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第二章 流体输送机械
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第二章 流体输送机械 2.1 概述 流体输送是化工生产过程常见的单元操作之一。为了将流体从一处送到另一处，不论是提高其位置高度或增加其压强，还是克服管路的沿程阻力，都需要向流体施加外部机械能。流体输送机械就是向流体作功以提高其机械能的装置。 目前流体输送机械为通用机械产品，在生产中如何选用既符合生产需要，又比较经济合理的输送机械，同时在操作中做到安全可靠、高效率运行，除了熟知被输送流体的性质、工作条件外，还必须了解各类输送机械的工作原理、结构和特性，以便进行正确地选择和合理使用。本章内容就是介绍常用的流体输送机械及其工作原理、选型计算等。
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2.1.1 输送机械的用途 补充能量：将流体从一处输送到另一处 提高压强：给流体加压 造成设备真空：给流体减压
为液体提供能量的输送机械称为泵，如离心泵、往复泵、旋涡泵等。 为气体提供能量的输送机械称为风机或压缩机，如离心通风机、鼓风机等。
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2.1.2 输送机械应满足生产要求 对生产上不同的要求采用不同的输送机械。原因： 流体是多种多样的。水、油、腐蚀性流体等
操作条件千差万别：输送量、效率、轴功率 概括来说，输送机械应满足如下要求： (1)满足工艺上对流率和能量的要求。 (2)结构简单，重量轻，投资费用低。 (3)运行可靠，操作效率高，操作费用低。 (4)能适应被输送流体的特性，其中包括粘性、腐蚀性、毒性、可燃性、爆炸性、含固体杂质等。
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2.1.3输送机械的分类 流体输送机械按照其工作原理分为：
(1)动力式：利用高速旋转的叶轮使流体的机械能增加，典型的是离心式、轴流式输送机械。 (2)容积式：利用活塞或转子运动改变工作室容积而对流体作功。典型的是往复式、旋转式输送机械。 (3)其它类型：如利用另外一种流体作用的喷射式等。
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2.2 离心泵 液体输送机械的种类很多，按照工作原理的不同，分为离心泵、往复泵、旋转泵、旋涡泵等几种，其中，离心泵由于其适用范围广、操作方便，便于实现自动调节和控制而在化工生产中应用最为普遍。 2.2.1 离心泵的基本结构和工作原理 离心泵的基本结构 离心泵主要由叶轮、泵壳等组成，由若干弯曲叶片组成的叶轮紧固在泵轴上安装在蜗壳形的泵壳内。泵壳中央的吸入口与吸入管路相连，侧旁的排出口与排出管路连接，如图。
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离心泵的主要部件 包括叶轮、泵壳、轴封装置 1.叶轮 它通常由6～12片后弯叶片所组成，本身被固定在泵轴上并随之旋转。作用是将原动机的机械能直接传给液体，以提高液体的静压能和动能。根据其结构和用途分为开式、半开式和闭式三种。 闭式叶轮：叶片两侧带有前后两块盖板，液体在两叶片间通道内流动时无倒流现象，适于输送较清洁的流体，输送效率高，一般离心泵多采用这种叶轮。 半开式叶轮(半闭式叶轮)：吸入口一侧无前盖板，适于输送含小颗粒的溶液，输送效率低。 开式叶轮：没有前后盖板。适于输送含大颗粒的溶液，效率低。
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闭式或半闭式叶轮在工作时，部分高压液体可由叶轮与泵壳间的缝隙漏入两侧，除影响效率外也使叶轮受到指向液体吸入口的轴向推力，导致叶轮向吸入口移动，严重时造成与泵壳的接触摩擦直至损坏。为平衡轴向推力，可在叶轮后侧板上钻一些平衡孔，使漏入后侧的部分高压液体由平衡孔向低压区泄漏，减小两侧的压强差，但同时也使泵的效率有所下降。 叶轮按其吸液方式的不同分为单吸式和双吸式两种，如图。双吸式叶轮可从两侧同时吸液，吸液能力大，而且可基本上消除轴向推力。
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2.泵壳 泵壳亦称为蜗壳、泵体，构造为蜗牛壳形，其作用是将叶轮封闭在一定空间内，汇集引导液体的运动，并将液体的大部分动能转化为静压能。这是因为随叶轮旋转方向，叶轮与泵壳间的通道截面逐渐扩大至出口时达到最大，使能量损失减少的同时实现了能量的转化。为了减少由叶轮外缘抛出的液体与泵壳的碰撞而引起能量损失，有时在叶轮与泵壳间还安装一固定不动而带有叶片的导轮，以引导液体的流动方向(见图)。
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3.轴封装置 在泵轴伸出泵壳处，转轴和泵壳间存有间隙，在旋转的泵轴与泵壳之间的密封，称为轴封装置。其作用是防止高压液体沿轴泄漏，或者外界空气以相反方向漏入。常用的有填料密封和机械密封。 填料密封装置：由填料函壳、软填料和填料压盖构成，软填料为浸油或涂石墨的石棉绳，将其放入填料函与泵轴之间，将压盖压紧迫使它产生变形达到密封。
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3.轴封装置(续) 机械密封装置：由装在泵轴上随之转动的动环和固定在泵壳上的静环组成，两环形端面由弹簧力使之紧贴在一起达到密封目的。动环用硬质金属材料制成，静环一般用浸渍石墨或酚醛塑料等制成。 机械密封的性能优良，使用寿命长。但部件的加工精度要求高，安装技术要求比较严格，价格较高。用于输送酸、碱、盐等密封要求高的场合。
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离心泵的工作原理 离心泵启动前应在泵壳内灌满所输送的液体，当电机带动泵轴旋转时，叶轮亦随之高速旋转(转速一般为1000～3000r/min)。叶轮的旋转一方面迫使叶片间的液体在随叶轮作等角速旋转的同时，另一方面，由于受离心力的作用使液体向叶轮外缘作径向运动。在液体被甩出的过程中，流体通过叶轮获得了能量，并以15～25m/s的速度进入泵壳。在蜗壳中由于流道的逐渐扩大，又将大部分动能转变为静压强，使压强进一步提高，最终以较高的压强沿切向进入排出管道，实现输送的目的，此即为排液原理。
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当液体由叶轮中心流向外缘时，在叶轮中心处形成了低压。在液面压强与泵内压强差的作用下，液体经吸入管路进入泵的叶轮内，以填补被排出液体的位置，此即为吸液原理。只要叶轮旋转不停，液体就被源源不断地吸入和排出，这就是离心泵的工作原理。 若离心泵在启动前泵壳内不是充满液体而是空气，由于空气的密度远小于液体的密度，产生的离心力很小，因而叶轮中心区形成的低压不足以将贮槽内液体压入泵内，此时虽启动离心泵但不能够输送液体，这种现象称作气缚。表示离心泵无自吸能力。因此在启动泵前一定要使泵壳内充满液体。通常若吸入口位于贮槽液面上方时，在吸入管路中安装一单向底阀和滤网，以防止停泵时液体从泵内流出和吸入杂物。
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2.2.2 离心泵的基本方程式――能量方程式 （一）问题的提出 离心泵的压头（即液体获得的静压能）与哪些因素有关？如何提高液体的静压能？
离心泵的基本方程式是从理论上描述在理想情况下离心泵可能达到的最大压头(扬程)与泵的结构、尺寸、转速及液体流量诸因素之间关系的表达式。由于液体在叶轮中的运动情况十分复杂，很难提出一个定量表达上述各因素之间关系的方程。工程上采用数字模型法来研究此类问题。 （二）数学模型的建立 1．简化假设 为了便于分析研究流体在叶轮内的运动情况，特作如下简化假设： (1) 叶轮为具有无限薄、无限多叶片的理想叶轮，流体质点将完全沿着叶片表面而流动，流体无旋涡、无冲击损失； (2) 被输送的是理想液体，液体在叶轮内流动不存在流动阻力； (3) 泵内为稳态流动过程。 按上面假想模型推导出来的压头必为在指定转速下可能达到的最大压头——理论压头。
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2．流体通过叶轮的流动――速度三角形 理想流体在理想叶轮中的旋转运动应是等角速度的。
流体质点以绝对速度c0沿着轴向进入叶轮后，随即转化为径向运动，此时流体一方面以圆周速度u1随叶轮旋转，其运动方向即流体质点所在位置的切线方向，而大小沿半径而变化；另一方面以相对速度w1在叶片间的径向作相对运动，其运动方向是液体质点所在处叶片的切线方向，大小从里向外由于流道变大而降低。二者的合速度为绝对速度c1，此即流体质点相对于泵壳的绝对速度。上述三个速度w1、u1、c1所组成的矢量图称为速度三角形。同样，在叶轮出口处，圆周速度u2、相对速度w2及绝对速度c2也构成速度三角形。α表示绝对速度与圆周速度两矢量之间的夹角，β表示相对速度与圆周速度反方向延线的夹角，称之为流动角。α及β的大小与叶片的形状有关。
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3．数学描述------离心泵基本方程式的推导
由速度三角形并应用余弦定理得到 ω12 ＝ c12 + u12 - 2c1u1cosα1 (2-1) ω22 ＝ c22 + u22 - 2c2u2cosα (2-1a) 3．数学描述------离心泵基本方程式的推导 离心泵基本方程式可由离心力作功推导，也可根据动量理论得到。推导的出发点在于有效提高液体的静压能。 根据柏努利方程式，1N的理想流体从叶片入口截面1-1’与叶片出口截面2-2’所获得的机械能为 式2-2中静压头的增量由离心力作功及相对速度转化而获得，即 离心力作功 相对速度转化 则 + + +
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4．离心泵理论压头影响因素分析 将上述式子代入并整理可得
在离心泵设计中，为提高理论压头，一般使α1=90°,则cosα1= 0，故上式可简化为 离心泵的理论流量可表示为在叶轮出口处的液体径向速度和叶片末端圆周出口面积的乘积，即 由速度三角形可得 (1) 叶轮的转速和直径 当理论流理QT和叶片几何尺寸（b2、β2）一定时。HT∞随D2、n的增大而增大，即加大叶轮直径，提高转速均可提高泵的压头。 (2) 叶片的几何形状 根据流动角β2的大小，叶片形状可分为后弯、径向、前弯三种。
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①径向叶片， β2 = 900 ，ctg β2 =0， HT = 与 β2 无关。
当泵转速n、叶轮直径 D2 、叶轮出口处叶片宽度 b2 、流量QT 一定时， HT 随叶片形状 β2 而变。 ①径向叶片， β2 = 900 ，ctg β2 =0， HT = 与 β2 无关。 ②后弯叶片， ③前弯叶片， 由此可见，前弯叶片产生的HT最大，似乎前弯叶片最有利，实际 情况是否果真如此呢？ 而 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（ ）。
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(3) 理论流量 在一定转速下指定离心泵（b2、D2、β2一定）的理论压头与理论流量的关系。这个关系是离心泵的主要特性。HT∞～QT的关系曲线称为离心泵的理论特性曲线。该线的截距
斜率 于是有 显然，对于后弯叶片，B＞0，HT∞随QT的增加而降低。 (4) 液体密度 在离心泵的理论扬程式中并未出现液体密度这样一个重要参数，这表明离心泵的理论压头与液体密度无关。因此，同一台离心泵，只要转速恒定，不论输送何种液体，都可提供相同的理论压头。但是，在同一压头下，离心泵进出口的压强差却与液体密度成正比。 实际上，由于叶轮的叶片数目是有限的，且输送的是粘性流体，因而必然引起流体在叶轮内的泄漏和能量损失，致使泵的实际压头和流量小于理论值。所以泵的实际压头与流量的关系曲线应在离心泵理论特性曲线的下方。离心泵的H-Q关系曲线通常在一定条件下由实验测定。
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2.2.3 离心泵的性能参数与特性曲线 2.2.3.1 离心泵的主要性能参数
为了正确地选择和使用离心泵，就必须熟悉其工作特性和它们之间的相互关系。反映离心泵工作特性的参数称为性能参数，主要有转速、流量、压头、轴功率和效率、气蚀余量等。离心泵一般由电机带动，因而转速是固定的，其性能参数通常在离心泵的铭牌或样本说明书中标明，以供选用时参考。 1.流量 离心泵在单位时间内排出的液体体积，亦称为送液能力，用Q表示，单位为m3／h。离心泵的流量与其结构、尺寸(叶轮直径和宽度)、转速、管路情况有关。 Q 供方 VS 需方 Q≥VS
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2.压头 指离心泵对单位重量的液体所提供的有效能量，又称为扬程，用H表示，单位为m。泵的压头与泵的结构尺寸、转速、流量等有关。对于一定的泵和转速，压头与流量间有一定的关系。
压头的值由实验测定： 在泵的入口和出口间列柏努利方程，以单位重量流体为基准： H 供方 He=We/g 需方 H≥He
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3.效率 指泵轴对液体提供的有效功率与泵轴转动时所需功率之比，称为泵的总效率，用η表示，无因次，其值恒小于100%。它的大小反映泵在工作时能量损失的大小，泵的效率与泵的大小、类型、制造精密程度、工作条件等有关，由实验测定。 离心泵的能量损失主要包括： (1)容积损失：由于泵的泄漏、液体的倒流等所造成，使得部分获得能量的高压液体返回去被重新作功而使排出量减少浪费的能量。容积损失用容积效率ηV表示。
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(2)机械损失：由于泵轴与轴承间、泵轴与填料间、叶轮盖板外表面与液体间的摩擦等机械原因引起的能量损失。机械损失用机械效率ηm表示。
(3)水力损失：由于液体具有粘性，在泵壳内流动时与叶轮、泵壳产生碰撞、导致旋涡等引起的局部能量损失。水力损失用水力效率ηh表示。 一般：小泵：η= 50～70％ 大泵：η>90％ 总效率： η= ηv×ηm×ηh
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4.轴功率 指泵轴转动时所需要的功率，亦即电机提供的功率，用N表示，单位kW。由于能量损失，轴功率必大于有效功率，即N=Ne/η
泵的轴功率与泵的结构、尺寸、流量、压头、转速等有关。
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例2-1 采用图示装置测定离心泵的性能。泵的吸入和排出管内径分别为100mm和80mm，两测压口间垂直距离为0
例2-1 采用图示装置测定离心泵的性能。泵的吸入和排出管内径分别为100mm和80mm，两测压口间垂直距离为0.5m，泵的转速为2900rpm,用20℃清水作为介质时测定，数据为：流量15L/s，泵出口处表压2.55×105Pa，进口处真空度2.67×104Pa，电机功率6.2kW(电机效率93%)。 解：在转速为2900rpm下 ①泵的流量：Q＝15×10-3×3600＝54m3/h ②泵的压头：在真空表和压强表所在 截面1-1′与2-2′间列柏努利方程， 以单位重量流体为基准: 其中：(z2-z1)＝0.5m， p2＝2.55×105Pa(表)， p1＝-2.67×104Pa(表)
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③轴功率：N=6.2×０.93＝5.77 kW ④效率： 故该泵主要性能为： Q=54m3／h， H=29.5m, N=5.77 kW， η=75.2%, n=2900rpm
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离心泵的特性曲线 在一定转速下，离心泵的压头、功率、效率随流量的变化关系称为特性曲线。它反映泵的基本性能的变化规律，可做为选泵和用泵的依据。各种型号离心泵的特性曲线不同，但都有共同的变化趋势。 (3)效率随流量增大而上升，达到一最大值后随流量增加而下降。说明在一定转速下，离心泵存在一最高效率点，称为设计点。离心泵在与最高效率点相对应的Q和H下工作最为经济，效率最高点对应的参数Q、H、N称为最佳工况参数(泵铭牌所标出即指此)。在选用离心泵时应使其在该点附近工作，一般规定一个工作范围，称为高效区，为最高效率的92%左右。 (2)轴功率随流量增大而增大，流量为零时轴功率最小。因而启动离心泵时应关闭出口阀，使启动电流减小，保护电机，待运转正常后再开启阀门, 调节适当的流量。 (1)压头一般随流量增大而下降(流量极小时可例外)；
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离心泵性能的换算 离心泵的特性曲线是在一定转速下，以常温清水进行测定而得到的。使用时若输送液体的性质或其它条件与测定条件不同时，可导致泵的性能发生变化，这时就需进行相应的换算。 1、 液体密度的影响 离心泵的压头、流量均与液体的密度无关，故泵的效率亦不随ρ而改变，但泵的轴功率随密度不同而变化，应重新进行计算。 2、 液体粘度的影响 当被输送液体的粘度大于常温下清水的粘度时，由于叶轮、泵壳内流动阻力的增大，致使泵的压头、流量都要减小，效率下降，而轴功率增大。一般当液体的运动粘度ν＞20×10-6m2/s时，离心泵的性能按下式进行换算： Q′=CQQ，H′＝CHH，η′＝Cη·η，
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式中CQ，CH，Cη称为离心泵的流量，压头和效率换算系数，可由图2-13、2-14查得。上标“′”表示：操作条件
3、离心泵转速的影响 当液体粘度不大且假设泵的效率不变，泵的转速变化小于20%时，泵的流量、压头、轴功率与转速的近似关系可按比例定律进行计算： 4、叶轮直径的影响 当转速不变而减小叶轮直径时，泵的流量、压头、轴功率与叶轮直径的关系可按切割定律进行计算(叶轮直径变化＜20%)：
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2.2.4 离心泵的工作点与流量调节 1 1’ 2 2’ 据离心泵特性曲线知离心泵的工作运行范围很大，但实际工作时的运行状况要受到管路的制约，因为泵是安置在管路上工作的。因此要了解其工作状况，就必须了解管路的工作特性以及和泵特性之间的关系。 管路特性曲线 在图示的系统中，若贮槽与高位槽液面维持恒定，在1-1′截面与2-2′截面间列柏努利方程：
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He=K+GQe2 上式称为管路特性方程，它反映在特定的管路中，液体所需压头(He)与流量(Qe)的关系。这种关系只与管路的布置条件有关，而与泵的性能无关。将其关系标绘在H～Q坐标图上，即为管路特性曲线，为一抛物线型。
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例题 用离心泵向密闭容器输送清水，管路情况如图。贮槽A和密闭容器B内液面恒定，位差20m。管路系统为：管径φ104×4
mm，管长(包括所有局部阻力的当量长度)150m，密闭容器内表压9.81×104Pa，流动在阻力平方区，管道摩擦系数0.016，输水量45m3/h。求： (1)管路特性方程；(2)泵的升扬高度与扬程；(3)泵的轴功率(效率为70％，水的密度1000kg/m3) 解：(1) 例题
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(2)泵的升扬高度与扬程 泵的升扬高度即ΔZ，值为20m。泵的扬程由管路特性方程计算： (3)泵的轴功率 kW
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离心泵的工作点 当离心泵安装在一管路中时，泵所提供的压头与流量，必然和管路所要求的压头与流量相一致才能工作，因此同时满足管路特性和泵特性的点称为泵的工作点。在H-Q图中即为管路特性曲线和泵特性曲线的交点M，M点表示了离心泵在特定管路中实际能输送的流量和提供的压头。 H=He Q=Qe H=Q He=Qe M H Q
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例题2-3 用离心泵将水库内的水送至灌溉渠，假设两液面恒定且位差12m。已知管路压头损失Hf=0.5×106Qe2，特定转速下泵特性方程为H=26-0.4×106Q2（Qe、Q单位均为m3/s），求每天送水量。 解：
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离心泵的流量调节 当选好的泵在管路提供的流量符要求或者生产任务变动时需进行流量调节，其实质是改变泵的工作点。由于泵的工作点由两条特性曲线所决定，因而改变其中之一或者同时改变即可实现流量的调节。 ①改变阀门开度 通过改变管路特性曲线来改变泵的工作点。方法是在泵出口管路上装一调节阀，改变阀门开度，将改变管路的局部阻力，从而使管路特性曲线发生变化，导致泵的工作点随之变化。 Q M H Q1 M1 如阀门关小时，管路的局部阻力加大，管路特性曲线变陡，工作点由M上移至M1点，流量由Q降至Q1。反之，流量增大。 优点：调节流量，简便易行，可连续变化 缺点：关小阀门时增大了流动阻力，额外消耗了部分能量，经济上不够合理。
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泵转速增加，泵特性曲线上移，工作点随之由M上移至M1，流量由Q增大到Q1。
②改变泵的转速 改变泵的转速，实质是改变泵特性曲线。 泵转速增加，泵特性曲线上移，工作点随之由M上移至M1，流量由Q增大到Q1。 M Q H 优点：较经济，无额外能量损失， 缺点：因需要变速装置或价格昂贵的变速原动机，故改变困难，且难以做到连续调节，一般很少采用。 Q1 M1
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泵直径增加，泵特性曲线上移，工作点随之由M上移至M1，流量由Q增大到Q1。
③改变泵的直径 改变泵的直径，实质是改变泵特性曲线。 泵直径增加，泵特性曲线上移，工作点随之由M上移至M1，流量由Q增大到Q1。 M Q H 优点：较经济，无额外能量损失 缺点：流体调节范围有限、不方便，难以做到连续调节，调节不当会降低泵的效率。一般很少采用。 Q1 M1
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离心泵的组合操作 ④ 在实际生产中，当单台泵不能满足输送任务要求的流量和压头时，可采用数台离心泵组合使用，组合方式为串联和并联。下面以两台性能完全相同的离心泵讨论其组合后的特性及其运行状况。 1.离心泵的串联组合操作 当单台泵达不到压头要求时，采用串联组合。两台完全相同的离心泵串联，从理论上讲，在同样的流量下，其提供的压头应为单泵的两倍。因而依据单泵特性曲线1上一系列坐标点，保持横标(Q)不变，使纵标(H)加倍，绘出两泵串联后的特性曲线2。 Q H 1 Q串 H串 2 串联泵的操作流量和压头由工作点决定，由图知，串联后流量亦有所增加，但压头低于单台泵压头的两倍。
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并联泵的实际流量和压头由工作点决定，由图知，并联后压头有所增加，但流量低于单泵流量的两倍(实际上三台以上泵的并联不多)。
2.离心泵的并联组合操作 当单台泵达不到流量要求时，采用并联组合。两台相同的离心泵并联，理论上讲在同样的压头下，其提供的流量应为单泵的两倍。因而依据单泵特性曲线1上一系列点，保持纵标(H)不变，使横标(Q)加倍，绘出两泵并联后的特性曲线2。 Q H 1 并联泵的实际流量和压头由工作点决定，由图知，并联后压头有所增加，但流量低于单泵流量的两倍(实际上三台以上泵的并联不多)。 Q并 H并 2
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生产中如何选择组合方式，还与管路特性有关，一般： (1)当单泵压头远达不到要求时，必须采用串联；
3.离心泵组合方式的选择 生产中如何选择组合方式，还与管路特性有关，一般： (1)当单泵压头远达不到要求时，必须采用串联； (2)在某些情况下，并串联都可提高流量和压头，这时与管路特性有关。 对低阻型输送管路1，并联组合优于串联组合，即并联可获得更高的流量和压头，选并联； Q H 1 2 单 串 单 并 对高阻型输送管路2，串联组合优于并联组合，即串联可获得更高的流量和压头，选串联，如图所示。
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故：H′＝25-1×106×(Ｑ′/2)2=10+1×105Ｑ′２ ∴Q′＝6.55×10-3m3／s， H′＝14.29m
例2-4 用两台泵向高位槽送水，单泵的特性曲线方程为H=25-1×106Ｑ2，管路特性曲线方程为He＝10＋1×１05Ｑe2(两式中Q的单位为m3／s，Ｈ的单位为m)。求：两泵并、串联时的流量及压头。 解：①单泵时：H＝25-１×106Q2＝10+1×105Q2 故：Q＝3.69×10-3m3/s， H＝11.36m ②并联时：H不变， Q′＝2Q，Q＝Q′/2 即每台泵流量Q为管中流量Q′的1/2。 故：H′＝25-1×106×(Ｑ′/2)2=10+1×105Ｑ′２ ∴Q′＝6.55×10-3m3／s， H′＝14.29m ③串联时，H″＝2H， Q″＝Q， H＝H″/2， 即每台泵提供的压头仅为管路压头的1/2，故泵特性曲线方程为： H″/2＝25-1×106Ｑ″2 即：H″＝50-2×106Ｑ″2 由：H″＝ 50-2×106Ｑ″2 ＝10＋1×105Ｑ″2 得：Q″=4.36×10-3m3/s， H″=11.9m
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2.2.5 离心泵的气蚀现象与安装高度 当泵叶片入口附近的最低压强等于或小于输送温度下液体饱和蒸汽压时，部分液体将在该处汽化并产生汽泡，被液流带入叶轮内压力较高处凝结或破裂。由于凝结点处产生瞬间真空，造成周围液体高速冲击该点，产生剧烈的水击。 现象：噪声大、泵体振动，流量、压头、效率都明显下降。严重时，泵不能正常工作。 防止措施：把离心泵安装在恰当的高度位置上，确保泵内压强最低点处的静压超过工作温度下被输送液体的饱和蒸汽压。
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离心泵的允许吸上真空度HS′ 为防止气蚀现象的发生，应使叶片入口处最低压强大于输送温度下液体的饱和蒸汽压。但在实际操作中，不易测出最低压强的位置，而往往是测泵入口处的压强，然后再考虑一安全量，即为泵入口处允许的最低绝对压强，以p1表示。习惯上常把p1表示为真空度，并以被输送液体的液柱高度为计量单位，称为允许吸上真空度，以HS′表示。 HS′是指压强为p1处可允许达到的最高真空度，表达式： 式中：p1－泵入口处允许的最低绝对压强，Pa； ρ－被输送流体的密度，kg/m3。
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HS′与泵的类型、结构、输送操作条件有关，通过实验测定，由制造厂提供，标示在泵样本或说明书中。
实验条件：大气压10mH2O，温度20℃，清水为介质。 当操作条件和输送液体与实验条件不符时，须换算： 式中：HS－实验条件下输送水时的允许吸上真空度，mH2O；(由 泵样本表或性能图中查取) HS′—操作条件下输送液体时的允许吸上真空度，m液柱； Ha—泵安装地区大气压，mH2O； Pv—操作温度下被输送液体的饱和蒸汽压，Pa； 10—实验条件下大气压强，mH2O； 0.24—实验条件下水的饱和蒸汽压， mH2O； 1000—实验温度下水的密度，kg/m3； Ρ—操作温度下液体的密度， kg/m3 。
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3.允许气蚀余量NSPH 由于HS′使用起来不便，有时引入另一表示气蚀性能的参数，称为气蚀余量。以NSPH表示，其定义为：为防止气蚀发生，要求离心泵入口处静压头与动压头之和必须大于液体在输送温度下的饱和蒸汽压头的最小允许值，即： 〖说明〗NSPH通过实验测定，标示在泵样本、性能图或气蚀性能图中。实验条件为20℃清水，一般不用校正。
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4.离心泵的安装高度(允许吸上高度) 1 定义：指泵的吸入口与吸入贮槽液面间可达到的最大垂直距离。 1’ Hg
如图示，以0-0’为基准面，在0-0’，1-1’间列柏努利方程： 0’
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(1)用允许吸上真空度HS′表示安装高度Hg
联立 (2)用允许气蚀余量NSPH表示安装高度Hg 联立 〖说明〗①Hg安<Hg算 通常：Hg安＝Hg算－（0.5～1.0）m ②离心泵的Hs ′、NSPH与流量有关，流量大NSPH大而HS′较小，因此计算时以最大流量计算； ③离心泵安装时，应尽量选用大直径进口管路，缩短长度，尽量减少弯头、阀门等管件，使吸入管短而直，以减少进口阻力，提高安装高度，或在同样Hg下避免发生气蚀。
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例2-5 用离心泵将敞口水槽中65℃热水送往某处，槽内液面恒定，输水量为55m3/h，吸入管径为100mm,进口管路能量损失为2m，泵安装地区大气压为0.1MPa，已知泵的允许吸上真空高度Hs=5m,求泵的安装高度。 解：65℃水，pv=2.554×104Pa,ρ=980.5kg/m3 为安全起见，泵的实际安装高度应小于0.69 m。
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2.2.6 离心泵的类型与选用 离心泵的类型 实际生产过程中，输送的液体是多种多样的，工艺流程中所需提供的压头和流量也是千差万别的，为了适应实际需要，离心泵的种类很多。 分类方式： 按被输送液体性质分 水泵 耐腐蚀泵 油泵 杂质泵 单吸泵 双吸泵 按吸入方式分 单级泵 多级泵 按叶轮数目分分
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1.水泵 用于输送工业用水，锅炉给水，地下水及物理、化学性质与水相近的清洁液体。
压头不太高，流量不太大时，采用单级单吸悬臂式离心泵，系列代号IS。泵壳和泵盖采用铸铁制成。扬程：8～98m，流量：4.5～360m3/h； 压头较高，流量不太大时采用多级泵，系列代号D。叶轮一般2～9个，多达12个。扬程：14～351m，流量：10.8～850m3/h； 压头不太高，流量较大时采用双吸泵，系列代号Sh。扬程：9～140m，流量：120～12500m3/h。 型号说明： IS IS－单级单吸离心水泵 100－泵的吸入管内径，mm 80－泵的排出管内径，mm 125－泵的叶轮直径，mm 6 Sh 9 6－吸入口直径，in Sh－双吸式离心水泵 9－比转数ns，转数被10除 后的整数
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2.耐腐蚀泵 用于输送酸、碱、盐等腐蚀性液体，系列代号F。 特点：采用不同耐腐蚀材料制造或衬里，密封性能好。
扬程范围：15～105m，流量范围：2～400m3/h。 型号说明： 80FS-24 80－吸入口直径，mm F－耐腐蚀泵系列代号 S－材料代号(聚三氟乙烯) 24－扬程，m 40FM1-26 40－泵吸入口直径，mm F－耐腐蚀泵系列代号 M－材料代号(铬镍钼钛合金钢) 1－轴封形式代号(单端面密封) 26－扬程，m
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3.油泵 用于输送具有易燃易爆的石油化工产品 ，系列代号：单级为Y，双级为YS。
特点：密封完善，轴承、轴封加冷却水夹套(油温>200℃) 扬程范围：60～603m，流量：6.25～500m3/h 型号说明： 250YSIII-150×2 250－吸入口直径，mm YS－双吸离心式油泵 III－材料代号(合金钢) 150－单级扬程，m 2－级数，即叶轮个数
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4.杂质泵 用于输送悬浮液及稠厚的浆液等，系列代号为P，根据其具体用途又分为污水泵PW、砂泵PS、泥浆泵PN等。对其基本要求是不易堵塞、耐磨和拆修方便。 特点：叶轮采用开式或半闭式，流道宽，叶片少，用耐磨材料制造等，在某些使用场合采用可移动式而不固定。
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2.2.6.2 离心泵的选择 1、根据输送液体性质以及操作条件来选定泵类型。 液体性质：密度、粘度、腐蚀性等 操作条件：压强－影响压头
温度－影响泵的允许吸上高度 2、计算管路系统所需He、Qe(根据管路条件，利用柏努利方程求He) 3、根据He、Qe查泵样本表或产品目录中性能曲线或性能表，确定规格。注意①应使流量和压头比实际需要多10～15％余裕量；②考虑到生产的变动，按最大量选取；③应使泵在高效区内工作，选好后列出该泵的性能参数H、Q、N、η、n、Hs等。 4、校核轴功率。当输送液体的密度大于水的密度时重新计算轴功率
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例题2-6（P172例2-11） 用离心泵从敞口贮槽向密闭高位容器输送稀酸溶液，两液面位差为20m，容器液面上压力表的读数为49.1kPa。泵的吸入管和排出管均为内径为50mm的不锈钢管，管路总长度为86m(包括所有局部阻力当量长度)，液体在管内的摩擦系数为0.023。要求酸液的流量12m3/h，其密度为1350kg/m3。试选择适宜型号的离心泵。 解：稀酸具腐蚀性，故选F型离心泵。 选型号。流量已知，压头计算如下：
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在敞口贮槽液面与密闭容器液面之间列柏努利方程：
据Qe=12m3/h及He=29.52m，查P530附录二十五(三)选取50F-40A型耐腐蚀离心泵。有关性能参数为： Q=13.1m3/h H=32.5m N=2.54kW η=46% n=2960r/min Hs’=6m 因酸液密度大于水密度，故需校核泵轴功率： 虽然实际输送所需轴功率较大，但所配电机功率为4kW，故尚可维持正常操作。
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2.2.6.3 离心泵的安装、使用和维护 泵的实际安装高度应小于计算安装高度，以免出现气蚀现象和吸不上液体，并按要求固定在基座上；
启动前须向泵内灌满被输送液体，以防止气缚现象的发生，并检查泵轴转动是否灵活； 启动时应关闭出口阀门，启动后先打开进口阀，待运行平稳后，缓缓开启出口阀。防止轴功率突然增大，损坏电机； 停泵时先关闭出口阀，再关闭进口阀，然后停车； 运转过程定时检查密封泄漏，电机发热，润滑注油等问题。
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2.3 其它类型液体输送机械 2.3.1 往复泵 Q θ 往复泵是一种典型的容积式输送机械。
2.3 其它类型液体输送机械 2.3.1 往复泵 往复泵是一种典型的容积式输送机械。 1.主要部件：泵缸、活塞、活塞杆、吸入阀和排出阀(均为单向阀)。活塞杆与传动机械相连，带动活塞在泵缸内作往复运动。活塞与阀门间的空间称为工作室。 2.工作原理 单动泵：活塞一侧装有吸入阀和排出阀 活塞自左向右移动时，排出阀关闭，吸入阀打开，液体进入泵缸，直至活塞移至最右端。 活塞由右向左移动，吸入阀关闭而排出阀开启，将液体以高压排出。活塞移至左端，则排液完毕，完成了一个工作循环，周而复始实现了送液目的。因此往复泵是依靠其工作容积改变对液体进行做功。 在一次工作循环中，吸液和排液各交替进行一次，其液体的输送是不连续的。活塞往复非等速，故流量有起伏。 Q θ
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双动泵 活塞两侧的泵缸内均装有吸入阀和排出阀的往复泵。 活塞自左向右移动时，工作室左侧吸入液体，右侧排除液体。 活塞自右向左移动时，工作室右侧吸入液体，左侧排除液体。 即活塞无论向那一方向移动，都能同时进行吸液和排液，流量连续，但仍有起伏。 Q θ Q θ 为此采用三台双动泵并联工作，其送液量较均匀。每个泵连接曲柄角度相差1200。
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2.往复泵特点 由于往复泵的工作原理和操作调节等与离心泵不同，它具有如下特点：
(1)往复泵的流量只与泵缸的尺寸和冲程、活塞的往复次数有关，而与泵的压头、管路等无关。 理论上单动泵的流量：QT＝ASnr 双动泵的流量：QT＝(2A-a)S nr 实际上，由于泄漏，吸入 和排出阀启闭不及时等原因， 实际流量小于理论流量。 实际流量：Q=ηVQT ηV－容积效率
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(2)往复泵的压头与泵的几何尺寸、流量无关，而由泵缸的机械强度和原动机的功率所决定。只要泵缸强度许可，理论上压头可达无限大，其特性曲线为QT＝常数。
(3)由于往复泵的低压是靠工作室容积扩张造成的，因此启动时无需灌液，即往复泵具有自吸能力。往复泵的吸上真空度亦随外界大气压、液体输送条件而异，故其安装高度有一定限制。 (4)流量调节不能用排出管路上的阀门，而应采用旁路调节或改变活塞的冲程和往复次数实现。 (5)因往复泵的排液能力只与活塞位移有关，与管路无关，这种泵称为正位移泵。因此在启动泵时必须打开阀门，以防泵或管路损坏。 主要用于小流量，高压强的场合，输送高粘度液体时效果比离心泵好。不能用于腐蚀性流体及有固体粒子的悬浮液的输送。
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计量泵 计量泵是往复泵的一种形式，它的传动装置是通过偏心轮把电机的旋转运动变成柱塞的往复运动。偏心轮的偏心距是可调的，用来改变柱塞的冲程，这样就可以达到严格地控制和调节流量的目的。 计量泵通常用于要求精确而且便于调整的场合，特别适用于几种液体以一定配比的输送场合。
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2.3.1.3 隔膜泵 实际上是柱塞泵，其结构特点是借弹性薄膜将被输送液体与活柱隔开，从而使得活柱和泵缸得以保护。
隔膜左侧与液体接触的部分均由耐腐蚀材料制造或涂一层耐腐蚀物质；隔膜右侧充满水或油。当柱塞作往复运动时，迫使隔膜交替地向两侧弯曲，将被输送液体吸入或排出。弹性薄膜采用耐腐蚀橡胶或金属薄片制成。 适于：定量输送剧毒、易燃、易爆、腐蚀性液体和悬浮液。
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2.3.2 回转泵 齿轮泵 齿轮泵也是正位移泵的一种，如图。泵壳内的两个齿相互啮合，按图中所示方向转动。在泵的吸入口，两个齿轮的齿向两侧拨开，形成低压将液体吸入。齿轮旋转时，液体封闭于齿穴和泵壳体之间，被强行压至排出端。在排出端两齿轮的齿相互合拢，形成高压将液体排出。 齿轮泵产生较高的压头但流量小，用于输送粘稠液体及膏状物，但不能输送含固体颗粒的悬浮液。
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2.3.2.2 螺杆泵 由泵壳和一根或几根螺杆构成。 一根螺杆：螺杆和泵壳形成的空隙排送液体。
两根螺杆：与齿轮泵类似，利用互相啮合的螺杆来排送液体。 特点是压头高，效率效率高，噪音小。 适于在高压下输送粘稠性液体。 流量调节时用旁路(回流装置)调节。 【正位移泵的特点】 （1）有自吸能力，启动前不需要灌泵。 （2）定排量，其不随压头和管路特性而变，而压头随管路要求而定。 （3）通常采用旁路调节流量。
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2.3.3 旋涡泵 旋涡泵是一种特殊类型的离心泵。旋涡泵主要由叶轮和泵体组成。叶轮是一个圆盘，四周由凹槽构成的叶片呈辐射状排列(图b)。叶轮旋转过程中泵内液体随之旋转，且在径向环隙的作用下多次进入叶片并获得能量。因而液体在旋涡泵内流动与在多级离心泵中流动相类似。泵的吸入口和排出口由与叶轮间隙极小的间壁分开。
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2.3.3 旋涡泵(续) 其特点是： 1、压头随流量增大而大幅度下降，以旁路调节流量更为经济。
2、轴功率随流量的增大而减小，启动泵时应全开出口阀门。 3、由于在剧烈运动时进行能量交换，能量损失大，效率低，一般为20%～50％。旋涡泵工作时液体在叶片间的运动是由于离心力作用，在启动前泵内也要灌满液体。 它适用于高压头，小流量且粘度小的液体，不适于输送含固粒的液体。
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2.4 气体输送机械 输送和压缩气体的设备统称气体压送机械。用途： 气体输送 产生高压气体 产生真空
2.4 气体输送机械 输送和压缩气体的设备统称气体压送机械。用途： 气体输送 产生高压气体 产生真空 气体输送机械与液体输送机械的结构和工作原理大致相同，其作用都是向流体做功以提高流体的静压强。但是由于气体具有可压缩性和密度较小，对输送机械的结构和形状都有一定影响，其特点是： 对一定质量的气体，由于气体的密度小，体积流量就大，因而气体输送机械的体积大。 气体在管路中的流速要比液体流速大得多，输送同样质量流量的气体时，其产生的流动阻力要多，因而需要提高的压头也大。 由于气体具有可压缩性，压强变化时其体积和温度同时发生变化，因而气体输送和压缩设备的结构、形状有一定特殊要求。
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分类： 按结构与工作原理分： 离心式 往复式 旋转式 流体力学作用式 按终压(气体出口表压p2)和压缩比(气体出口与进口绝压之比x)分：
通风机：p2≤15kPa，x＝1～1.15，主要结构有离心式、轴流式，用于通风换气和送气。 鼓风机：p2＝15～294kPa,x＜4，主要结构为多级离心式、旋转式，用于输送气体。 压缩机：p2>294kPa，x>4，主要为往复式结构，用于产生高压气体。 真空泵：p2为大气压，x由真空度而定，结构为旋转式，用于将设备中气体抽出而减压。
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2.4.1 离心通风机 因终压小(≤15kPa)，故常用于通风换气和送气。 工业上常用的通风机为离心通风机，按其产生 风压大小分为： 低压离心通风机：出口风压低于1kPa(表压) 中压离心通风机：出口风压在1～3kPa(表压) 高压离心通风机：出口风压在3～15kPa(表压) 离心通风机的结构和工作原理 结构：机壳为蜗牛壳形，断面有方形和圆形；叶轮直径大，叶片数目多而且短。叶片有平直、前弯和后弯等形状，前弯叶片送风量大，但往往效率低，因此高效通风机的叶片通常是后弯的。 低压离心通风机：断面方形，叶片平直，与中心成辐射状 中压离心通风机：断面方形，叶片弯曲 高压离心通风机：断面圆形，叶片弯曲 工作原理：同离心泵
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离心通风机的性能参数 1.风量 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m3/h。风量大小取决于风机的结构、叶轮尺寸(叶轮直径与叶片宽度)和转速。 2.风压 单位体积的气体通过风机时所获得的有效能量，HT。 风压的大小取决于风机的结构尺寸、转速和气体密度，其值目前只能通过实验测定。取1m3气体为基准，在风机进出口截面1-1′与2-2′间列柏努利方程，得： 由于ρ和(Z2－Z1)值较小，ρ(Z2－Z1)g一项可忽略；风机进出口管段很短，ρ∑hf ≈0 ；风机进口直通大气u1≈0，因而上式简化为： HT＝(p2－p1)＋ ρu22/2 其中： (p2－p1)称为静风压，以Hst表示， ρu22/2称为动风压，二者之和称为全风压。
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风机性能表上所列风压，一般是在20℃，101. 3kPa条件下用空气测得的，此时空气密度为1
风机性能表上所列风压，一般是在20℃，101.3kPa条件下用空气测得的，此时空气密度为1.2kg/m3，在选用通风机时，若输送介质的条件与上述实验条件不同时，应将实际风压HT′换算为实验条件下风压HＴ(实际风压HT′由柏氏方程导出)： 3.轴功率和效率 轴功率和效率的定义同离心泵，其计算式为： 计算时Q与HＴ必须为同一状态下的值。风机性能表上给出的轴功率，也是指在20℃，101.3kPa条件下用空气测定值，当输送介质密度大于1.2kg/m3，应将实验条件下轴功率N换算为实际轴功率N′： HT′、ρ′－操作条件 HT、ρ－实验条件
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离心通风机的类型与选择 1.类型 离心通风机按其用途分为排尘通风(C)、防腐蚀(F)、工业炉吹风(L)、耐高温(W)、防爆炸(B)、冷却塔通风(LF)，一般通风换气(T)等。其型号分别表示全压系数，通风机比转数，进口吸入型式及设计顺序号等。分别用数字和符号表示，例如: T4—72—11№10C右90° T— 一般离心通风机的代号； 4— 全压系数乘10后再按四舍五入进位，取一位数； 72— 通风机比转数化整后的整数； 1— 风机进口吸入型式代号(0为双侧吸入，1为单侧吸入，2为二级串联吸入)； 1—设计顺序号，1表示第一次设计； №10—机号，风机叶轮直径的分米数，四舍五入后在前冠以“№”表示； C—传动方式代号(共六种方式，C表示悬臂支承，皮带轮在轴承外侧)； 右—叶轮旋转方向(右为顺时针，左为逆时针)； 90°—风机出风口位置。 在某型号下通风机的具体性能参见附录和有关资料。
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2离心通风机的选择 (1)计算输送系统所需风量Q和风压HT风量根据生产任务规定值换算为进口状态计的气体流量；所需实际风压HT′按柏努利方程进行计算，然后换为实验条件下的HT； (2)根据被输送气体的性质与风压的范围确定风机的类型； (3)根据Q和HT从风机样本中选择合适的型号，所选风机应留有一定余量； (4)核算风机的轴功率 特别当气体密度与实验条件下密度相差大时。
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例2-7 用风机将20℃，38000kg/h的空气送入加热器加热到100℃，然后送入常压设备内，输送系统所需全风压为1200Pa(以60℃，常压计)，选择一台合适的风机。若将已选的风机置于加热器之后，核算是否仍能完成输送任务。 解：①因输送的气体为空气，故选用一般通风机T4-72型。 风机进口为常压，20℃，空气密度为1.2kg／m3，故风量： Q＝38000/1.2＝31670m3／h 60℃，常压下空气密度ρ′＝１.06kg/m3，故实验条件下风压为： HＴ＝ＨT′ρ/ρ′＝1200×1.2/1.06＝1359Ｐa 按照Q＝31670m3／h， HＴ＝1359Ｐa 查附录二十六(一)得 №10C型离心通风机可满足要求；其性能为： n=1000r/min,Q=32700m3／h， HT＝1422Ｐa, N＝16.5kＷ 核算轴功率：实际需轴功率 N′＝Ｎρ′/ρ＝16.5×1.06/1.2＝14.6kＷ 故满足要求。 ②风机置于加热器后，100℃，常压时ρ′＝0.946kg/m3，故风量为： Q＝38000/0.946＝40170m3／h 风压为HＴ＝ＨT′ρ/ρ′ ＝1200×1.2/0.946=1522Ｐa>1422Pa，可见原风机在同样转速下已不能满足要求。
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（二）往复压缩机 1．往复压缩机的基本结构和工作原理
（二）往复压缩机 ．往复压缩机的基本结构和工作原理 往复压缩机的基本结构和工作原理与往复泵相近。但是，由于往复压缩机处理的气体密度小、可压缩性，压缩后气体的体积变小、温度升高，因而又具有特殊性：(吸气活门和排气活门必须灵巧精制。应附设冷却装置。气缸余隙要小。实际的工作过程更加复杂。) 2．往复压缩机的工作过程 （1）往复压缩机的理想压缩循环 即吸气阶段、压缩阶段和排气阶段。 一个理想压缩循环所需的理论功为 绝热压缩时，气体的出口温度为 显然，等温压缩过程所需的外功最少，而绝热压缩过程消耗的外功最多。
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（2）往复压缩机的实际压缩循环 （3）余隙系数和容积系数 在实际压缩循环中，若按多变压缩过程来考虑，活塞对气体所作的理论功为
① 余隙系数ε 余隙体积V3与活塞一次扫过的体积（V1-V3）之比的百分率称为余隙系数，用ε表示，即 ② 容积系数λ0 压缩机一个循环吸入气体的体积（V1-V4）与活塞一次扫过体积（V1-V3）之比，称为容积系数，用λ0表示，即 ① 当压缩比一定时，余隙系数加大，容积系数变小，压缩机的吸气量就减少。 ② 对于一定的余隙系数，气体的压缩比愈高，容积系数则愈小，即每一压缩循环的吸气量愈小，当压缩比高到某极限值时，容积系数可能变为零。
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3．往复压缩机的主要性能参数 （1）排气量: 往复压缩机的排气量又称压缩机的生产能力，它是指压缩机单位时间排出的气体体积，其值以入口状态计算。 若无余隙存在，往复压缩机的理论吸气量计算式和往复泵的相类似。 由于压缩机余隙的存在、气体通过阀门的流动阻力、气体吸入气缸后温度的升高及压缩机的各种泄漏等因素的影响，使压缩机的生产能力比理论值为低。 （2）轴功率和效率: 以绝热压缩过程为例，压缩机的理论功率为 绝热总效率考虑了压缩机泄漏、流动阻力、运动部件的摩擦所消耗的功率。 4．多级压缩 当生产过程的压缩比大于8时，工业上大都采用多级压缩。多级压缩的优点是，避免排出气体温度过高；提高气缸容积利用率（即保持在λ0较高范围）；减少功率消耗；压缩机的结构更为合理，从而提高压缩机的经济效益。 根据理论计算可知，当每级的压缩比相等时，多级压缩所消耗的总理论功为最小。
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5．往复压缩机的类型与选择 （1）往复压缩机的类型 往复压缩机有多种分类方法：
按照所处理的气体种类可分为空气压缩机、氨气压缩机、氢气压缩机、石油气压缩机、氧气压缩机等。 按吸气和排气方式可分为单动与双动式压缩机。 按压缩机产生的终压分为低压(9.81×105Pa以下)、中压(9.81×105～9.81×106Pa)和高压(9.81×106Pa以上)压缩机。 按排气量大小分为小型（10m3/min以下）、中型（10～30m3/min）和大型（30m3/min以上）压缩机。 按气缸放置方式或结构型式分为立式（垂直放置）、卧式（水平放置）、角式（几个气缸互相配置成L型、V型和W型）压缩机。 （2）压缩机的选用 选用压缩机时，首先应根据所输送气体的性质，确定压缩机的种类；然后，根据生产任务及厂房具体条件，选择压缩机的结构型式；最后，根据排气量和排气压力（或压缩比），从压缩机样本或产品目录中选取适宜的型号。
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（三）回转鼓风机、压缩机 回转鼓风机、压缩机与回转泵相似。常见的回转式气体压缩机械有罗茨鼓风机、叶氏鼓风机、液环压缩机、滑片压缩机、滚动活塞压缩机、螺杆压缩机等多种型式。 1．罗茨鼓风机 普通型罗茨鼓风机的主要部件是机壳内有两个特殊形状的转子（常为腰形或三星形）。 罗茨鼓风机的工作原理和齿轮泵相似，两个转子的旋转方向相反，气体从机壳一侧吸入，从另一侧排出。 罗茨鼓风机属容积式机械，其排气量与转速成正比。当转速一定时，风量与风机出口压力无关，表压为40kPa上下时效率较高。 罗茨鼓风机一般用回路调节流量，其出口应安装气体稳压罐并配置安全阀。
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液环压缩机的压缩比可达6～7，但出口表压在150～180kPa的范围内效率最高。
2．液环压缩机 液环压缩机又称纳氏泵。它主要由略似椭圆的外壳和旋转叶轮组成，壳中盛有适量的液体。当叶轮旋转时，由于离心力的作用，液体被抛向壳体，形成椭圆形的液环，在椭圆形长轴两端形成两个月牙形空隙。当叶轮回转一周时，叶片和液环间所形成的密闭空间逐渐变大和变小各两次，气体从两个吸入口进入机内，而从两个排出口排出。 液环压缩机内的液体将被压缩的气体与机壳隔开，气体仅与叶轮接触，只要叶轮用耐腐蚀材料制造，则便适宜于输送腐蚀性气体。壳内的液体应与被输送气体不起作用，例如压送氯气时，壳内的液体可采用硫酸。 液环压缩机的压缩比可达6～7，但出口表压在150～180kPa的范围内效率最高。
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（四）真空泵 从设备或系统中抽出气体使其中的绝对压力低于大气压，此种抽气机械称为真空泵。 1．往复真空泵
往复真空泵的构造和工作原理与往复式压缩机基本相同。真空泵吸入和排出阀门更加轻巧灵活、余隙容积更小。真空泵气缸设有连通活塞左右两侧的平衡气道。 2．旋转真空泵 （1）液环真空泵 用液体工作介质的粗抽泵称作液环泵。其中，同水作工作介质的叫水环真空泵。水环真空泵的外壳内偏心地装有叶轮，叶轮上有辐射状叶片2，泵壳内约充有一半容积的水。当叶轮旋转时，形成水环3。水环有液封作用，使叶片间空隙形成大小不等的密封小室。当小室的容积增大时，气体通过吸入口4被吸入；当小室变小时，气体由压出口5排出。水环真空泵运转时，要不断补充水以维持泵内液封。水环真空泵属湿式真空泵，吸气中可允许夹带少量液体。 水环真空泵可产生的最大真空度为83kPa左右。当被抽吸的气体不宜与水接触时，泵内可充以其它液体。
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本章要求 掌握： 离心泵的主要部件及工作原理 离心泵的主要性能参数与特性曲线 离心泵的工作点 气蚀现象与安装高度的概念及计算方法
离心泵的选型 离心通风机的主要性能参数 离心通风机的选型 往复压缩机的工作循环及多级压缩 了解： 流体输送机械的主要型式 其它液体输送机械的主要结构、工作原理及适用场合 其它常用其它输送机械的分类、主要结构
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