线

曲线2所示.在额定流量VA下, 压头损失最小, 效率最高.

例2-1 离心泵特性曲线的标定

图2-11为标定离心泵特性曲线的实验装置, 实验中已测出如下一组

数据:

泵出口处压强表读数p2=0.126MPa;

泵进口处真空表读数p1=0.031MPa;

泵的流量V=10 l/s;泵轴的扭矩M=9.8 N m;转速n=2900rpm;

吸入管直径d1=80mm;

压出管直径d2=60mm;

两测压点间的垂直距离(z2-z1)=80mm;

实验介质为20℃的水.

试计算在此流量下泵的压头He,轴功率Na和总效率η.

解:在截面1与2间列机械能衡算式子

g

uu

g

pp

zzHe2

)(

2

1

2

212

12

+

+ =

ρ

m

g

p

16.31 =

ρ

图2-11 离心泵特性曲线的标定装置

m

g

p

8.122=

ρ

1―流量计;2―压强表;3―真空表

sm

d

V

u/99.1

1080

101044

62

3

2

1

1=

××

××

==

ππ

sm

d

V

u/54.3

1060

101044

62

3

2

2

2=

××

××

==

ππ

mHe5.16

81.92

99.154.3

)16.38.12(08.0

22

=

×

+++=

WMNa2976

60

22900

8.9=

×

×= =

π

ω

WVgHNee161910105.1681.910003=××××= = ρ

%54

2976

1619

===

a

e

N

N

η

液体粘度对特性曲线的影响 泵制造厂所提供的特性曲线是用常温清水进行标定的, 若用于输送粘

度较大的现实工作介质, 特性曲线将有所变化.因此, 选泵时应先对原特性曲线进行修正, 然后根据修正

后的特性曲线进行选择.

转速对特性曲线的影响 同一台离心泵在差别转速运转时其特性曲线差别.如转速相差不大, 转速改

变后的特性曲线可从已知的特性曲线近似地换算求出, 换算的条件是设转速改变前后液体离开叶轮的速

度三边形相仿, 则泵的效率相等.参见图2-12, 由速度三边形相仿可得:

V

V

rbC

rbC

u

u

n

n

r

r

''''

===

2

2

22 2

22 2

2

2

π

π

(2-21)

81

式中, C2r为叶片出口处液体绝对速度的径向分速度, m/s.

式(2-21)是连结速度三边形相仿的条件.即调节离心泵的流量, 使其与转速的关系餍足式(2-21)时,

泵内液体的速度三边形相仿.

H

H

uC

uC

n

n

e

e

'''cos

cos

'

==

22 2

22 2

2α

α

(2-22)

轴功率之比为:

N

N

H

H

V

V

n

n

a

a

e

e

''''

=

=

3

(2-23)

综上所述可得离心泵的比例定律如下:

如果流量之比

V

V

n

n

''

=(为速度三边形相仿的条件) (2-24)

则扬程之比

H

H

n

n

e

e

''

=

2

(2-25)

轴功率之比

N

N

n

n

a

a

''

=

3

(2-26)

图2-12 差别转速下的速度三边形 据此可从某一转速下的特性曲线换算出另外一转速下的特性

曲线, 可是仅以转速变化±20%之内为限.当转速变化超出此规模, 则上述速度三边形相仿,效率相等的

假设将导致很大误差, 此时泵的特性曲线应通过实验重新标定.

2-2-3 离心泵的流量调节和组合操作

安装在管路中的泵其输液量即为管路的流量, 在该流量下泵提供的扬程必恰等于管路所要求的压头.

因此, 离心泵的现实工作情况(流量,压头)是由泵特性和管路特性共同决定的.

离心泵的工作点 若管路内的流动处于阻力平方区, 安装在管路中的离心泵其工作点(扬程和流量)

必同时餍足:

管路特性方程 H=f(V) (2-27)

泵的特性方程 He=φ(V) (2-28)

联立求解此两方程即得管路特性曲线和泵特性曲线的交点, 参见图2-13.此交点为泵的工作点.

82

图2-13 离心泵的工作点 图2-14 改变泵特性曲线的调节

流量调节 如果工作点的流量大于或小于所需要的输送量, 应设法改变工作点的位置, 即进行流量

调节.

最简单的调节方法是在离心泵出口处的管路上安装调节阀. 改变阀门的开度即改变管路阻力系数(式

2-4中的K值)可改变管路特性曲线的位置, 使调节后管路特性曲线与泵特性曲线的交点移至适当位置, 满

足流量调节的要求.如图2-13所示, 关小阀门, 管路特性曲线由a移至a', 工作点由1移至1', 流量由

V减小为V'.

这种通过管路特性曲线的变化来改变工作点的调节方法, 不仅增加了管路阻力损失(在阀门关小时),

且使泵在低效率点工作, 在经济上很不合理.但用阀门调节流量的操作简便,灵活, 故应用很广.对于调

节幅度不大而经常需要改变流量时, 此法尤为合用.

另外一类调节方法是改变泵的特性曲线, 如改变转速等(图2-14).用这种方法调节流量不额外增加管

路阻力, 而且在一定规模内可连结泵在高效率区工作, 能量利用较为经济, 但调节不方便, 一般只有在调

节幅度大, 时间又长的季候性调节中才使用.

当需较大幅度增加流量或压头时可将几台泵加以组合.离心泵的组合方式原则上有两种:并联和串联.

底下以两台特性相同的泵为例, 会商离心泵组合后的特性.

并联泵的合成特性曲线 设有两台型号相同的离心泵并联

工作(图2-15), 而且各自的吸入管路相同, 则两泵的流量和压

头必相同.因此, 在同样的压头下, 并联泵的流量为单台泵的

两倍.这样, 将单台泵特性曲线A 的横坐标加倍, 纵坐标连结不

变, 便可求得两泵并联后的合成特性曲线B.

并联泵的流量V并和压头H并 由合成特性曲线与管路特性曲

线的交点a决定, 并联泵的总效率与每台泵的效率( 图中b点的

单泵效率 )相同.由图可见, 由于管路阻力损失的增加, 两 图2-15 离心泵的并联操作

台泵并联的总输送量V并 必小于原单泵输送量V的两倍.

串联泵的合成特性曲线 两台相同型号的泵串联工作时, 每台泵的压头和流量也是相同的.因此, 在

同样的流量下, 串联泵的压头为单台泵的两倍.将单台泵的特性曲线A的纵坐标加倍, 横坐标连结不变, 可

求出两泵串联后的合成特性曲线B(图2-16).

同理, 串联泵的总流量和总压头也是由工作点a所决定.由于串联后的总输液量V串便是组合中的单

泵输液量V, 故总效率也为V串时的单泵效率.

83

图2-16 离心泵的串联操作

组合方式的选择 如果管路两端的位能差

gρ

P

大于单泵所能提供的最大扬程, 则必须采用串联操

作.但在很多情况下, 单泵可以输液, 只是流量达不到指定要求.此时可针对管路的特性选择适当的组合

方式, 以增大流量.

由图2-17可见, 对于低阻输送管路a, 并联组合输送的流量大于串联组合;而在高阻输送管路b中,

则串联组合的流量大于并联组合.对于压头也有类似的情况.因此, 对于低阻输送管路, 并联优于串联组

合; 对于高阻输送管路, 则采用串联组合更为适合.

图2-17 组合方式的选择 图2-18 离心泵的安装高度

2-2-4 离心泵的安装高度

汽蚀现象 在图2-18所示的管路中, 在液面0-0与泵进口相近截面1-1之间无外加机械能, 液体藉

位能差流动.因此, 提高泵的安装位置, 叶轮进口处的压强可能降至被输送液体的饱和蒸汽压, 引起液体

部分汽化.

现实上, 泵中压强最低处位于叶轮内缘叶片的背面(图中K-K面).泵的安装位置高至一定距离, 首先

在该处发生汽化现象.含汽泡的液体进入叶轮后, 因压强升高, 汽泡当即凝聚. 汽泡的消失产生局部真

空, 周围液体以高速涌向汽泡中心, 造成冲击和振荡.尤其当汽泡的凝聚发生在叶片表面相近时, 浩繁

液体质点尤如细小的高频水锤撞击着叶片;别的汽泡中还可能带有些氧气等对金属材料发生化学腐蚀作

用.泵在这种状况下长期运转, 将导致叶片的过早损坏.这种现象称为泵的汽蚀.

离心泵在产生汽蚀条件下运转, 泵体振荡并发生噪音, 流量,扬程和效率都明显下降, 严重时甚至吸

不上液体.为避免汽蚀现象, 泵的安装位置不能太高, 以保证叶轮中各处压强高于液体的饱和蒸汽压.

临界汽蚀余量(NPSH)c与必需汽蚀余量(NPSH)r 在正常运转时, 泵进口截面1-1的压强p1和叶轮进口

截面K-K的压强pK密切相干, 两者的关系服从截面1-1和K-K之间的机械能衡算式子

∑ ++=+)1(

22

11

22Kf

KKH

g

u

g

p

g

u

g

p

ρρ

(2-29)

从这个时候起式可以看出, 在一定流量下, p1降低, pK也相应地减小.当泵内刚发生汽蚀时, pK等于被输送液体的

饱和蒸汽压pv, 而p1必等于某确定的最小值p1,min.在此条件下, 上式可写为

84

∑ ++=+)1(

22

1min,1

22Kf

KvH

g

u

g

p

g

u

g

p

ρρ

或 ∑ += +)1(

22

1min,1

22Kf

KvH

g

u

g

p

g

u

g

p

ρρ

(2-30)

式(2-30)表明, 在泵内刚发生汽蚀的临界条件下, 泵进口处液体的机械能(),minp

g

u

g

11

2

2ρ

+比液体汽化时的

位能超出)

2

()1(

2

∑ +Kf

KH

g

u

.此超出量称为离心泵的临界汽蚀余量, 并以符号(NPSH)c表示, 即

∑ += +=)1(

22

1min,1

22

)(Kf

Kv

CH

g

u

g

p

g

u

g

p

NPSH

ρρ

(2-31)

为使泵正常运转, 泵进口处的压强p1必须高于p1,min, 即现实汽蚀余量(亦称装置汽蚀余量):

NPSH

p

g

u

g

p

g

v=+ 11

2

2ρρ

(2-32)

必须大于临界汽蚀余量(NPSH)c一定的量.

不丢脸出, 当流量一定而且流动已进入阻力平方区(在通常情况下此条件可基本得到餍足)时, 临界

汽蚀余量(NPSH)c 只与泵的布局尺寸有关, 是泵的1个抗汽蚀性能的参数.

临界汽蚀余量作为泵的1个特性, 须由泵制造厂通过实验标定.式(2-31)是实验标定(NPSH)c的根蒂根基.

实验时可设法在泵流量不变的条件下逐渐降低p1 (例如关小吸入管路中的阀), 当泵内刚好发生汽蚀(按

有关规定, 以泵的扬程较正常值下降3%作为发生汽蚀的标志) 时测取压强p1,min , 然后由式(2-31)算

出该流量下离心泵的临界汽蚀余量(NPSH)c.

为确保离心泵工作正常, 根据有关标准, 将所标定的(NPSH)c 加之一定的安全量作为必需汽蚀余量

(NPSH)r,平列入泵产品样本.标准还规定现实汽蚀余量NPSH要比(NPSH)r 大0.5米以上.

最大安装高度Hgmax与最大允许安装高度[Hg] 在一定流量下, 泵的安装位置越高, 泵的进口处压强

p1越低, 叶轮进口处的压强pK更低.当泵的安装位置达到某一极限高度时, 则p1 = p1,min, pK= pv, 汽蚀

现象遂将发生.此极限高度称为泵的最大安装高度Hgmax.从吸入液面0-0和叶轮进口截面K-K之间(参见

图2-18)列机械能衡算式子, 可求得最大安装高度

cf

v

Kf

K

f

v

g

NPSHH

g

p

g

p

H

g

u

H

g

p

g

p

H

)(

2

)10(

0

)1(

2

)10(

0

max

=

+ =

∑

∑∑

ρρ

ρρ

(2-33)

上式中

p

g

0

ρ

和

p

g

v

ρ

为已知量, 在一定流量下Hf()01 ∑可根据吸入管的具体情况求出, (NPSH)C由泵制造

厂提供, 故最大安装高度Hgmax可以计算.

为安全起见, 通常是将最大安装高度Hgmax减去一定量作为安全高度的上限, 称为最大允许安装高度

[Hg].最大允许安装高度[Hg]可由下式计算

[] [( ) .]()H

p

g

p

g

HNPSHg

v

fr= + ∑0

0105

ρρ

(2-34)

式中(NPSH)r既是泵产品样本提供的必需汽蚀余量.

必须指出, (NPSH)r与流量有关, 流量大时的(NPSH)r较大.因此在计算泵的最大允许安装高度[Hg]

时, 必须以使用历程中可能达到的最大流量进行计算.

85

例2-2 安装高度的计算

由泵样本查知, IS65-50-160型水泵, 在额定流量V=25m3/h时, (NPSH)r=2.0m.现用此泵输送某种

ρ=9003kg m/, Papv

41067.2×=的有机溶液.假设吸入管路阻力损失mHf3)10(=∑ 液柱, 而供液

处液面压强P0为大气压, 试求最大允许安装高度[Hg].

解:由式(2-34)

]5.0)[(][)10(

0+ =∑ rf

v

gNPSHH

g

p

g

p

H

ρρ

m9.2]5.02[3

81.9900

1067.2

81.9900

10013.145

=+

×

×

×

×

=

2-2-5 离心泵的类型与选用

离心泵的类型 离心泵的种类很多, 我国第一机械工业部汇编的泵样本中列有各类离心泵的性能和

规格.

化工出产中经常使用的离心泵有:清水泵,耐腐蚀泵,油泵,液下泵,屏蔽泵,杂质泵,管道泵和低温用

泵等.以下仅对几种主要类型作简要介绍.

⑴ 清水泵 清水泵是应用推广的离心泵, 在化工出产顶用来输送各种工业用水以及物理,化学性质

图2-19 IS型离心泵布局图

1 . 泵体 2. 泵盖 3. 叶轮 4. 轴 5. 密封环 6. 叶轮螺母 7. 止动垫圈

8 . 轴盖 9. 填料压盖 10. 填料环 11.填料 12. 悬架轴承部件

类似于水的其它液体.

最普通的清水泵是单级单吸式, 其系列代号为"IS", 结

构如图2-19所示.如果要求的压头较高, 可采用多级离心泵,

其系列代号为"D", 布局表示意思于图2-20.如要求的流量很

大, 可采用双吸式离心泵, 其系列代号为"Sh".

(2) 耐腐蚀泵 输送酸碱和浓氨水等腐蚀性液体时, 必须

用耐腐蚀泵, 耐腐蚀泵中所有与腐蚀性液体接触的各种部件

86

都需用耐腐蚀材料制造, 其系列代号为"F" .可是, 用玻璃,陶瓷,橡胶等材料制造的耐腐蚀泵,多为

小型泵, 不归属 图2-20 多级离心泵表示意思图

"F"系列.

(3) 油泵 输送石油产品的泵称为油泵.因油品易爆易燃, 因此要求油泵必须有良好的密封性能. 输

送高温油品(200℃以上)的热油泵还应具备良好的冷却措施, 其轴承和轴封装置都带有冷却水夹套, 运转

时通冷水冷却.

油泵的系列代号为"Y", 双吸式为"YS".

(4) 液下泵 液下泵在化工出产中作为一种化工历程泵或流程泵有着广泛的应用, 液下泵经常安装在液

体贮槽内(图2-21), 对轴封要求不高, 适于输送化工历程中各种腐蚀性液体, 既节流了空间又改善了操

作环境.其缺点是效率不高.

液下泵系列代号为"FY".

图2-21 液下泵 图2-22 管道式屏蔽泵

1. 安装平板 ;2 轴套管;3.泵体; 4. 压出导管

(5) 屏蔽泵 屏敝泵是一种无泄漏泵, 它的叶轮和机电联为1个整体并密封在同一泵壳内, 不需要轴封

装置, 又称无密封泵(图2-22).

最近几年来屏蔽泵发展很快,在化工出产中经常使用以输送易燃,易爆,剧毒以及具备放射性的液体.其缺点

是效率较低.

离心泵的选用 离心泵的选用原则上可分为两步进行:

⑴ 根据被输送液体的性质和操作条件, 确定泵的类型;

(2) 根据具体管路对泵提出的流量和压头要求确定泵的型号.

在泵样本中, 各种类型的离心泵都附有系列特性曲线(又称型谱图), 以便于泵的选用.图2-23 为IS

型离心泵的系列特性曲线.此图以H和V标绘, 图中每一小块面积, 表示某型号离心泵的最佳(即效率较

高的)工作规模.利用此图, 根据管路要求的流量V和压头H, 可方便地决定泵的具体型号.例如,当输

送水时,要求H=45m,V=10m3/h,选用一清水泵.则可按图2-23选用IS50-32-200离心泵.

87

离心泵的选择是1个设计型问题, 有时候会有几种型号的泵同时在最佳工作规模内餍足H和V的要求.

遇到这种情况, 可别离确定各泵的工作点, 比力各泵在工作点的效率.一般总是选择其中效率最高的, 但

88

图2-23 IS型离心泵系列特性曲线

89

也应参考泵的价格.

第三节 往复泵

2-3-1 往复泵的作用原理和类型

作用原理 图2-24所示为曲柄连杆机构带动的往复泵, 它主要由泵缸,活柱(或活塞)和活门组成.活

柱在外力推动下作往复运动, 由此改变泵缸内的容积和压强, 交替地打开和关闭吸入,压出活门,达到输

送液体的目的.由此可见,往复泵是通过活柱的往复运动直接以压强能的形式向液体提供能量的.

往复泵的类型 按照往复泵的动力来源可分类为:

⑴ 电动往复泵 电动往复泵由电动机驱动, 是往复泵中最常见的一种.电动机通过减速箱和曲柄连杆

机构与泵相连, 把旋转运动转变为往复运动.

(2) 汽动往复泵 汽动往复泵直接由蒸汽机驱动, 泵的活塞和蒸汽机的活塞共同连在一根活塞杆上, 构

成1个总的机组.

按照作用方式可将往复泵分为:

⑴ 单动往复泵(图2-24)活柱往复一次只吸液一次和排液一次.

图2-24 往复泵的作用原理 图2-25 双动往复泵

1-压出管路; 2-压出空气室; 3-压出活门;

4-缸体; 5-活柱; 6-吸入活门; 7-吸入空气室; 8-吸入管路

(2) 双动往复泵(图2-25)活柱两边都在工作, 每个行程均在吸液和排液.

2-3-2 往复泵的流量调节

往复泵的流量原则上应等于单元时间内活塞在泵缸中扫过的体积.它与往复频率,活塞面积和行程及

泵缸数有关.

活塞的往复运动若由等速旋转的曲柄机构变换而得, 则其速度变化服从正弦曲线规律.在1个周期内,

泵的流量也必经历同样的变化, 如图2-26所示.

90

(a) 单缸单动 (b) 单缸双动

图2-26 往复泵的流量曲线

流量的不均匀是往复泵的严重缺点, 它不仅使往复泵不能用于某些对流量均匀性要求较高的场合, 而

且使全般管路内的液体处于变速运动状况, 不单增加了能量损失, 且易产生冲击, 造成水锤现象.并会降

低泵的吸入能力.

提高管路流量均匀性的经常使用方法有两个:

⑴ 采用多缸往复泵 多缸泵的瞬时流量等于同一瞬时各缸瞬时流量之和.只要各缸曲柄的相对位置适

当, 就可使流量较为均匀, 参见图2-27.

(2) 装置空气室 空气室(参见图2-24)是利用气体的压缩和

膨胀来存贮或放出部分液体, 以减小管路中流量的不均匀性.空

气室的设置可使流量较为均匀, 但不可能完全消除流量的颠簸.

图2-27 三缸单动往复泵的流量曲线

往复泵的流量调节 往复泵的理论流量是由活塞所扫过的体积所决定, 而与管路特性无关.而往复泵

提供的压头则只决定于管路情况.这种特性称为正位移特性, 具备这种特性的泵称为正位移泵.现实上,

往复泵的流量随压头升高而略微减小, 这是由于容积损失增大造成的.

离心泵可用出口阀门来调节流量, 但对往复泵此法却不能采用.因为往复泵归属正位移泵, 其流量与

管路特性无关, 安装调节阀非但不能改变流量, 而且还会造成危险, 一朝出口阀门完全关闭, 泵缸内的压

图2-28 往复泵的工作点 图2-29 往复泵旁路调节流量表示意思图

1--旁路阀; 2--安全阀;

强将飙升, 导致机件破损或机电烧毁.

往复泵的流量调节方法是:

⑴ 旁路调节 旁路调节如图2-29所示.因往复泵的流量一定, 通过阀门调节旁路流量, 使一部分压

出流体归回吸入管路, 便可以达到调节主管流量的目的.

显然, 这种调节方法很不经济, 只合用于变化幅度较小的经常性调节.

(2) 改变曲柄转速和活塞行程 因电动机是通过减速装置与往复泵相连接的, 所以改变减速装置的传

动比可以更方便地改变曲柄转速, 达到流量调节的目的.因此, 改变转速调节法是最经常使用的经济方法.

91

对输送易燃,易爆液体由蒸汽推动的往复泵, 可以很方便地调节进入蒸汽缸的蒸汽压强实现流量的调

节.

第四节 其他化工用泵

2-4-1 非正位移泵

(一) 轴流泵 轴流泵的简单构造如图2-30所示.转轴带动轴头转动,

轴头上装有叶片2.液体顺箭头方向进入泵壳, 经过叶片, 然后又经过固定

于泵壳的导叶3流入压出管路.

轴流泵叶片形状与离心泵叶片形状差别,轴流泵叶片的扭角随半径增

大而增大(见图2-30), 因而液体的角速度ω随半径增大而减小.如适当选

择叶片扭角, 使ω在半径方向按某种规律变化, 可以使位能

p

g

z

ρ

+

沿

半径基本连结不变, 从而消除液体的径向流动.通常把轴流泵叶片制成螺

旋桨式, 其目的就在于此. 图2-30 轴流泵

1. 吸入室 2.叶片 3.导叶

4.泵体 5.出水弯管

叶片本身作等角速度旋转运动, 而液体沿半径方向角速度不等, 显然, 两者在圆周方向必存在相对运

动.也就是说, 液体以相对速度逆旋转方向对叶片作绕流运动.正是这一绕流运动在叶轮两侧形成压差, 产

生输送液体所需要的压头.

轴流泵提供的压头一般较小, 但输液量却很大, 特别合用于大流量,低压头的流体输送.

轴流泵的特性曲线如图2-31所示.由图可以看出轴流泵有下列特点:

⑴ H～V特性曲线很陡, 最大压头(V=0时)可能达到额定值的1.5～2倍;

(2) 与离心泵差别,轴流泵流量越小,所需功率越大.在V=0时,其功率可能跨越额定点的20～40%;

(3) 高效操作区很小, 在额定点两侧效率急骤下降.

轴流泵一般不设置出口阀, 调节流量是采用改变泵的特性曲线的办法实现的.经常使用方法有:

⑴ 改变叶轮转速;

(3) 改变叶片安装角度.轴流泵的叶片可以做成可调形式, 借助液压或机械布局进行调解,可使泵在

较大操作规模内连结高效率.

图2-31 轴流泵的特性曲线 图2-32 旋涡泵的布局表示意思

1.隔舌 2.进口 3.泵壳 4.流道

5.叶轮 6.叶片 7.出口

92

轴流泵的叶轮一般都浸没在液体中, 即大多在负的吸水高度下工作.如叶轮高出液面, 启动时同样必

须事先充液.

(二) 旋涡泵 旋涡泵的构造如图2-32所示, 其主要工作部分是

叶轮及叶轮与泵体组成的流道.流道用隔舌将吸进口和压出口分开.

叶轮旋转时, 在边缘区形成高压强, 因而构成1个与叶轮周围垂直

的径向环流.在径向环流的作用下, 液体自吸入至排出的历程中可

屡次进入叶轮并获得能量.旋涡泵的效率至关低,一般为20～50%.

液体在旋涡泵中所获得的能量, 与液体在流动历程中进入叶轮

的次数有关.当流量减小时,流道内液体的运动速度减小, 液体流

入叶轮的平均次数增多, 泵的压头必然增大;流量增大,情况则相反.

因此, 旋涡泵的He～V特性曲线呈陡降形(图2-33).

旋涡泵的特点: 图2-33 旋涡泵的特性曲线

⑴ 压头和功率曲线下降较快, 启动时应打开出口阀.改变流量时, 旁路调节比安装调节阀经济.

(2) 在叶轮直径和转速相同的条件下, 旋涡泵的压头比离心泵高出2～4倍, 合用于高压头,小流量的

场合.

(3) 布局简单,加工容易, 可采用各种耐腐蚀材料制造.

(4) 输送液体粘度不宜大于5～6(厘沲), 否则泵的压头和效率都将大幅度降低.

(5) 输送液体不能含有固体颗粒.

2-4-2 正位移泵

(一) 隔阂泵

隔阂泵现实上就是活柱往复泵, 系借弹性薄膜将活柱与被输送的液体隔开, 这样当输送腐蚀性液体或

悬浮液时, 可不使活柱和缸体受到损伤.隔阂系采用耐腐蚀橡皮或弹性金属薄片制成.图2-34中隔阂左侧

所有和液体接触的部分均由耐腐蚀材料制成或涂有耐腐蚀物质; 隔阂右侧则充满油或水.当活柱作往复运

动时, 迫使隔阂交替地向两边屈曲, 将液体吸入和排出.

(二) 计量泵

在化工出产中, 有时候要求精确地输送流量恒定的液体或将几种液体

按比例输送.计量泵能够很好地餍足这些要求.计量泵的基本构造与往复

泵相同, 但设有一套可以准确而方便地调节活塞行程的机构.隔阂式计量

泵可用来定量输送剧毒,易燃,易爆和腐蚀性液体.

多缸计量泵每个活塞的行程可单独调节, 能实现多种液体按比例输

送或混合.

(三)齿轮泵

齿轮泵是正位移泵的另外一种类型, 其布局如图2-35所示.其中图(a)

为一般的齿轮泵, 泵壳中有一对彼此啮合的齿轮, 将泵内空间分成

图2-34 隔阂泵 互不相通的吸入腔和排出腔.齿轮旋转时, 封闭在齿穴和泵壳间的液

1.吸入活门; 2.压出活门; 3.活柱 体被强行压出.齿轮脱离啮合时形成真空并吸入液体, 排出腔则产生

4.水(或油)缸; 5.隔阂 管路需要的压强.此种齿轮泵容易制造, 工作可靠, 有自吸能力, 但流

93

量和压头有些颠簸, 且有噪音和振荡.为消除后一缺点, 最近几年来已慢慢使用内啮合式的齿轮泵(图2-35b).

它较一般齿轮泵工作平稳, 但制造稍复杂.

齿轮泵的流量较小, 但可产生较高的压头.化工厂中大多用来输送涂料等粘稠液体甚至膏糊状物料,

但不宜输送含有粗颗粒的悬浮液.

图2-35 齿轮泵

(四) 螺杆泵

螺杆泵是泵类产品中出现较晚的,较为新式的一种.螺杆泵

按螺杆的数目, 可分为单螺杆泵,双螺杆泵,三螺杆泵和五螺杆

泵.

单螺杆泵的布局如图2-36所示, 此泵的工作原理是靠螺杆

在具备内罗纹泵壳中偏疼转动, 将液体沿轴向推进, 最后由排

出口排出, 多螺杆泵则依靠螺杆间彼此啮合的容积变化来输送液

体.螺杆泵的效率较齿轮泵高, 运转时无噪

图2-36 螺杆泵 音,无振荡,流量均匀, 特别合用于高粘度液体的输送.

1-吸进口; 2-螺杆 3-泵壳 4.压出口

2-4-3 各类化工用泵的比力

离心泵由于其合用性广,价格低廉是化工厂中应用最广泛的泵, 它依靠高速回转的叶轮完成输送任务,

故易于达到大流量, 较难产生高压头.往复泵是靠往复运动的柱塞挤压排送液体的, 因而易于获得高压头

而难以获得大流量.流量较大的往复泵其设备庞大, 造价昂贵.旋转泵(齿轮泵,螺杆泵等)也是靠挤压作

用产生压头的, 但输液腔一般很小, 故只合用于流量小而压头较高的的场合, 对高粘度料液尤其适宜.以

上是三类泵对输送任务适应性方面的主要区别, 各方面的具体比力见表2-1.

第五节 气体输送机械

气体输送机械的布局和原理与液体输送机械大体相同.可是气体具备可压缩性和比液体小得多的疏密程度

(约为液体疏密程度的1/1000左右), 从而使气体输送具备某些差别于液体输送的特点.

对一定的质量流量, 气体由于疏密程度很小, 其体积流量很大.因此, 气体输送管路中的流速要比液体输送

管路的流速大得多.由前可知, 液体在管道中的经济流速为1～3m/s, 而气体为15～25m/s, 约为液体的10

倍.这样, 若利用各自最经济流速输送同样的质量流量, 经相同管长后气体的阻力损失信为液体阻力损

94

表2-1 各类化工用泵的比力

泵的类型 非 正 位 移 泵 正 位 移 泵

离心泵 轴流泵 旋涡泵 往复泵 旋转泵

流 均匀性 均匀 均匀 均匀 不均匀 尚可

恒定性 随 管 路 特 性 而 变 恒定 恒定

量 范 围 广, 易达大流量 大流量 小流量 较小流量 小流量

压头大小 不易达到高压

头

压头低 压头较高 高压头 较高压头

效 率 稍低, 愈偏离

额定值愈小

稍低, 高效

区窄

低 高 较高

操

流量调节 小幅度调节用

出口阀, 很简便,

大泵大幅度调节

可调节转速或

磨削叶轮直径

小幅度调节

用旁路阀, 有

些泵可以调节

叶片角度

用旁路阀

调节

小幅度调节

用旁路阀,

大幅度调节

可调节转速,

行程等

用旁路阀调节

作

自吸作用 一般没有 没 有 部分型号有

自吸能力

有 有

启 动 出口阀关闭 出口阀全开 出口阀全开 出口阀全开 出口阀全开

维 修 简 便 简 便 简 便 麻 烦 较简便

布局与造价 布局简单, 造价低廉 布局紧凑密切,

简单, 加工

要求稍高

布局复杂, 振荡

大, 体积庞大,

造价高

布局紧凑密切,

加工要求

较高

合用规模 流量和压头合用

规模广,尤其合用

于较低压头,大

流量.除高粘度

物料不太合适外,

可输送各种物料

特别适宜于

大流量,低压

头

高压头小

流量的清

洁液体

适宜于流量不

大的高压头输送

任务;输送悬浮

液要采用特殊结

构的隔阂泵

适宜于小流量较高

压头的输送, 对高粘

度液体较适合.

失的10倍.换句话说, 气体输送管路对输送机械所提出的压头要求比液体管路要大得多.

前已述及, 流量大,压头高的液体输送是比力困难的.对于气体输送, 这一问题尤其突出.

离心式和轴流式的输送机械, 流量虽大但经常不能提供管路所需的压头.各种正位移式输送机械虽可

提供所需的高压头, 但流量大时, 设备十分庞大.因此, 在气体管路设计或工艺条件的选择中, 应特别注重

这个问题.

气体因具备可压缩性, 故在输送机械内部气体压强发生变化的同时, 体积和温度也将随之发生变化.

这些变化对气体输送机械的布局,形状有很大影响.因此, 气体输送机械除按其布局和作用原理进行分类

外, 还根据它所能产生的进,出口压强差(如进口压强为大气压, 则压差即为表压计的出口压强)或压强比

(称为压缩比)进行分类, 以便于选择.

95

⑴ 通风机:出口压强不大于14.7kPa (表压), 压缩比为1～1.15;

(2) 鼓风机:出口压强为14.7kPa～0.3MPa(表压), 压缩比小于4;

(3) 压缩机:出口压强为0.3MPa(表压)以上, 压缩比大于4;

(4) 真空泵:用于减压, 出口压力为0.1MPa(表压), 其压缩比由真空度决定.

2-5-1 通 风 机

工业上经常使用的通风机有轴流式和离心式两类.

(一) 轴流式通风机

轴流式通风机的布局与轴流泵类似, 如图2-37所示.轴流式通风机排送量大, 但所产生的风压甚小, 一

般只用来通风换气, 而不消来输送气体.化工出产中, 在空冷器和冷却水塔的通风方面, 轴流式通风机的应

用还是很广的.

(二) 离心式通风机

离心式通风机的工作原理与离心泵完全相同, 其构造与离心泵也神肖酷似. 图2-38所示为一低压离

心式通风机.对于通风机, 习惯大将压头表示成单元体积气体所获得的能量, 其因次为 [ML-1 T-2 ], SI单元为

N/m2, 与压强相同.所以风机的压头称为全压(又称风压).根据所产生的全压大小, 离心式通风机又可分为

低压,中压,高压离心式通风机.

图2-37 轴流式通风机 图2-38 离心通风机

1--机壳; 2--叶轮; 3--吸进口; 4--排出口

为适应输送量大和压头高的要求, 通风机的叶轮直径一般是比力大的.通风机的叶片形状并不一定是

后弯的, 为产生较高压头也有径向或前弯叶片.前弯叶片可使布局紧凑密切, 但效率低, 功率曲线陡升, 易造

成原动机过载. 因此, 所有高效风机则都是后弯叶片.

离心式通风机的主要参数和离心泵相仿, 主要包括流量(风量),全压(风压),功率和效率.可是, 关于通

风机的全压须作以下说明.

通风机的风压与气体疏密程度成正比.如取1m3气体为基准, 对通风机进,出口截面(别离以下标1,2表

示)作能量衡算, 可得通风机的全压:

2

)(

)()(

2

1

2

2

1212

uu

ppgzzgHPT

+ + ==

ρ

ρρ (2-35)

因式中gzzρ)(12 可以忽略, 当空气直接由大气进入通风机时, u1也能够忽略, 则上式简化为:

Ppp

u

PPTSK= +=+()21

2

2

2

ρ

(2-36)

从上式可以看出, 通风机的压头由两部分组成:其中压差(p2-p1)习惯上称为静风压PS;

96而

ρu2

2

2

称为动风压PK.在离心泵中, 泵进,出口处的动能差很小, 可以忽略, 但在离心通风机中, 气体出

口速度很大, 动能差不能忽略.因此, 与离心泵相比, 通风机的性能参数多了1个动风压PK.

和离心泵一样, 通风机在出厂前, 必须通过试验标定其特性曲线(图2-39), 试验介质是压强 1atm,温

度为20℃的空气(ρ'=1.2kg/m3).因此, 在选用通风机时, 如所输送气体的疏密程度与试验介质相差较大, 应先

将现实所需全压PT换算成试验状况下的全压PT', 然后根据产品样本中的数据确定风机的型号.由式(2-35)

可知, 全压换算可按下式进行:

=

=

ρρ

ρ2.1

TTTPPP (2-37)

式中, ρ为现实输送气体的疏密程度.

图2-39 离心通风机的特性曲线 图2-40 例2-3附图

例2-3 某塔板冷模实验装置如图2-40所示.其中有三块塔板, 塔径D=1.5m .管路直径d=0.45m, 要

求塔内最大气速为2.5m/s, 已知在最大气速下, 每块塔板的阻力损失信为1.2kPa, 孔板流量计的阻力损失为

4.0kPa, 全般管路的阻力损失信为3.0kPa.设空气温度为30℃, 大气压为98.6kPa, 试选择一合用的通风机.

解: 首先计算管路体系所需要的全压.为此, 可对通风机进口截面1-1和塔出口截面2-2作能量衡算

(以1m3气体为基准)得:

gH

uu

ppgzzPfTρ

ρ

ρ +

+ + =∑2

)(

)()(

2

1

2

2

1212

上式中gzzρ)(12 可忽略, p1 = p2, u1 =0, u2和ρ可以计算如下:

ums2

2

2

0 785 15 2 5

0 785 0 45

27 8=

××

×

=

...

..

./

3/13.1

3.101

6.98

303

273

29.1mkg=××=ρ

将以上各值代入上式:

1000)32.134(

2

8.2713.12

××+++

×

=TP

kPaPa0.111010.14=×=

按式(2-37)将所需PT换算成标定条件下的全压PT', 即

97

PaPT

441017.1101.1

13.1

2.1

'×=××=

根据所需全压PT'=11.7kPa和所需流量

hmV/1059.136005.25.1785.0342×=×××=

从风机样本中查得9-27-101No. 7(n=2900r/min)可餍足要求, 该机性能如下:

全 压 11.9 kPa

风 量 17100 m3/h

轴功率 89 kw

2-5-2 鼓 风 机

在工厂中经常使用的鼓风机有旋转式和离心式两种类型.

(一) 罗茨鼓风机

旋转式鼓风机类型很多, 罗茨鼓风机是其中应用最广的一种.罗茨鼓

风机的布局如图2-41所示, 其工作原理与齿轮泵极为相仿.因转子端部与

机壳,转子与转子之间缝隙很小, 当转子作旋转运动时, 可将机壳与转子之

间的气体强行排出, 两转子的旋转方向相反, 可将气体从一侧吸入, 从另

一侧排出.如改变转子的旋转方向, 可使吸进口与排出口互换.

罗茨鼓风机归属正位移型, 其风量与转速成正比, 而与出口压强无关.

罗茨鼓风机的风量为0.03～9m3/h, 出口压强不跨越80kPa.出口压

图2-41 罗茨鼓风机 强太高, 泄漏量增加, 效率降低.

1-工作转子; 2-所输送的气体体积; 3-机壳

罗茨鼓风机的出口应安装稳压气柜与安全阀, 流量用旁路调节.出口阀不可完全关闭.罗茨鼓风机工作

时, 温度不能跨越85℃, 否则因转子受热膨胀易发生卡住现象.

(二) 离心鼓风机

离心鼓风机又称透平鼓风机, 其工作原理与离心通风机相同, 但由于单级通风机不可能产生很高风压(一

般不跨越50kPa), 故压头较高的离心鼓风机都是多级的.其布局和多级离心泵类似.

离心鼓风机的出口压强一般不跨越0.3MPa(表压), 因压缩比不大, 不需要冷却装置, 各级叶轮尺寸基本

相等.

离心鼓风机的选用方法与离心通风机相同.

2-5-3 压缩机

化工厂所用的压缩机主要有往复式和离心式两大类.

(一) 往复式压缩机

往复式压缩机的基本布局和工作原理与往复泵相仿.但因为气体的疏密程度小,可压缩, 故压缩机的吸入和

排出活门必须更加乖巧精密;为移除压缩放出的热能以降低气体的温度, 必须附设冷却装置.

图2-42为单作用往复式压缩机的工作历程.当活塞运动至气缸的最左端(图中A点), 压出行程结束.但

因为机械布局上的原因, 虽则活塞已达行程的最左端, 气缸左侧还有一些容积, 称为余隙容积.由于余隙的存

98在, 吸入行程开始阶段为余隙内压强为 p2的高压气体膨胀历程, 直到气压降至吸入气压p1 (图中B点)吸入活

门才开启, 压强为p1 的气体被吸入缸内.在全般吸气历程中, 压强p1 基本连结不变, 直到活塞移至最右端(图

中C点), 吸入行程结束.当压缩行程开始, 吸入活门关闭, 缸内气体被压缩.当缸内气体的压强增大至稍高

于p2 (图中D点), 排出活门开启, 气体从缸体排出, 直到活塞移至最左端, 排出历程结束.

由此可见, 压缩机的1个工作轮回是由膨胀,吸入,压缩和排出

四个阶段组成的.四边几何图形ABCD所包抄的面积, 为活塞在1个工作循

图2-42 往复压缩机的工作历程 环中对气体所做的功.

根据气体和外界的换热情况, 压缩历程可分为等温(CD"),绝热(CD')和多变(CD)三种情况.由图可见, 等

温压缩消耗的功最小, 因此压缩历程中希望能较好冷却, 使其接近等温压缩.现实上, 等温文绝热条件都很难

做到, 所以压缩历程都是介于两者之间的多变历程.如不考虑余隙的影响, 则多变压缩后的气体温度T2和一

个工作轮回所消耗的外功W别离为:

TT

p

p

k

k

21

2

1

1

=

(2-38)

和

=

1

1

1

1

2

1

k

k

cp

p

k

k

VpW (2-39)

式中, k称为多变指数, 为一实验常数;

VC为吸入容积.

式(2-38)和式(2-39)说明, 影响排气温度T2和压缩功W的主要因素是

⑴ 压缩比愈大, T2和W也愈大;

(2) 压缩功W 与吸入气体量(即式中的p1VC)成正比;

(3) 多变指数k愈大则T2和W也愈大.压缩历程的换热情况影响k值, 热能及时全部移除, 则为等温过

程, 至关于k=1;完全没有热交换, 则为绝热历程, k=γ;部分换热则1

较大.空气,氢气等γ=1.4, 而石油气则γ=1.2左右, 因此在石油气压缩机用空气试车或用氮气置换石油气时,

就必须注重超负荷及超温问题.

压缩机在工作时, 余隙内气体无补地进行着压缩膨胀轮回, 陡然消耗动力, 且使吸入宇量减少.余隙的这

一影响在压缩比p2/p1大时更为显著.当压缩比增大至某一极限值时, 活塞扫过的全部容积恰好使余隙内的气

体由p2膨胀至p1, 此时压缩机已不能吸入气体, 即流量为零.这是压缩机的极限压缩比.这个之外, 压缩比增高, 气

体温升很高, 甚至可能导致润滑油变质, 机件损坏.因此, 当出产历程的压缩比大于8时, 尽管离压缩极限尚

远, 也应采用多级压缩.

图2-43为两级压缩机表示意思图.在第一级中气体沿多变线ab被压缩至中间压强p, 以后进入中间冷却器等

压冷却到原始温度, 体积缩小, 图中以bc线表示.在第二级压缩中, 从中间压强开始, 图中以cd线表示.这

样, 由一级压缩变为两级压缩后, 其总的压缩历程较接近于等温压缩, 所节流的功为阴影面积bcdd'所代表.

99

图2-43 两级压缩机

在多级压缩中, 每级压缩比减小, 余隙的不良影响减弱.

往复压缩机的产品有多种, 除压气机外, 还有氨气压缩机,氢气压缩机,石油气压缩机等, 以适应各

种特殊需要.

往复式压缩机的选用主要依据出产能力和排出压强(或压缩比)两个指标.出产能力用m3/min表示, 以吸

入常压空气来标定.在现实选用时, 首先根据所输送气体的特殊性质, 决定压缩机的类型, 然后再根据出产能

力和排出压强, 从产品样本中选用合用的压缩机.

与往复泵一样, 往复式压缩机的排宇量也是脉动的.为使管路内流量稳定, 压缩机出口应连连贯柜.气柜

兼起沉降机作用, 气体中夹带的油沫和水沫在气柜中沉降, 按期排放.为安全起见, 气柜要安装压力表和安全

阀.压缩机的吸进口需装过滤器, 以避免吸入灰尘杂物, 造成机件的磨损.

例2-4 某工艺需将20℃,0.1MPa(绝)的原料气压缩至1MPa(绝),进口气体流量为1m3/s.压缩历程的

多变指数k=1.25,试求下列两种情况下的出口温度T2和所需消耗的外功功率.

⑴ 一级压缩,压缩比为10;

(2) 二级压缩,气体在离开第一级后被冷却至20℃再进入第二级,每级的压缩比均为10.

解: ⑴ 由式(2-38)和式(2-39)得:

1914641029325.1

125.1

1

1

2

12==×=

=

K

p

p

TT

k

k

℃

×

××=

=

110

125.1

25.1

1101

1

25.1

125.1

5

1

1

2

11

k

k

p

p

k

k

VpN

W51092.2×=

(2) 因两级进口温度,气体质量流量,压缩比相同,则出口温度和功率消耗也相同:

963691029325.1

125.1

1

1

2

12==×=

=

K

p

p

TT

k

k

℃

=+=

1

1

2

1

1

2

1121

k

k

p

p

k

k

VpNNN

W525.1

125.1

51059.2110

125.1

25.1

1102×=

×

×××=

100

比力计算结果可知,多级压缩可以降低功率消耗和气体出口温度.

(二) 离心式压缩机

离心式压缩机又称为透平压缩机, 其工作原理与离心鼓风机完全相同, 离心式压缩机之所以能产生高压

强, 除级数较多外, 更主要的是采用高转速.例如, 国产DA220-71型离心压缩机, 进口为常压, 出口约为

1MPa 左右, 其转速高达8500r/min, 由汽轮船上的发动机驱动.为获得更高的压强, 叶轮的转速必须更高.

与往复式压缩机相比, 离心式压缩机具备体积小,重量轻,运转平稳,操作可靠,调节容易,维修方便,

流量大而均匀,压缩气可不受油污染等一系列长处.因此, 最近几年来在化工出产中, 往复式压缩机已越来越多地

为离心式压缩机所代替.例如, 在规模为1000吨/天以上的大型合成氨厂, 离心式压缩机在25～30MPa的范

围内使用获得圆满成功.

离心式压缩机的缺点是:制造精度要求高, 当流量偏离额定值时效率较低.

2-5-4 真 空 泵

原则上讲, 真空泵就是在负压下吸气,一般在大气压下排气的输送机械, 用来维持工艺体系要求的真空状

态.对于仅几十个帕斯卡到上千帕斯卡的真空度, 普通的通风机和鼓风机就行了.但当希望维持较高的真空

度, 如绝对压在20kPa以下至几个毫米汞柱(即几个Torr*), 就需要专门的真空泵.对于需维持绝对压在

10-3Torr以下的超高真空, 就需应用扩散,吸附等原理制造的专门设备, 这已超出本书的规模.底下就化工常

用的几种真空泵作简要介绍:

(一) 往复式真空泵

往复真空泵的构造和原理与往复式压缩机基本相同.可是, 真空泵的压缩比很高(例如, 对于95%的真空

度, 压缩比约为20左右), 所抽吸气体的压强很小, 故真空泵的余隙容积必须更小.排出和吸入阀门必须更加

轻盈灵活.为减少余隙的不利影响, 真空泵汽缸设有连通活塞左,右两端的均衡气道.在排出行程终了时, 让

均衡气道连通1个很短的时间, 使余隙中的残留气体从活塞的一侧流至另外一侧, 从而减小余隙的影响 .

往复式真空泵所排放的气体不应含有液体, 如气体中含有大量蒸汽, 必须把可凝性气体设法(一般采用冷

凝)除掉之后再进入泵内, 即它归属干式真空泵.

(二)水环真空泵

水环真空泵的外壳呈圆形, 其中有一叶轮偏疼安装, 如图2-44所示.水环泵工作时, 泵内注入一定量

图2-44 水环真空泵 图2-45 液环真空泵

1-水环; 2-排气口; 3-吸进口; 4-转子 1-叶轮; 2-泵体; 3-气体分配器

的水, 当叶轮旋转时, 由于离心力的作用, 将水甩至壳壁形成水环.此水环具备密封作用, 使叶片间的空隙形

* Torr 读作托.

101

成很多大小差别的密封室.由于叶轮的旋转运动, 密封室由小变大形成真空, 将气体从吸进口吸入;继而密封

室由大变小, 气体由压出口排出.

水环真空泵在吸气中可允许夹带少量液体, 归属湿式真空泵, 布局简单紧凑密切, 最高真空度可达85%.水环

泵运转时, 要不停地充水以维持泵内液封, 同时也起冷却的作用.

水环式真空泵可作为鼓风机用, 所产生的风压不跨越0.1MPa(表压).

(三) 液环真空泵

液环泵又称纳氏泵, 在化工出产中应用很广, 其布局如图2-45所示.液环泵外壳呈椭圆形, 其中装有叶

轮, 叶轮带有很多爪形叶片.当叶轮旋转时, 液体在离心力作用下被甩向四周, 沿壁成一椭圆形液环.壳内充

液量应使液环在椭圆短轴处充满泵壳与叶轮的间隙, 而在长轴方向上形成两新月形的工作腔.和水环泵一样,

工作腔也是由一些大小差别的密封室组成的.可是, 水环泵的工作腔只有1个, 系由于叶轮的偏疼所造成,

而液环泵的工作腔有两个, 是由于泵壳的椭圆形状所形成.

由于叶轮的旋转运动, 每个工作腔内的密封室逐渐由小变大,

从吸进口吸进气体. 然后由大

变小, 将气体强行排出.

液环泵除用作真空泵外, 也可用作压缩机, 产生的压强可高达

0.5～0.6MPa(表压).

尤须指出, 液环泵在工作时, 所输送的气体不与泵壳直接接触.

因此, 只要叶轮采用耐腐蚀材料制造, 液环泵便可输送腐蚀性气体.

固然, 泵内所充液体, 必须不与气体起化学反应.例如, 当输送氯气时,

壳内充以硫酸, 而在输送空气时, 泵内充水即可.

(四) 旋片真空泵

是旋转式真空泵的一种, 其工作原理见图2-46.当带有两个旋片

7的偏疼转子按箭头方向旋转时, 旋片在弹簧8的压力及自身离心力

的作用下, 紧贴泵体9内壁滑动, 吸气工作室不停扩大, 被抽 图2-46 旋片真空泵的工作原理

气体通过吸气口3经吸气管4进入吸气工作室, 当旋片转至垂直位 1-排气口; 2-排气阀片; 3-吸气口; 4-吸气管;

置时, 吸气完毕, 此时吸入的气体被隔离.转子继续旋转, 被隔离 5-排气管; 6-转子; 7-旋片; 8-弹簧; 9-泵体;

的气体逐渐被压缩, 压强升高.当压强跨越排气阀片2上的压强时, 则气体经排气管5顶开阀片2, 通过油液

从泵排气口1排出.泵在工作历程中, 旋片始终将泵腔分成吸气,排气两个工作室, 转子每旋转一周, 有两次

吸气,排气历程.

旋片泵的主要部分浸没于真空油中, 为的是密封各部件间隙, 充填有害的余隙和得到润滑.此泵归属干

式真空泵.如需抽吸含有少量可凝性气体的混合气时, 泵上设有专门设计的镇气阀(能在一定压强下打开的单

向阀), 把经节制的气流(通常是湿度不大的空气)引到泵的压缩腔内, 以提高混合气的压强, 使其中的可凝性

气体在分压尚未达到泵腔温度下的饱和值时, 即被排出泵外.

旋片泵可达较高的真空度(约为5×10--3 Torr绝对压强), 抽气速率比力小, 合用于抽除干燥或含有少量可

凝性蒸汽的气体.不适宜用于抽除含尘和对润滑油起化学作用的气体.

(五) 喷射真空泵

喷射泵(图2-47)是利用高速流体喷射的流体时压强能向动能转换所造成的真空, 将气体吸入泵内, 并在混

合室通过碰撞,混合以提高吸入气体的机械能, 气体和工作流体一并排出泵外.

喷射泵的工作流体可以是水气也能够是水, 前者称为蒸汽喷射泵, 后者称为水喷射泵.

102

单级蒸汽喷射泵仅能达到90%的真空度.为获得更

高的真空度可采用多级蒸汽喷射泵, 工程上至多采用

五级蒸汽喷射泵, 其极限真空可达1.3Pa(绝压).

喷射泵的长处是工作压强规模广, 抽宇量大, 布局

简单, 适应性强(可抽吸含有灰尘以及腐蚀性,易燃,易

爆的气体等), 其缺点是效率很低, 一般只有10～25%.

因此, 喷射泵多用于抽真空, 很罕用于输送目的.

图2-47 单级蒸汽喷射泵

真空泵的主要特性 真空泵的最主要特性是极限真空和抽气速率:

⑴ 极限真空(残余压强)是真空泵所能达到的稳定最低压强, 习惯上以绝对压强表示, 单元为Pa或

Torr;

(2) 抽气速率(简称抽率)是单元时间内真空泵吸进口吸进的气体体积.注重, 这是在吸进口的温度和

压强(极限真空)条件下的体积流量, 常以m3/h或1/s表示.

这两个特性是选择真空泵的依据.

真空泵所需抽率的决定 真空设备中需要排除的气体可以是不凝性干气体, 也能够包含可凝性的

蒸汽, 在有些历程中, 如真空蒸发,真空蒸馏等, 可能大部分是可凝性蒸汽.由于在真空状况下气体的

疏密程度特别小,要排除一定质量的气体, 其体积十分庞大, 若要求将全部气体(包括不凝性气体)用真空泵

抽出, 不仅干式真空泵, 甚至有些湿式真空泵在布局上也不允许.更严重的问题是抽送这么大体积的气

体, 真空泵必须十分庞大, 消耗功率亦太大.这里有这样一条原则可遵循, 即真空设备中要排除的可凝

性气体, 只要真空度不是太高而能较方便地冷凝(大多用水冷), 则应将其尽可能冷成凝液而排除, 若因

真空度太高, 冷凝困难, 而另用制冷体系则更不经济时, 则往往先用蒸汽喷射泵抽除, 使混合气压强提

高到蒸汽可以冷凝的压强先将可凝气体冷凝排除, 然后用其它真空泵进一步抽除不凝性气体.所以一般

机械真空泵仅用来抽除那一些漏入设备的和体系产生的少量干气体及泵操作温度下的饱和蒸汽, 以维持

体系的真空.

需用真空泵连续抽除的气体量一般较难确定, 它包括:

G1―单元时间内从外界漏入真空体系的空宇量, kg/h;

G2―与历程液体的饱和蒸汽压至关的蒸汽量, kg/h;

G3―用冷却水直接冷却时, 冷却水释放出的溶解空宇量, kg/h;

G4―工艺历程产生的不凝性气体量, kg/h.

现实上, G3和G4很小, 可以忽略, 所以真空泵的抽宇量

G= G1 +G2 (2-40)

造成空气漏入的因素很多, 无法严格计算.估算漏入量的方法很多, 其中之一是先算出真空设备,

管路及其它附件所有接缝长度, 按每米漏入量为0.05～0.07kg/h计算总漏入量, 然后乘以2作为G1.至

于其它估算方法, 这里不予赘述.

设真空体系的工作压力为p, 真空泵的排出量为V, 则干气体的分压pn为:

pn=p- pv (2-41)

式中 pv―在体系温度下的可凝汽的饱和蒸汽压.

可凝性蒸汽量G2可按下式求得

103

G

GMP

MP

vv

nn

2

1= (2-42)

式中 Mn和Mv别离表示干气体及可凝性蒸汽的分子量.

抽气速率则可方便地由下式求得

V

GRT

pMm

= (2-43)

式中 T为体系的绝对温度, K;

Mm为排出气体的平均分子量.