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《化工原理》第二章 流体输送机械在线阅读

作者:佚名 来源:本站原创 发布时间:2019年10月07日 点击数:

第二章  流体输送机械

 

第一节           

在化工生产中,常常需要将流体从低处输送到高处,或从低压送至高压,或沿管道送至较远的地方。为达到此目的,必须对流体加入外功,以克服流体阻力及补充输送流体时所不足的能量。为流体提供能量的机械称为流体输送机械。

化工生产中,输送的流体种类很多。流体的温度、压力等操作条件,流体的性质、流量以及所需要提供的能量等方面有很大的不同。为了适应不同情况下的流体输送要求,因而需要不同结构和特性的流体输送机械。流体输送机械根据工作原理的不同通常分为四类,即离心式、往复式、旋转式及流体动力作用式。

前已指出,气体与液体不同,气体具有可压缩性,因此,气体输送机械与液体输送机械不尽相同。用于输送液体的机械称为泵,用于输送气体的机械称为风机及压缩机。   

流体输送机械是通用机械,它不仅在化工生产中,而且在国民经济许多领域中都有着广泛地应用,如压缩空气可供液体搅拌、风力输送及供气动执行机构等各个生产环节使用。

本章将结合化工生产的特点,讨论流体输送机械的作用原理、基本构造与性能及有关计算,以达到能正确选择和使用的目的。至于其具体设计与详细结构,则属于专门领域,不在本课程讨论范围之内。

21  离心泵的工作原理

  最简单的离心泵其工作原理示意图如图2-1所示。在蜗壳形泵壳2内,有一固定在泵轴7上的工作叶轮1。叶轮上有612片稍微向后弯曲的叶片3,叶片之间形成了使液体通过的通道。泵壳中央有一个液体吸入口与吸入管4连接。液体经底阀和吸入管进入泵内。泵壳上的液体压出口与压出管6连接,泵轴用电机或其它动力装置带动。启动前,先将泵壳 内灌满被输送的液体。启动,泵轴带动叶轮旋转,叶片之间的液体随叶轮一起旋转,在离心力的作用下,液体沿着叶片间的通道从叶轮中心进口处被甩到叶轮外围,以很高的速度流入泵壳,液体流到蜗形通道后,由于截面逐渐扩大,大部分动能转变为静压能。于是液体以较高的压力,从压出口进入压出管,输送到所需的场所。

当叶轮中心的液体被甩出后,泵壳的吸入口就形成了一定的真空,外面的大气压力迫使液体经底阀吸入管进入泵内,填补了液体排出后的空间。这样,只要叶轮旋转不停,液体就源源不断地被吸入与排出。

离心泵若在启动前未充满液体,则泵壳内存在空气。由于空气密度很小,所产生的离心力也很小。此时,在吸入口处所形成的真空不足以将液体吸入泵内。虽启动离心泵,但不能输送液体。此现象称为“气缚”(air binding )。为便于使泵内充满液体,在吸入管底部安装带吸滤网的底阀,底阀为止逆阀,滤网是为了防止固体物质进入泵内,损坏叶轮的叶片或妨碍泵的正常操作。

 

22  离心泵的主要部件

 

离心泵的主要部件有叶轮和泵轴。

一、叶轮

从离心泵的工作原理可知,叶轮是离心泵的最重要部件。按结构可分为以下三种:

1.敞式叶轮

如图2-2a)所示,敞式叶轮两侧都没有盖板,制造简单,清洗方便。但由于叶轮和壳体不能很好地密合,部分液体会流回吸液侧,因而效率较低。它适用于输送含杂质的悬浮液。

2.半蔽式叶轮

半蔽式叶轮如图2-2b)所示,叶轮吸入口一侧没有前盖板,而另一侧有后盖板,它也适用于输送悬浮液。

3.蔽式叶轮

蔽式叶轮如图2-2c)所示,叶片两侧都有盖板,这种叶轮效率较高,应用最广,但只适用于输送清洁液体。

蔽式或半蔽式叶轮的后盖板与泵壳之间的缝隙内,液体的压力较入口侧为高,这使叶轮遭受到向入口端推移的轴向推力。轴向推力能引起泵的振动,轴承发热,甚至损坏机件。为了减弱轴向推力,可在后盖板上钻几个小孔,称为平衡孔(见图2-3a)),让一部分高压液体漏到低压区以降低叶轮两侧的压力差。这种方法虽然简便,但由于液体通过平衡孔短路回流,增加了内泄漏量,因而降低了泵的效率。

按吸液方式的不同,离心泵可分为单吸(single  suction)和双吸(double suction)两种,如图2-3所示,单吸式构造简单,液体从叶轮一侧被吸入;双吸式比较复杂,液体从叶轮两侧吸入。显然,双吸式具有较大的吸液能力,而且基本上可以消除轴向推力。

二.泵壳 

离心泵的外壳多做成蜗壳形,其内有一个截面逐渐扩大的蜗形通道如图2-1所示。

叶轮在泵壳内顺着蜗形通道逐渐扩大的方向旋转。由于通道逐渐扩大,以高速度从叶轮四周抛出的液体可逐渐降低流速。减少能量损失,从而使部分动能有效地转化为静压能。

有的离心泵为了减少液体进入蜗壳时的碰撞,在叶轮与泵壳之间安装一固定的导轮,如图2-4所示。导轮具有很多逐渐转向的孔道,使高速液体流过时能均匀而缓慢地将动能转化为静压能,使能量损失降到最小程度。

泵壳与轴要密封好,以免液体漏出泵外,或外界空气漏进泵内。

 

2-3  离心泵的主要性能参数

为了正确选择和使用离心泵,需要了解离心泵的性能。离心泵的主要性能参数为流量、扬程、功率和效率。

一.流量 

泵的流量(又称送液能力)是指单位时间内泵所输送的液体体积。用符号Q表示,单位为L/s或m3/h。

二.扬程

泵的扬程(又称泵的压头)是指单位重量液体流经泵后所获得的能量,用符号H表示,单位为米液柱。离心泵压头的大小,取决于泵的结构(如叶轮直径的大小,叶片的弯曲情况等)、转速及流量。

泵的压头可用实验方法测定,如图2-5所示。在泵的进出口处分别安装真空表和压力表,在真空表与压力表之间列柏努得方程式,即

                       

                                     (2-1)

式中     pM —压力表读出压力(表压),N/m2

      pV—真空表读出的真空度,N/m2

  u1u2—吸入管、压出管中液体的流速,m/s

        ΣHf—两截面间的压头损失,m

由于两截面之间管路很短,其压头损失Hf可忽略不计。若以HMHV分别表示压力有和真空表上的读数,以米液柱(表压)计。则式(2-1)可改写为

                                       (2-2)

图2-5

例2-  某离心泵以20℃水进行性能实验测得体积流量为720m3/h,压出口压力表数为3.82kgf/cm2,吸入口真空表读数为210mmHg,压力表和真空表间垂直距离为410mm,吸入管和压出管内径分别为350mm300mm。试求泵的压头。

   根据式(2-2 

查得水在20℃时密度为ρ=998kg/m3,则

                           HM=3.82×10.01=38.2mH2O

                           HV=0.210×13.6=2.86MH2O

将已知数据代入,则

         

            =41.47+0.187

            =41.7mH2O

三.效率 

液体在泵内流动的过程中,由于泵内有各种能量损失,泵轴从电机得到的轴功率,没有全部为液体所获得。泵的效率就是反映这种能量损失的。泵内部损失主要有三种,即容积损失、水力损失及机械损失,现将其产生原因分述如下:

1.容积损失

容积损失是由于泵的泄漏造成的。离心泵在运转过程中,有一部分获得能量的高压液体,通过叶轮与泵壳之间的间隙流回吸入口。因此,从泵排出的实际流量要比理论排出流量为低,其比值称为容积效率η1

2.水力损失

水力损失是由于流体流过叶轮、泵壳时,由于流速大小和方向要改变,且发生冲击,而产生的能量损失。所以泵的实际压头要比泵理论上所能提供的压头为低,其比值称为水力效率η2

3.机械损失

机械损失是泵在运转时,在轴承、轴封装置等机械部件接触处由于机械磨擦而消耗部分能量,故泵的轴功率大于泵的理论功率(即理论压头与理论流量所对应的功率)。理论功率与轴功率之比称为机械效率η3

泵的总效率η(又称效率)等于上述三种效率的乘积,即

                              η=η1×η2×η3                    (2-3)对离心泵来说,效率一般约为0.6~0.85左右,大型泵可达0.90

四.功率 

泵的有效功率可写成

                                NeQHpg                          (2-4)式中    Ne—泵的有效功率,W

    Q—泵的流量,m3/s

    H—泵的压头,m

     p—液体的密度,kg/m3

     g—重力加速度,m/s2

已知g=9.81m/s21kW=1000W,则式(2-4)可用kW单位表示,即

                                  (2-4a)

由于有容积损失、水力损失与机械损失,所以泵的轴功率N要大于液体实际得到的有效功率,即

                                                          (2-5)

泵在运转时可能发生超负荷,所配电动机的功率应比泵的轴功率大。电动机功率的大小已附在泵样本之中。

在机电产品样本中所列出的泵的轴功率,除非特殊说明以外,均系指输送清水时的数值。

 

2-4  离心泵的特性曲线 

一、离心泵的特性曲线 

压头、流量、功率和效率是离心泵的主要性能参数。这些参数之间的关系,可通过实验测定。离心泵生产部门将其产品的基本性能参数用曲线表示出来,这些曲线称为离心泵的特性曲线(characteristic curves)。以供使用部门选泵和操作时参考。

特性曲线是在固定的转速下测出的,只适用于该转速,故特性曲线图上都注明转速n的数值,图2-6为国产 4B20型离心泵在n=2900r/min时特性曲线。图上绘有三种曲线,即

1.H-Q曲线

H-Q曲线表示泵的流量Q和压头H的关系。离心泵的压头在较大流量范围内是随流量增大而减小的。不同型号的离心泵,H-Q曲线的形状有所不同。如有的曲线较平坦,适用于压头变化不大而流量变化较大的场合;有的曲线比较陡峭,适用于压头变化范围大而不允许流量变化太大的场合。

2.N-Q曲线

N-Q曲线表示泵的流量Q和轴功率N的关系,N随Q的增大而增大。显然,当Q=0时,泵轴消耗的功率最小。因此,启动离心泵时,为了减小启动功率,应将出口阀关闭。

3.η-Q曲线

η-Q曲线表示泵的流量Q和效率η的关系。开始η随Q的增大而增大,达到最大值后,又随Q的增大而下降。该曲线最大值相当于效率最高点。泵在该点所对应的压头和流量下操作,其效率最高。所以该点为离心泵的设计点。

选泵时,总是希望泵在最高效率工作,因为在此条件下操作最为经济合理。但实际上泵往往不可能正好在该条件下运转,因此,一般只能规定一个工作范围,称为泵的高效率区,如图2-6波折线所示。高效率区的效率应不低于最高效率的92%左右。泵在铭牌上所标明的都是最高效率下的流量,压头和功率。离心泵产品目录和说明书上还常常注明最高效率区的流量、压头和功率的范围等。

二.离心泵的转数对特性曲线的影响

离心泵的特性曲线是在一定转速下测定的。当转速由n1改变为n2时,其流量、压头及功率的近似关系为

     ,     ,                        (2-6)

式(2-6)称为比例定律,当转速变化小于20%时,可认为效率不变,用上式进行计算误差不大。

三.叶轮直径对特性曲线的影响

当叶轮直径变化不大,转速不变时,叶轮直径、流量、压头及功率之间的近似关系为

          ,      ,                  (2-7)

式(2-7)称为切割定律。

四.液体物理性质的影响

泵生产部门所提供的特性曲线是用清水作实验求得的。当所输送的液体性质与水相差较大时,要考虑粘度及密度对特性曲线的影响。

1.粘度的影响  所输送的液体粘度愈大,泵体内能量损失愈多。结果泵的压头、流量都要减小,效率下降,而轴功率则要增大,所以特性曲线改变。

2.密度的影响  离心泵的压头与密度无关,这可以从概念上加以说明。液体在一定转速下,所受的离心力与液体的密度成正比。但液体由于离心力的作用而取得的压头,相当于由离心力除以叶轮出口截面积所形成的压力,再除以液体密度和重力加速度的乘积。这样密度对压头的影响就消除了。但是,泵的轴功率随液体密度而改变。因此,当被输送液体的密度与水不同时,不能使用该泵所提供的N-Q曲线,而应按(2-4a)及(2-5)重新计算。

3.溶质的影响  如果输送的液体是水溶液,浓度的改变必然影响液体的粘度和密度。浓度越高,与清水差别越大。浓度对离心泵特性曲线的影响,同样反映在粘度和密度上。如果输送液体中含有悬浮物等固体物质,则泵特性曲线除受浓度的影响外,还受到固体物质的种类,以及粒度分布的影响。

 

泵制造厂只能给出Hs值,而不能直接给出Hg值。因为每台泵使用条件不同,吸入管路的布置情况也各异,有不同的  值,所以,只能由使用单位根据吸入管路具体的布置情况,由计算确定Hg

在泵样本或说明书中所给出的Hs是指大气压为10mH2O,水温为20℃状态下的数值。如果泵的使用条件与该状态不同时,则应把样本上所给出的Hs值,换算成操作条件下的Hs值,其换算公式为

                 Hs’=Hs(Ha10)(Hv0.24)                       (2-11)
式中    Hs—操作条件下输送水时允许吸上真空高度,mH2O

    Hs—泵样本中给出的允许吸上真空高度,mH2O

    Ha—泵工作处的大气压,mH2O

    Hv—泵工作温度下水的饱和蒸汽压,mH2O

    0.24—水的饱和蒸汽压,mH2O 

泵安装地点的海拔越高,大气压力就越低,允许吸上真空高度就越小。若输送液体的温度越高,所对应的饱和蒸汽压就越高,这时,泵的允许吸上真空高度也就越小。不同海拔高度时大气压力值如表2-1所示。

 

                     2-1不同海拔高度的大气压力 

 

   海拔高度,m

     0

    100

    200

    300

    400

     500

 大气压力,mH2O

   10.33

    10.2

   10.09

    9.95

    9.85

    9.74

   海拔高度,m

    600

    800

    1000

   1500

    2000

    2500

 大气压力,mH2O

    9.6

    9.38

    9.16

    8.64

    8.16

    7.62

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.汽蚀余量

汽蚀余量Δh是指离心泵入口处,液体的静压头  与动压头  之和超过液体在操作温度下的饱和蒸汽压头pv/pg的某一最小指定值,即

                                      (2-12)                         
 此式中   —汽蚀余量,m

      pv—操作温度下液体饱和蒸汽压,N/m2

将式(2-9)与(2-12)合并可导出汽蚀余量 与允许安装高度Hg之间关系为

                                      
 (2-13) 式中p0为液面上方的压力,若为敞口液面则p0=pa

应当注意,泵性能表上的 值也是按输送20℃水而规定的。当输送其它液体时,需进行校正。具体校正方法可参阅有关文献[14]

由上可知,只要已知允许吸上真空高Hs与汽蚀余量  中的任一个参数,均可确定泵的安装高度。

2-2  某台离心泵从样本上查得允许吸上真空高度Hs=6m,现将该泵安装在海拔高度为500m处,若夏季平均水温为40℃。问修正后的Hs应为多少?若吸入管路的压头损失为1mH2O,泵入口处动压头为0.2mH2O。问该泵安装在离水面5m高度处是否合适?

  当水温为40℃时,Hv=0.75m。由表(2-1)查得Ha=9.74m。根据式(2-11),则

                    Hs’=Hs(Ha10)(Hv0.24)

                       =6(9.7410)(0.750.24)

                       =5.23m

根据式(2-10)泵的安装高度为

                            Hs=Hs  ΣHf

                              =5.230.21

                              =4.93m<5m

故泵安装在离水面5m高度处不合适。 

 

2-6  离心泵的工作点 

当离心泵安装在一定的管路系统中工作时,其压头和流量不仅与离心泵本身的特性有关,而且还取决于管路的工作特性。

一.管路特性曲线

当离心泵安装在特定管路系统中工作时,液体要求泵供给的压头H可由柏努利方程式求得,即

                                       

上式中 与管路中液体流量无关,在输液高度和压力不变的情况下为一常数,以符号A表示。若贮槽与受槽的截面都很大,该处流速与管路相比可忽略不计,则 ,上式可简化为

                        H=A+                              (2-14)此式中压头损失为

    

                                           (2-15)

式中Q为管路系统的流量,m3/s

对于特定的管路系统,lled均为定值,湍流时摩擦系数的变化也很小,令

                              

则式(2-14)可简化为

                            H=A+BQ2                         (2-16)

由式(2-16)可知,在特定管路中输送液体时,所需压头H随液体流量Q的平方而变化。将此关系描绘在坐标图上,即得图2-8所示H-Q曲线,称为管路特性曲线。它表示在特定的管路中,压头随流量的变化关系。此线的形状与管路布置及操作条件有关,而与泵的性能无关。

二.工作点

图2-8

输送液体是靠泵和管路相互配合完成的。一台离心泵安装在一定的管路系统中工作,包括阀门开度也一定时,就有一定的流量与压头。此流量与压头是离心泵特性曲线与管路特性曲线交点处的流量与压头。此点称为泵的工作点(duty point),如图2-8中P点所示。显然,该点所表示的流量Q与压头H,既是管路系统所要求,又是离心泵所能提供的。若该点所对应效率是在最高效率区,则该工作点是适宜的。   

 

 

 

 

 

 

 

2-8  并联与串联操作

 在实际工作中,当单台离心泵不能满足输送任务的要求或者为适应生产大幅度增加而动用备用泵时,都会遇到泵的并联与串联使用问题。这里仅讨论二台性能相同泵的并联与串联的操作情况。


 2-11 泵的并联操作


 2-12 泵的串联操作

一.并联操作
    当一台泵的流量不够时,可以用两台泵并联操作,以增大流量。

一台泵的特性曲线如图2-11中曲线I所示。两台相同的泵并联操作时,其联合特性曲线的作法是在每一个压头条件下,使一台泵操作时的特性曲线上的流量增大一倍而得出特性曲线如图中曲线Ⅱ。但需要注意,对于同一管路,其并联操作时泵的流量不会增大一倍,见图2-11。因为两台泵并联后,流量增大,管路阻力亦增大。原来单个泵的工作点为A,并联后移至C点。显然C点的流量(2Q)不是A点流量(QI)的两倍,除非管路系统没有能量损失。

二.串联操作

当生产上需要利用原有泵提高泵的压头时,可以考虑将泵串联使用.

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I的纵坐标加倍,横坐标保持不变,可求得两台泵串联后的联合特性曲线  ,见图2-12。由图中可知,单个泵的工作点为A,串联后移至C点。显然C点的压头(H),并不是A点的压头(HI)的两倍。

 

二.选择 

选择离心泵的基本原则,是以能满足液体输送的工艺要求为前提的。选择步骤为:

1.确定输送系统的流量与压头  流量一般为生产任务所规定。根据输送系统管路的安排,用柏努利方程式计算管路所需的压头。

2.选择泵的类型与型号  根据输送液体性质和操作条件确定泵的类型。按已确定的流量和压头从泵样本产品目录选出合适的型号。需要注意的是,如果没有适合的型号,则应选定泵的压头和流量都稍大的型号;如果同时有几个型号适合,则应列表比较选定。然后按所选定型号,进一步查出其详细性能数据。

3.校核泵的特性参数  如果输送液体的粘度和密度与水相差很大,则应核算泵的流量与压头及轴功率。

2-4  如附图所示,今有一输送河水的任务,要求将某处河水以90m3/h的流量,输送到一高位槽中,已知高位槽水面高出河面10m,管路系统的总压头损失为7mH2O。试选择一适当的离心泵并估算由于阀门调节而多消耗的轴功率。

  根据已知条件,选用清水泵。今以河面1-1截面为基准面,并取1-12-2截面列柏努利方程式,则

                      

                                               =10+0+0+7=17m

根据已知流量Q=90m3/hH可选4B20型号的泵。由本书附录查得该泵性能为:流量90m3/h;压头20mH2O;轴功率6.36kW;效率78%

由于所选泵压头较高,操作时靠关小阀门调节,因此多消耗功率为:

                  

                  

 

 

第三节      

往复泵(reciprocating  pump)是利用活塞的往复运动,将能量传递给液体,以完成液体输送任务。往复泵输送流体的流量只与活塞的位移有关,而与管路情况无关;但往复泵的压头只与管路情况有关。这种特性称为正位移特性,具有这种特性的泵称为正位移泵。

                    2-10  往复泵的构造和操作原理

 2-13为往复泵装置简图。主要部件有泵缸1、活塞2、活塞杆3、吸入阀4和排出阀5。吸入阀和排出阀均为单向阀。活塞由曲柄连杆机构带动而作往复运动。由图2-13看出,当活塞在外力作用下向右移动时,泵体内形成低压,排出阀5受压而关闭,吸入阀4则被泵外液体的压力推开,将液体吸入泵内,当活塞向左移动时,由于活塞的挤压使泵内液体压力增大,吸入阀受压而关闭,而排出阀受压则开启,将液体排出泵外。因此活塞作往复运动,液体就被吸入或排出。

活塞在泵体内左右移动的顶点称为“死点”。两死点之间的活塞行程,即活塞运动的距离,称为冲程。活塞往复一次(即活塞移动双冲程),只吸入和排出液体各一次,故称单作用泵(或单动泵)。单作用泵的排液量是不均匀的,仅在活塞压出行程时,排出液体,而吸入行程无液排出。加之活塞的往复运动系由曲柄连杆机构的机械运动所造成,因而活塞的往复运动是不等速的;排液量也就随着活塞的移动有相应地起伏,其流量曲线如图2-14a)所示。

为了改善单动泵流量的不均匀性,可采用双动泵,其构造如图2-15所示。它有四个单向阀门,分布在液缸的两端。当活塞向左移动时,右上端的阀门关闭,右下端的阀门开启,与此同时,左上端的阀门开启,左下端的阀门关闭。因此,对于双动泵,当活塞往复一次,(即在活塞双冲程内)都有液体吸入和排出,故流量比较均匀,如图2-14b)所示。

与离心泵一样,往复泵也是借助泵缸内减压而吸入液体,所以吸入高度也有一定的限制。往复泵的低压是靠泵缸内活塞移动使空间扩大而形成的。往复泵在开动之前,没有充满液体也能吸液,因此往复泵具有自吸能力。

 

 

2-11  往复泵的流量与压头

 往复泵的理论流量Q决定于活塞扫过的全部体积。对单动泵其理论数量为

           (2-17)

式中  —活塞面积,m2

      D—活塞直径,m

      S—活塞的种程,m

      n—活塞往复的次数,1/min

      Q—理论流量,m3/min           

对于双动泵,需考虑活塞杆所占的截面积f,故其理论流量Q

                       Q (2F )Sn                            (2-18)

由上式可知双动泵的理论流量并不是单动泵的两倍。由式(2-17)及式(2-18)可以看出,一定型式的往复泵,其理论流量是恒定的,而与压头无关,如图2-16中实线所示。实际上由于活塞填衬不严密,活门启闭不及时等原因,往复泵的实际流量比理论流量小,并且随着压头的增加,液体的漏损量加大,故其流量与压头的关系如图2-16中虚线所示。

由上述可知,往复泵的压头由管路特性曲线决定,只要泵的机械强度和原动机的功率允许,往复泵的压头可以提高。液体在往复泵内流路较离心泵简单,因而效率也较高,通常为72~93%

 

 

2-12 往复泵的流量调节

从式(2-17)可以看出,往复泵的流量只与泵本身的几何尺寸和泵的往复次数有关,而与泵的压头无关。无论在什么压头下工作,只要往复一次,泵就排出一定体积的液体。所以往复泵不能关闭出口阀启动,否则吸入泵体的液体无出路。活塞愈压,其压力愈大,甚至大到可能损坏泵体和烧毁马达。往复泵也不能简单地用改变阀门开度来调节流量。根据往复泵的特点,其流量调节可采用如下几种方法:
1.改变原动机的转速,调节活塞往复的次数。对于输送易燃、易爆液体,采用蒸汽带动往复泵,只要改变蒸汽进入量,可使活塞往复次数增加或减少,达到调节流量的目的。对于电动机带动的往复泵,调节转速需要变速装置。
2.如图2-17所示,在往复泵出口处装有旁路,使一部分液体有可能返回进口处。这样,在旁路上装调节阀,改变调节阀的开启程度,即可调节流量。这种方法简单方便,所以生产上经常采用。图中安全阀是在下游压力超过一定限度时自动开启,以保证系统安全运转。

 

 

 

 

 

第四节  其他类型的化工用泵

                      213       

随着化学工业的发展,输送定量液体的精确度要求愈来愈高,有时还需要精确的配料比。为了完成这类液体的输送任务,常采用计量泵或比例泵。计量泵是往复式的一种。除了装有一套可以准确地调节流量的机构外,其基本构造与往复泵相同。

2-18所示的计量泵是通过偏心轮把电机旋转运动变成活塞往复运动。调节偏心轮的偏心距离,可改变活塞的冲程从而改变流量。

                           2-14      

 旋转泵是依靠泵体内转子的旋转作用而吸入和排出液体。旋转泵(rotary pump)也称为转子泵,它也属于正位移泵。

石油、化工装置中最常见的旋转泵有齿轮泵和螺杆泵,分述于后。

一.齿轮泵 

如图2-19所示,齿轮泵(gear pump)主要是由椭圆形开泵壳和两个齿轮组成。其中一个齿轮为主动齿轮,由传动机构带动,另一个为从动齿轮,与主动齿轮相啮合而随之作反方向旋转。当齿轮转动时,因两齿轮的齿相互分开,而形成低压将液体吸入,并沿壳壁推送至排出腔。在排出腔内,两齿轮的齿互相合拢而形成高压将液体排出。如此连续进行以完成液体输送任务。

 

齿轮泵流量较小,产生压头很高,适于输送粘度大的液体,如甘油等。

二.螺杆泵

螺杆泵(screw pump)主要由泵壳与一个或一个以上的螺杆所构成。图2-20a)所示为一单螺杆泵。此泵的工作原理是靠螺杆在具有内螺旋的泵壳中转动,将液体沿轴向推进,最后挤压至排出口而排出。图2-20b)为一双螺杆泵,它与齿轮泵十分相象,它利用两根相互啮合的螺杆来排送液体。当所需的压力很高时,可采用多螺杆泵。

螺杆泵的转速在3000r/min以下,最大出口压力可达1.72×107Pa。流量范围为1.5~500m3/h。若在单螺杆泵的壳内衬上硬橡胶,还可用于输送带颗粒的悬浮液。螺杆泵的效率较齿轮泵高。运转时无噪音、无振动、流量均匀。可在高压下输送粘稠液体。

 

 

 

2-15      

 旋涡泵是一种特殊类型的离心泵,如图2-21所示。泵壳呈正圆形,吸入口和排出口均在泵壳的顶部。至于泵体内部的结构与离心泵并不相同。叶轮1是一个圆盘,四周铣有凹槽,成辐射状排列,构成叶片2。叶轮和泵壳3之间有一定空隙,形成了流道4。吸入管接头和排出管接头之间有隔板5隔开。

泵体内充满液体后,当叶轮旋转时,由于离心力作用,将叶片凹槽中的液体以一定的速度甩向流道,在截面积较宽的流道内,液体流速减慢,一部分动能变为静压能。与此同时,叶片凹槽内侧因液体被甩出而形成低压,因而流道内压力较高的液体又可重新进入叶片凹槽再度受离心力的作用继续增大压力,这样,液体由吸入口吸入,多次通过叶片凹槽和流道间的反复旋涡形运动,而达到出口时,可获得较高的压头。

旋涡泵在开动前也要灌水。旋涡泵在流量减小时压头增加,功率也增加,所以旋涡泵在开动前不要将出口阀关闭,采用旁路回流调节流量。

旋涡泵的流量小、压头高、体积小、结构简单。它在化工生产中应用十分广泛,适宜于流量小、压头高及粘度不高的液体。旋涡泵的效率一般不超过40%

 

第五节  通风机、鼓风机、压缩机、真空泵

 气体输送机械与液体输送机械大体相同,但气体具有压缩性,在输送过程中,当压力发生变化时其体积和温度也将随之发生变化。气体压力变化程度,常用压缩比来表示。压缩比为气体排出与吸入压力的比值。各种化工生产过程对气体压缩比的要求很不一致。气体输送机械可按其终压(出口压力)或压缩比大小分为四类:

1.通风机:终压不大于1500mmH2O(表压),压缩比为1~1.15

2.鼓风机:终压为0.15~3kgf/cm2(表压),压缩比小于4

3.压缩机:终压为3kgf/cm2(表压)以上,压缩比大于4

4.真空泵:使设备产生真空,出口压力为1kgf/cm2,(表压),其压缩比由真空度决定。

                         2-16       

 通风机主要有离心式和轴流式两种类型。轴流式的通风机所产生的风压很小,只作通风换气之用。离心式通风机使用广泛,下面着重离心式通风机。

一.离心式通风机的基本结构和操作原理 

如图2-22所示,离心式通风机和离心泵一样,在蜗壳形泵体内装一高速旋转的叶轮。借叶轮旋转所产生的离心力,使气体压头增大而排出。

离心式通风机依所产生的风压大小分为:

低压离心通风机  风压100mmH2O(表压);

中压离心通风机  风压为100~300mmH2O(表压);

高压离心通风机  风压为300~1500mmH2O(表压)。

离心式通风机的叶片数较离心泵多,而且不限于后弯叶片,也有前弯叶片。在中、低压离心通风机中,多采用前弯叶片,其原因是由于要求压力不高。前弯叶片有利于提高风速,从而减小通风机的截面积,因而设备尺寸可较后弯时为小。但是,使用前弯叶片时,风机的效率较低,这是因为动能加大,能量损失加大,而且叶轮出口速度变化比较剧烈的缘故。

二.离心式通风机的性能参数及特性曲线 

与离心泵类似,离心通风机性能参数之间的关系也是用实验方法测定,并用特性曲线或性能数据表的形式表示之。

1.风量

风量是单位时间内从风机出口排出的气体体积,并以风机进口处气体的状态计,以Q表示,单位为m3/h

2.风压

风压是单位体积的气体流过风机时所获得的能量,以Pt表示,单位为J/m3=N/m2。由于Pt的单位与压力的单位相同,故用此称。

用下标1、2别表示进口与出口的状态。在风机的吸入口与压出口之间,列柏努利方程式

                 

上式各项均乘以pg并加以整理得

            

对于气体,式中p及(z2z1)值都比较小,故(z2z1pg可忽略,因进口管段很短, f亦可忽略。当空气直接由大气进入通风机,则u1也可忽略。故上述柏努利方程式可简化为

                                        (2-19)

中式中(p2p1)称为静风压,以pst表示。 称为动风压。离心通风机出口处气体流速较大,故动风压不能忽略。离心通风机的风压为静风压与动风压之和,又称为全风压或全压。通风机性能表上所列的风压是指全风压。

3.轴功率及功率

离心通风机的思功率可仿照离心泵的计算式,即

                                                      (2-20)

式中  —轴功率,kW

  Q—风量,m3/s

  pt—全风压,N/m2

  η—效率。

离心式通风机的操作性能亦可用特性曲线表示。图2-23为一典型的通风机特性曲线图。通风机的风压有全风压和静风压之分,所以通风机的特性曲线较离心泵多一根曲线,如图2-23所示,在一定转速下,有风量Q与全风压pt、静风压pst、轴功率N、效率η四条关系曲线。曲线所反映的特性与离心泵基本一致,效率也有最高点。需要说明的是,通风机的特性曲线是在20℃及760mmHg条件下用空气测定的,在此条件下空气的密度为1.2kg/m3

计算功率时,Q用实际风量,pt也用实际风压。若pt用校正为规定状态(20 760mmHg)下的风压pt0,则Q也应校正为规定下的风量Q0

三.离心通风机的选择

离心通风机的选用与离心泵相仿。根据所需的气体流量和风压,对照离心通风机的特性曲线或性能表选择合用的通风机。应当指出,由于风机的风压与被输送气体的密度有密切关系,而产品样本中列举的风压是在压力为760mmHg,温度为20℃的数值。选用时应按下式将操作状态所需的风压pt换算成上述规定状况下的风压pt0,然后按pt0的数值来选用。风压换算式为

                                                          (2-21)

式中     p0p′—分别表示规定状态与操作状态下的气体密度,kg/m3

                                            (2-22)

在选用通风机时,应首先根据所输送的气体情况(如清洁空气、易燃、易爆或腐蚀气体、含尘气体等)与风压范围,确定风机类型。然后根据所要求的风量和换算成规定状况下的风压,从产品样本中的性能表查得适宜的型号。

 

217       

化工生产中常用的鼓风机(blower)有离心鼓风机和旋转鼓风机两种。

一.离心鼓风机 

离心鼓风机又称涡轮鼓风机或透平鼓风机,其基本结构和操作原理与离心通风机相仿,只是由于通风机内只有一个叶轮,仅能产生低于0.15kgf/cm2(表压)的风压,而离心鼓风机一般是由几个叶轮串联组成的多级离心鼓风机。

离心鼓风机的出口压力一般不超过3kgf/cm2(表压)。因其压缩比不高,气体压缩过程产生的热量不多,所以不需要冷却装置,各级叶轮的大小也大体相等。

离心鼓风机选择方法与离心通风机相同。

二.旋转鼓风机 

在化工生产中,应用最广的旋转鼓风机是罗茨鼓风机(Rootes blowrer)。

罗茨鼓风机的结构,如图2-24所示。在一长圆形机壳内,有两个铸铁或铸钢的转子,装在两个平行的轴上。由于两转子之间有很小的间隙,转子能自由转动,同时不会引起过多的泄漏。两转子转动方向相反,可使气体从机壳一侧吸入,从另一侧排出。

罗茨鼓风机的风量变动范围大,可自2500m3/min。出口表压在0.8kg/cm2以内,但表压在0.4kgf/cm2附近效率最高。罗茨鼓风机兼有往复式和离心式的一些特点。和往复式一样,罗茨鼓风机在转速一定时,风压改变,风量可基本不变,而风量与转速成正比。另一方面,和离心式一样,该风机转速高,可直接与风机连接,无阀门,重量较轻,结构简单,排气均匀。缺点是制造和安装不易,效率较低。

罗茨鼓风机的出口应安装稳压罐与安全阀。流量用旁路调节。操作时,温度不能超过85℃。不然会引起转子受热膨胀,因而发生碰撞。

 

218       

 化工生产中使用的压缩机(Compressor)主要有往复压缩机与离心压缩机两种。由于离心压缩机的基本结构和操作原理与离心鼓风机完全相同,故下面着重介绍往复压缩机。

往复压缩机的构造、工作原理与往复泵相近。主要部件有气缸、活塞、吸气阀和排气阀。依靠活塞的往复运动,循环地进行吸气、压缩及排气过程。图2-25所示为双缸往复压缩机的示意图。

.往复压缩机的工作过程 

1.理想压缩循环

在理想情况下,气缸排气终了时,活塞与气缸之间没有空隙(即余隙)以及各种能量损失。往复压缩机在理想情况下的压缩过程可用图2-26来说明。当活塞由左往右运动时,吸气阀A打开,气体在p1压力下吸入缸内,如图2-264-1线所示。当活塞开始向左移动时,吸气阀A关闭,气体在气缸中被压缩,如图1-2(或1-2;1-2″)线所示。当气缸中气体的压力大于排气阀B外的气体压力时,排气阀被顶开,气体在p2压力下排出气缸,如图2-3(或2-3;2-3)。3-4线表示排气终了和吸气初气缸内压力的变化,由4点开始又重复以上循环。

由压力p1升高到p2可依三种不同的过程进行压缩,即绝热过程、等温过程和多变过程,分别用图1-2′、1-2″和1-2线表示。等温与绝热过程只是两种极端情况,实际压缩过程与多变过程比较接近,多变压缩功为

                                       (1-23)

式中    W—每一循环多变压缩的功,J

    p1—进气压力,N/m2

    p2—排气压力,N/m2

    v1—每一循环吸入气体的体积,m3

    m—多变指数。

压缩所消耗的功可用图2-26中的面积表示。如等温压缩耗功面积为12″-34;绝热压缩耗功面积为12′-34;多变压缩耗功面积为1234。由图2-26可知,绝热压缩耗功最多,等温压缩耗功最少。

多变压缩时,气体排出口绝对温度为

                                                   (1-24)

式中  T1—入口温度,K

  T2—出口温度,K

2.有余隙压缩循环

往复压缩机排气终了时,活塞与气缸盖之间必须留出很小的空隙,称为余隙。有余隙压缩循环如图2-27所示。它与理想压缩循环的区别在于排气终了残留在余隙体积中的高压气体在活塞反向运动时,将再膨胀。当膨胀到图2-27所示的点4时,气缸中的压力才降至进气压p1,此后开始吸气。由于余隙的体积的存在使压缩机循环一次的吸气体积Ve比活塞一次扫过的体积(即理论吸气体积)V1低,其比值称为容积系数λ,即

                                                           (1-25)

余隙体积V0与理论吸气体积V1之比称为称隙系数,以符号ε表示,其表达式为

                                                          (1-26)

由图2-27

                                                (1-27)

此式中Va为余隙膨胀所占体积,m3。将式(1-27)两边均除以  

                                               (1-28)

                         

将式(1-25)及式(1-26)代入上式,则

                                            

                                                  (1-29)

对于多变膨胀过程,则

                             

将上式代入式(1-29)则

                                              (1-30)

由上式可知,容积系数与余隙系数ε的大小和气体的压缩比 有关。余隙系数愈大,容积系数愈小;压缩比愈大,容积系数愈小。

 

二.往复压缩机的生产能力 

往复压缩机的生产能力是指压缩机在单位时间内排出的气体体积换算成吸入状态下的数值。

若没有余隙,单动往复压缩机的理论吸气量为

                                                     (1-31)

式中  ′—理论吸气体积,m3/min

    D—活塞直径,m

    S—活塞的冲程,m

    n—活塞每分钟的往复次数,1/min

由于有余隙实际吸气体积为

                       V=λV                              1-32)式中V为实际吸气体积,m3/min

 2-5  有一空气压缩机其吸气量为1400m3/h,压缩前后压力分别为1与7kgf/cm2(绝压),若m=1.25,余隙系数ε=0.03,试求:

a)容积系数;λ;

b)当容积系数λ为零时的压缩比;

c)当空气进口温度为20℃时,压缩机的温升。

  a)容积系数  根据式(1-30

                                           

bλ=0时压缩比  λ=0,根据式(1-30),则

                        

                                 

因而当p11kgf/cm2时,p283.1kgf/cm2

    c)温升  根据式(1-24

                         

                            

故温升为        ΔtT2T1432.4293139.4 

三.多级压缩 

如前所述,容积系数随压缩比的增大而减小,当压缩比达到某一极限(见例2-5)时,容积系数为零,即当活塞往右运动时,残留在余隙内的气体膨胀后充满整个气缸,以致不能再吸入新的气体。

实际上,在压缩机中每压缩一次所允许的压缩比一般为5~7。如果所要求的压缩比超过这个数值,应采用多级压缩。多级压缩的示意图如图2-28所示。气体在每级压缩之后进入中间冷却器进行冷却,以降低气体温度。

采用多级压缩可降低压缩气体所消耗的功。现以两级压缩(图2-29)进行分析。若压力为p1的气体采用单级压缩至p2,则压缩过程如图2-29中多变过程BB1C′所示,所消耗的理论功相当于图中BB1C′-DAB所围成的面积。如改为两级压缩,中间压力为px,尽管每一级也是进行多变压缩,但因两级之间在恒定压力下进行冷却,冷却过程依等压线B1E进行,两级所消耗的总理论功相当于图上BB1ECDAB所围成的面积。比较这两种压缩方案,显然,两级压缩比单级压缩所消耗的功要少。依此类推,当压缩比相同时,所用的级数愈多,则消耗的功愈少。

四.往复压缩机排气量的调节 

压缩气体的消耗量往往是变化的,当消耗量与供气量不同时,会引起排气管中压力的波动。因而必须调节压缩机的供气量,使供求一致。调节方法与往复泵基本上是相同的,但也有其特殊性。

1.调节转速  调节转速和往复泵同。

2.旁路调节  在旁路装调节阀,如果旁路的截面积足够,调节阀全开时,排气压力和进气压力相等,无气排出。如果调节阀部分开启,即可均匀调节。一般压缩机多采用这种方法。

3.改变气缸余隙容积  显然,余隙容积增大,余隙内残存气体膨胀后所占容积将增大,吸入气体必然减少,供气量随之下降。反之供气量上升,所以能起到调节流量作用。这种调节方法在大型压缩机中采用较多。

 

2-19       

 从真空容器中抽气并加压排向大气的压缩机称为真空泵(vacuum pump)。真空泵的型式很多,现将化工厂中常用的几种,简单介绍如下。

一.往复真空泵 

往复真空泵的基本结构和操作原理与往复压缩机相同,只是真空泵在低压下操作,气缸内外压差很小,所用阀门必须更加轻巧,启闭方便。另外,当所需达到的真空度较高时,如95%的真空度,则压缩比约为20。这样高的压缩比,余隙中残余气体对真空泵的抽气速率影响必然很大。为了减小余隙影响,在真空泵气缸两端之间设置一条平衡气道,在活塞排气终了时,使平衡气道短时间连通,余隙中残余气体从一侧流向另一侧,以降低残余气体的压力,减小余隙的影响。

二.水环真空泵 

如图2-30所示,水环真空泵的外壳为圆形,壳内有一偏心安装的转子,转子上有叶片。泵内装有一定量的水,当转子旋转时形成水环,故称为水环真空泵。由于转子偏心安装而使叶片之间形成许多大小不等的小室。在转子的右半部,这些密封的小室体积扩大,气体便通过右边的进气口被吸入。当旋转到左半部,小室的体积逐渐缩小,气体更由左边的排气口被压出。水环真空泵最高可达85%的真空。这种泵的结构简单、紧凑,没有阀门,经久耐用。但是,为了维持泵内液封以及冷却泵体,运转时需不断向泵内充水。水环真空泵也可作为鼓风机使用。

三.喷射泵 

喷射泵(jet pump)是属于流体动力作用式的流体输送机械,它是利用流体流动时动能和静压能的相互转换来吸送流体。它既可用来吸送液体,又可用来吸送气体。在化工生产中,喷射泵用于抽真空时,称为喷射式真空泵。

喷射泵的工作流体,一般为水蒸汽或高压水。前者称为蒸汽喷射泵,后者称为水喷射泵。图2-31所示为一单级蒸汽喷射泵。如图示,工作蒸汽在高压下以很高的速度从喷嘴3喷出,在喷射过程中,蒸汽的静压能转变为动能产生低压将气体吸入。吸入的气体与蒸汽混合后进入扩散管5,速度逐渐降低,压力随之升高,而后从压出口6排出。

单级蒸汽喷射泵仅能达到90%的真空,为了达到更高的真空度,需采用多级蒸汽喷射泵。

喷射泵的主要优点是结构简单,制造方便,可用各种耐腐蚀材料制造,没有传动装置。主要缺点是效率低,只有1025%。喷射泵除用于抽真空外,还常作为小型锅炉的注水器,这样既能利用锅炉本身的蒸汽来注水,又能回收蒸汽的热能。

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