叶片式泵与风机的基本理论|最新资料

叶片式泵与风机的基本理论

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。

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
由上表不难看出，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。
§1-1流体在叶轮内的流动分析
　
一、流体在离心式叶轮内的流动分析
（一）叶轮流道投影图及其流动分析假设
1、叶轮流道投影图
图1-1所示为某离心式叶轮的流道投影图。图中左面的部分（先不看前、后盖板间的连线）示出了叶轮前后盖板的形状；图中右面的部分（先不看过O点的Ⅰ、Ⅱ…线）
图 1-1叶轮的轴面投影图、平面投影图和轴面截线图
1——前盖板；2——后盖板；3——叶片；4、5——叶片进口、出口
为切割掉前盖板后得到的叶轮的平面投影图，可看到叶片曲面的平面投影图。为了能看到叶片的曲面形状，常附之以轴面（又称子午面）投影图。
叶轮的轴面投影图是指将叶轮叶片上的一系列点用旋转投影法投影到同一个轴面上而得到的图。作法是：先将右图上过Ⅰ、Ⅱ…线的轴面与叶轮叶片的一组交线（为了叙述方便，设叶片为无限薄）用旋转投影法投影到铅垂的轴面OO’上，再将其投影到左图上，可得到与这组交线形状完全一样的轴面投影线（如左图上前、后盖板间的连线所示），即叶轮的轴面投影图。
叶轮的轴面投影图和平面投影图可以清楚地表达出离心式叶轮的几何形状，在模型制造及将引进设备国产化方面具有重要的实际意义和使用价值。为了叙述和分析方便，通常只是将叶轮的轴面投影图和平面投影图简单地画成如图1-2所示的样子。
2、流动分析假设
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，即认为叶轮的叶片是一些无厚度的骨线（或称型线）。受叶片型线的约束，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）流动为稳定流，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。
（5）流体在叶轮内的流动是轴对称的流动。即认为在同一半径的圆周上，流体微团有相同大小的速度。就是说，每一层流面（流面是流线绕叶轮轴心线旋转一周所形成的面）上的流线形状完全相同，因而，每层流面只需研究一条流线即可。
（二）叶轮内流体的运动及其速度三角形
1、叶轮内流体的运动及其速度三角形
叶轮旋转时，流体一方面和叶轮一起作旋转运动，即牵连运动，其速度称为牵连速度，用 表示；同时又在叶轮流道中沿叶片向外流动，即相对运动，其速度称为相对速度，用 表示。因此，流体在叶轮内的运动是一种复合运动，即绝对运动，其速度称为绝对速度，用 如图1-3所示。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：
 = +
图1-3流体在叶轮内的运动
（a）圆周运动（b）相对运动（c）绝对运动
由这三种速度矢量组成的矢量图称为速度三角形或速度图，如图1-5所示。
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。对叶轮流道内任一点都可做出如图1-5所示的速度三角形，不过，对叶轮内流体的运动通常采用一维流动的研究方法时，主要是了解流体在叶轮叶片进口和出口处的情况。因为从这两处的速度三角形可以比较流体经叶轮前后的速度变化，从而了解流体流经叶轮后所获得的能量。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。
在速度三角形中，定义：绝对速度=（ ， ）；流动角=（ ，- ）；叶片安装角y=（叶片切线方向 ，- ）。显然，当流体沿着叶片的型线流动时，流动角等于安装角，即=y。另外，为了计算方便，常将绝对速度分解成两个相互垂直的速度分量：一个是 在直径方向上的投影，用r表示，r=sin，称为径向分速度；一个是在圆周切线方向上的投影，用u表示，u=cos，称为周向分速度，如图1-5所示。
2、速度三角形的计算
在速度三角形中，只要已知三个条件就可以作出。根据泵与风机设计时所采用的参数，可以方便地确定u、r和1、2角，作出速度三角形。作法如下：
（1）圆周速度u为：
 u= （1-1）
式中 D——叶轮直径（作进，出口速度三角形时，分别以D1，或D2，代入），m；
n——叶轮转速，r/min。
（2）绝对速度的径向分速r为：
 r= （1-4）
式中qVT——理论流量，即流过叶轮的流量，m3/s；b——叶轮叶片宽度，m；
——排挤系数，是考虑叶片厚度对流道的排挤程度的系数，其值等于实际的有效过流面积与无叶片时过流面积之比，对于水泵，进口、出口的排挤系数分别为：1=0.75~0.88；2=0.85~0.95。
（3）2及1角
当叶片无限多时，2=2y；而2y在设计时可根据经验选取。同样1也可根据经验、吸入条件和设计要求取定。
在求出u2、2、2r后，就可以按比例作出出口速度三角形，同样在确定了u1、1、1r后，就可按比例作出进口速度三角形。
二、流体在轴流式叶轮内的流动分析
（一）叶轮流道投影图及流动分析假设
轴流式叶轮的轴面投影图和平面投影图如图1-7所示。
流体在轴流式叶轮内的流动同样是十分复杂的空间运动，在分析和计算流体流经轴流式叶轮的流动状态时，常做如下假设：
（1）认为流体流过轴流式叶轮时，与飞机在大气中飞行十分相似。因此，在研究轴流式泵与风机的叶轮理论时，除可以采用研究离心式泵与风机时所采用的方法外，还可采用机翼理论进行分析。
（2）圆柱层无关性假设，即认为叶轮中流体微团是在以泵与风机的轴线为轴心线的圆柱面（称为流面）上流动，且相邻两圆柱面上的流动互不相干，也就是说，在叶轮的流动区域内，流体微团不存在径向分速。
（3）流体是不可压缩的。
按照假设（2），可以在叶轮内做出很多个圆柱流面，这些圆柱流面上的流动情况可不尽相同，但研究方法却是相同的。因而，只要了解了一个流面上的流动，其它流面上的流动情况也就会得到类似的解答。为此，可用r和r+dr的两个无限接近的圆柱面截取一个微小圆柱层，取出并沿其母线方向切开展成平面图，得到如图1-8所示的平面叶栅或称直线叶栅（所谓叶栅是由同一叶型的叶片以相等的间距排列而成）。由于叶栅中每一个翼型的绕流情况相同，因此，只要研究一个翼型的绕流运动即可概括一般。于是研究轴流式泵与风机叶轮内流体的流动，就简化为沿叶片长度研究对应几个圆柱面的叶栅中绕翼型的流动，把几个圆柱面上的绕翼型的流动串联起来，就得到了流体在轴流式叶轮内的流动情况。
叶栅的主要特性参数为：
列 线——栅中翼型各相应点的连线。
栅中翼型——绕叶栅流动的各流面上，叶片被截出的剖面。
栅 距——栅中翼型间的距离t，t=2πr/z，r为圆柱流面的半径，z为叶片数。
稠密度——翼弦l与栅距t之比l/t 。
安装角——翼型的弦长与列线间的夹角。
（二）叶轮内流体的运动及其速度三角形
和离心式叶轮一样，流面上任一流体微团的绝对速度 等于牵连速度 和相对速度 的矢量和，即：

如图1-9所示的叶栅，在叶栅进口处，流体以绝对速度1流入叶轮；由于叶轮做旋转运动，产生圆周速度u1；相对于叶轮，流体以相对速度w1流入叶轮叶栅。由1、u1、w1三个速度矢量组成了进口速度三角形。同理，在叶栅出口处，相应地由u2、2、w2组成了出口速度三角形，如图1-9所示。
由流动分析假设（2）可知，在同一半径上叶栅前后的圆周速度相等，即u1= u2=u，并且由于流体流动的连续性及不可压假设，叶栅前后相对速度和绝对速度的轴向分量也相等，即w1a= w2a = wa，1a =2a =a 。因此可将进、出口速度三角形画在一起，如图1-10所示。
由于轴流式叶轮的理论基础是机翼理论，而单个机翼和叶栅的工作是有差别的，因此，为了将机翼理论应用于叶栅，还需作一些特别处理。
叶栅和单个机翼工作的原则差别是：叶栅前后流速的方向不同，即叶栅改变了栅前来流的方向，而单个机翼并不改变来流的方向。由于1a =2a，所以，叶栅对流体的作用只对速度的周向分量有影响。因此，在进行叶栅计算时，我们取叶栅前后相对速度w1和w2的几何平均值w作为等价于单个翼型时无穷远处的来流速度，其大小和方向由速度三角形（图1-10）确定。
（1-5）
（1-6）
若用作图法，根据平行四边形法则，只需将图1-10中的CD线的中点E和B连接起来，连线BE即确定了w的大小和方向。
在进行叶栅速度三角形的计算时，有一点与离心式叶轮的速度三角形不同，即绝对速度的轴向分量的计算，其计算式如下：
 （m/s）
式中 Dh——叶轮轮毂直径，m。
§1-2 叶片式泵与风机的能量方程式

一、 能量方程式的推导（以离心式叶轮为例）
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。
1、前提条件将上节的假设，简写为：
叶片为“”，=0，[ =const.， ]，=const.，轴对称。
2、控制体和坐标系取叶轮前、后盖板及叶片进口1-1截面与叶片出口2-2截面之间的空间为控制体，如图1-11所示。以旋转的叶轮为相对坐标系，则流动视为稳定流动。
3、动量矩定理及其分析在稳定流动中，单位时间流出与流进控制体的流体对某一轴的动量矩的变化，等于作用在控制体内流体上的所有外力对同一轴的力矩的总和。
设单位时间内流出与流进控制体的流量为qVT，流体的密度为，叶片进、出口绝对速度矢量与转轴的垂直距离分别为l1=r1cos1和l2=r2cos2。于是单位时间内流出、流进控制体的流体对转轴的动量矩K分别为：
K2=qVT2l2=qVT2r2cos2，K1=qVT1l1=qVT1r1cos1
作用在控制体内流体上的外力对转轴的力矩有：
（1）由质量力所产生的力矩。当研究流体的绝对运动时，质量力只有重力，而由于对称性，重力对转轴的力矩之和为零。
（2）由表面力产生的力矩。它包括叶轮前、后盖板, 1-1和2-2控制面外的流体及叶片对流体的作用力矩。由于不考虑粘性，所以表面力只有压力。通过1-1和2-2控制面作用在流体上的压力的方向沿叶轮的径向，它们对转轴的力矩为零；由前、后盖板作用在流体上的压力是对称的，并且由于和转轴平行，故对转轴的力矩也为零。则作用在控制体内流体上的表面力对转轴的力矩，只有转轴通过叶片传给流体的力矩。
4、推导过程设所有外力对转轴的力矩和为M，则根据动量矩定理有：
M= K2- K1=qVT（2r2cos2-1r1cos1） （1-7）
上式中，力矩M就是原动机传给叶轮的转矩。当叶轮以等角速度旋转时，则传给流体的功率为：
P= M=qVT（2r2cos2-1r1cos1）
由于u2=r2、u1=ωr1、2u=2cos2、1u=1cos1，代入上式得：
P=qVT（u22u- u11u）
则单位重力流体流经叶轮时所获得的能量，即无限多叶片时的理论能头HT为：
 （m） （1-8）
上式虽以离心式叶轮为例推得，但对轴流式叶轮也成立，故该式就是叶片式泵与风机的能量方程式，因欧拉（Euler.L.）在1756年首先导出，所以又称之为欧拉方程式。
对于风机，习惯上用全压表示流体所获得的能量，即单位体积气体流经叶轮时获得的能量。由于pT= gHT，所以，风机的能量方程式为：
 （Pa） （1-9）
对于轴流式泵与风机，由于u1=u2=u，代入（1-8）、（1-9）两式，可得轴流式泵与风机能量方程式的简化形式：
 （m） （1-10）
 （Pa） （1-11）
二、能量方程式的分析
能量方程式把叶轮对流体所做的功与流体的运动参数联系起来了，所以它是叶轮设计计算的依据。在推导过程中，由于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。因此，这种方法在叶片式机械中得到了广泛的应用。
对能量方程式（1-8）的分析，可从如下三个方面考虑：

1、应明确能量方程式的：



能量方程式的适用条件和意义前已叙及（已用红色显示）；由式（1-8）知，流体所获得的理论扬程HT与被输送流体的密度无关。这就是说，如果叶轮的尺寸相同，转速相同、流量相等，无论输送的是水，还是空气，乃至其它密度的流体，都可得到相同液柱或气柱高度的理论扬程。显然，式（1-9）中理论全压是不同的，因为全压与密度有关。
2、提高无限多叶片时理论能头的几项措施
（1）吸入条件。在式（1-8）中u11u反映了泵与风机的吸入条件，减小u11u也可提高理论能头。因此，在进行泵与风机的设计时，一般尽量使1≈90（即流体在进口近似为径向流入，1u≈0），以获得较高的能头。
（2）叶轮外径D2、圆周速度u2。由式（1-8）、式（1-9）可以看出，叶轮的理论能头与叶轮外径D2、圆周速度u2成正比。因u2=D2n/60，所以，当其它条件相同时，加大叶轮外径D2和提高转速n均可以提高理论能头。但是稍后可以看到（第六节），增大D2会使叶轮的摩擦损失增加，从而使泵与风机的效率下降，同时还会使泵与风机的结构尺寸、重量和制造成本增加，此外，还要受到材料强度、工艺要求等的限制，所以不能过份增大D2。提高转速，可以减小叶轮直径，因而减小了结构尺寸和重量，可降低制造成本，同时，提高转速对效率等性能也会有所改善。因此，采用提高转速来提高泵与风机的理论能头是目前普遍采用的方法。目前火力发电厂大型给水泵的转速已高达7500r/min。但是转速的提高也受到材料强度的限制及泵的汽蚀性能（第二章中的第一节）和风机噪声（第三章中的第五节）的限制，所以转速也不能无限制地提高。
（3）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2y有关，这一点将在第三节中专门讨论。
3、能量方程式的第二形式
为了更清晰地了解式（1-8）的物理概念，由叶轮叶片进、出口速度三角形可知：
，其中i=1或 i=2代入式（1-8），得：

（1-12）
流体所获得的理论能头可分为两部分：
第一部分Hst：共同表示了流体流经叶轮时静能头的增加值。对于轴流式泵与风机，由于u1=u2=u，所以Hst的第一项等于零，这说明，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；为了提高轴流式泵与风机的静能头，就必须设法提高w1，为此，应使叶片进口面积小于其出口面积。实际中常常将轴流式叶轮叶片进口处稍稍加厚，做成翼形断面（2y＞1y）就是方法之一。
第二部分Hd：表示流体流经叶轮时动能头的增加值（或简称动压头）。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（或称静压头）。但是，从流体力学的观点看，静能头转化成动能头的损失小，而从动能头转化为静能头的损失则较大。因此，在设计泵与风机时，为了提高泵与风机的效率，一方面应力求降低动能头的比例，另一方面又尽量使导流部分设计得合理，使流线平顺以减少损失。
最后应当指出，由于能量方程是建立在流动分析的几个基本假设基础之上的，按照这些假设，叶轮所供给流体的能量，应不折不扣地全部被流体所获得。这在实际中是不可能的。因为流体在叶轮内的流动十分复杂，流动中会产生各种损失而减少了流体所获得的能量。因此，要将本节所得到的结论应用于工程实际，还需在以后几节里进行修正。
§1-3 叶片出口安装角对理论能头的影响

一、离心式叶轮的三种型式（如图P19 图1-12所示）
I、后向式叶片叶轮，2y＜90，其叶片弯曲方向与叶轮旋转方向相反；
II、径向式叶片叶轮，2y＝90，其叶片出口为径向；
III、前向式叶片叶轮，2y＞90。其叶片弯曲方向与叶轮旋转方向相同。