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不等间距叶片对离心泵性能影响分析

收稿日期：2015-07-14 修订日期：2015-11-13

基金项目：国家自然科学基金（51309119）；江苏省工业支撑（BE2014879）；江苏高校优势学科建设工程资助项目（PAPD）

作者简介：刘厚林，江苏溧水人，研究员，博士生导师，主要从事泵现代设计理论与方法的研究。镇江江苏大学流体机械工程技术研究中心，212013。Email:liuhoulin@https://www.wendangku.net/doc/239274276.html,

不等间距叶片对离心泵性能及压力脉动影响分析

刘厚林，吕云，王勇，黄浩钦，董亮

（江苏大学流体机械工程技术研究中心，镇江212013）

摘要：为研究叶片不等间距对离心泵性能及压力脉动影响，为离心泵优化设计提供依据，以一比转数为132.7离心泵为研究对象，基于转子自动平衡理论建立了3种叶片不等间距叶轮模型，并对模型泵全流场进行了CFD数值计算，获得了模型泵外特性、叶轮内流分布及蜗壳内压力脉动信息。利用外特性试验验证了计算方法的准确性，并对叶片不等间距与原等间距叶轮模型计算结果进行了对比分析。分析表明：叶片不等间距布置会使泵扬程降低，效率升高，且最小角间距越小，扬程下降越明显，效率上升越明显，但最小角间距为45°、50°、55°时，3个工况下的扬程、效率计算值变化幅度均保持在5%以内，满足设计要求；叶片不等间距布置后叶轮工作面附近的低速区更明显，且主要存在于较宽流道，最小角间距越小，低速区范围越大；叶片不等间距模型在145 Hz及其谐频处产生了新的压力脉动峰值，一定程度上改善了压力脉动频谱平稳性,其中最小角间距为45°、50°的2种模型在此处的脉动量整体比叶频处脉动量还大。该研究结果可为离心泵优化设计提供参考。

关键词：离心泵；计算机仿真；压力；叶片不等间距；水力性能；压力脉动

中图分类号：TH311文献标识码：A

0 引言

离心泵是一种广泛应用于民生、军事等领域的通用旋转机械。离心泵运行过程中内部流动极为复杂，尤其是偏工况下经常伴有流动分离、汽蚀、振动等不稳定现象，影响机组正常工作[1]。因此针对离心泵性能及压力脉动进行研究，提高其稳定性、可靠性显得尤为重要。

针对离心泵性能和压力脉动问题，近年来国内外学者均已做了广泛研究。国外Jafarzadeh 等[2]对照试验数据，数值模拟比较了不同的湍流模型对离心泵性能预测精度的影响，并分析了不同的叶片数目对离心泵性能的影响；Spence和Amaral-Teixeira[3-4]将数值模拟与实验相结合，研究了离心泵内的压力脉动，分析了几何参数变化对压力脉动和性能特性的影响；Kergourlay等[5]采用数值计算及试验测量的方法对分流叶片离心泵内的流场和压力脉动进行研究，发现分流叶片叶轮的周向速度和压力变得更均匀，可以降低泵的振动和噪声；Fortes-Patella[6]采用了流体仿真方法对离心泵内部叶轮与蜗壳间动静干涉引起的瞬态流动开展了数值研究。除研究水力参数对水力机械性能的影响之外，国外早已开始研究结构参数对其的影响。早在1967年，Lowson[7]就提出了采用周向不等距叶片布置方式来降低轴流压缩机基频噪声的想法，之后这一方法得到了不断地发展和应用；1970年，Melli[8]提出通过不等节距叶片分布降低通风机噪声。

国内方面，有关离心泵性能问题也有深入研究，如周凌九[9]、李随波[10]、孔繁余[11]等学者均有在离心泵性能实验、预测及优化等问题上开展相关工作。在对结构参数对泵性能的影响的研究上，姚志峰[12]等基于吸水室和压水室内压力脉动分布规律分析了不同叶轮形式对双吸离心泵压力脉动影响；刘厚林[13-14,22]等采用CFD技术对多级离心泵内时序效应及径向导叶内压力脉动进行了研究，并通过分析叶轮出口宽度对噪声辐射的影响为离心泵叶轮优化提供依据；袁寿其[15-18]通过试验分析了单叶片离心泵多工况压力脉动和不同型式隔舌对离心泵动静干涉作用的影响；黄先北等[19]研究了无导叶离心泵蜗壳内低频压力脉动的产生机理；孙晓峰[20]通过对叶轮离散噪声的计算，对轴流风机不等距叶片对观察点基频噪声的影响进行了探讨；之后，马健峰[21]运用数值定性预测与实验测量相结合的方法分析了不等距叶片离心风机的气动噪声，证实了实验结果与数值模拟结果在定性上吻合良好。

由上述分析可见，不等间距叶片在气力机械中有着良好的应用效果，虽然目前已有关于结构参数对离心泵性能影响的报道，但尚未见关于叶片不等间距布置对泵性能影响的文献。由转子自动平衡理论分析，叶片的这种布置方式应用到离

心泵上是可行的，因此本文基于转子自动平衡理论设计了三种叶片不等间距叶轮模型，希望探索不等间距叶片布置对离心泵性能的影响，并利用流体计算方法获得了离心泵内外特性信息，通过与原叶轮模型进行对比，研究叶片不等间距对离心泵性能及压力脉动影响，为离心泵的性能优化提供参考。

1 研究对象

1.1 离心泵结构参数

该泵主要设计参数为：流量Q opt =200 m 3/h ，扬程H =50 m ，转速n=2 900 r/min ，比转速n s =132.7；主要结构参数：叶轮出口直径D 2=222 mm ，叶片数z =6，叶轮出口宽度b 2=21.06 mm ，蜗壳基圆直径D 3=234 mm ，蜗壳进口宽度b 3=40 mm [23]。全流场水体如图1所示。

Volute 叶轮水体Impeller 弯管Elbow

泄漏流道Leakage flow

图1计算流体域 Fig.1 CFD model

1.2 叶片不等间距叶轮模型设计

离心泵叶轮设计时必须得保证自身的平衡性。叶片不等间距设计也必须以转子自动平衡理论为基础，其数学表达式为：

cos 0z

m α

==∑，1

sin 0z

m m α==∑ （1）

式中,αm 为第m 个叶片与第一个叶片之间的角间距，第一个叶片为参考叶片，α1=0，z 为叶片数。

为便于各叶片不等间距方案间单一变量的比较，叶片不等间距方案均采用典型的等边三角形平衡分布方式，以任意两相邻叶片为一组，共分三组，三组叶片呈等边三角形布置，即每相邻三个叶片角间距为120°。由于叶片间距越小，流道越窄，不利于内部流体流动，且对叶片强度要求较高，铸造难度更大，因此叶片最小角间距θmin 不易过小；最终设计了θmin =55°、50°、45°三个不等间距方案。原叶轮及三种叶片不等间距叶轮间距分布参数详见表1，叶轮水体如图2所示。

表1 叶轮角间距布置方案

Table 1 Impeller angular spacing layout plan

角间距 Angular spacing α1

α2

α3

α4

α5

α6

叶片等间距 Equal blade spacing 0°

60°

120°

180°

240°

300°

最小角间距为

45° θmin equals to 45° 0°

45°

120°

165°

240°

285°

最小角间距为

50° θmin equals to 50° 0°

50°

120°

170°

240°

290°

最小角间距为

55° θmin equals to 55°

0°

55°

120°

175°

240°

275°

注：αm 为第m 个叶片与第一个叶片之间的角间距，第一个叶片为参考叶片，α1=0，m=1，2，3，4，5，6，单位：度；θmin 为最小角间距，单位：度

Note:αm is the angular spacing between the blade of number m and the first blade, when the first blade is defined as reference, α1=0, m=1, 2, 3, 4, 5, 6, unit:degree; θmin is defined as the minimum angular spacing, unit:degree.

(a)叶片等间距 (b)最小角间距为45° (a) Equal spacing blade (b)θmin equals to 45°

(c)最小角间距为50° (d)最小角间距为55° (c)θmin equals to 50° (d)θmin equals to 55°

图2叶轮流体域

Fig.2 Two styles of impeller and CFD model

2 数值计算方法

2.1 网格划分

利用gridpro5.1网格划分软件对水体进行高质量结构网格划分，计算区域包括进口弯管、叶轮水体、泄漏流道、蜗壳水体及出口直管段5部分[23]。由于网格密度及网格质量会对计算结果造成影响，因此对网格划分进行相关性检验，并保证各计算流体域网格质量均大于0.30。对比3套不同密度网格扬程预测值，其中方案1扬程预测值与方案2相差6%，而方案2与方案3扬程偏差仅有0.57%。综合考虑计算成本与计算准确性，最终选择方案2，其网格单元总数为2093542。网格划分结果如图3所示。

图3流体计算域网格

Fig.3 Grid of fluid

表2 网格相关性检查

Table 2 Inspection of grid independence 网格M esh 网格数Grid number扬程Head/m 方案1 Scheme1 1243646 55.3

方案2 Scheme2 2093542 52.3

方案3 Scheme3 2859400 52.6

2.2 计算方法

进口弯管、叶轮水体、泄漏流道、蜗壳水体及出口直管段等各零部件的壁面都设为固壁条件，壁面边界满足无滑移边界条件；计算域进口设置总压为100 kPa，出口设置为质量流量边界；粗糙度设为50 μm。

叶轮设置为旋转区域,其余区域设置为静止区域；在定常计算中，动静区的交界面采用冻结转子交界面（Fronzen rotor interface）；在非定常计算中，采用瞬态动静交界面（transient rotor/stator interface），网格关联采用GGI方式；RNG k-ε湍流模型与标准k-ε湍流模型相比，考虑了湍流漩涡，也提供了低雷诺数流动粘性的解析公式，具有更高可信度和精度，因此定常和非定常计算湍流模型均采用RNG k-ε湍流模型[23]；非定常数值计算以定常计算结果为初始条件，时间步长设置为ΔT=0.0000574 s，即叶轮旋转1°所需的时间，共计算6个周期，并取最后一个周期的结果进行分析。

3 叶片不等间距对性能影响

3.1 外特性结果分析

由于不等间距叶轮的结构复杂，需要重新开模，加工周期长，因此本文暂时仅对原等间距叶片模型泵进行外特性测试，试验在江苏大学国家水泵中心开式试验台上进行，等间距叶片叶轮模型如图4所示，测试仪器及试验系统如图5所示。需直接测试参数有：试验泵进出口压力、流量、电机转速、电压及电流等参数，同时该系统还集成了数据处理分析功能，可实时转换得到模型泵额定转速下的流量、扬程、功率及效率等数据。试验时通过调节出口管阀门来控制模型泵流量大小，每调节一个流量点，待流量稳定之后再同步测量模型泵外特性数据。

原等间距叶片模型泵外特性的试验测试及数值预测结果如图6所示。由图6可知，数值计算的扬程曲线趋势上与试验扬程曲线基本一致。

0.8Q opt、1.0Q opt工况下扬程、效率计算值较试验测试值均偏小；1.2Q opt工况计算值较测试值偏大。

1.0Q opt工况下扬程、效率的计算值与试验值间均最为接近，扬程预测误差为0.93%，效率预测误差为0.3%；0.8Q opt工况下，扬程预测误差为

2.3%，效率预测误差为3%；1.2Q opt工况下扬程预测误差为2.6%，效率误差为0.98%。3个工况下的扬程、效率计算结果和试验结果误差均在3%以内，这说明采用的

Fig.4 Equal spacing blade model

图5离心泵测试试验台 Fig.5 Centrifugal pump test-bed

图6试验及数值模拟性能曲线

Fig.6 Comparison between predicted and measured

performance curves

表3 不等间距模型与原模型间扬程计算值比较 Table 3 Comparison of head between the unequal spacing

表4 不等间距模型与原模型间效率计算值比较 Table 4 Comparison of efficiency between the unequal

spacing models and the original model

效率 Efficiency

H 1/m

（θmin =45°） H 2/m

（θmin =50°） H 3/m

（θmin =55°）

H 0/m 叶片等间距

Equal spacing

blade

0.8Q opt

0.72

0.748

0.768 0.68

Q opt 0.7925 0.794 0.796 0.718 1.2Q opt

0.7975

0.7985

0.802

0.713

表3、表4分别为叶片不等间距模型与原模型扬程、效率计算值的比较。由表3、表4可知，随着叶片最小角间距θmin 增大，3个工况的不等间距模型扬程、效率计算值均呈增大趋势，但扬程均小于原等间距模型计算结果，效率均大于原间距模型，即θmin 越小，扬程下降越明显，效率上升越明显；但3种叶片不等间距叶轮模型在各工况下的扬程、效率计算值变化幅度均保持在5%以内，且设计工况下各模型扬程值均高于设计扬程50m ，满足扬程性能要求。

3.2 内流特性分析

图7为Q opt 工况下各叶轮前后盖板间的无量纲距离span=0.5流面的速度流线图和云图（span 取值0~1），各叶轮模型内部流动均较为规律，流线顺利的从叶轮进口发展到叶轮出口，流道内部也并未产生耗能的漩涡及堵塞流道等现象。单从流线情况看，3种不等间距叶轮与原等间距叶轮内部流态均较为良好。

从流面速度云图可以看出，叶轮进口局部区域速度相对较低，出口速度相对较高，且在叶片工作面附近形成了一定范围的低速区，其中3种叶片不等间距叶轮内部低速区主要出现在较宽的流道，低速区流体与周围流体极易形成较大的压力梯度，从而导致回流现象的产生。与原等间距叶轮相比，不等间距叶轮内部低速区更明显，且θmin 越小，低速区范围越大，这主要是由于θmin 取值越小，相邻流道过流面积就越大，也越容易导致脱流现象的产生。

(a)叶片等间距

(a) Equal spacing blade

(b)最小角间距为45°

(b)θmin equals to 45°

(c)最小角间距为50°

(c)θmin equals to 50°

(d)最小角间距为55°

(d)θmin equals to 55°

图7 叶轮前后盖板间的无量纲距离span=0.5流面速

度流线图和云图

Fig.7 Span=0.5 stream surface velocity vector streamline

diagram and nephogram

4 叶片不等间距对压力脉动影响

为了分析叶片不等间距对压力脉动的影响，在蜗壳中间面设置了11个监测点，以提取叶轮与隔舌干涉引起的压力脉动信息，其中M1~ M10分别对应于蜗壳的第1断面至第10断面，M11对应出口断面，且M1~ M11都位于各蜗壳断面的中间位置。

M10

M11

断

面

断面

断

面3

断面4

断

面

断面

断

面

断面8

断面9

断面10

出口断面

图8蜗壳压力脉动监测点布置示意图

Fig.8 Pressure pulsation monitoring location in volute

考虑到压力值较大，局部较小的压力波动不易察觉，故采用无量纲的压力系数来分析压力脉动，压力系数定义为

()/()

C p p v

=-（2）式中：p为静压；p为整个旋转周期内的压力平

均值；2

vρ为蜗壳出口的动扬程，ρ为水的密度，

ν2为蜗壳出口流速。

图9为设计工况下各模型蜗壳内监测点的压力脉动频谱图。总体上看，叶片等间距和不等间距模型压力脉动均在轴频APF（Axis Passing Frequency，48.33 Hz）处出现了一定峰值，但峰值相对其它特征频率较小，脉动能量主要集中在中频段；图9（a）中等间距模型压力脉动主要出现在叶频BPF（Blade Passing Frequency，290 Hz）及其谐频处，其中叶频处峰值最大，说明在泵转速不变的情况下，叶片与蜗壳隔舌间的强烈干涉作用是影响压力波动的最重要因素。对比M1~ M11各监测点压力脉动，可以发现各计算模型下M4~ M7 4个监测点的压力脉动明显低于其他7个监测点。由图8各监测点位置可知，M4~ M7这4个监测点离隔舌相对较远，而蜗壳内流体压力脉动又主要是由叶片与隔舌干涉作用引起，所以远离隔舌的区域压力脉动自然相对较小。。

由图9b、9c、9d可知，叶片不等间距模型频谱分布较叶片等间距模型更为密集；叶片等间距模型压力脉动频谱变化急剧，而叶片不等间距模型在原叶片通过频率及其谐频附近又产生了新的压力脉动峰值，这在一定程度上改善了压力脉动频谱的平稳性；θmin=45°、50°、55°三种模型在145 Hz（0.5×BPF）处压力脉动幅度较为明显，

其中θmin =45°、50°两种模型在此处的脉动量整体比BPF 处脉动量还大；而θmin =55°时145 Hz 处的脉动量明显小于叶频处的脉动量，这可能是因为θmin =55°的叶片分布形式非常接近于叶片等间距分布，使得叶片通过频率下的脉动量最为明显。

(a)叶片等间距

(a) Equal spacing blade

(b)最小角间距为45° (b)θmin equals to 45

(c)最小角间距为50° (c)θmin equals to 50

(d)最小角间距为55°

(d)θmin equals to 55° 图9 蜗壳监测点压力脉动频谱图

Fig.9 Pressure pulsation spectrum of monitoring points

in volute

5 结论

基于转子自动平衡理论设计了3种叶片不等间距叶轮模型，并利用流体计算方法获得了离心泵内外特性信息，通过与原叶轮模型进行对比，研究了叶片不等间距对离心泵性能及压力脉动影响。结果表明:

1）叶片不等间距叶轮模型扬程随流量增大而减小，效率随流量增大而增大。其中最小角间距为45°、50°、55°时，3个工况下的扬程、效率计算值变化幅度保持在5%以内，均满足扬程设计要求。

2）叶片工作面附近存在一定范围低速区，相比原等间距叶轮，不等间距叶轮内低速区更明显，且主要出现在较宽流道，最小角间距越小，低速区范围越大，易产生脱流。

3）与等间距模型相比，除叶频处外，最小角间距为45°、50°、55°三种模型蜗壳内压力脉动在145 Hz （0.5倍叶频）处出现了新的峰值，其中最小角间距为45°、50°两种模型在此处的脉动量整体比叶频处脉动量还大，而最小角间距为55°时145 Hz 处的脉动量明显小于叶频处的脉动量，这使得叶片不等间距模型压力脉动频谱分布较原等间距模型更为密集，一定程度上改善了压力脉动频谱的平稳性。

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2015，34（12）：195-200.

Huang Haoqin, Liu Houlin, Wang Yong, et al. Effect of inclined trailing edge of blade on vibration and hydrodynamic noise of marine centrifugal pump[J].

Journal of Vibration and Shock, 2015, 34(12):195-200.(In Chinese with English abstract)

Analysis about effect of unequal spacing blade on the performance and pressure pulsation of a centrifugal pump

Liu Houlin※LüYun Wang Yong Huang Haoqin Dong Liang ( Research Center of Fluid Machinery Engineering and Technology, Jiangsu University, Zhenjiang 212013，China) Abstract：In order to analyze the effect of unequal spacing blade on the performance of a centrifugal pump, a centrifugal pump n s=132.7 was chosen as the research object. Firstly, three kinds of unequal spacing blade models were established based on automatic rotor balance theory, the whole flow field of the model pump was computed by CFD and the performance tests were used to verify the accuracy of the calculation method. Performance, internal flow distribution and the pressure fluctuation in the impeller and volute of the model pump were obtained by numerical computation, and the calculation results of unequal spacing blade models and the original spacing blade model were compared and analyzed, the results show that unequal spacing blade model head decreases with increasing traffic, but are less than the original model, such as spacing impeller efficiency increases with the flow,

and were greater than the original model. But the minimum angular spacing of 45 °, 50 °, 55 °, the three workers head condition under efficiency calculation value varies by less than 5% holding, to meet the design requirements .Unequal blade spacing arrangement will reduce the pump head, increased efficiency, and the minimum angular separation smaller lift more obvious decline, increased efficiency, the more obvious. There is a certain range low speed area near blade working face, such as compared to the original distance between the impeller and nonuniform low speed zones within the impeller is more apparent, and mainly appear in the wider port, minimum spacing angular is smaller, the range of low speed, the greater the easy generation to take off the flow. There is a certain range of low velocity zone near the impeller working face, the low speed zone in unequal spacing impeller were more obvious than the equal one, and mainly existed in the wide flow channel, the smaller θmin, the larger the range of low speed zone. Compared with the model such as spacing, in addition to the pressure impulses, minimum spacing angular is 55 °,45 °, 50 °, three kinds of models in the volute pressure pulsation in 145 Hz , a new peak of minimum spacing angular is 50 °,45 °, pulsating quantity of two models in the whole is greater than the BPF place pulsating quantity, and minimum spacing angular is 55 °,the pulsating quantity of significantly less than the quantity of BPF in pulse; Unequal spacing blade model which makes the blade pressure pulsation frequency spectrum distribution is more intensive than that of the original space such as model, to some extent, improved the stability of the pressure pulsation frequency spectrum. The unequal spacing models produced a new pressure pulsation peak at 145 Hz and harmonic frequencies, and improved the pressure pulsation spectrum smoothness to some extent，the pulsating quantity of the two models of minimum spacing angular is 45°,50° ,the position is larger than the position of BPF. The study can provide reference for the centrifugal pump design.

Key words: centrifugal pump; computer simulation; pressure; unequal pitch blade; hydraulic performance; pressure pulsation

水泵性能参数

水泵性能参数单级单吸管道泵产品型GD型号: 产品报价: GD管道泵,GD型管道泵,单级管道泵一般供输送温度低于80?c无腐蚀性的清水或产品特物理、化学性质类似清水的液体。如果过流部件用不习惯制造，则可输送奶类、点: 饮料、酱油等卫生液体。点击放大 GD型单级单吸管道泵的详细资料: GD管道泵,GD型管道泵,单级管道泵 GD型管道泵产品概述 GD型管道泵是立式单级管道泵，可以直接安装在管道中直接进行加压。泵的出入口在同一水平方向上，并成180?，泵主要由泵体、泵盖、叶轮、轴、机械密封等零件组成。

口径100mm及以下的泵与电动机共轴，叶轮直接装在电动机上，轴向力由电动机轴承承受。泵的支撑方式分无支承脚与有支承脚两种。口径125mm及以上泵，泵轴与电动机分开，泵轴由中间轴承体轴承支承。电动机轴套入泵轴内。整机有底座支承，轴封采用机械密封。泵由电动机直接驱动，从电动机端部看，泵为顺时针方向旋转。 GD型管道泵一般供输送温度低于80?c无腐蚀性的清水或物理、化学性质类似清水的液体。如果过流部件用不习惯制造，则可输送奶类、饮料、酱油等卫生液体。 GD管道泵轻便灵活，使用时可以直接将泵安装在水平管道中，小型泵还可以安装在竖直管道中运行。根据具体情况可以单台工作，也可多台串联或并联运行，适合工业系统中途加压、城市高层建筑给水及空调循环水输送使用。 GD型管道泵的性能范围:流量Q为6-200m3/h;扬程H为13-78m。型号意义:列GD150-315A GD—管道离心泵 150—泵出入口直径(mm) 315—叶轮名义直径(mm) A—泵叶轮外径第一次切削。 GD型管道泵性能参数表流量必需汽扬程转速配用功率重量 Capacity 效率蚀余量型号 Head Speed Motor Weight Efficiency (NPSH)r Type 米转/分千瓦千克米/时升/秒 (%) 米 (m) (r/min) (kW) (kg) (m/h) (l/s) (m) 4 1.11 15. 5 42 2.6 GD32-120 6 1.67 13 2800 0.55 45 3.2 15 7.2 2 11 43.5 4.2

实验2 离心泵性能特性曲线测定实验

1.2离心泵性能特性曲线测定实验 1. 2.1实验目的 1）．了解离心泵结构与特性，学会离心泵的操作。 2）．测定恒定转速条件下离心泵的有效扬程(H)、轴功率(N)、以及总效率（η）与有效流量(V)之间的曲线关系。 3）．测定改变转速条件下离心泵的有效扬程(H)、轴功率(N)、以及总效率（η）与有效流量(V)之间的曲线关系。 4）．测定串联、并联条件下离心泵的有效扬程(H)、轴功率(N)、以及总效率（η）与有效流量(V)之间的曲线关系。 5）．掌握离心泵流量调节的方法（阀门、转速和泵组合方式）和涡轮流量传感器及智能流量积算仪的工作原理和使用方法。 6）．学会轴功率的两种测量方法：马达天平法和扭矩法。 7）．了解电动调节阀、压力传感器和变频器的工作原理和使用方法。 8）．学会化工原理实验软件库（组态软件MCGS 和VB 实验数据处理软件系统）的使用。 1.2.2基本原理离心泵的特性曲线是选择和使用离心泵的重要依据之一，其特性曲线是在恒定转速下扬程H 、轴功率N 及效率η与流量V 之间的关系曲线，它是流体在泵内流动规律的外部表现形式。由于泵内部流动情况复杂，不能用数学方法计算这一特性曲线，只能依靠实验测定。 1 ) 流量V 的测定与计算采用涡轮流量计测量流量，智能流量积算仪显示流量值V m 3/h 。 2) 扬程H 的测定与计算在泵进、出口取截面列柏努利方程： g u u Z Z g p p H 22122121 2-+ -+-=ρ (1—9) p 1,p 2：分别为泵进、出口的压强 N/m 2 ρ：液体密度 kg/m 3 u 1,u 2：分别为泵进、出口的流量m/s g ：重力加速度 m/s 2 当泵进、出口管径一样，且压力表和真空表安装在同一高度，上式简化为： g p p H ρ1 2-= (1—10) 由式（1-10）可知：只要直接读出真空表和压力表上的数值，就可以计算出泵的扬程。本实验中，还采用压力传感器来测量泵进口、出口的真空度和压力，由16路巡检仪显示真空度和压力值。 3) 轴功率N 的测量与计算轴功率可按下式计算： N=M ω=M 60 281.9602n PL n ππ．． = （1—11）

离心泵的性能参数与特性曲线

离心泵的性能参数与特性曲线泵的性能及相互之间的关系是选泵和进行流量调节的依据。离心泵的主要性能参数有流量、压头、效率、轴功率等。它们之间的关系常用特性曲线来表示。特性曲线是在一定转速下，用20℃清水在常压下实验测得的。（一）离心泵的性能参数 1、流量离心泵的流量是指单位时间内排到管路系统的液体体积，一般用Q表示，常用单位为l/s、m3/s或m3/h等。离心泵的流量与泵的结构、尺寸和转速有关。 2、压头（扬程) 离心泵的压头是指离心泵对单位重量（1N）液体所提供的有效能量，一般用H表示，单位为J/N或m。压头的影响因素在前节已作过介绍。 3、效率离心泵在实际运转中，由于存在各种能量损失，致使泵的实际（有效）压头和流量均低于理论值，而输入泵的功率比理论值为高。反映能量损失大小的参数称为效率。离心泵的能量损失包括以下三项，即 (1)容积损失即泄漏造成的损失，无容积损失时泵的功率与有容积损失时泵的功率之比称为容积效率ηv。闭式叶轮的容积效率值在0.85～0.95。 (2)水力损失由于液体流经叶片、蜗壳的沿程阻力，流道面积和方向变化的局部阻力，以及叶轮通道中的环流和旋涡等因素造成的能量损失。这种损失可用水力效率ηh来反映。额定流量下，液体的流动方向恰与叶片的入口角相一致，这时损失最小，水力效率最高，其值在0.8～0.9的范围。 (3)机械效率由于高速旋转的叶轮表面与液体之间摩擦，泵轴在轴承、轴封等处的机械摩擦造成的能量损失。机械损失可用机械效率ηm来反映，其值在0.96～0.99之间。离心泵的总效率由上述三部分构成，即 η=ηvηhηm（2-14）离心泵的效率与泵的类型、尺寸、加工精度、液体流量和性质等因素有关。通常，小泵效率为50～70％，而大型泵可达90％。 4、轴功率N 由电机输入泵轴的功率称为泵的轴功率，单位为W或kW。离心泵的有效功率是指液体在单位时间内从叶轮获得的能量，则有 Ne = HgQρ（2-15）式中 Ne------离心泵的有效功率，W； Q--------离心泵的实际流量，m3/s； H--------离心泵的有效压头，m。由于泵内存在上述的三项能量损失，轴功率必大于有效功率，即（2-16）式中 N ----轴功率，kW。（二）离心泵的特性曲线离心泵压头H、轴功率N及效率η均随流量Q而变，它们之间的关系可用泵的特性曲线或离心泵工作性能曲线表示。在离心泵出厂前由泵的制造厂测定出H－Q、N－Q、η－Q

离心泵性能测定实验报告

离心泵性能测定一、实验目的： 1、了解离心泵的构造与特性，掌握离心泵的操作方法； 2、测定并绘制离心泵在恒定转速下的特性曲线。二、实验原理：离心泵的压头H、轴功率N及功率η与流量Q之间的对应关系，若以曲线H～Q、N～Q、η～Q表示，则称为离心泵的特性曲线，可由实验测定。实验时，在泵出口阀全关至全开的范围内，调节其开度，测得一组流量及对应的压头、轴功率和效率，即可测定并绘制离心泵的特性曲线。泵的扬程He有下式计算：而泵的有效功率Ne与泵效率η的计算式为：Ne＝Qheηg；η＝Ne/N 测定时，流量Q可用涡轮流量计或孔板流量计来计量。轴功率N可用马达－天平式测功器或功率来表测量。离心泵的性能与其转速有关。其特性曲线是某一恒定的给定转速（一般nl＝2900PRM）下的性能曲线。因此，如果实验中的转速n与给定转速nl有差异，应将实验结果换算成给定转速下的数值，并以此数值绘制离心泵的特性曲线。换算公式如下：时，三、装置与流程：水由水箱1，经泵进口阀2、离心泵4、出口阀8 9

涡轮流量计9，最后流 10 8 6 回水箱 7 3 5 4 2 1 四、操作步骤： 1、熟悉实验装置及仪器仪表等设备，做好启动泵前的准备工作；将泵盘车数转，关闭泵进口阀，打开泵出口阀并给泵灌水，待泵内排尽气体并充满水后，再关闭泵出口阀。 2、启动离心泵，全开泵进口阀，并逐渐打开离心泵出口阀以调节流量。在操作过程稳定条件下，在流量为零和最大值之间，进行8次测定。 3、在每次测定流量时，应同时记录流量计、转速表、真空计、压力表、功率测定器示值。数据取全后，先关闭泵出口阀，再停泵。五、实验数据记录和数据处理：

水泵的参数及性能

水泵的参数及性能水泵的主要参数水泵参数是指泵工作性能的主要技术数据，包括流量、扬程、转速、效率和比转数等。 1、流量(Q) 泵的流量是指单位时间内所排出的液体的数量。通常泵的流量用体积计算，以Q表示，单位为米3/时(m3/h)、米3/秒(m3/s)、升/秒(1/s)，也可用重量计，以G表示，单位为吨/时(t/h)、吨/秒(t/s)、千克/秒(kg/s)。 G与Q的关系： G=r×Q r-液体重度(千克/米3) 因水的重量近似1000千克/米3，故 1升/秒=3.6米3/时=3.6吨/时 2、扬程(H) 泵的扬程是指单位重量的液体通过泵所增加的能量。以H表示，实质上就是水泵能够扬水的高度，又叫总扬程或全扬程。单位为米液柱高度，习惯上省去“液柱”，以米(m)表示。泵的总扬程由吸水扬程与出水扬程两部分组成，因此总扬程=吸水扬程=出水扬程但由于水流经过管路时受到各种阻力而减少了泵的吸水扬程和出水扬程，因此吸水扬程=实际吸水扬程+吸水损失扬程出水扬程=实际出水扬程+出水损失扬程损失扬程=吸水损失扬程+出水损失扬程总扬程=实际扬程+损失扬程由于水泵铭牌上标明的扬程是上述水泵的总扬程，因此不能误认为铭牌上的扬程是实际扬程数值，水泵的实际扬程都比水泵铭牌上的扬程数值小。因此在确

定水泵扬程时，这一点要特别注意。否则，如果只按实际扬程来确定水泵的扬程，订购来的水泵扬程就低了，那可能会降低水泵的效率，甚至打不上水来。损失扬程与管路上的水管和附件种类(低阀、闸阀、逆止阀、直管、弯管)、数量、水管内径、管长、水管内壁粗糙程度以及水泵流量等都有密切关系，这一点在管路设计和选配水管和附件时也应注意。 3、允许吸上真空高度(Hs) 允许吸上真空高度是指真空表读数吸水扬程，也就是泵的吸水扬程(简称泵的吸程)，包括实际吸水扬程与吸水损失扬程之和。以Hs表示，单位为米(m)。允许吸上真空高度是安装水泵高度的重要参数，安装水泵时，应使水泵的吸水扬程小于允许吸上真空高度值，否则安装过高，就吸不上水或生产气蚀现象。如生产气蚀，不仅水泵性能变坏，而且也可能使叶轮损坏。 4、转速(n) 转速是指泵叶轮每分钟的转数，以n表示，单位为转/分(r/min)。每台泵都有一定的转速，不能随意提高或降低，这个固定的转素称为额定转速，水泵铭牌上标定的转速即为额定转速。如泵运转超过额定转速，不但会引起动力机超载或转不动，而且泵的零部件也容易损坏；转速降低，泵的效率就会降低，影响水泵的正常工作。 5、比转数(ns) 在前述水泵型号中，有些型号的组成部分有比转数这个参数。比转数与转速是两个概念，水泵的比转数，简称比速，常用符号为ns。水泵的比转数是指一个假想的所谓标准水泵叶轮的转数，这个假想的水泵与真实水泵的叶轮各部分都几何相似，而在消耗功率为0.735千瓦、扬程为1米、流量为0.075立方米/秒时所具有的转数。叶轮形状相同或相似的水泵比转数相同，叶轮形状不相同或不相似的水泵比转数不相同。如轴流泵比转数比混流泵大，混流泵比转数也是反映水泵特性的综合性指标。此外，要注意比转数大的水泵，其转速不一定高；比转数小的，转速不一定低。大流量、低扬程的水泵，比转数大，反之则小。一般比转数较低的离心泵，其流量小、扬程高；而比转数较高的轴流泵，其流量大、扬程低。 6、功率

离心泵性能测定实验

离心泵性能测定实验一、实验目的： 1、了解离心泵的构造，掌握其操作和调节方法； 2、测量离心泵在恒定转数下的特性曲线，并确定其最佳工作范围； 3、测量管路特性曲线及双泵并联时特性曲线； 4、了解工作点的含义及确定方法； 5、测定孔板流量计孔流系数C 0与雷诺数Re 的关系（选做）。二、基本原理： 1、离心泵特性曲线测定离心泵的特征方程是从理论上对离心泵中液体质点的运动情况进行分析研究后，得出的离心泵压头与流量的关系。离心泵的性能受到泵的内部结构、叶轮形式和转数的影响，故在实际工作中，其内部流动的规律比较复杂，实际压头要小于理论压头。因此，离心泵的扬程尚不能从理论上作出精确的计算，需要实验测定。在一定转数下，泵的扬程、功率、效率与其流量之间的关系，即为特性曲线。泵的扬程可由进、出口间的能量衡算求得： He = H 压力表 + H 真空表 + H 0 [ m ] 其中：H 真空表，H 压力表分别为离心泵进出口的压力 [ m ]； H 0为两测压口间的垂直距离，H 0= 0.3m 。 N 轴 = N 电机?η电机?η传动 [ kw ] 其中：η电机—电机效率，取0.9； η传动—传动装置的效率，取1.0； 102 ρ ??=He Q N [ kw ] 因此，泵的总效率为：轴 N Ne = η 2、孔板流量计孔流系数的测定孔板流量计孔板孔径处的流速u 0可以简化为： u 0=C 0（2gh ）1/2 根据u 0和S 0，即可算出流体的体积流量Vs 为： Vs=u 0S 0=C 0S 0（2gh ）1/2 或： Vs= C 0S 0（2△p/ρ）1/2 式中Vs ——流体的体积流量，m 3/s ； △ p ——孔板压差，Pa ； S 0——孔口面积，m 2； ρ——流体的密度，kg/m 3； C 0——孔流系数。

离心泵知识,性能参数及特性曲线(参考模板)

离心泵知识、性能参数与特性曲线要正确地选择和使用离心泵，就必需了解泵的性能和它们之间的相互关系。离心泵的主要性能参数有流量、压头、轴功率、效率等。离心泵性能间的关系通常用特性曲线来表示。一、离心泵的概念：水泵是把原动机的机械能转换成抽送液体能量的机器。来增加液体的位能、压能、动能。原动机通过泵轴带动叶轮旋转，对液体作功，使其能量增加，从而使需要数量的液体，由吸入口经水泵的过流部件输送到要求的高处或要求压力的地方。二、离心泵的基本构造离心泵的基本构造是由六部分组成的，分别是：叶轮，吸液室，泵壳，转轴，托架，轴承及轴承箱，密封装置，基础台板等。 1、叶轮是离心泵的核心部分，它转速高输出力大，叶轮上的叶片又起到主要作用，叶轮在装配前要通过静平衡实验。叶轮上

的的内外表面要求光滑，以减少水流的摩擦损失。 2、泵壳，它是水泵的主体。起到支撑固定作用，并与安装轴承的托架相连接。 3、转轴的作用是借联轴器和电动机相连接，将电动机的转距传给叶轮，所以它是传递机械能的主要部件。 4、轴承是套在泵轴上支撑泵轴的构件，有滚动轴承和滑动轴承两种。轴承的依托为轴承箱。滚动轴承使用牛油作为润滑剂加油要适当一般为2/3～3/4的体积太多会发热，太少又有响声并发热！滑动轴承使用的是透明油作润滑剂的,加油到油位线。太多油要沿泵轴渗出，不利于散热；太少轴承又要过热烧坏造成事故！在水泵运行过程中轴承的温度最高在85度一般运行在60度左右，如果高了就要查找原因（是否有杂质，油质是否发黑，是否进水）并及时处理！ 5、密封装置。叶轮进口与泵壳间的间隙过大会造成泵内高压区的水经此间隙流向低压区，影响泵的出水量，效率降低！间隙过小会造成叶轮与泵壳摩擦产生磨损。为了增加回流阻力减少内漏，延缓叶轮和泵壳的所使用寿命，在泵壳内缘和叶轮外援结合处装有密封装置，密封的间隙保持在0.25～1.10mm之间为宜。

北京化工大学离心泵性能实验报告

报告题目：离心泵性能试验实验时间：2015年12月16日报告人：同组人：报告摘要本实验以水为工作流体，使用了额定扬程He为20m，转速为2900 r/min IS 型号的离心泵实验装置。实验通过调节阀门改变流量，测得不同流量下离心泵的各项性能参数，流量通过计量槽和秒表测量。实验中直接测量量有P真空表、P 压力表、电机功率N电、孔板压差ΔP、计量槽水位上升高度ΔL、时间t,根据上述测量量来计算泵的扬程He、泵的有效功率Ne、轴功率 N轴及效率η,从而绘制He-Q、Ne-Q和η-Q三条曲线即泵的特性曲线图,并根据此图求出泵的最佳操作围；又由P、Q求出孔流系数C0、Re，从而绘制C0-Re曲线图，求出孔板孔流系数C0；最后绘制管路特性曲线H-Q曲线图。本实验数据由EXCEL处理，所有图形的绘制由ORIGIN来完成实验目的及任务 ①了解离心泵的构造，掌握其操作和调节方法。 ②测定离心泵在恒定转速下的特性曲线，并确定泵的最佳工作围。 ③熟悉孔板流量计的构造、性能及安装方法。 ④测定孔板流量计的孔流系数。 ⑤测定管路特性曲线。基本理论

1.离心泵特性曲线测定离心泵的性能参数取决于泵的部结构、叶轮形式及转速。其中理论压头与流量的关系，可通过对泵液体质点运动的理论分析得到，如图4-3中的曲线。由于流体流经泵时，不可避免地会遇到各种阻力，产生能量损失，诸如摩擦损失、环流损失等，因此，实际压头比理论压头小，且难以通过计算求得，因此通常采用实验方法，直接测定其参数间的关系，并将测出的He-Q 、N-Q 和η-Q 三条曲线称为离心泵的特性曲线。另外，根据此曲线也可以求出泵的最佳操作围，作为选泵的依据。泵的扬程用下式计算： e 0H H H H =++真空表压力表式中：H 真空表——泵出口处的压力，2mH O ； H 压力表——泵入口处的真空度，2mH O ； 0H ——压力表和真空表测压口之间的垂直距离0.2m 。泵的有效功率和效率由于泵在运转过程中存在种种能量损失，使泵的实际压头和流量较理论值为

离心泵性能测定实验报告doc

离心泵性能测定实验报告篇一：离心泵性能测定实验报告化工原理实验实验题目： ——离心泵性能实验姓名：沈延顺同组人：覃成鹏臧婉婷王俊烨实验时间：XX.11.21 一、实验题目：离心泵性能实验。二、实验时间：XX.11.21 三、姓名：沈延顺四、同组人：覃成鹏、臧婉婷、王俊烨五、实验报告摘要：通过实验学习和练习离心泵的灌泵等注意事项和离心泵的使用，通过孔板压计对压将的测量和水温等的测量，得到实验数据绘制离心泵的特性曲线。通过改变离心泵的转速来测的压头和流速的关系来测绘实验的管道特性曲线。通过实验也从实验的方向来了解化工原理的知识点，从感性的方向来了解书本上的知识点。六、实验目的及任务：

1、了解离心泵的构造，掌握其操作和调节方法。 2、测定离心泵在恒定转速下的特性曲线，并确定泵的最佳工作范围。 3、熟悉孔板流量计的构造、性能及安装方法。 4、测定孔板流量计的孔流系数。 5、测定管路特性曲线。七、基本原理： 1、离心泵特性曲线的测定。离心泵的性能参数取决于泵的内部结构、叶轮形式及转速。其中理论压头与流量的关系，可通孤傲对泵内液体之地那运动的理论分析得到，如图所示的曲线。由于流体流经泵时，不可避免的会遇到种种阻力，产生能量损失，诸如摩擦阻力、环流损失等，因此，实际压头比理论压头小，且难以通过计算求得，因此通常采用实验方法，直接测定其参数见的关系，并将测出的He~Q、N~Q、和η~Q 三条曲线称为离心泵的特性曲线。另外，根据此曲线也可以求出最佳操作范围，作为选泵的依据。图（1）、泵的扬程He 式中： ——泵出口处的压力。 ——泵入口处的真空度。——压力表和真空表测压口

离心泵特性实验报告

离心泵特性测定实验报告一、实验目的 1．了解离心泵结构与特性，熟悉离心泵的使用； 2．测定离心泵在恒定转速下的操作特性，做出特性曲线； 3．了解电动调节阀、流量计的工作原理和使用方法。二、基本原理离心泵的特性曲线是选择和使用离心泵的重要依据之一，其特性曲线是在恒定转速下泵的扬程H 、轴功率N 及效率η与泵的流量Q 之间的关系曲线，它是流体在泵内流动规律的宏观表现形式。由于泵内部流动情况复杂，不能用理论方法推导出泵的特性关系曲线，只能依靠实验测定。 1．扬程H 的测定与计算取离心泵进口真空表和出口压力表处为1、2两截面，列机械能衡算方程： f h g u g p z H g u g p z ∑+++=+++222 2222111ρρ （1）由于两截面间的管长较短，通常可忽略阻力项f h ∑，速度平方差也很小故可忽略，则有 (=H g p p z z ρ1 212)-+ - 210(H H H ++=表值）（2）式中： 120z z H -=，表示泵出口和进口间的位差，m ； ρ——流体密度，kg/m 3 ； g ——重力加速度 m/s 2； p 1、p 2——分别为泵进、出口的真空度和表压，Pa ； H 1、H 2——分别为泵进、出口的真空度和表压对应的压头，m ； u 1、u 2——分别为泵进、出口的流速，m/s ； z 1、z 2——分别为真空表、压力表的安装高度，m 。由上式可知，只要直接读出真空表和压力表上的数值，及两表的安装高度差，就可计算出泵的扬程。 2．轴功率N 的测量与计算 k N N ?=电（3）其中，N 电为电功率表显示值，k 代表电机传动效率，可取95.0＝k 。

泵与风机的基本性能参数

1.泵与风机的基本性能参数。 2. 离心式叶轮按出口安装角β2y的大小可分为三种型式。 3、泵与风机的损失主要。 4、离心式泵结构的主要部件。 5、轴流式通风机的主要部件。 1．泵与风机的性能曲线主要包括（）。 A扬程与流量、B轴功率与流量、C效率与流量。 2.泵与风机管路系统能头由（）项组成。 A流体位能的增加值、B流体压能的增加值、C各项损失的总和。 3、通风机性能试验需要测量的数据（）。 A压强、B流量、C功率、D、转速、E 温度。 4、火力发电厂常用的叶片泵（） A给水泵、B循环水泵、C 凝结水泵、D 灰渣泵。 5、泵与风机非变速调节的方式。（） A节流调节、B分流调节、C前导叶调节、E 动叶调节。 1.简述离心式泵与风机的工作原理 2. 影响泵与风机运行工况点变化的因素 3、泵与风机串并联的目的 4、比转速有哪些用途 1.有一单吸单级小型卧式离心泵，流量q v=68m3/h,NPSH c=2m,从封闭容器中抽送温度400C的清水，容器中液面压强为,吸入管路总的流动损失Σh w=，试求该泵的允许几何安装高度是多少（水在400C时的密度为992kg/m3。对应的饱和蒸汽压强7374Pa。）

2.有一输送冷水的离心泵，当转速为1450r/min时，流量q v=s，扬程H=70m，此时所需的轴功率P sh=1100KW，容积效率ηv=，机械效率ηm=，求流动效率为多少（已知水的密度ρ=1000kg/m3）。 1、试分析启动后水泵不输水（或风机不输风）的原因及解决措施 2.试分析泵与风机产生振动的原因 1、液力偶合器的主要部件，变速调节特点，性能特性参数，在火力电厂中的优点

离心泵性能实验

实验名称：离心泵性能试验一、实验目的及任务： 1.了解离心泵的构造，掌握其操作和调节方法。 2.测定离心泵在恒定转速下的特性曲线，并确定泵的最佳工作范围。 3.测定管路的特性曲线。 4.熟悉个孔板流量计的构造、性能和安装方法。 5.测定孔板流量计的孔流系数。二、实验原理： 1. 离心泵特性曲线的测定离心泵的性能参数取决于泵的内部结构、叶轮形式及转速。其中理论压头与流量的关系可以通过对泵内液体质点运动的理论分析得到。由于流体流经泵时，不可不免的会产生阻力损失，如摩擦损失、环流损失等，实际压头小于理论压头，且难以计算。因此，通常采用实验方法，直接测定其参数间的关系，并将测出的He-Q、N-Q、η-Q三条曲线称为离心泵的特性曲线。根据曲线可以找到最佳操作范围，作为选择泵的依据。 (1)泵的扬程由伯努利方程，泵的实际压头He如下：其中，动能项相比于压头项数量级很小，可以忽略；损失项由于管路较短，损失较小，可以忽略，因此得到：

式中——泵出口处的压力，mH2O ——泵入口处的压力，mH2O ——出口压力表和入口压力表的垂直距离，m (2)泵的有效功率和效率泵在运转过程中存在能量损失，因此泵的实际和流量较理论低，而输入功率又比理论值高，有泵的总效率：轴轴电电转式中——泵的有效功率，kW ——流量，m3/s ——扬程，m ——流体密度，kg/ m3 N轴——泵轴输入离心泵的功率，kW N电——电机的输入功率，Kw η电——电机效率，取0.9 η转——传动装置的效率，取1.0 2. 孔板流量计孔流系书的测定孔板流量计的结构如图1所示。

图1 孔板流量计构造原理在水平管路上装有一块孔板，其两侧接测压管，分别与压力传感器的两端连接。孔板流量计是根据流通通过锐孔的节流作用，使流速增大，压强减小，造成孔板前后压差作为测量依据。若管路的直径为d 1，锐孔的直径为d 0，流体流经孔板后所形成缩脉的直径为d 2，流体的密度为ρ，孔板前测压导管截面处与缩脉截面处的速度和压强分别为u 1、u 2和p 1、p 2，根据伯努利方程，不考虑能量损失可得：或由于缩脉的位置随流速的变化而变化，缩脉处的截面积S 2难以知道，而孔口的面积已知，且测压口的位置不变，因此可以用孔口处的u 0代替u 2，考虑流体因局部阻力造成的能量损失，用校正系数C 校正后，有：对不可压缩流体，根据连续性方程有：整理得：令，则可简化为： u d d

离心泵性能实验报告记录(带数据处理)

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实验三、离心泵性能实验姓名：杨梦瑶学号：1110700056 实验日期：2014年6月6日同组人：陈艳月黄燕霞刘洋覃雪徐超张骏捷曹梦珺左佳灵预习问题： 1.什么是离心泵的特性曲线？为什么要测定离心泵的特性曲线？答：离心泵的特性曲线：泵的He、P、η与Q V的关系曲线，它反映了泵的基本性能。要测定离心泵的特性曲线是为了得到离心泵最佳工作条件，即合适的流量范围。 2.为什么离心泵的扬程会随流量变化？答：当转速变大时，，沿叶轮切线速度会增大，当流量变大时，沿叶轮法向速度会变大，所以根据伯努力方程，泵的扬程： H=（u22- u12）/2g + (p2- p1) / ρg + (z2- z1) +H f 沿叶轮切线速度变大，扬程变大。反之，亦然。 3.泵吸入端液面应与泵入口位置有什么相对关系？答：其相对关系由汽蚀余量决定，低饱和蒸气压时，泵入口位置低于吸入端液面，流体可以凭借势能差吸入泵内；高饱和蒸气压时，相反。但是两种情况下入口位置均应低于允许安装高度，为避免发生汽蚀和气缚现象。 4.实验中的哪些量是根据实验条件恒定的？哪些是每次测试都会变化，需要记录的？哪些是需要最后计算得出的？答：恒定的量是：泵、流体、装置；每次测试需要记录的是：水温度、出口表压、入口表压、电机功率；需要计算得出的：扬程、轴功率、效率、需要能量。一、实验目的： 1.了解离心泵的构造，熟悉离心泵的操作方法及有关测量仪表的使用方法。 2.熟练运用柏努利方程。 3.学习离心泵特性曲线的测定方法，掌握离心泵的性能测定及其图示方法。 4.了解应用计算机进行数据处理的一般方法。二、装置流程图：图5 离心泵性能实验装置流程图

离心泵主要参数

离心泵主要參數: 一、流量Q(m3/h或m3/s) 离心泵的流量即为离心泵的送液能力，是指单位时间内泵所输送的液体体积。泵的流量取决于泵的结构尺寸(主要为叶轮的直径与叶片的宽度)和转速等。操作时，泵实际所能输送的液体量还与管路阻力及所需压力有关。二、扬程H(m) 离心泵的扬程又称为泵的压头，是指单体重量流体经泵所获得的能量。泵的扬程大小取决于泵的结构(如叶轮直径的大小，叶片的弯曲情况等、转速。目前对泵的压头尚不能从理论上作出精确的计算，一般用实验方法测定。泵的扬程可同实验测定，即在泵进口处装一真空表，出口处装一压力表，若不计两表截面上的动能差(即Δu2/2g=0)，不计两表截面间的能量损失(即∑f1-2=0)，则泵的扬程可用下式计算注意以下两点： (1)式中p2为泵出口处压力表的读数(Pa)；p1为泵进口处真空表的读数(负表压值，Pa)。 (2) 注意区分离心泵的扬程(压头)和升扬高度两个不同的概念。扬程是指单位重量流体经泵后获得的能量。在一管路系统中两截面间(包括泵)列出柏努利方程式并整理可得式中H为扬程，而升扬高度仅指Δz一项。例2-1现测定一台离心泵的扬程。工质为20℃清水，测得流量为60m /h时，泵进口真空表读数为-0.02Mpa，出口压力表读数为0.47Mpa(表压)，已知两表间垂直距离为0.45m若泵的吸入管与压出管管径相同，试计算该泵的扬程。解由式

查20℃， h =0.45m p =0.47Mpa=4.7*10 Pa p =-0.02Mpa=-2*10 Pa H=0.45+ =50.5m 三、效率泵在输送液体过程中，轴功率大于排送到管道中的液体从叶轮处获得的功率，因为容积损失、水力损失物机械损失都要消耗掉一部分功率，而离心泵的效率即反映泵对外加能量的利用程度。泵的效率值与泵的类型、大小、结构、制造精度和输送液体的性质有关。大型泵效率值高些，小型泵效率值低些。四、轴功率N(W或kW) 泵的轴功率即泵轴所需功率，其值可依泵的有效功率Ne和效率η计算，即 (kW)

离心泵实验

一、实验题目离心泵性能实验二、实验摘要本实验使用转速为2900 r/min ,WB70/055型号的离心泵实验装置，以水为工作流体，通过调节阀门改变流量，测得不同流量下离心泵的性能参数，并画出特性曲线同时标定孔板流量计的孔流系数C 0，测定管路的特性曲线。实验中直接测量量有q v 、P 出、P 入、电机输入功率N 电、孔板压差ΔP 、水温T 、频率f ，根据上述测量量来计算泵的扬程He 、泵的有效功率Ne 、轴功率N 轴及效率η,从而绘制泵的特性曲线图；又由P 、q v 求出孔流系数C 0、Re ，从而绘制C 0-Re 曲线图，求出孔板孔流系数C 0；最后绘制管路特性曲线图。关键词: 特性曲线图、孔流系数、He 、N 轴、η、q v 三、实验目的及内容 1、解离心泵的构造，掌握其操作和调节方法。 2、定离心泵在恒定转速下的特性曲线，并确定泵的最佳工作范围。 3、熟悉孔板流量计的构造、性能及安装方法。 4、测定孔板流量计的孔流系数。 5、测定管路特性曲线。四、实验原理 1、离心泵特性曲线测定离心泵的性能参数取决于泵的内部结构、叶轮形式及转速。其中理论压头与流量的关系，可通过对泵内液体质点运动的理论分析得到，如下图的曲线。由于流体流经泵时，不可避免地会遇到各种阻力，产生能量损失，诸如摩擦损失、环流损失等，因此，实际压头比理论压头笑，且难以通过计算求得，因此通常采用实验方法，直接测定其参数间的关系，并将测出的He-Q 、N-Q 和η-Q 三条曲线称为离心泵的特性曲线。另外，曲线也可以求出泵的最佳操作范围，作为选泵的依据。（1）泵的扬程He 式中： ——泵出口处的压力，mH 2O ； ——泵出口处的压力， mH 2O ； ——出口压力表与入口压力表的垂直距离， =0.2m 。（2）泵的有效功率和效率由于泵在运转过程中存在种种能量损失，使泵的实际压头和流量较理论值为低，而输入泵的功率又比理论值高，所以泵的总效率为轴 N Ne = η 102 e ρ QHe N = 式中 Ne ——泵的有效效率，kW ；

离心泵性能实验报告(带数据处理)

化工原理实验报告-离心泵试验

化工原理实验报告班级： XXXXXX 指导老师： XXX 小组： XXX

组员：XXX XXX XXX XXX 实验时间： X年X月X日目录一、摘要 (2) 二、实验目的及任务 (3) 三、基本原理 (3) 1.泵的扬程He (4) 2.泵的有效功率和效率 (4) 四、实验装置和流程 (5) 五、操作要点 (6) 六、实验数据记录与处理 (7) 1.泵的扬程与流量关系曲线的测定（H e~Q） (7) 2.泵的轴功率与流量关系曲线的测定（N轴~Q） (8) 3.泵的总效率与流量关系曲线的测定（η~Q） (10)

4.计算示例 (13) （1）泵的扬程与流量关系曲线的测定（H e~Q） (13) （2）泵的轴功率与流量关系曲线的测定（N 轴~Q） (13) （3）泵的总效率与流量关系曲线的测定（η~Q） (13) 七、实验结果及分析 (14) 八、误差分析 (15) 九、思考题 (16) 实验二离心泵性能试验一、摘要本实验以水为工作流体，使用WB70/055型离心泵实验装置。通过调节阀门改变流量，测得不同流量下离心泵的各项性能参数，流量通过涡轮流量计测量。实验中直接测量量有P真空表、P压力表、电机功率N电、水流量Q、水温℃。根据上述测量量来计算泵的扬程He、泵的有效功率Ne、泵的总效率η。从而绘制He-Q、N e-Q和η-Q三条曲线即泵的特性曲线图,并根据此图求出泵的最佳操作

范围。关键词：离心泵特性曲线二、实验目的及任务 ①了解离心泵的构造，掌握其操作和调节方法。 ②测定离心泵的扬程与流量关系曲线。 ③测定离心泵的轴功率与流量关系曲线。 ④测定离心泵的总效率与流量关系曲线。 ⑤综合测定离心泵在恒定转速下的特性曲线，并确定泵的最佳工作范围。三、基本原理离心泵的性能参数取决于泵的内部结构、叶轮形式及转速。其中理论压头与流量的关系，可通过对泵内液体质点运动的理论分析得到。由于流体流经泵时，不可避免地会遇到各种阻力，产生能量损失，诸如摩擦损失、环流损失等，因此，实际压头比理论压头笑，且难以通过计算求得，因此通常采用实验方法，直接测定其参数间的关系，并将测出的He-Q、N-Q和η-Q三条曲线称为离心泵的特性曲线。另外，曲线也可以求出泵的最佳操作范围，作为选泵的依据。

离心泵性能实验报告

北京化工大学化工原理实验报告实验名称：离心泵性能实验班级：化工100 学号：2010 姓名：同组人：实验日期：2012.10.7

一、报告摘要：本次实验通过测量离心泵工作时，泵入口真空表真P 、泵出口压力表压P 、孔板压差计两端压差P ?、电机输入功率Ne 以及流量Q （t V ??/）这些参数的关系，根据公式 0e H H H H ++=压力表真空表、转电电轴ηη??=N N 、102e ρ ??= He Q N 以及轴 N Ne =η可以得出离心泵的特性曲线；再根据孔板流量计的孔流系数ρp u C ?=2/ 0与雷诺数 μ ρdu = Re 的变化规律作出Re 0-C 图，并找出在Re 大到一定程度时0C 不随Re 变化时的0C 值；最后测量不同阀门开度下，泵入口真空表真P 、泵出口压力表压P 、孔板压差计两端压差P ?，根据已知公式可以求出不同阀门开度下的Q H -e 关系式，并作图可以得到管路特性曲线图。二、目的及任务 ①了解离心泵的构造，掌握其操作和调节方法。 ②测定离心泵在恒定转速下的特性曲线，并确定泵的最佳工作范围。 ③熟悉孔板流量计的构造、性能及安装方法。 ④测定孔板流量计的孔流系数。 ⑤测定管路特性曲线。三、基本原理 1.离心泵特性曲线测定离心泵的性能参数取决于泵的内部结构、叶轮形式及转速。其中理论压头与流量的关系，可通过对泵内液体质点运动的理论分析得到。由于流体流经泵时，不可避免地会遇到各种阻力，产生能量损失，诸如摩擦损失、环流损失等，因此，实际压头比理论压头笑，且难以通过计算求得，因此通常采用实验方法，直接测定其参数间的关系，并将测出的He-Q 、N-Q 和η-Q 三条曲线称为离心泵的特性曲线。另外，曲线也可以求出泵的最佳操作范围，作为选泵的依据。 (1)泵的扬程He ：e 0H H H H =++真空表压力表式中：H 真空表——泵出口的压力，2mH O ， H 压力表——泵入口的压力，2mH O 0H ——两测压口间的垂直距离，0H 0.85m = 。 (2)泵的有效功率和效率由于泵在运转过程中存在种种能量损失，使泵的实际压头和流量较理论值为低，而输入

离心泵特性曲线实验报告(学习类别)

化工原理实验报告实验名称：离心泵特性曲线实验报告姓名：张克川专业：化学工程与工艺（石油炼制）班级：化工11203 学号：201202681

离心泵特性曲线实验报告一、实验目的 1.了解离心泵的结构与特征，熟悉离心泵的使用。 2.测定离心泵在恒定转速下的特征曲线，并确定离心泵的最佳工作范围。 3.熟悉孔板流量计的构造与性能以及安装方法。变化的规律。 4.测量孔板流量计的孔流系数C岁雷诺数R e 5.测量管路特性曲线。二、基本原理离心泵的特性曲线是选择和使用离心泵的重要依据之一，其特性曲线是在恒定转速下泵的扬程H、功率N及效率η与泵的流量Q之间的关系曲线，它是流体在泵内流动规律的宏观表现形式。由于泵内部流动情况复杂，不能用理论方法推导出泵的特性关系曲线，只能依靠实验测定。 2.1扬程H的测定与计算取离心泵进口真空表和出口压力表处为1、2两截面，列机械能衡算方程：z1+++H=z2+++ (1-1) 由于两截面间的管子较短，通常可忽略阻力项，速度平方差也很小，故也可忽略，则有 H=(z1-z2)+=H1+H2（表值）+H3 (1-2) 由上式可知，只要直接读出真空表和压力表上的数值，及两表的安装高度差，就可计算出泵的扬程。 2.2轴功率N的测量与计算 N=N电k(w) (1-3) 其中，N电为电功率表显示值，k代表电机传动效率，可取0.90 2.3效率η的计算泵的效率η是泵的有效功率Ne与轴功率N的比值。有效功率Ne是单位时间内流体经过泵时所获得的实际功率，轴功率N是单位时间内泵轴从电机得到的功，两者差异反映了水力损失、容积损失和机械损失的大小。泵的有效功率Ne可用下式计算：

化工原理实验报告_离心泵

离心泵特性曲线的测定一、实验目的 1．学习离心泵的操作。 2．测定单级离心泵在固定转速下的特定曲线。二、实验原理离心泵的性能一般用三条特性曲线来表示，分别为H-Q 、N-Q 和-Q 曲线，本实验利用如图1所示的实验装置进行测定工作。泵的压头用下式计算 g u u h H H H 22 1 220-+++=真空表压力表其中压力表H 及真空表H 分别表示离心泵出口压力表和进口真空表的读数换算成米液柱的数值，0h 表示进、出口管路两测压点间的垂直距离，可忽略不计，21u u =，故真空表压力表H H H += g QH N e ρ=/(36001000) 效率%100?= N N e η, 式中：e N ——泵的有效功率，kW ； N ——电机的输入功率，由功率表测出，kW ； Q ——泵的流量，-13h m ?。

图1. 实验装置流程图 1-底阀 2-入口真空表 3-离心泵 4-出口压力表 5-充水阀 6-差压变送器 7-涡轮流量计 8-差压变送器 9-水箱离心泵入口和出口管的规格为 1#~2#装置，入口内径为，出口内径为 3#~8#装置，入口内径为41mm，出口内径为48 三、实验步骤 1．打开充水阀向离心泵泵壳内充水。 2．关闭充水阀、出口流量调节阀，启动总电源开关，启动电机电源开关。 3．打开出口调节阀至最大，记录下管路流量最大值，即控制柜上的涡轮流量计的读数。 4．调节出口阀，流量从最大到最小测取8次，再由最小到最大测取8次，记录各次实验数据，包括压力表读数、真空表读数、涡轮流量计的读数、功率表的读数。 5．测取实验用水的温度。 6．关闭出口流量调节阀，关闭电机开关，关闭总电源开关。注意事项：离心泵禁止在未冲满水的情况下空转。四、数据处理与讨论水温：℃，离心泵型号规格：序流量泵入口压力（表压）泵出口压力（表压）电机功率扬程效率

水泵的主要参数

（1）水泵的主要参数水泵参数是指泵工作性能的主要技术数据，包括流量、扬程、转速、效率和比转数等。 1、流量（Q）泵的流量是指单位时间内所排出的液体的数量。通常泵的流量用体积计算，以Q表示，单位为米3/时（m3/h）、米3/秒（m3/s）、升/秒（1/s），也可用重量计，以G表示，单位为吨/时（t/h）、吨/秒（t/s）、千克/秒（kg/s）。 G与Q的关系： G=r×Q??r-液体重度（千克/米3）因水的重量近似1000千克/米3，故 1升/秒=米3/时=吨/时 2、扬程（H）泵的扬程是指单位重量的液体通过泵所增加的能量。以H表示，实质上就是水泵能够扬水的高度，又叫总扬程或全扬程。单位为米液柱高度，习惯上省去“液柱”，以米（m）表示。泵的总扬程由吸水扬程与出水扬程两部分组成，因此总扬程=吸水扬程=出水扬程但由于水流经过管路时受到各种阻力而减少了泵的吸水扬程和出水扬程，因此吸水扬程=实际吸水扬程+吸水损失扬程出水扬程=实际出水扬程+出水损失扬程损失扬程=吸水损失扬程+出水损失扬程总扬程=实际扬程+损失扬程由于水泵铭牌上标明的扬程是上述水泵的总扬程，因此不能误认为铭牌上的扬程是实际扬程数值，水泵的实际扬程都比水泵铭牌上的扬程数值小。因此在确定水泵扬程时，这一点要特别注意。否则，如果只按实际扬程来确定水泵的扬程，订购来的水泵扬程就低了，那可能会降低水泵的效率，甚至打不上水来。损失扬程与管路上的水管和附件种类（低阀、闸阀、逆止阀、直管、弯管）、数量、水管内径、管长、水管内壁粗糙程度以及水泵流量等都有密切关系，这一点在管路设计和选配水管和附件时也应注意。 3、允许吸上真空高度（Hs）允许吸上真空高度是指真空表读数吸水扬程，也就是泵的吸水扬程（简称泵的吸程），包括实际吸水扬程与吸水损失扬程之和。以Hs表示，单位为米（m）。允许吸上真空高度是安装水泵高度的重要参数，安装水泵时，应使水泵的吸水扬程小于允许吸上真空高度值，否则安装过高，就吸不上水或生产气蚀现象。如生产气蚀，不仅水泵性能变坏，而且也可能使叶轮损坏。 4、转速（n）转速是指泵叶轮每分钟的转数，以n表示，单位为转/分（r/min）。每台泵都有一定的转速，不能随意提高或降低，这个固定的转素称为额定转速，水泵铭牌上标定的转速即为额定转速。如泵运转超过额定转速，不但会引起动力机超载或转不动，而且泵的零部件也容易损坏；转速降低，泵的效率就会降低，影响水泵的正常工作。 5、比转数（ns）