第十一章 叶片式泵及风机

第十一章叶片式泵与风机第一节离心式泵与风机的叶轮理论第二节轴流式泵与风机的叶轮理论第三节比例定律及比转速第四节叶片式泵与风机的结构讨论泵与风机的原理和性能，就是要研究流体在泵与风机内的流动规律，从而找出流体流动与各过流部件几何形状之间的关系，确定适宜的流道形状，以便获得符合要求的水力（气动）性能。流体流经泵与风机内各过流部件的对比情况如下表所示。第一节离心式泵与风机的叶轮理论流体流经泵与风机内各过流部件的对比情况叶片式泵与风机过流部件工作特点作用运动情况分析和研究吸入室固定不动将流体引向工作叶轮相对简单比较容易叶轮旋转完成转换能量比较复杂较为困难压出室固定不动将流体引向压出管路相对简单比较容易

欲开展对叶片式泵与风机的基本理论的研究工作，应将主要精力集中于流体在叶轮流道内流动规律的研究上。叶片轮毂轴前盘后盘空心叶片板式叶片一、离心式叶轮的投影图平面投影图轴面投影图叶片出口宽度叶片出口直径叶轮投影图二、叶轮内流体的运动及其速度三角形叶轮内流体的运动及其速度三角形由于速度是矢量，所以绝对速度等于牵连速度和相对速度的矢量和：即：叶轮进出口速度速度图速度三角形是研究流体在叶轮内能量转化及其参数变化的基础。在恒定流假设的基础上，要了解流体流经叶轮后所获得的能量。只需知道进出口处的速度三角形即可。为区别这两处的参数，分别用下标“1、2”表示叶轮叶片进口、出口处的参数；并用下标“”表示叶片无限多无限薄时的参数。速度三角形绝对流动角圆周分速度径向分速度相对流动角当叶片无限多时进口速度三角形

2.叶轮流道进、出口速度的计算进口（1）圆周速度式中n——叶轮转速，r/min;D1——叶轮内径，m；进口速度三角形(2)轴面速度式中——理论流量，；

——叶轮内径，m；

——叶轮的进口宽度；m——排挤系数（对于水泵，进口的排挤系数为：1=0.75~0.88；)(3)进口绝对流动角进口速度三角形的数值取决于吸入室及叶轮前是否有导流器。1a出口（1）圆周速度出口速度三角形式中n——叶轮转速，r/min;

——叶轮内径，m；(2)轴面速度出口速度三角形式中——理论流量，——叶轮内径，m；

——叶轮的进口宽度；m——排挤系数（对于水泵，出口的排挤系数为：1=0.85~0.95；)(3)出口相对流动角出口速度三角形在叶片无限多的假设条件下，叶轮出口处流体运动的相对速度方向沿着叶片切线方向，即出口相对流动角的数值与叶片出口处的安装角度相同。三、离心泵与风机的基本方程由于流体在叶轮内流动相当复杂，为了分析其流动规律，常作如下假设：（1）叶轮中的叶片为无限多无限薄，流体微团的运动轨迹完全与叶片型线相重合。（2）流体为理想流体，即忽略了流体的粘性。因此可暂不考虑由于粘性使速度场不均匀而带来的叶轮内的流动损失。

（3）流动为恒定流，即流动不随时间变化。

（4）流体是不可压缩的，这一点和实际情况差别不大，因为液体在很大压差下体积变化甚微，而气体在压差很小时体积变化也常忽略不计。1.离心式叶轮理论压头方程能量方程式的推导

流体进入叶轮后，叶片对流体做功使其能量增加。利用流体力学中的动量矩定理，可建立叶片对流体作功与流体运动状态变化之间的联系，推得能量方程式。则dt在时间内流入和流出进出口控制面的流体相对于轴线的动量矩分别为：流进：流出：由此得单位时间内，叶轮进、出口处流体动量矩的变化为：根据动量矩定理，上式应等于作用于该流体上的合外力矩，即等于叶轮旋转时给予该流体的转矩，设作用在流体上的转矩为M,则有：叶轮以等角速度ω旋转时，该力矩对流体所做的功率为:这里：所以有:得:全式除以为理想流体通过无限多叶片叶轮时的扬程，单位为m。上式即为离心式泵的能量方程。若单位重量流体通过无限多叶片叶轮时所获得的能量，则单位时间内流体通过无限多叶片叶轮时所获得的总能量为，对理想流体而言、叶轮传递给流体的功率应该等于流体从叶轮中所获得的功率。即对风机而言，通常用风压来表示所获得的能量，因此，风机的能量方程为：能量方程式的分析1）分析方法上的特点:避开了流体在叶轮内部复杂的流动问题，只涉及叶轮进、出口处流体的流动情况。２）理论能头与被输送流体密度的关系:pT=(u22u-u11u)3）提高无限多叶片时理论能头的几项措施：1u反映了泵与风机的吸入条件。设计时一般尽量使1≈90（1u0），流体在进口近似为径向或轴向流入。增大叶轮外径和提高叶轮转速。因为u2=2D2n/60，故D2和nHT。绝对速度的沿圆周方向的分量2u。提高2u也可提高理论能头，而2u与叶轮的型式即出口安装角2a有关，这一点将在后面专门讨论。能量方程式的第二形式：由叶轮叶片进、出口速度三角形可知：其中i=1或

i=2，将上式代入理论扬程HT的表达式，得：

第一部分Hst：共同表示了流体流经叶轮时静能头的增加值。轴流式：第一项=0，说明在其它条件相同的情况下，轴流式泵与风机的能头低于离心式；第二部分Hd：表示流体流经叶轮时动能头的增加值。这项动能头要在叶轮后的导叶或蜗壳中部分地转化为静能头。4）若进口流动角等于90度，称为法向进口条件：2.理论压头及理论功率与理论流量之间的关系1）离心式叶轮理论流量（不考虑泄漏）:2）离心式叶轮理论压头和理论流量的关系:3）离心式叶轮理论功率和理论流量的关系:3.离心式叶轮叶片型式1）离心式叶轮的三种型式后向式（2a＜90）径向式（2a＝90）前向式（2a＞90）叶片出口安装角：2a=（叶片出口切向，-

u2）2a对HT的影响为提高理论扬程HT，设计上使1≈90。则在转速n、流量qV、叶轮叶片一定的情况下，有：结论：①.2a<90o→HT<；.2a=90o→HT=；

.2a>90o→HT>；

流量－扬程曲线（Ｈ－ｑＶ）由无限多叶片时的理论能头可得：显然，这是一个直线方程，ＨＴ∞和ｑＶＴ呈直线关系变化,且直线的斜率由β２a来确定，。2）三种叶片型式的理论压头和理论功率曲线对于三种叶型分别为：后弯式叶轮当ｑＶＴ增大时，ＨＴ∞减小，流量－扬程关系曲线是一条向下倾斜的直线。B＞0径向式叶轮B＝0当ｑＶＴ增大时，ＨＴ∞减小，流量－扬程关系曲线是一条水平的直线。前弯式叶轮Ｂ<０当ｑＶＴ增大时，ＨＴ∞减小，流量－扬程关系曲线是一条向上倾斜的直线。前弯式径向式后弯式ＯＨＴ∞ｑＶＴＡ常用的泵或风机实际压头曲线有三种类型：

陡降型、缓降型与驼峰型ＨqV陡降型性能曲线的泵或风机宜用于流量变化较小的情况。缓降型曲线的泵或风机可用于流量变化大而要求压头变化不大的情况。具有驼峰型性能曲线的泵或风机，可能出现不稳定工况。这种不稳定工况是应避免的。陡降型缓降型驼峰型流量--功率特性曲线假设没有能量损失，理论轴功率等于有效功率

式中可见对于不同的β2值具有不同形状的曲线，当qVT=0时。三种叶轮的理论功率都等于零，理论功率曲线都交于原点。对于径向式叶轮对于前弯式叶轮对于后弯式叶轮理论功率曲线是一条直线。理论功率曲线是向上凹的二次曲线。理论功率曲线是向下凹的二次曲线。PTqVT根据以上分析，可以定性地说明不同叶型的泵或风机性能曲线的变化趋势，对于研究实际性能曲线是很有意义的。同时理论性能曲线还可以解释泵或风机在运转中产生一些问题的原因。如由理论功率曲线可以看出，前弯式叶轮的轴功率随流量增加而迅速增长，因此这种风机在运行中，电机很容易超载，而后弯式叶轮几乎不会发生超载。2a对Hst及Hd的影响

定义反作用度：结论：(1,1/2),后向式叶轮，

2y

(2amin,90)①

τ1/2,径向式叶轮，2y

=90(1/2,0),前向式叶轮，

2a(90,2amax)各种2y时的速度三角形及Hd、Hst的曲线图2amin2amax90u2=c2amax2w2=1u2=cHTHd

=1/22amin2w2w22小，后向式叶轮大，前向式叶轮②

HT

讨论1°从结构角度：当HT=const.，前向式叶轮结构小，重量轻，投资少。

2°从能量转化和效率角度：前向式叶轮流道扩散度大且压出室能头转化损失也大；而后向式则反之，故其克服管路阻力的能力相对较好。

3°从防磨损和积垢角度：径向式叶轮较好，前向式叶轮较差，而后向式居中。

4°从功率特性角度：当qV时，前向式叶轮Psh，易发生过载问题。

（1）为了提高泵与风机的效率和降低噪声，工程上对离心式泵均采用后向式叶轮；

（2）为了提高压头、流量、缩小尺寸，减轻重量，工程上对小型通风机也可采用前向式叶轮；

（3）由于径向式叶轮防磨、防积垢性能好，所以，可用做引风机、排尘风机和耐磨高温风机等。

叶片出口安装角的选用原则

四、离心式叶轮实际压头曲线1.有限叶片数的影响2.粘性流体能量损失对理论压头的影响1）无限叶片数的理解叶片型线严格控制流体流动。2）有限叶片数的理解叶片型线不能完全控制流体流动。AA轴向涡流试验

3）轴向涡流流体(理想)相对于旋转的容器，由于其惯性产生一个与旋转容器反向的旋转运动。流体在叶轮流道中的流动轴向涡流无限叶片数有限叶片数AAp1.有限叶片数的影响有限叶片叶轮出口速度三角形的变化

p形成阻力矩；4）速度三角形发生变化，分布不均；5）使理论能头降低：

不是效率，不是由损失造成的；流体惯性→有限叶片→轴向滑移；K

=

f（结构）。b．K为滑移系数a.

HT(pT)↓→HT(pT)，即：1）摩擦损失和扩散损失2.粘性流体能量损失对理论压头的影响当流动处于阻力平方区时，这部分损失与流量的平方成正比，可定性地用下式表示：2）冲击损失当流量偏离设计流量时，在叶片入口和出口处，流速变化使流动角不等于叶片的安装角，从而产生冲击损失。冲击损失可用下式估算，即离心式叶轮实际压头曲线绘制以上的直线为理想状况的流量－扬程性能曲线，由于考虑到有限叶片数和流体粘性的影响，需对上述曲线进行修正。考虑滑移系数ＫHT=KHT

考虑叶轮中流动损失考虑叶轮中冲击损失考虑叶轮中泄漏损失qVT-q

=qVＨＴqVＴOHT-qVTHT-qVTH-qVThf+hjhsH-qVqqVd

1）机械损失（用功率Pm表示）包括：轴与轴封、轴与轴承及叶轮圆盘摩擦所损失的功率，一般分别用Pm1和Pm2表示。1.机械损失与机械效率

2）机械损失的定性分析

Pm1∝nD2，与轴承、轴封的结构形式、填料种类、轴颈的加工工艺以及流体密度有关，约为1%～5%P。五、离心式叶轮的效率3）机械效率

机械损失功率的大小，用机械效率m来衡量。机械效率等于轴功率克服机械损失后所剩余的功率（即流动功率Ph）与轴功率P之比：机械效率和比转速有关，下表可用来粗略估算泵的机械效率。

ηm与ns的关系（泵）比转速

ns5060708090100机械效率ηm（%）848789919293

当叶轮旋转时，在动、静部件间隙两侧压强差的作用下，部分流体从高压侧通过间隙流向低压侧所造成的能量损失称为容积（泄漏）损失，用功率PV

表示。

发生在叶轮入口处的容积损失

发生在平衡轴向力装置处的容积损失；2.容积损失和容积效率1）容积损失发生在叶轮入口处的容积损失通过进口间隙的泄漏量按下式计算：式中：发生在平衡轴向力装置处的容积损失；通过轴向平衡装置的泄漏量按下式计算：总的泄漏量：（占理论流量：4%~10%）2）容积效率

容积损失的大小用容积效率V来衡量。容积效率为考虑容积损失后的功率与未考虑容积损失前的功率之比：

容积效率V与比转速有关，对给水泵，可供参考。

ns=5060708090100qV＜90m3/hqV＞145m3/h0.800.900.8350.9200.860.940.8750.9500.8900.9550.900.96

给水泵的容积效率3、水力损失和水力效率

1）水力损失水力损失是指：泵与风机工作时，由于流体和流道壁面发生摩擦、流道几何形状改变使流速变化而产生旋涡、以及偏离设计工况时产生的冲击等所造成的损失。冲击损失

摩擦损失和局部损失分类2）水力效率

流动损失的大小用流动效率h来衡量。流动效率等于考虑流动损失后的功率（即有效功率）与未考虑流动损失前的功率之比，即4、泵与风机的总效率

泵与风机的总效率等于有效功率和轴功率之比。即：

六、离心式泵与风机的性能曲线第二节轴流式泵与风机的叶轮理论轴流式泵与风机的特点1.结构简单、紧凑，外形尺寸小；2.动叶可调，有较宽的高效工作区；3.应用于大流量，小能量头的场合，噪声较大；一、流体在轴流式叶轮内的流动分析1.平面直列叶栅（圆柱层无关性假设）列线列线弦长叶片安装角栅距弦长列线2.速度三角形与离心式叶轮比较，相同点有：1．流体在叶轮内的运动仍是一种复合运动，即：２．圆周速度u仍为：１．在同一半径上，u1=u2=u，且w1a=w2a=wa，1a=2a=a与离心式叶轮比较，不同点有：2．绝对速度轴向分量的计算式：轮毂直径Dh二、轴流式叶轮的基本方程离心式泵与风机的能量方程同样适用于轴流式泵与风机中：在同一半径上，叶轮进、出口速度三角形中u1=u2=u，且1a=2a=a所以：又：得：扭速能量方程的分析：1.因为u1=u2=u，所以轴流式的泵与风机的扬程远低于离心式。2.当β1=β2时，流体不能从叶轮中获得能量，只有当β1>β2时，流体才能获得能量，二者差值越大，获得的能量越多。3.该方程是总能量和流动参数之间的关系，没有涉及翼型和叶栅几何参数之间的关系，因此不能用于轴流式泵与风机的设计。三、轴流式泵与风机性能曲线1、性能曲线的趋势分析

①．冲角增加，曲线上升；

③．叶顶和叶根分别出现二次回流，曲线回升。

②．边界层分离，叶根出现回流，曲线下降，但趋势较缓；

2、性能曲线的特点

①．存在不稳定工作区，曲线形状呈∽型；

②．空载易过载；③．高效区窄。3.离心式、混流式及轴流式泵与风机性能曲线的比较

H-qV

性能曲线的比较

离心式泵与风机的H-qV曲线比较平坦，而混流式、轴流式泵与风机的H-qV曲线比较陡。因此，前者适用于流量变化时要求能头变化不大的场合，而后者宜用于当能头变化大时要求流量变化不大的场合。

P-qV

性能曲线的比较

离心式和轴流式泵与风机的P-qV曲线随着流量的增加其变化趋势刚好相反，前者呈上升趋势，而后者则急剧下降。因此，为了减小原动机容量和避免启动电流过大，启动时，轴流式泵与风机阀门应处于全开状态，而离心式泵与风机阀门则原则上应处于关闭状态。-qV

性能曲线的比较

为了克服轴流式泵与风机轴功率变化急剧和高效区窄的缺点，提高调节效率，常常将其叶轮叶片设计成可调的。这样,当流量变化时，通过调节叶轮叶片的角度，使轴流式泵与风机仍具有比较高的效率。第三节相似理论在泵与风机中的应用问题的提出

设计任务：结构→要求：造价低、耗功少、效率高反复设计→试验→修改→受限；①.实型设计→模型设计②．相似设计利用优良的模型进行相似设计是设计选型的捷径；→改造；转速变化时进行性能的换算。出力不足裕量过大不能满足要求③．工程实际问题一、相似条件

1.几何相似：通流部分几何尺寸对应成比例——前提条件；通流部分几何尺寸对应特征角度相等。运动相似：速度三角形对应成比例——相似结果；2.运动相似：3.动力相似：动力相似：同名力对应成比例——根本原因；二、相似定律

1.第一相似定律——流量关系

在相似工况下，流量的相似关系为：由几何相似：由运动相似：所以：

表述：几何相似机泵与风机，在相似的工况下，其流量与叶轮直径的三次方、转速及容积效率的一次方成正比。

2.第二相似定律——扬程（全压）关系(由及p=gH推得）在相似工况下：由运动相似：在法向进口条件下：对于风机：所以：

表述：几何相似机泵与风机，在相似的工况下，其扬程（或全压）与叶轮直径及转速的二次方、以及流动效率（流体密度）的一次方成正比。

3.第三相似定律——功率关系（由推得）在相似工况下，轴功率的相似关系为：

表述：几何相似机泵与风机，在相似的工况下，其轴功率与流体密度的一次方、叶轮直径五次方、转速的三次方成正比；与机械效率的一次方成反比。相似定律的几点说明

1、该三定律应用存在困难（原因是：V、h和m未知）

2、等效的相似三定律

当实型和模型的几何尺度比≤5，相对转速比≤20%时，实型和模型所对应的效率近似相等，可得等效的相似三定律：

或3、V、h和m不等效的原因尺寸效应：（小模型）

↑→沿程损失系数↑→h↓↑→泄漏流量q相对↑→V↓

相对粗糙度相对间隙转速效应：（降转速）

↓(设D2不变)

结论：对于小模型、降转速，

(V、h、m)。三、比例定律（变速调节）两台泵与风机几何尺寸相等或是同一台机器，且输送相同的流体则【例】已知某电厂的锅炉送风机用960r/min的电机驱动时，流量qV1=261000m3/h，全压p1=6864Pa，需要的轴功率为P1=570kW。当流量减小到qV2=158000m3/h时，问这时的转速应为多少？相应的轴功率、全压为多少？设空气密度不变。

按照现有电机的档次，取n2=580r/min，则：

【解】由比例定律得：泵与风机的通用性能曲线把一台泵与风机在各种不同转速下的性能曲线绘制在同一张图上所得到的曲线。1.通用性能曲线的定义2.通用性能曲线的绘制

1、试验绘制通用性能曲线

作法：就某台泵或风机在一系列不同转速下进行试验，并将测得的一系列相应的H-qV或p-qV、-qV和等效曲线绘制在同一张图上。

优点：准确可靠，缺点是试验工作量大，浪费人力物力。2、理论绘制通用性能曲线

理论绘制通用性能曲线以比例定律为基础。相似工况点的参数应满足：

由于相似工况点的效率相等，则可利用转速为n0时的效率曲线0-qV作出转速为n时的效率曲线-qV。nAA转速不同时的效率换算

n0-qV

nn0H-qV

HqVO3、相似工况点应遵循的规律

相似工况点应满足:或

即，当n改变时，相似工况的一系列点必在顶点过坐标原点的二次抛物线上，并称其为相似抛物线，它表征了一簇抛物线，又称等效曲线。

实践证明，因转速效应，实际等效曲线偏离相似抛物线而成椭圆形。三、相似工况点与不相似工况点

在同一条相似抛物线上的点为相似工况点；反之则不存相似关系，不能用比例定律进行相似换算。把握这一点（对正确地确定泵与风机变速运行时的运行工况点及其性能参数的换算）非常重要。M相似工况点和不相似工况点的区分

A和B点（表征了泵在同一转速下的不同工况点）不是相似工况点；A和M点【位于同一条管路性能曲线（其顶点未位于坐标原点）上，它们表示了泵变速运行时的不同运行工况点】亦不是相似工况点；只有M和B点才是相似工况点。

【例】如右图所示，某台可变速运行的离心泵，在转速n0下的运行工况点为M

(qVM，HM

)，当降转速后，流量减小到qVA，试确定这时的转速。qVBHBHAqVMqVAqVHOH-qVHC-qVMAB

【解】①．确定变速后的运行工况点A

(qVA，HA)；

②．将qVA、HA代入下式以确定相似抛物线的k值；

③．过A点作相似抛物线，求A点对应的相似工况点B；

④．利用比例定律对A、B两点的参数进行换算，以确定满足要求的转速：四、比转速问题的提出相似设计→如何选型→眼花缭乱；

qV,(H,p),

n结构型式结构尺寸寻求：综合的特征参数=(性能,结构)流量相似定律能头相似定律构造之；平方，除以③目的：用于泵与风机的理论研究、选择和设计中。1、比转速的表达式水泵比转速的表达式风机的比转速比转速在实际应用中的主要缺点是：它是一个有因次的相似准则数，因而其通用性受到很大限制，也不利于学术交流和国际间的贸易往来。不同国别、不同单位比转速的换算计算公式国别中国、前苏联美国英国日本德国单位qVm3/sUSgal/minUKgal/minm3/minm3/sHmftftmmnr/minr/minr/minr/minr/min换算关系

114.1612.892.12

3.650.070610.910.150.2580.07761.110.1640.2830.47176.686.0811.7220.27403.883.530.5811

注ft——英尺；USgal——美加仑；UKgal——英加仑

为此，国际标准化组织（ISO/TC）定义了无因次型式数，其计算公式为：并以此取代现在用的比转速。应用型式数的主要优点是：①．由于它是无因次数，因而具有广泛的通用性；②．作为两泵流动的相似准则数，物理意义清楚，概念统一，便于理解和掌握；③．与泵所输送流体的密度无关，可唯一地确定叶轮的几何形状。

使用缺点是数值偏小。2、比转速的应用4、用比转速可以大致决定泵与风机的型式2、比转速可以反映泵与风机的结构特点3、比转速可以大致反映性能曲线的变化趋势5、用比转速可以进行泵与风机的相似设计1、比转速可以对泵与风机进行分类

泵的类型离心泵混流泵轴流泵低比转速中比转速高比转速比转速ns30＜ns＜8080＜ns＜150150＜ns＜300300＜ns＜500500＜ns＜1000叶轮形状尺寸比D2/D0≈3≈2.3≈1.8~1.4≈1.2~1.1≈1叶片形状柱形叶片入口处扭曲出口处柱形扭曲叶片扭曲叶片翼形叶片性能曲线形状比转速与叶轮形状和性能曲线形状的关系泵的类型离心泵混流泵轴流泵低比转速中比转速高比转速扬程-流量曲线特点关死扬程为设计工况的1.1~1.3倍扬程随流量减少而增加，变化比较缓慢。关死扬程为设计工况的1.5~1.8倍扬程随流量减少而增加，变化较急。关死扬程为设计工况的2倍左右，扬程随流量减少而急速上升，又急速下降。功率-流量曲线特点关死功率较小，轴功率随流量增加而上升。流量变动时轴功率变化较少。关死点功率最大，设计工况附近变化比较少，以后轴功率随流量增大而下降。效率-流量曲线特点比较平坦。比轴流泵平坦。急速上升后又急速下降。五、无因次性能曲线问题的提出：②．对同一系列（相似）风机，可依据相似定律实现；对不同系列（不相似）风机，则不能依此进行，需要构造一个比较的方法，即需要构造不同系列风机进行性能比较的基准。

①．在实际工程中，为选择合适的风机，需要进行风机性能的比较。结构转速密度④．风机性能=f计量单位设法除去则对同一系列风机就只有一组性能参数。③．若能将某一系列风机的性能只用一条曲线表示出来，那么，若将所有不同系列风机的性能曲线绘制在一张图上，就可以进行风机性能的比较了。对于同一系列风机，在相似的运行工况下有：由于这时的参数已没有因次，故称为无因次性能参数，由其所描述的曲线称为无因次性能曲线。用之实现不同系列风机的性能比较。qVAqVAqVApApApAAAAOOqVpp2mp11.无因次系数定义方法

—叶轮圆周速度；—流体的密度。无因次性能参数的定义式2.无因次性能曲线下图是

4-13（72）№5

通风机的性能曲线和无因次性能曲线。由图不难看出，两者形状完全相同。应该指出：当n和D2较大时，由于尺寸效应和转速效应的影响，两者会略有不同。

实际工作参数的计算3.无因次性能参数的意义对于同一系列的通风机，其无因次性能参数具有唯一性。换言之：它是相似准则数，是相似的结果。对于不同系列的通风机，其无因次性能参数与通风机的几何尺寸、转速及输送流体的种类无关，而只与通风机的类型有关。它表征了不同系列通风机性能的特征值。可将不同系列通风机的无因次性能曲线集中在一起，实现通风机性能的比较、选择。第四节：叶片式泵与风机的结构一、离心式泵与风机的结构1.转动部分（一）离心式水泵的结构

叶轮是离心泵最主要的过流部件，也是实现能量转换的主要部件，其作用是将原动机的机械能传递给流体，使流体获得压力能和动能。叶轮水力性能的好坏，对泵的效率的影响很大。叶轮一般由前盖板、叶片、后盖板和轮毂组成，后盖扳带有轮毂，称后盖板(也称后盘)。盖板之间有一系列叶片形成的流道，叶片数一般为6—12，具体视叶轮用途而定。叶轮有封闭式、半开式和开式三种。1）叶轮和泵轴（a）（b）封闭式叶轮（c）半开半闭式叶轮（d）开式叶轮2）平衡盘平衡盘

多级分段式水泵往往在水泵压出段外侧安装平衡盘，其作用是消除水泵的轴向作用力，除了平衡盘之外，还有其他的消除轴向力的结构。一个设计好的吸入室，应该符合以下三个条件：(1)要在最小的阻力损失情况下，将流体引入叶轮。(2)叶轮进口处的液流速度分布要均匀，一般使液流在吸入室内有加速。(3)将吸入管路内的液流速度变为叶轮人口所需的速度。

根据泵的结构型式不同，采用的吸入室结构主要有锥形管吸入室、圆环形吸入室和半螺旋形吸入室三种结构。2.固定部分1）吸入室吸入室的作用是以最小的阻力损失，将液体从吸入管路引入叶轮，其设计的优劣对进入叶轮的液体流动情况影响很大，尤其是对泵的气蚀性能的影响。

锥形管吸入室锥形管吸入室

其锥度一般是7˚~8˚。这种吸入室流动阻力损失较小，液体能在锥形管吸入室中加速，速度分布较均匀；锥形管吸入室结构简单，制造方便．是一种很好的吸入室，适宜用在单级悬臂式泵中。

圆环形吸入室圆环形吸入室其优点结构对称、简单、紧凑、轴向尺寸较小。在吸入室的起始段中，轴向尺寸逐渐缩小，宽度逐渐增大，整个面积还是缩小，使流体得到一个加速。但由于泵轴穿过环形吸入室，所以液流绕流泵轴时在轴的背面产生旋涡，引起进口流速分布不均匀。同时，叶轮的左、右两侧的绝对速度的圆周分速亦不一致，所以流动阻力损失较大。由于圆环形吸入室的轴向尺寸较短，为了缩小尺机器尺寸，，多级分段式泵中大多都采用圆环形吸入室，这主要是吸入室的损失与多级泵较高的扬程比较起来，所占的比例是极小的。

半螺旋形吸入室半螺旋形吸入室它能保证叶轮进口处的流体有均匀的速度场，流速分布比较均匀，流动损失较小。泵轴后面没有旋涡。但液流进入叶轮前已有预旋，泵的扬程要略有下降，故主要用于单级双吸式水泵、水平中开式水泵。2）压水室压水室是泵的重要组成部分。压水室的作用是将叶轮中流出的高速液体收集起来并送到下一级叶轮或管道系统中；降低叶轮出来液体的流速，把流体的速度动能转化为压力能，以减少液体在下—级叶轮或管道系统中的损失；消除液体流出叶轮后的旋转运动，以避免由于这种旋转运动带来的水力损失。压水室按结构分成螺旋式压水室(蜗壳)、环形压水室和导叶式压水室(导叶)。又分为径向式和流道式导叶。节段式多级泵导叶还包括对下一级叶轮起吸水作用的反导叶。螺旋型压水室螺旋压水室，又称涡壳，是由断面逐渐增大的螺旋线流道和一个扩散管组成。作用：1）它收集从叶轮出来的流体.2）在螺旋形的扩散管中将流体的部分速度动能转化为压力能。特点：螺旋形压水室具有结构简单，制造方便，效率高的特点。在非设计工况下运行时，会产生径向力。多用于单级单吸、单级双吸及水平中开式多级离心泵。为了保证叶轮内有稳定的相对流动，螺旋压水室内的流动应当是轴对称的。螺旋型压水室环形压水室环形压水室其各个流道的断面面积相等。因此，流体在流道中流动时不断加速，从叶轮中流出的流体与压水室内的流体相遇，彼此发生碰撞，流动损失较大，故其效率低于螺旋形压水室；但它加工方便，主要用于多级泵的排水段，或输送含有杂质的液体。环形压水室导叶式压水室导叶多用在节段式多级泵中，由于多级分段式泵的液体是前一级叶轮流入次一级叶轮内，故在流动过程中必须装置导叶。导叶的作用是汇集前一级叶轮流出的液体，并在损失最小的条件下引入次级叶轮的进口，同时在导叶内把部分速度能转换为压力能，所以导叶的作用与压水室相同。除此之外，导叶还能在多种工况下平衡作用在叶轮上的径向力。径向式导叶流道式导叶

叶轮入口与外壳之间的间隙处；

多级泵的级间间隙处；

平衡轴向力装置与外壳之间的间隙处以及轴封间隙处等。3.密封部分

为了减小叶轮入口处的容积损失q1，一般在入口处都装有密封环（承磨环或口环），如图下所示。检修中应将密封间隙严格控制在规定的范