考研 化工原理 必备课件第二章 流体输送机械.doc

本文由821240550贡献 ppt文档可能在WAP端浏览体验不佳。建议您优先选择TXT，或下载源文件到本机查看。 2.流体输送机械 2.流体输送机械 2.1概述 2.1概述 2.2离心泵 2.2离心泵 2.3往复泵 2.3往复泵 2.4其他化工用泵 2.4其他化工用泵 2.5气体输送机械 2.5气体输送机械 2.1 概述 1.为流体提供能量的机械称为流体输送机械。 2.流体输送机械分类: A.根据所输送流体的不同分为: (1)输送液体的机械通称为泵， (2)输送气体的机械通称为风机或压缩机。 B.流体输送机械的分类 动力式（叶轮式）：包括离心式、轴流式； 容积式（正位 移式）：包括往复式，旋转式； 其他类型：如喷射式等。 2.2 离心泵 2.2.1 2.2.2 2.2.3 2.2.4 2.2.5 离心泵的工作原理和主要部件 离心泵的特性曲线 离心泵的流量调节和组合操作 离心泵的安装高度 离心泵的类型与选用 2.2.1 离心泵的工作原理和主要部件 （1）离心泵的主要构件叶轮，蜗壳和轴封装置 （2）离心泵的理论压头 H T 假设：叶片的数目无限多，叶片的厚度无限薄，从而可以认为 液体完全沿着叶片的弯曲表面流动，无任何环流现象；液体是 理想流体，无摩擦阻力损失。在叶轮的进、出口截面到机械能衡 算式，从而导出离心泵理论压头 H T 为 ： HT = u2 c2 cos 2 g （3）流量对理论压头的影响： u2 2 u2 ctg 2 HT = ? qV g gA2 A2 = 2 r2b2 qv = A2 c2r = 2 r2b2 c2 sin 2 （4）叶片形状对理论压头的影响 当泵转速n、叶轮直径D2、叶轮出口处叶片宽度 b2、流量 qv一定时， H T 随叶片形状 2 而变。 u2 2 ctg 径向叶片， 2 = 90 ， 2 =0， H T = 与 qv 无关。 g o u2 2 后弯叶片， 2 0, H T 90 , ctg 2 g 由此可见，前弯叶片产生的 H T 最大，似乎前弯叶片最有利，实际 情况是否果真如此呢？ o 我们分析如下： p ?u 2 ） H T =位头（?z）+静压头（ ）+动压头（ g 2g o 而 2 90 的前弯叶片流体出口的绝对速度 c2 很大，此时增加的压 头主要是动压头，静压头反而比后弯叶片小。动压头虽然可以通过蜗壳 部分地转化为静压头，但由于c2 大，液体在泵壳内产生的冲击剧烈得多， 转换时的能量损失大为增加，效率低。故为获得较多的能量利用率，离 心泵总是采用后弯叶片（ 2 25o 30 o）。 （5）液体密度 对理论压头的影响 H T 与 无关，也就是说被输送液体 变，在其他条件不变时 H T 不变。可以这样解释： Fc = mr 2 , p = Fc p , HT = 与 无关. A2 g 气缚现象（前一节已解释） (7) 气缚现象 当泵壳内存有空气，因空气的密度比液体的密度小得多而产生 较小的离心力。从而，贮槽液面上方与泵吸入口处之压力差不 足以将贮槽内液体压入泵内，即离心泵无自吸能力，使离心泵 不能输送液体，此种现象称为“气缚现象”。 为了使泵内充满液体，通常在吸入管底部安装一带滤网的底阀， 该底阀为止逆阀，滤网的作用是防止固体物质进入泵内损坏叶 轮或防碍泵的正常操作。 2.2.2离心泵的特性曲线 2.2.2离心泵的特性曲线 （1）泵的有效功率 P 和效率 e 液体从泵中实际得到的功率称为有效功率 P e Pe = qv H e g 电动机给予泵轴的功率称为轴功率 Pa 。泵在运转过程中由于 存在种种原因导致机械能损失，使得 Pe Pa ， e与Pa之比称为泵的 P 效率 Pe = Pa Pa = 轴功率 Pe = qV H e g q H （W）= V e （KW） 102 (2)离心泵的特性曲线 由于离心泵的种类很多，前述各种泵内损失难以估计， 使得离心泵的实际特性曲线关系 H ? Q 、 N ? Q 、 ? Q 只能 靠实验测定，在泵出厂时列于产品样本中以供参考。 实验测出的特性曲线如图所示，图中有三条曲线，在图 左上角应标明泵的型号（如4B20）及转速 n ，说明该图特性 曲线是指该型号泵在指定转速下的特性曲线，若泵的型号或 转速不同，则特性曲线将不同。借助离心泵的特性曲线可以 较完整地了解一台离心泵的性能，供合理选用和指导操作。 2.2.2离心泵的特性曲线 2.2.2离心泵的特性曲线 由此可见： 一般离心泵扬程 H 随流量 Q 的增大而下降（ Q 很小时可能例外 ）。当 H =0时，由图可知 Q 也只能达到一定数值，这是离心泵的一个 重要特性； N 轴功率 N 随流量增大而增加，当 Q = 0 时， 最小。这要求离心 泵在启动时，应关闭泵的出口阀门，以减小启动功率，保护电动机免 因超载而受损； ? Q 曲线有极值点（最大值），在此点下操作效率最高,能量 损失最小。与此点对应的流量称为额定流量。泵的铭牌上即标注额定 值，泵在管路上操作时，应在此点附近操作，一般不应低于92% max。 2.2.3 影响离心泵性能的主要因素 （1）液体密度 对特性曲线的影响 理论 qv = D2b2 c2 sin 2 与 无关，实际 qv 与 也无关， u c cos 2 但 qm = qv 与 有关理论 H T = 2 2 与 无关，实际 H e也 与 无关。 qv H e Pa = （KW） P392泵性能表上列出轴功率指输送 102 20o C 清水时的 Pa ，所选泵用于输送 比水大的液体应先核 Pa = Pa ，若 P 表中的电机功率，应更换功率大的电 算 a 机，否则电机会烧坏。 g （2）液体粘度 对特性曲线的影响 ， H f ，qv H e ， ，Pa 的幅度超过 qv H e （ 的幅 度，a ）。泵厂家提供的特性曲线是用清水测定的，若实际 P 输送液体 比清水 大得较多。特性曲线将有所变化，应校 后再用，其他书有介绍校正方法。 （3）转速n对特性曲线的影响 泵的特性曲线是在一定转速下测得，实际使用时会遇 到n改变的情况，若n变化 20%，可认为液体离开叶轮时 的速度三角形相似， 2 不变,泵的效率不变(等效率)，则： qv c2 u2 n H e u2 c2 n 2 H e ?n? =? 2 ? ? H e ? n1 ? ? 2 Pa qv H e n3 Pa ? n2 ? =? ? ? Pa ? n1 ? ? 3 qv n2 = qv n1 上式称为离心泵的比例定律, n变化20%, 相等时成立。 （4）叶轮直径 D2 对特性曲线的影响 泵的特性曲线是针对某一型号的泵（D2 一定），一个过大的 泵，若将其叶轮略加切削而使直径变小，可以减低 qv 和 H e 而节 省 Pa 。若 D2 变化 5% ，可认为 2 不变， 不变，则 D2 qv c2 u2 D2 (u2 = r2 , r2 = ) 2 H e u2 c2 D2 2 Pa qv H e D23 qv D2 H e D2 2 Pa D2 3 = , =( ) , =( ) 得: qv D2 H e D2 Pa D2 上式称为离心泵的切割定律，D2变化 ( NPSH )C H g ? H g,max 。对照解题指南P182式（11-18）可知： ? ? H g ? H g 允许 ? ? H f (0? K ) = hf， 01 ( NPSH )r + 0.5 = ?h（称为允许汽蚀余量） a. 吸入管路应短（靠近液源）而直（少拐弯）； b. 吸入管路应省去不必要的管件，调节阀应装在排出管路上； c. 吸入管径大于排出管径。 （3）临界汽蚀余量( NPSH )C 与必需汽蚀余量( NPSH ) r p1， u12 pv uK 2 ( NPSH )c = min + ? = + H f (1? K) g 2g g 2g ( NPSH ) c 可通过实验测定，不是改变 H g 发生汽蚀，而是设法在泵的 qv 不变的条件下逐次降低 p1 （例如关小吸入管路中的阀），当泵内刚 min 好发生汽蚀（以泵 H e 较正常值下降3%作为发生汽蚀的标志）时测取 p1， 由上式计算 ( NPSH )c ， ( NPSH ) r = ( NPSH )c +安全余量，NPSH )r 列在泵的 ( 性能表上。 为安全，实际安装高度 注意： H g = ? H g ? ? 0.5 1 ） ? ?（ 允许汽蚀余量的校正。 泵性能表上列出的 ?h 值也是按 输送20oC的清水测定出来的，当输送其它液体时， h值应按下 20oC 式校正。 h = ? ?h 式中 h 输送其它液体时的允许汽蚀余量，m； 校正系数，为输送温度下液体的密度与饱和蒸汽 压的函数，其值小于1。 值可由有关手册查得，但通常 ?1， ?h ?h ，则按 ?h 计算的允许安装高度 H g 允许 H g 允许 ,故为简便起见，?h 也可不校 正，而把它作为外加的安全因数。 ? q ( NPSH ) r ，H g ? ，因此在确定 ( NPSH ) r 与 qv 有关， v ， ? ? H g ? 时必须使用过程可能达到的最大流量进行计算。 ? ? ? H f (0?1) ，H g ? ，应尽可能使 H f (0?1) 。措施： ? （4）由允许吸上高度 H S（真空度）求安装高度 H g 2.2. 2.2.离心泵的工作点和流量调节 （1）离心泵的工作点 管路特性曲线方程 泵特性曲线方程 H = f(qv ) = B + Kqv 2 H e = (qv ) = C ? Dqv 2 泵的工作点即为两条曲线的交点。 2.2.6离心泵的类型与选用 2.2.6离心泵的类型与选用 （1）离心泵的类型 清水泵 旧型号：B型 新型号：IS型 IS型泵是根据国际标准ISO2858规定的性能和尺寸设计的，其 效率比B型泵平均提高3.67%。 IS80-65-160 80泵入口直径，mm； 65泵出口直径，mm； 160泵叶轮名义直径，mm。 如果要求的压头（扬程）较高，可采用多级离心泵，其系 列代号为“D”，其结构如图所示。如要求的流量很大，可采 用双吸收式离心泵，其系列代号“Sh”。 耐腐蚀泵，“F”系列，非“F”系列。 油泵，单吸“Y”系列，双吸式“YS”系列。 液下泵，“FY”系列。 屏蔽泵。 杂质泵“P”系列。 2.2.6离心泵的类型与选用 2.2.6离心泵的类型与选用 2.2.6离心泵的类型与选用 2.2.6离心泵的类型与选用 （2）离心泵的选用 根据被输送液体的性质确定泵的类型 确定输送系统的流量和所需压头。流量由生产任务来定，所 需压头由管路的特性方程来定。 根据所需流量和压头确定泵的型号 A、查性能表或特性曲线，要求流量和压头与管路所需相适应 B、若生产中流量有变动，以最大流量为准来查找，H也应以最 大流量对应值查找。 C、若H和Q与所需要不符，则应在邻近型号中找H和Q都稍大一 点的。 2.2.6离心泵的类型与选用 2.2.6离心泵的类型与选用 D、若几个型号都满足，应选一个在操作条件下效率最好的 E、为保险，所选泵可以稍大；但若太大，工作点离最高效率点 太远，则能量利用程度低。 F、若被输送液体的性质与标准流体相差较大，则应对所选泵的 特性曲线和参数进行校正，看是否能满足要求。 2.3 其他类型的泵 2.3.1往复泵 2.3.1往复泵 往复泵的作用原理和类型 往复泵的特性曲线与工作点 往复泵的作用原理和类型 （1）作用原理 如图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。 （2）往复泵的类型 按照往复泵的动力来源可分类如下： 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，把旋转运动变为往复运动。 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，构成一个总的机组。 按照作用方式可将往复泵分类如下： 单动往复泵 活柱往复一次只吸液一次和排液一次。 双动往复泵 活柱两边都在工作，每个行程均在吸液和排液。 往复泵的流量调节 （1）往复泵的特性曲线与工作点 由 qVT = ASn qVT 知 仅与活塞每次扫过的体积AS及活塞往复次 数n关，而与管路的特性无关。 实际 qV = qVT V 1, q H不太高时, 随H的变化很 V qVT ， V V 小，H大时， V 减小。 而往复泵的压头则只决定于管路特性曲线与泵的特性曲线的交 点（工作点确定）。 （2）流量调节 用旁路阀调节流量。泵的送液量不变，只是让部分被压出的 液体返回贮池，使主管中的流量发生变化。显然这种调节方法很不 经济，只适用于流量变化幅度较小的经常性调节。 改变曲柄转速：因电动机是通过减速装置与往复泵相连的， 所以改变减速装置的传动比可以很方便地改变曲柄转速，从而改变 活塞自往复运动的频率，达到调节流量的目的。 2.3.2其他化工用泵 2.3.2其他化工用泵 1.非正位移泵 1.非正位移泵 2.正位移泵 2.正位移泵 3.各种泵的比较 3.各种泵的比较 2.4 气体输送机械 其结构原理与液体输送机械大体相同。但 液体（ 气 自身的特点。 液 1000 气体，故气体输送有 ） 气体输送的特点 : 动力消耗大：对一定的质量流量，由于气体的密度小，其 体积流量很大。因此气体输送管中的流速比液体要大得多，前经济 流速（1525m/s）约为后者（13m/s）的10倍。这样，以各自的经 济流速输送同样的质量流量，经相同的管长后气体的阻力损失约为 液体的10倍。因而气体输送机械的动力消耗往往很大。 气体输送机械体积一般都很庞大，对出口压力高的机械更是 如此。 由于气体的可压缩性，故在输送机械内部气体压力变化的同 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结 构、形状有很大影响。因此，气体输送机械需要根据出口压力来加 以分类。 2.4.1 通风机 工业上常用的通风机有轴心式和离心式两类。 （1）轴流式通风机 轴流式通风机的结构与轴流泵类似，如图所示。轴流式通风机排送 量大，所产生的风压甚小，一般只用来通风换气，而不用来输送气 体。化工生产中，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。 （2）离心式通风机 离心式通风机的结构特点 离心式通风机工作原理与离心泵相同，结构也大同小异。 2 离心通风机及叶轮 1机壳; 2叶轮; 3吸入口; 4排出口 a、为适应输送风量大的要求，通风机的叶轮直径一般是比较大的。 b、叶轮上叶片的数目比较多。 c、叶片有平直的、前弯的、后弯的。通风机的主要要求是通风量大， 在不追求高效率时，用前变叶片有利于提高压头，减小叶轮直径。 d、机壳内逐渐扩大的通道及出口截面常不为圆形而为矩形。 离心式通风机的性能参数和特性曲线 a、风量：按入口状态计的单位时间内的排气体积。m3/s，m3/h b、全风压：单位体积气体通过风机时获得的能量，J/m3，Pa 在风机进、出口之间写柏努利方程： p t = g ( z 2 ? z1 ) + ( p 2 ? p1 ) + 2 2 (u 2 ? u1 ) 2 +hf 式中， z ? z ) 可以忽略；当气体直接由大气进入风机时， ( 2 1 g u1 = 0 再忽略入口到出口的能量损失，则上式变为： p t = ( p 2 ? p1 ) + 2 u 2 2 = p st + p k 说明： a、从该式可以看出，通风机的全风压由两部分组成，一部分是进出 口的静压差，习惯上称为静风压 p st ；另一部分为进出口的动压 头差，习惯上称为动风压 k p 。 b、在离心泵中，泵进出口处的动能差很小，可以忽略。但 对离心通风机而，其气体出口速度很高，动风压不仅不 能忽略，且由于风机的压缩比很低，动风压在全压中所 占比例较高。 c、轴功率和效率 Q ? pt Q ? pt = N= N ?1000 ?1000 风机的性能表上所列的性能参数，一般都是在1atm、 20的条件下测定的，在此条件下空气的密度 0 = 1.20 kg/m3,相应的全风压和静风压分别记为 pt0 和 p st 0 。 d、特性曲线：与离心泵一样，离心通风机的特性参 数也可以用特性曲线表示。特性曲线由离心泵的 生产厂家在1atm、20的条件用空气测定，主要 有 pt 0 Q、p st 0 Q、N Q和 Q 四条曲线。 离心式通风机特性曲线 离心式通风机的选型 a、根据气体种类和风压范围，确定风机的类型 b、确定所求的风量和全风压。风量根据生产任务来定；全风 压按柏努利方程来求，但要按标准状况校正，即 0 1. 2 = B.E. p t p t 0 ； p t 0 = p t 根据按入口状态计的风量和校正后的全风压在产品系列表中查 找合适的型号。 2.4.2 鼓风机 在工厂中常用的鼓风机有旋转式和离心式两种类型。 （1）罗茨鼓风机 图1-66 罗茨鼓风机 罗茨鼓风机的工作原理与齿轮泵类似。如图所 示，机壳内有两个渐开摆线形的转子，两转子的旋转 方向相反，可使气体从机壳一侧吸，从另一侧排出。 转子与转子、转子与机壳之间的缝隙很小，使转子能 自由运动而无过多泄漏。 属于正位移型的罗茨风机风量与转速成正比，与出口压强无 关。该风机的风量范围可自2至500m3/min，出口表压可达80kPa，在 40kPa左右效率最高。 该风机出口应装稳压罐，并设安全阀。流量调节采用旁路，出 口阀不可完全关闭。操作时，气体温度不能超过85，否则转子会 因受热臌胀而卡住。 （2）离心式的鼓风机 离心式鼓风机的结构特 点：离心式鼓风机的外 形与离心泵相象，内部 结构也有许多相同之 处。 例如，离心式鼓风机的蜗壳形通道亦为圆形；但外壳直 径与厚度之比较大；叶轮上叶片数目较多；转速较高；叶轮 外周都装有导轮。 单级出口表压多在30kPa以内；多级可达0.3MPa。 离心式鼓风机的选型方法与离心式通风机相同。 2.5 往复式压缩机 化工厂所用的压缩机主要有往复式和离心式两大类。 1、单动压缩机结构简图。吸入活门S、排出活门D。其结构和工 作原理与往复泵类似。 开始时刻：当活塞位 于最右端时，缸内气体 体积为 p1 ，压力为 V1 ，用图中1点表示； 压缩阶段：当活塞由右向左运动时，由于D活门所在管线 有一定压力，所以D活门是关闭的，活门S受压也关闭。因此， 在这段时间里气缸内气体体积下降而压力上升，所以是压缩阶 段。直到压力上升到 p 2 ，活门D被顶开为止。此时的缸内气体 状态如2点表示。 排气阶段：活门D被顶开后，活塞继续向左运动，缸内 气体被排出。这一阶段缸内气体压力不变，体积不断减小，直 到气体完全排出体积减至零。这一阶段属恒压排气阶段。此时 的状态为3点表示。 吸气阶段：活塞从最左端退回，缸内压力立刻由 p 降 2 到 p1 ，状况达到4。此时D活门受压关闭，S活门受压打开，气 缸又开始吸入气体，体积增大，压力不变，因此为恒压吸气阶 段，直到1点为止。 2压缩类型 等温压缩；绝热压缩；多变压缩。 等温压缩是指压缩阶段产生的热量随时从气体中完全取出，气 体的温度保持不变。绝热压缩是另一种极端情况，即压缩产生的热 量完全不取出。实际是压缩过程既不是等温的，也不是绝热的，而 是介于两者之间，称为多变压缩。 3压缩功： 实际过程为多变过程，每一循环多变压缩的功为（J）： m ?1 ? ? m ? p 2 ? m ? ? W = p1V1 ? ? 1? ? p ? m ?1 ? 1 ? ? ? ? 其中m称为多变指数，对于等温压缩，m=1，但压缩功另有算 法。对于绝热压缩，m等于定压比热与定容比热之比。 压缩功的大小可以用图中1-2-3-4所围成的面积来表示。等温压 缩功最小，绝热压缩功最大，多变压缩功介于等者之间。 4有余隙的压缩循环 上述压缩循环之所以称为理想的，除了假定过程皆属可逆之外， 还假定了压缩阶段终了缸内气体一点不剩地排尽。实际上此时活 塞与气缸盖之间必须留有一定的空隙，以免活塞杆受热臌胀后使 活塞与气缸相撞。这个空隙就称为余隙。 余隙系数 =余隙体积/活塞推进一次扫过的体积 容积系数 =实际吸气体积/活塞推进一次扫过的体积 0 根据上述定义： V3 = V1 ? V3 ； 0 = V1 ? V 4 V1 ? V3 余隙的存在使一个工作 循环的吸、排气量减小，这 不仅是因为活塞推进一次扫 过的体积减小了，还因为活 塞开始由左向右运动时不是 马上有气体吸入，而是缸内 剩余气体的膨胀减压，即从 3至4，待压力减至 p 4 ，容 积增至 V4 时，才开始吸气。即在有余隙的工作循环中，在气体排 出阶段和吸入阶段之间又多了一个余隙气体膨胀阶段，使得每一循 环中吸入的气体量比理想循环为少。 余隙系数与容积系数的关系为： p ?1 / m ? 0 = 1 ? ? 2 ? ? 1? ? p ? ? 1 ? ? ? ? 由该式可以看出，余隙系数和压缩比越大，容积系数越小，实 V1 = V4 际吸气量越小，至于会出现一种极限情况：容积系数为零， ， 此时余隙气体膨胀将充满整个气缸，实际吸气量为零。 5多级压缩 多级压缩是指在一个气缸里压缩了一次的气体进入中间冷却 器冷却之后再送入次一气缸进行压缩，经几次压缩才达到所需要 的终压。 讨论： （1）采用多级压缩的原因：若所需要的压缩比很大，容积 系数就很小，实际送气量就会很小；压缩终了气体温度过高， 会引起气缸内润滑油碳化或油雾爆炸等问题；机械结构亦不合 理：为了承受很高的终压，气缸要做的很厚，为了吸入初压很低 的气体气缸体积又必须很大。 （2）级数越多，总压缩功越接近于等温压缩功，即最小值。然 而，级数越多，整体构造使越复杂。因此，常用的级数为2至6，每 级压缩比为3至5 。 （3