第五章 容积式泵与风机及其它类型泵简介
在火力发电厂的各系统中，除了广泛采用各种叶片式泵与风机外，还装有一定数量的容积式泵与风机及其它类型泵。这些泵与风机虽然功率不大，却在保障火力发电厂安全及经济运行等方面起着比较重要的作用，因而不容忽视。但囿于篇幅所限，本章仅对这些泵与风机的工作原理与性能特点作一般性介绍。至于其他方面的问题，则不再详述。
第一节 容积式泵与风机
如绪论所述，容积式泵与风机是通过工作室容积周期性变化而实现输送流体的流体机械，根据运动方式的不同，可分为往复式和回转式两类。在火力发电厂的各系统中，常用的容积式泵与风机主要有：活塞泵、柱塞泵、齿轮泵、螺杆泵和罗茨风机等几种，现分述如下：
一、活塞泵和柱塞泵
活塞泵和柱塞泵均属于往复式泵，适用于输送流量较小、压强较高的各种介质（低粘性、高粘性、腐蚀性、易燃、易爆等各种液体）。特别是当流量小于100m 3/h，排出压强大于980.6kPa 时，更可显示出较高的效率和良好的运行特性。因此，目前国民经济的很多领域都有采用，火力发电厂中的锅炉加药泵常采用活塞泵，灰浆泵也越来越多的采用柱塞泵。
（一）活塞泵的工作原理及结构简介
图5-1所示为单作用活塞泵的工作原理示
意图。它是通过曲柄连杆机构10来带动活塞，
使活塞1在泵缸内做往复运动。当活塞1在泵
缸2内自左死点向右移动时，工作室3的容积
逐渐增大，室内压强逐渐降低，排出阀5被吸
下关闭，同时，吸入池中液体在压强差作用下，
顶开吸入阀4，进入工作室3而填补活塞让出
的空间，直至活塞移至右死点为止，这个过程
称为泵的吸入过程。然后，在曲柄连杆机构10
的作用下，活塞开始自右死点向左死点移动，图5-1单作用活塞泵的工作原理示意图 1—活塞；2—活塞缸；3—工作室；4—吸入阀；5—排出阀；6—吸入管；7—排出管；8—活塞杆；9—十字接头；10—曲柄连杆机构；11—皮带轮；12—吸入池 这时工作室3内的液体受压，接受了原动机通过活塞而传递的机械能，压强急剧增高。在这一压强作用下，吸入阀4被关闭，同时顶开排出阀5，获得了能量的液体经排出管7输出，当活塞回至左死点时，吸入泵缸内的液体被全部排出，这个过程称为泵的排出过程。由此可见，活塞在泵缸内一个往返行程（称为双行程）只有一次吸、排过程，故将这种泵
称为单作用泵。活塞不断的往复运动，泵的吸入、排出过程就连续不断的交替进行，从而
形成了活塞泵的连续工作。
若活塞双面起作用（如图5-2所示），即一
面为吸入行程，另一面为排出行程，则活塞在
一个往返行程内将完成两次吸、排过程。当泵
缸容积相同时，其流量约为单作用泵的两倍。
这种泵称为双作用泵。
为提高活塞泵的流量，还设计有三柱塞单
作用泵和多作用泵等。三柱塞单作用泵是在一
根曲轴上联有三个单作用泵，各曲柄之间的夹
角为120°，并且有公共的吸入管和排出管。当
曲轴旋转一周时，其流量约为单作用泵的三倍。当两个双作用泵或四个单作用泵并联工作时，就成为四作用泵。
（二）活塞泵的性能特点
1．流量及其不均匀度
对于如图5-1所示的单作用泵，活塞每分钟的双行程数（或曲轴的转速）为n ，行程为S ，活塞面积为A ，则它的理论流量为 图 5-2 双作用泵液力端简图
q V Tm =ASn （5-1） 60
对于多作用泵，当考虑活塞杆及漏损对流量的影响时，其实际流量可按下式计算，即
i (1−
q V m =
或 q V m
式中 i ——活塞泵的作用次数；
f ) ASn ⋅ηV （m 3/s） 60i αASn =⋅ηV （m 3/s） （5-2） 60ηV ——活塞泵的容积效率，其值与泵的大小和液体的粘性有关：大型泵ηV =0.95~0.99，
中型泵ηV =0.90~0.97，小型泵ηV =0.85~0.95；当输送粘性液体时，ηV 值会下降
5~10%。
A ——A =πD 2/4，活塞面积（因缸壁与活塞之间的间隙很小，近似地认为泵缸直径等
于活塞的直径D ），m 2；
α——α=1−f ，活塞截面缩小系数，其中f 为活塞杆的面积；对于A >>f 及单作2A
用泵、三柱塞单作用泵来说，其值等于1；
S ——活塞行程（m ）：一般S 不单独给定，而是以ψ=S /D 表示，它是活塞泵最重要结
构特征之一。当ψ值较小时，可得到较大的活塞直径，则活塞杆上所受的应力
亦较大；反之，ψ值较大时，活塞杆受力较小，但泵的行程和高度都增大。
n ——活塞每分钟的双行程数或曲轴的转速，r/min。其值在100~200 r/min
范围内，
小流量泵取上限，大流量泵取下限。
以上所研究的实际上是活塞在n 个双行程内的平均流量。但是在每一个双行程内其瞬时排出的理论流量并不是均匀的。现在以单作用泵为例为来研究其流量不均匀度。
图 5-3 活塞靠曲柄连杆机构传动的结构简图
图5-3所示为活塞靠曲柄连杆机构传动的结构简图。若曲轴以等角速度旋转，并且假定连杆为无限长，那么当曲柄半径r 转动一个ϕ角时，活塞离开左死点之距离为x ，则
x =r （1-cos ϕ） （5-3）
活塞的运动速度为
C =d x =r ωsin ϕ （5-4） d t
则在每一个双行程内，单作用泵瞬时排出的理论流量为
q V T =AC =Ar ω sin ϕ （5-5）
实际上，当0≤ϕ≤π之间时，相当于活塞的吸入行程，此时没有流量输出，即q V T =0；而当π≤ϕ≤2π之间时，相当于活塞的排出行程，此时瞬时排出的理论流量按正弦规律变化；而且当ϕ=3π/2时，流量为最大，即q V Tmax =Ar ω。
流量的不均匀度可用流量波动系数 δ 表示，定义为最大流量与平均流量之比，即
δ= qV tmax /q V Tm （5-6）
δ 值越接近于1，表示活塞的最大流量与平均流量之间的差值越小，即泵的流量越均匀。 对于单作用活塞泵，将式（5-1）代入上式，并考虑到S =2r 及ω=2πn /60，可得δ=π=3.14。由此可见，单作用活塞泵的流量是很不均匀的，这是它的最大缺点。
实际上，流量波动系数与活塞泵的的作用次数（即活塞数目）有关，如双作用泵的δ值为1.57，而三柱塞单作用泵和四作用泵的δ值分别为1.06和1.11。因此，在实际应用中，为了减小流量波动系数，一般多采用多作用泵；从上面所列数据还可看出，双缸四作用泵的流量反而没有三柱塞单作用泵的均匀，但由于双缸四作用泵具有结构紧凑，尺寸小和重量轻等优点，因而，特别适宜在场地受限的场合下应用。
综上所述，活塞泵在每一个双行程内其瞬时排出的流量具有波动性，且在n 个双行程内的平均流量只与泵缸本身的几何尺寸和曲轴的转速有关，而与泵的扬程无关。
2．扬程、轴功率和效率特性
当活塞泵的曲轴转速（即活塞每分钟的的双行程数）n 一定时，活塞泵的流量、轴功率和效率随扬程的变化关系，即q V -H 、P sh -H 和η -H 的性能曲线，如图5-4所示。 在理论上，活塞泵的q V 与H 无关，即这种泵可以达到任意大的扬程。故只要原动机有足够的功率和泵的零件有足够的强度，就可产生可变范围非常宽的扬程以适应整个管路
布置和系统的要求。因此，在一定的双行程数下，q V -H 曲线表现为平行于横座标的直线（图5-4中阴影面积）。但实际上，当扬程较高时，由于漏泄损失增加，流量趋于降低。 在一定的双行程数下，理论流量q V Tm =const.，理论轴功率P shT =ρg q V Tm H T ，故P shT 与H T 成正比关系。实际的P sh -H 曲线因高扬程下漏泄损失的增加而略向上弯曲。
η -H 曲线表明，在很大的工况范围内泵的总效率保持不变，只有在H 相当高或相当低时，总效率η才降低。前者是由于漏泄损失的增加的缘故；而后者则是由于有效功率过小，即接近于空转状态，致使经济性下降。
图 5-4 活塞泵的性能曲线 图 5-5 在不同转速时活塞泵的q V -H 特性
（三）活塞泵的工况调节
活塞泵的工况调节包括扬程的调节和流量的调节。
在一定的转速下扬程的调节，可藉改变排出阀开启度来进行，此时原动机功率改变。此外，为了避免发生事故，通常装有安全阀，当排出扬程超过允许值时安全阀开启，使高压液体从排出腔回至吸入腔。
由于流量和扬程无关，因此活塞泵流量采用排出阀节流调节是不允许的。在这种情况下，管路阻力增加，只会造成更大的排出扬程，而泵的流量并不因此而改变。况且排出阀完全关闭，会引起排出扬程极大地升高，轻者造成停车，严重时导致机件损坏。根据式（5-1）可知，对于电动活塞泵，通常用改变电动机的转速n 来达到流量调节的目的。图5-5所示为活塞泵在不同的n 时，所具有的q V -H 特性。
应该指出，柱塞泵的工作原理、性能特点及工况调节均与活塞泵相同，故这里不再详述；所不同的是，活塞泵的活塞都是盘状的，当盘状活塞产生很高的压强时（如10MPa 以上）就会因强度不够而容易破坏。由于采用柱状活塞比盘状活塞强度大得多，故高压往复泵均采用柱状活塞式的泵，即柱塞泵。
二、 齿轮泵和螺杆泵
齿轮泵和螺杆泵均属于回转式泵，在离心泵不适用的场合，用于输送流量小、输出压强高的高粘性流体（例如输送和加压燃料油、润滑油、甘油、粘胶及其他高粘性药液）。在火力发电厂中，润滑系统常采用齿轮泵，而螺杆泵则常用作输送润滑油及调节油，也可作为锅炉燃料油输送泵。
（一）齿轮泵的工作原理及结构简介
齿轮泵根据齿形分为直齿、斜齿、人字齿几种。直齿虽然制造方便，但流量和流量不
均匀性比后几种齿形为差。根据齿的啮合方式有内啮合和外啮合两种，但不论它们的齿形及啮合的方式如何，其工作原理是相同的。现仅就外啮合齿轮泵的工作原理及结构简介如下：
图5-6 所示为外啮合齿轮泵示意图，其主动齿轮
1固定在与原动机相联的主动轴上，从动齿轮2固定
在另一轴上。齿轮泵的工作空间3由泵体、侧盖和齿
轮的各齿间槽组成。齿轮泵是通过齿轮在相互啮合过
程中工作空间容积的变化实现输送液体的。啮合的齿
A 、C 、B （如图所示）将工作空间分隔成吸入腔和排
出腔。当主动齿轮带动从动齿轮按图所示箭头方向旋
转时，位于吸入腔的齿C 逐渐退出啮合，使吸入腔的
容积逐渐增大，压强降低，液体沿吸入管进入吸入腔，
直至充满整个齿间。随着齿轮的转动，进入齿间的液图 5-6 外啮合齿轮泵示意图 1—主动齿轮；2—从动齿轮；3—工作空间；4—吸入管；5—排出管；6—泵壳
体被带至排出腔，此时由于齿B 的啮入，使排出腔的容积变小，液体被强行向排出管排出。这样，每转过一个齿就有部分液体吸入和排出，所以它的排出流量较为均匀。当主动齿轮带动从动齿轮连续旋转时，就形成了齿轮泵连续输送液体的工作过程。
齿轮泵内部没有任何加速运动机构，可与高速原动机直接相联。但工艺要求高，在复杂的工艺过程中，不易获得精确的配合。与活塞泵结构上的不同在于没有吸入阀和排出阀，构造也远比活塞泵简单的多，因而轻便紧凑。
图 5-7 齿轮泵的困油现象及其容积的变化
此外，在齿轮啮合部分侧面的泵体上一般设置有卸荷槽，以避免困油现象的危害。所谓困油现象是指，齿轮啮合部分的封闭容积V （如图5-7）随着齿轮的旋转起初减小，然后从最小值再增大的过程。一方面，由于这一封闭容积因有压缩而产生高压强，致使轴功率增大，轴承过负荷，成为齿轮振动和产生躁声等的原因；另一方面，在压缩后，封闭容积因有膨胀而造成真空并产生气泡。此时，若借卸荷槽将封闭容积与压出侧相连通，则封闭容积内的压缩量∆V 1通过卸荷槽被推向压出侧；而若与吸入侧相连通，则封闭容积内的膨胀量∆V 2也可由吸入侧通过卸荷槽进行补给，从而可避免困油现象的危害。
（二）齿轮泵的性能特点
1．齿轮泵的流量特性
齿轮泵的流量在很大程度上是取决于轮齿在吸入腔时，液体所能充满各齿间的程度。而影响充满程度的因素有以下几种：①与液体的粘性有关；②与齿轮的旋转速度有关；③与通向吸入腔的通道形状以及液体的速度有关；④与吸入腔的压强有关。如果液体不能充分地充入齿间，就会引起齿轮泵流量下降和效率降低，液体的乳化程度增高，泵的工作恶化和机件的摩损增加。这是因为：齿间没有能在吸入腔中被液体完全充满，而在转向排出腔时，发生从排出腔的液体来充填齿间未被填满的容积，这样，液体就会从排出腔流回齿间，致使流量降低，且在排出管路中产生压强脉动，齿轮和轴承都承受脉动负荷，致使轴承的磨损增加。压强脉动也会引起系统中某些导管附件和仪表的振动，破坏了它们正常的工作状态，并损坏系统接头的严密性。为了保证所输送的液体能完全充满齿间，当吸入腔的压头不小于5m 水柱时，齿轮节圆上的周速就不允许超过6m/s。有时为了保证使液体很好地进入吸入管，使供液面高于泵轴中心，就需要有一定的倒灌高度。
齿轮泵的理论流量q V T ，可以准确地由计算齿与齿间的空间而求出。实际中，可粗略地按下式计算
q V T (πd 02/4−πd i 2/4) bn （m 3/s） （5-7） =60
式中 d 0——齿顶圆直径，m ；
d i ——齿根圆直径，m ；
b ——齿宽，m ；
n ——齿轮的转速，r/min。
由此可见，与活塞泵类似，齿轮泵的理论流量也与其扬程无关。
实际上，由于在相互啮合的齿轮之间，或者在齿轮与泵体之间有泄漏，因此其流量要比q V T 小。现设其实际流量为q V ，则
ηV =q V （5-8） q V T
称此为容积效率。一般ηV 的最高值为85~90%。
2．扬程、轴功率和效率特性
图5-8所示为一般齿轮泵（润滑油输送用）的流量、轴功率和效率随扬程的变化关系曲线，即q V -H 、P sh -H 和η -H 的性能曲线。
由图5-8可以看出，齿轮泵的性能曲线的变化趋势与活塞泵的性能曲线有许多相似之处，因此，其工况调节方式也与活塞泵相同。所不同的是：齿轮泵在非常宽的扬程变化范围内，q V -H 曲线并不是平行于横座标的直线，而是随扬程的增加略有降低，这是因为当扬程增加时，漏泄损失也随之增加的缘故；η -H 曲线的高效区变窄，这是由于齿轮泵的转速较高，低扬程时齿轮侧面的摩擦损失功率、齿顶处摩擦阻力的损失功率以及轴承和密封压盖等处的摩擦损失功率相对较大的所致。
此外，对于图5-8中所示的泵，扬程在38m
附近，安全阀即开始动作。因此，随着压强达
到某一程度，理应上升的效率曲线也要急剧下
降。
应该指出，齿轮泵的性能曲线与其所抽送
的液体粘性有关。随着粘性的增大，其轴功率
也要增大，而泵的效率要降低；另一方面，泄
漏量减少，使得其容积效率有所提高。
此外，这种泵不宜输送粘性较低（例如：
水、汽油等等，使用这类液体时，它的容积效
率很低，扬程不能达到很高）或含有颗粒杂质的液体（输送含有颗粒杂质会影响泵的寿命）。与离心泵不同，齿轮泵在排出阀关闭时不能工作，为了防止排出压强突然增高而引起的损坏，排出管上一定要装有安全阀。当排出压强高于规定值时，安全阀开启，液体由泵的排出腔回到吸入腔。安全阀的极限压强可由弹簧来调节。
（三）螺杆泵的工作原理、结构及性能简介
螺杆泵的工作原理和齿轮泵相似，它依靠螺杆相互啮合空间的容积变化来输送液体，
图5-9所示为螺杆泵的结构示意图。螺杆泵主要
由主动螺杆1和从动螺杆2（可以是一根，也可
以有两根或三根）和泵壳组成，主动螺杆与从动
螺杆的螺纹方向相反。当螺杆旋转时，螺纹相互
啮合，流体尤如螺母一样不能旋转而只能沿螺杆
图5-9 螺杆泵结构示意图
1—主动螺杆；2—从动螺杆；3—泵壳 图5-8 口径240×200mm 齿轮泵的性能曲线 （160m 3/h×35m ×870r/min×36.75kW ）
轴向移动，从而将流体自进口排向出口。 螺杆泵的性能曲线也和齿轮泵相似。与齿轮
泵相比较，螺杆泵的效率更高，可达70~80%；
流量更均匀，不仅出口压强达到很高，而且由于旋转部分的外形尺寸小，可以高速运转，因而流量的适用范围也较广，成为小型大流量泵；同时可以实现与高速原动机直联，是一种较现代化的液体输送机械；由于泵内的流动不受搅拌，也没有脉动，因此可以安静平稳地运转，工作噪声低。
三、 罗茨鼓风机
罗茨鼓风机是回转式鼓风机的一种，于1854年由美国的弗朗西斯・罗茨和菲兰德・罗茨两兄弟发明，并由此得名。作为气体增压与输送机械，罗茨式起初只用于正压鼓风（当进气口处于大气状态时，排气表压一般为9.8~196kPa），后来发展到真空领域，演化出罗茨真空泵（直排大气时，真空度可达－9.8~－80kPa ）。罗茨鼓风机由于其结构简单，使用维修方便，不需要内部润滑，在使用压强范围内排气量几乎不变，容积效率高，并具有输
送介质不含油等特性，因此在国民经济各部门得到了广泛应用。在火力发电厂中，常用于
气力输灰，锅炉本体除尘，烟气脱硫，煤粉沸腾燃烧，离子交换器逆洗等系统中。
（一）罗茨风机的工作原理及结构简介
罗茨鼓风机是一种双转子压缩机械，两转子的轴线互相平行，其结构简图如图5-10所示。转子由叶轮与轴组合而成，叶轮之间、叶轮与机壳及墙板之间具有微小间隙，以避免相互接触。两转子由原动机通过一对同步齿轮驱动，作方向相反的等速旋转。
图 5-10 罗茨鼓风机的结构简图
1—主动转子；2—从动转子；3—机壳；4—同步齿轮；5—主油箱；6—墙板；7—轴承；8—副油箱
两叶罗茨鼓风机的工作过程如图5-11所示。图中由（a ）~（e ）五个位置，表示转子旋转半周的情况，另半周中按同样的顺序重复以上过程。假定叶轮与叶轮、叶轮与机壳之间间隙为零，并将上叶轮与机壳的接触点用a 1和a 2表示，下叶轮与机壳的接触点用b 1和b
2表示。
图 5-11 两叶罗茨鼓风机的工作过程示意图
在位置（a ），机壳内分为三个部分。左面为进气腔，腔内压强与进气压强相等。右面为排气腔，腔内气体处于排气压强作用之下。上叶轮与机壳围成封闭的基元容积V 1，其内部压强等于进气压强。
在位置（b ），随着上叶轮右面接触点a 2的消失，基元容积V 1开始与排气腔连通。在气体压差作用下，排气口的高压气体，通过回流缝隙δ1迅速向基元容积V 1回流，使其压强陡然上升至排气压强。
位置（c ）与位置（a ）相似，只不过上、下两个叶轮互换位置而已。原来在基元容积V 1内的气体被推移到排气口，下叶轮与机壳在b 1、b 2两处接触，构成新的基元容积V 2。
当叶轮旋转到位置（d ）时，随着接触点b 2的消失和回流缝隙的δ2的开启，基元容积V 2与排气腔连通，此时的情形与位置（b ）相似。
位置（e ）与位置（a ）相同，基元容积V 2的气体也被推移到排气口去了，新的基元容积V 3出现在先前V 1所在的位置上。
至此，上下两个叶轮各自旋转半周，分别输送了一个基元容积的气体。由此推断，叶轮头数为Z 的鼓风机，运转一周的输气量为
q V T0=2 Z・V 0（m 3/r）
式中 V 0——基元容积（V 1= V2= V3=……= V0），m 3。
若考虑到压缩和泄漏等实际因素影响，并用ηV 表示容积效率、n 表鼓风机的转速（r/min），则鼓风机在单位时间内输送的气体容积——实际流量（或称实际风量）为
q V = n・q V T0 ηV =2 n Z・V 0ηV （m 3/min） （5-9）
式中，基元容积V 0可进一步用无量纲的面积利用系数 λ 表示，即
λ=
式中 L ——叶轮长度，m ；
D ——叶轮外径，m 。 V 0/L ⋅Z 2πD /4
将上式代入式（5-9），则实际流量的计算公式为
q V =π
2λ⋅D 2⋅L ⋅n ⋅ηV （m /min） （5-10） 3
现代罗茨鼓风机的容积效率一般为70%~90%。
（二）罗茨鼓风机的主要性能特点
图5-12所示为某罗茨鼓风机以额定升压
∆p 为横坐标，以流量q V 、轴功率P sh 、容积效
率ηV 等为纵坐标绘制的性能曲线。由图可以看
出，罗茨鼓风机的流量几乎不随升压∆p 而变
化。因此，不能用关小排气闸阀的方法来调节
流量，否则会使鼓风机严重超压，常用的调节
方法有变转速调节法和旁路调节法。由图还可
以看出，随着升压∆p 的不断增大，容积效率略
有下降，而轴功率P sh 成直线上升的趋势，因
此，为保证罗茨鼓风机安全运行，与其他容积
式泵一样，必须在罗茨鼓风机排气管路上配置
安全阀、逆止阀和闸阀。安全阀应尽量靠近鼓
风机布置，逆止阀可以装得稍远一点，闸阀在
鼓风机启动及工作时应全开。
与其他类型的气体压缩机械比较，罗茨鼓风机具有下述特点：
（1）由于是容积式鼓风机，因而具有强制输气特征。在转速一定的条件下，流量也一
图 5-12 罗茨鼓风机性能曲线
定（随压强的变化很小）。即使在小流量区域，也不会像离心式鼓风机那样发生喘振现象，具有比较稳定的工作特性。
（2）作为回转式机械，没有往复运动机构，没有气阀，易损件少，因此使用寿命长，并且动力平衡性好，能以较高的速度运转，不需要重型基础。运转一周有多次吸、排气，相对于活塞式压缩机而言，气流速度比较均匀，不必设置储气罐。
（3）叶轮之间、叶轮与机壳及墙板之间具有间隙，运转时不像螺杆式和滑片式压缩机那样需要注油润滑，因此可以保证输送的气体不含油，也不需要使用气—油分离器等辅助设备。由于存在间隙及没有气阀，输送含粉尘或带液滴的气体时也比较安全。
（4）无内压缩过程，理论上比那些有内压缩过程的鼓风机要多耗压缩功。除同步齿轮和轴承外，不存在其他的机械摩擦，因此机械效率高。特别是大型罗茨鼓风机，容积效率高，全绝热效率也比较高。
此外，罗茨鼓风机还具有结构简单、制造容易、操作方便、维修周期长等优点。其缺点是：①无内压缩过程，绝热效率较低（小机型尤为偏低）；②由于间隙的存在，造成气体泄漏，且泄漏流量随升压或压强比增大而增加，因而限制了鼓风机向高压方向的发展；③由于进、排气脉动和回流冲击的影响，气体动力性噪声较大。
经过近半个世纪的努力，特别是改革开放以来，我国罗茨鼓风机制造业已经步入与国际同行同步发展的轨道。同时，随着国民经济的发展，对罗茨鼓风机的需求总体上呈扩大趋势。1990~1998年，我国罗茨鼓风机的产量增加了将近1倍。
罗茨鼓风机的发展趋势，主要是进一步提高效率、降低噪声、增强可靠性及扩大应用范围。
第二节 其他类型泵简介
其他类型泵种类甚多，在火力发电厂中，常用的其他类型泵主要有液环泵和射流泵等。现仅就液环泵和射流泵的工作原理、结构和性能等简介如下：
一、 液环泵
液环泵主要用于抽送气体，作真空泵用，其结构如图5-13所示。液环泵的工作原理是：叶轮1在圆筒形的泵缸2内以偏心位置安装，在泵缸内充以适量的工作液体，通常用水作工作液体，故又称之为水环泵。当叶轮旋转时，工作液体被甩到四周，在泵缸内壁与叶轮之间形成一个旋转的液环，在叶轮轮毂与液环之间形成一个弯月形的空气工作腔室（图5-13中黑色和白色区域），叶轮叶片又将空气工作腔分隔成若干个互不连通、容积不等的封闭小室。当叶轮旋转时，右边吸气口的吸气空腔3的容积将沿旋转方向逐渐增大，产生真空，被抽送气体便由吸入管吸入到空腔中。同时，左边排出口的充满气体的排气空腔4的容积将沿旋转方向逐渐变小，气体被压缩后从排出管排出。实际上，相邻二叶片间所夹液体相当于对空气起着活塞的作用，这样，叶轮每转一周就有部分气体被吸入和排出，当叶轮连
续旋转时，就形成了液环泵连续抽送气体的工作过
程。
从液环泵的结构和工作原理角度分析，液环泵是介
于离心泵和容积泵之间的一种泵，属于离心容积式
泵。因此不难推断，液环泵的性能也介于离心泵和
容积泵之间。由于液环泵能抽吸空气和水的混合物，
故又将其归为湿式真空泵类。
液环泵用于启动灌水系统最普遍的形式是纳什
海托（Nash ・Hytor ）泵，即纳什型泵。与图5-13
结构不同的是，纳什型泵的泵体为椭圆形。不同口
径的纳什型湿式真空泵的实际特性曲线如图5-14
所示。图中横坐标为排气压强与吸气压强之差，即图 5-13 液环泵示意图 1—叶轮；2—泵缸；3—吸气空腔； 4—排气空腔；5—轮毂；6—泵吸 气口；7—泵排气口；8—工作液体
真空度。由图5-14（a ）可见，真空度越高，驱动泵所需的轴功率越大，最高效率点的真空度为450mmHg 左右，而在图5-14（b ）中所示的轴功率的变化与此恰好相反，其最高效率点的真空度为500mmHg 左右。实际上，纳什型泵所需轴功率随真空度的变化趋势还有一种大致水平的情况。
图 5-14 不同口径纳什型湿式真空泵的特性曲线
（a ）300mm 口径泵；（b ）75mm 口径泵
在火力发电厂中，液环泵常作为凝汽器的抽气装置和用于负压气力除灰系统。
二、射流泵
射流泵与其他型式的泵相比，其最
大特点是没有任何运动部件，是一种完
全依靠工作流体的能量来输送流体的
泵，其结构简图如图5-15所示。它由喷
嘴、混合室、扩压管、排出管和吸入管
等几部分组成。
高压工作流体经压力管路由喷嘴1图 5-15 射流泵的结构简图 1—喷嘴；2—混合室；3—扩压管；4—排出管；5—吸入管
高速喷出，并把喷嘴外周围附近的流体带走，使该处压强降低形成真空；于是被输送的流体经吸入管5被吸上来，两种流体在混合室2的进口汇合而进入混合室中；工作流体在这里将一部分能量传递给被输送流体，使被输送流体能量增加；两种流体在混合室混合后进入扩压管3，使流体的一部分动能转变为压强势能，然后经排出管4排出。射流泵常用来抽除容器中的气体以获得真空，故又称为射流真空泵。当工作流体为水时，称为射水抽气器或水喷射泵；当工作流体为蒸汽时，称为蒸汽抽气器或蒸汽喷射泵。在火力发电厂中，射流泵常被用作凝汽器的抽气装置或冷水循环水泵的启动抽真空装置，或用在水力除灰系统中。
至于射流泵的运行特性，对此有兴趣的读者可参阅有关专门书籍，这里不再赘述。
第五章 容积式泵与风机及其它类型泵简介
在火力发电厂的各系统中，除了广泛采用各种叶片式泵与风机外，还装有一定数量的容积式泵与风机及其它类型泵。这些泵与风机虽然功率不大，却在保障火力发电厂安全及经济运行等方面起着比较重要的作用，因而不容忽视。但囿于篇幅所限，本章仅对这些泵与风机的工作原理与性能特点作一般性介绍。至于其他方面的问题，则不再详述。
第一节 容积式泵与风机
如绪论所述，容积式泵与风机是通过工作室容积周期性变化而实现输送流体的流体机械，根据运动方式的不同，可分为往复式和回转式两类。在火力发电厂的各系统中，常用的容积式泵与风机主要有：活塞泵、柱塞泵、齿轮泵、螺杆泵和罗茨风机等几种，现分述如下：
一、活塞泵和柱塞泵
活塞泵和柱塞泵均属于往复式泵，适用于输送流量较小、压强较高的各种介质（低粘性、高粘性、腐蚀性、易燃、易爆等各种液体）。特别是当流量小于100m 3/h，排出压强大于980.6kPa 时，更可显示出较高的效率和良好的运行特性。因此，目前国民经济的很多领域都有采用，火力发电厂中的锅炉加药泵常采用活塞泵，灰浆泵也越来越多的采用柱塞泵。
（一）活塞泵的工作原理及结构简介
图5-1所示为单作用活塞泵的工作原理示
意图。它是通过曲柄连杆机构10来带动活塞，
使活塞1在泵缸内做往复运动。当活塞1在泵
缸2内自左死点向右移动时，工作室3的容积
逐渐增大，室内压强逐渐降低，排出阀5被吸
下关闭，同时，吸入池中液体在压强差作用下，
顶开吸入阀4，进入工作室3而填补活塞让出
的空间，直至活塞移至右死点为止，这个过程
称为泵的吸入过程。然后，在曲柄连杆机构10
的作用下，活塞开始自右死点向左死点移动，图5-1单作用活塞泵的工作原理示意图 1—活塞；2—活塞缸；3—工作室；4—吸入阀；5—排出阀；6—吸入管；7—排出管；8—活塞杆；9—十字接头；10—曲柄连杆机构；11—皮带轮；12—吸入池 这时工作室3内的液体受压，接受了原动机通过活塞而传递的机械能，压强急剧增高。在这一压强作用下，吸入阀4被关闭，同时顶开排出阀5，获得了能量的液体经排出管7输出，当活塞回至左死点时，吸入泵缸内的液体被全部排出，这个过程称为泵的排出过程。由此可见，活塞在泵缸内一个往返行程（称为双行程）只有一次吸、排过程，故将这种泵
称为单作用泵。活塞不断的往复运动，泵的吸入、排出过程就连续不断的交替进行，从而
形成了活塞泵的连续工作。
若活塞双面起作用（如图5-2所示），即一
面为吸入行程，另一面为排出行程，则活塞在
一个往返行程内将完成两次吸、排过程。当泵
缸容积相同时，其流量约为单作用泵的两倍。
这种泵称为双作用泵。
为提高活塞泵的流量，还设计有三柱塞单
作用泵和多作用泵等。三柱塞单作用泵是在一
根曲轴上联有三个单作用泵，各曲柄之间的夹
角为120°，并且有公共的吸入管和排出管。当
曲轴旋转一周时，其流量约为单作用泵的三倍。当两个双作用泵或四个单作用泵并联工作时，就成为四作用泵。
（二）活塞泵的性能特点
1．流量及其不均匀度
对于如图5-1所示的单作用泵，活塞每分钟的双行程数（或曲轴的转速）为n ，行程为S ，活塞面积为A ，则它的理论流量为 图 5-2 双作用泵液力端简图
q V Tm =ASn （5-1） 60
对于多作用泵，当考虑活塞杆及漏损对流量的影响时，其实际流量可按下式计算，即
i (1−
q V m =
或 q V m
式中 i ——活塞泵的作用次数；
f ) ASn ⋅ηV （m 3/s） 60i αASn =⋅ηV （m 3/s） （5-2） 60ηV ——活塞泵的容积效率，其值与泵的大小和液体的粘性有关：大型泵ηV =0.95~0.99，
中型泵ηV =0.90~0.97，小型泵ηV =0.85~0.95；当输送粘性液体时，ηV 值会下降
5~10%。
A ——A =πD 2/4，活塞面积（因缸壁与活塞之间的间隙很小，近似地认为泵缸直径等
于活塞的直径D ），m 2；
α——α=1−f ，活塞截面缩小系数，其中f 为活塞杆的面积；对于A >>f 及单作2A
用泵、三柱塞单作用泵来说，其值等于1；
S ——活塞行程（m ）：一般S 不单独给定，而是以ψ=S /D 表示，它是活塞泵最重要结
构特征之一。当ψ值较小时，可得到较大的活塞直径，则活塞杆上所受的应力
亦较大；反之，ψ值较大时，活塞杆受力较小，但泵的行程和高度都增大。
n ——活塞每分钟的双行程数或曲轴的转速，r/min。其值在100~200 r/min
范围内，
小流量泵取上限，大流量泵取下限。
以上所研究的实际上是活塞在n 个双行程内的平均流量。但是在每一个双行程内其瞬时排出的理论流量并不是均匀的。现在以单作用泵为例为来研究其流量不均匀度。
图 5-3 活塞靠曲柄连杆机构传动的结构简图
图5-3所示为活塞靠曲柄连杆机构传动的结构简图。若曲轴以等角速度旋转，并且假定连杆为无限长，那么当曲柄半径r 转动一个ϕ角时，活塞离开左死点之距离为x ，则
x =r （1-cos ϕ） （5-3）
活塞的运动速度为
C =d x =r ωsin ϕ （5-4） d t
则在每一个双行程内，单作用泵瞬时排出的理论流量为
q V T =AC =Ar ω sin ϕ （5-5）
实际上，当0≤ϕ≤π之间时，相当于活塞的吸入行程，此时没有流量输出，即q V T =0；而当π≤ϕ≤2π之间时，相当于活塞的排出行程，此时瞬时排出的理论流量按正弦规律变化；而且当ϕ=3π/2时，流量为最大，即q V Tmax =Ar ω。
流量的不均匀度可用流量波动系数 δ 表示，定义为最大流量与平均流量之比，即
δ= qV tmax /q V Tm （5-6）
δ 值越接近于1，表示活塞的最大流量与平均流量之间的差值越小，即泵的流量越均匀。 对于单作用活塞泵，将式（5-1）代入上式，并考虑到S =2r 及ω=2πn /60，可得δ=π=3.14。由此可见，单作用活塞泵的流量是很不均匀的，这是它的最大缺点。
实际上，流量波动系数与活塞泵的的作用次数（即活塞数目）有关，如双作用泵的δ值为1.57，而三柱塞单作用泵和四作用泵的δ值分别为1.06和1.11。因此，在实际应用中，为了减小流量波动系数，一般多采用多作用泵；从上面所列数据还可看出，双缸四作用泵的流量反而没有三柱塞单作用泵的均匀，但由于双缸四作用泵具有结构紧凑，尺寸小和重量轻等优点，因而，特别适宜在场地受限的场合下应用。
综上所述，活塞泵在每一个双行程内其瞬时排出的流量具有波动性，且在n 个双行程内的平均流量只与泵缸本身的几何尺寸和曲轴的转速有关，而与泵的扬程无关。
2．扬程、轴功率和效率特性
当活塞泵的曲轴转速（即活塞每分钟的的双行程数）n 一定时，活塞泵的流量、轴功率和效率随扬程的变化关系，即q V -H 、P sh -H 和η -H 的性能曲线，如图5-4所示。 在理论上，活塞泵的q V 与H 无关，即这种泵可以达到任意大的扬程。故只要原动机有足够的功率和泵的零件有足够的强度，就可产生可变范围非常宽的扬程以适应整个管路
布置和系统的要求。因此，在一定的双行程数下，q V -H 曲线表现为平行于横座标的直线（图5-4中阴影面积）。但实际上，当扬程较高时，由于漏泄损失增加，流量趋于降低。 在一定的双行程数下，理论流量q V Tm =const.，理论轴功率P shT =ρg q V Tm H T ，故P shT 与H T 成正比关系。实际的P sh -H 曲线因高扬程下漏泄损失的增加而略向上弯曲。
η -H 曲线表明，在很大的工况范围内泵的总效率保持不变，只有在H 相当高或相当低时，总效率η才降低。前者是由于漏泄损失的增加的缘故；而后者则是由于有效功率过小，即接近于空转状态，致使经济性下降。
图 5-4 活塞泵的性能曲线 图 5-5 在不同转速时活塞泵的q V -H 特性
（三）活塞泵的工况调节
活塞泵的工况调节包括扬程的调节和流量的调节。
在一定的转速下扬程的调节，可藉改变排出阀开启度来进行，此时原动机功率改变。此外，为了避免发生事故，通常装有安全阀，当排出扬程超过允许值时安全阀开启，使高压液体从排出腔回至吸入腔。
由于流量和扬程无关，因此活塞泵流量采用排出阀节流调节是不允许的。在这种情况下，管路阻力增加，只会造成更大的排出扬程，而泵的流量并不因此而改变。况且排出阀完全关闭，会引起排出扬程极大地升高，轻者造成停车，严重时导致机件损坏。根据式（5-1）可知，对于电动活塞泵，通常用改变电动机的转速n 来达到流量调节的目的。图5-5所示为活塞泵在不同的n 时，所具有的q V -H 特性。
应该指出，柱塞泵的工作原理、性能特点及工况调节均与活塞泵相同，故这里不再详述；所不同的是，活塞泵的活塞都是盘状的，当盘状活塞产生很高的压强时（如10MPa 以上）就会因强度不够而容易破坏。由于采用柱状活塞比盘状活塞强度大得多，故高压往复泵均采用柱状活塞式的泵，即柱塞泵。
二、 齿轮泵和螺杆泵
齿轮泵和螺杆泵均属于回转式泵，在离心泵不适用的场合，用于输送流量小、输出压强高的高粘性流体（例如输送和加压燃料油、润滑油、甘油、粘胶及其他高粘性药液）。在火力发电厂中，润滑系统常采用齿轮泵，而螺杆泵则常用作输送润滑油及调节油，也可作为锅炉燃料油输送泵。
（一）齿轮泵的工作原理及结构简介
齿轮泵根据齿形分为直齿、斜齿、人字齿几种。直齿虽然制造方便，但流量和流量不
均匀性比后几种齿形为差。根据齿的啮合方式有内啮合和外啮合两种，但不论它们的齿形及啮合的方式如何，其工作原理是相同的。现仅就外啮合齿轮泵的工作原理及结构简介如下：
图5-6 所示为外啮合齿轮泵示意图，其主动齿轮
1固定在与原动机相联的主动轴上，从动齿轮2固定
在另一轴上。齿轮泵的工作空间3由泵体、侧盖和齿
轮的各齿间槽组成。齿轮泵是通过齿轮在相互啮合过
程中工作空间容积的变化实现输送液体的。啮合的齿
A 、C 、B （如图所示）将工作空间分隔成吸入腔和排
出腔。当主动齿轮带动从动齿轮按图所示箭头方向旋
转时，位于吸入腔的齿C 逐渐退出啮合，使吸入腔的
容积逐渐增大，压强降低，液体沿吸入管进入吸入腔，
直至充满整个齿间。随着齿轮的转动，进入齿间的液图 5-6 外啮合齿轮泵示意图 1—主动齿轮；2—从动齿轮；3—工作空间；4—吸入管；5—排出管；6—泵壳
体被带至排出腔，此时由于齿B 的啮入，使排出腔的容积变小，液体被强行向排出管排出。这样，每转过一个齿就有部分液体吸入和排出，所以它的排出流量较为均匀。当主动齿轮带动从动齿轮连续旋转时，就形成了齿轮泵连续输送液体的工作过程。
齿轮泵内部没有任何加速运动机构，可与高速原动机直接相联。但工艺要求高，在复杂的工艺过程中，不易获得精确的配合。与活塞泵结构上的不同在于没有吸入阀和排出阀，构造也远比活塞泵简单的多，因而轻便紧凑。
图 5-7 齿轮泵的困油现象及其容积的变化
此外，在齿轮啮合部分侧面的泵体上一般设置有卸荷槽，以避免困油现象的危害。所谓困油现象是指，齿轮啮合部分的封闭容积V （如图5-7）随着齿轮的旋转起初减小，然后从最小值再增大的过程。一方面，由于这一封闭容积因有压缩而产生高压强，致使轴功率增大，轴承过负荷，成为齿轮振动和产生躁声等的原因；另一方面，在压缩后，封闭容积因有膨胀而造成真空并产生气泡。此时，若借卸荷槽将封闭容积与压出侧相连通，则封闭容积内的压缩量∆V 1通过卸荷槽被推向压出侧；而若与吸入侧相连通，则封闭容积内的膨胀量∆V 2也可由吸入侧通过卸荷槽进行补给，从而可避免困油现象的危害。
（二）齿轮泵的性能特点
1．齿轮泵的流量特性
齿轮泵的流量在很大程度上是取决于轮齿在吸入腔时，液体所能充满各齿间的程度。而影响充满程度的因素有以下几种：①与液体的粘性有关；②与齿轮的旋转速度有关；③与通向吸入腔的通道形状以及液体的速度有关；④与吸入腔的压强有关。如果液体不能充分地充入齿间，就会引起齿轮泵流量下降和效率降低，液体的乳化程度增高，泵的工作恶化和机件的摩损增加。这是因为：齿间没有能在吸入腔中被液体完全充满，而在转向排出腔时，发生从排出腔的液体来充填齿间未被填满的容积，这样，液体就会从排出腔流回齿间，致使流量降低，且在排出管路中产生压强脉动，齿轮和轴承都承受脉动负荷，致使轴承的磨损增加。压强脉动也会引起系统中某些导管附件和仪表的振动，破坏了它们正常的工作状态，并损坏系统接头的严密性。为了保证所输送的液体能完全充满齿间，当吸入腔的压头不小于5m 水柱时，齿轮节圆上的周速就不允许超过6m/s。有时为了保证使液体很好地进入吸入管，使供液面高于泵轴中心，就需要有一定的倒灌高度。
齿轮泵的理论流量q V T ，可以准确地由计算齿与齿间的空间而求出。实际中，可粗略地按下式计算
q V T (πd 02/4−πd i 2/4) bn （m 3/s） （5-7） =60
式中 d 0——齿顶圆直径，m ；
d i ——齿根圆直径，m ；
b ——齿宽，m ；
n ——齿轮的转速，r/min。
由此可见，与活塞泵类似，齿轮泵的理论流量也与其扬程无关。
实际上，由于在相互啮合的齿轮之间，或者在齿轮与泵体之间有泄漏，因此其流量要比q V T 小。现设其实际流量为q V ，则
ηV =q V （5-8） q V T
称此为容积效率。一般ηV 的最高值为85~90%。
2．扬程、轴功率和效率特性
图5-8所示为一般齿轮泵（润滑油输送用）的流量、轴功率和效率随扬程的变化关系曲线，即q V -H 、P sh -H 和η -H 的性能曲线。
由图5-8可以看出，齿轮泵的性能曲线的变化趋势与活塞泵的性能曲线有许多相似之处，因此，其工况调节方式也与活塞泵相同。所不同的是：齿轮泵在非常宽的扬程变化范围内，q V -H 曲线并不是平行于横座标的直线，而是随扬程的增加略有降低，这是因为当扬程增加时，漏泄损失也随之增加的缘故；η -H 曲线的高效区变窄，这是由于齿轮泵的转速较高，低扬程时齿轮侧面的摩擦损失功率、齿顶处摩擦阻力的损失功率以及轴承和密封压盖等处的摩擦损失功率相对较大的所致。
此外，对于图5-8中所示的泵，扬程在38m
附近，安全阀即开始动作。因此，随着压强达
到某一程度，理应上升的效率曲线也要急剧下
降。
应该指出，齿轮泵的性能曲线与其所抽送
的液体粘性有关。随着粘性的增大，其轴功率
也要增大，而泵的效率要降低；另一方面，泄
漏量减少，使得其容积效率有所提高。
此外，这种泵不宜输送粘性较低（例如：
水、汽油等等，使用这类液体时，它的容积效
率很低，扬程不能达到很高）或含有颗粒杂质的液体（输送含有颗粒杂质会影响泵的寿命）。与离心泵不同，齿轮泵在排出阀关闭时不能工作，为了防止排出压强突然增高而引起的损坏，排出管上一定要装有安全阀。当排出压强高于规定值时，安全阀开启，液体由泵的排出腔回到吸入腔。安全阀的极限压强可由弹簧来调节。
（三）螺杆泵的工作原理、结构及性能简介
螺杆泵的工作原理和齿轮泵相似，它依靠螺杆相互啮合空间的容积变化来输送液体，
图5-9所示为螺杆泵的结构示意图。螺杆泵主要
由主动螺杆1和从动螺杆2（可以是一根，也可
以有两根或三根）和泵壳组成，主动螺杆与从动
螺杆的螺纹方向相反。当螺杆旋转时，螺纹相互
啮合，流体尤如螺母一样不能旋转而只能沿螺杆
图5-9 螺杆泵结构示意图
1—主动螺杆；2—从动螺杆；3—泵壳 图5-8 口径240×200mm 齿轮泵的性能曲线 （160m 3/h×35m ×870r/min×36.75kW ）
轴向移动，从而将流体自进口排向出口。 螺杆泵的性能曲线也和齿轮泵相似。与齿轮
泵相比较，螺杆泵的效率更高，可达70~80%；
流量更均匀，不仅出口压强达到很高，而且由于旋转部分的外形尺寸小，可以高速运转，因而流量的适用范围也较广，成为小型大流量泵；同时可以实现与高速原动机直联，是一种较现代化的液体输送机械；由于泵内的流动不受搅拌，也没有脉动，因此可以安静平稳地运转，工作噪声低。
三、 罗茨鼓风机
罗茨鼓风机是回转式鼓风机的一种，于1854年由美国的弗朗西斯・罗茨和菲兰德・罗茨两兄弟发明，并由此得名。作为气体增压与输送机械，罗茨式起初只用于正压鼓风（当进气口处于大气状态时，排气表压一般为9.8~196kPa），后来发展到真空领域，演化出罗茨真空泵（直排大气时，真空度可达－9.8~－80kPa ）。罗茨鼓风机由于其结构简单，使用维修方便，不需要内部润滑，在使用压强范围内排气量几乎不变，容积效率高，并具有输
送介质不含油等特性，因此在国民经济各部门得到了广泛应用。在火力发电厂中，常用于
气力输灰，锅炉本体除尘，烟气脱硫，煤粉沸腾燃烧，离子交换器逆洗等系统中。
（一）罗茨风机的工作原理及结构简介
罗茨鼓风机是一种双转子压缩机械，两转子的轴线互相平行，其结构简图如图5-10所示。转子由叶轮与轴组合而成，叶轮之间、叶轮与机壳及墙板之间具有微小间隙，以避免相互接触。两转子由原动机通过一对同步齿轮驱动，作方向相反的等速旋转。
图 5-10 罗茨鼓风机的结构简图
1—主动转子；2—从动转子；3—机壳；4—同步齿轮；5—主油箱；6—墙板；7—轴承；8—副油箱
两叶罗茨鼓风机的工作过程如图5-11所示。图中由（a ）~（e ）五个位置，表示转子旋转半周的情况，另半周中按同样的顺序重复以上过程。假定叶轮与叶轮、叶轮与机壳之间间隙为零，并将上叶轮与机壳的接触点用a 1和a 2表示，下叶轮与机壳的接触点用b 1和b
2表示。
图 5-11 两叶罗茨鼓风机的工作过程示意图
在位置（a ），机壳内分为三个部分。左面为进气腔，腔内压强与进气压强相等。右面为排气腔，腔内气体处于排气压强作用之下。上叶轮与机壳围成封闭的基元容积V 1，其内部压强等于进气压强。
在位置（b ），随着上叶轮右面接触点a 2的消失，基元容积V 1开始与排气腔连通。在气体压差作用下，排气口的高压气体，通过回流缝隙δ1迅速向基元容积V 1回流，使其压强陡然上升至排气压强。
位置（c ）与位置（a ）相似，只不过上、下两个叶轮互换位置而已。原来在基元容积V 1内的气体被推移到排气口，下叶轮与机壳在b 1、b 2两处接触，构成新的基元容积V 2。
当叶轮旋转到位置（d ）时，随着接触点b 2的消失和回流缝隙的δ2的开启，基元容积V 2与排气腔连通，此时的情形与位置（b ）相似。
位置（e ）与位置（a ）相同，基元容积V 2的气体也被推移到排气口去了，新的基元容积V 3出现在先前V 1所在的位置上。
至此，上下两个叶轮各自旋转半周，分别输送了一个基元容积的气体。由此推断，叶轮头数为Z 的鼓风机，运转一周的输气量为
q V T0=2 Z・V 0（m 3/r）
式中 V 0——基元容积（V 1= V2= V3=……= V0），m 3。
若考虑到压缩和泄漏等实际因素影响，并用ηV 表示容积效率、n 表鼓风机的转速（r/min），则鼓风机在单位时间内输送的气体容积——实际流量（或称实际风量）为
q V = n・q V T0 ηV =2 n Z・V 0ηV （m 3/min） （5-9）
式中，基元容积V 0可进一步用无量纲的面积利用系数 λ 表示，即
λ=
式中 L ——叶轮长度，m ；
D ——叶轮外径，m 。 V 0/L ⋅Z 2πD /4
将上式代入式（5-9），则实际流量的计算公式为
q V =π
2λ⋅D 2⋅L ⋅n ⋅ηV （m /min） （5-10） 3
现代罗茨鼓风机的容积效率一般为70%~90%。
（二）罗茨鼓风机的主要性能特点
图5-12所示为某罗茨鼓风机以额定升压
∆p 为横坐标，以流量q V 、轴功率P sh 、容积效
率ηV 等为纵坐标绘制的性能曲线。由图可以看
出，罗茨鼓风机的流量几乎不随升压∆p 而变
化。因此，不能用关小排气闸阀的方法来调节
流量，否则会使鼓风机严重超压，常用的调节
方法有变转速调节法和旁路调节法。由图还可
以看出，随着升压∆p 的不断增大，容积效率略
有下降，而轴功率P sh 成直线上升的趋势，因
此，为保证罗茨鼓风机安全运行，与其他容积
式泵一样，必须在罗茨鼓风机排气管路上配置
安全阀、逆止阀和闸阀。安全阀应尽量靠近鼓
风机布置，逆止阀可以装得稍远一点，闸阀在
鼓风机启动及工作时应全开。
与其他类型的气体压缩机械比较，罗茨鼓风机具有下述特点：
（1）由于是容积式鼓风机，因而具有强制输气特征。在转速一定的条件下，流量也一
图 5-12 罗茨鼓风机性能曲线
定（随压强的变化很小）。即使在小流量区域，也不会像离心式鼓风机那样发生喘振现象，具有比较稳定的工作特性。
（2）作为回转式机械，没有往复运动机构，没有气阀，易损件少，因此使用寿命长，并且动力平衡性好，能以较高的速度运转，不需要重型基础。运转一周有多次吸、排气，相对于活塞式压缩机而言，气流速度比较均匀，不必设置储气罐。
（3）叶轮之间、叶轮与机壳及墙板之间具有间隙，运转时不像螺杆式和滑片式压缩机那样需要注油润滑，因此可以保证输送的气体不含油，也不需要使用气—油分离器等辅助设备。由于存在间隙及没有气阀，输送含粉尘或带液滴的气体时也比较安全。
（4）无内压缩过程，理论上比那些有内压缩过程的鼓风机要多耗压缩功。除同步齿轮和轴承外，不存在其他的机械摩擦，因此机械效率高。特别是大型罗茨鼓风机，容积效率高，全绝热效率也比较高。
此外，罗茨鼓风机还具有结构简单、制造容易、操作方便、维修周期长等优点。其缺点是：①无内压缩过程，绝热效率较低（小机型尤为偏低）；②由于间隙的存在，造成气体泄漏，且泄漏流量随升压或压强比增大而增加，因而限制了鼓风机向高压方向的发展；③由于进、排气脉动和回流冲击的影响，气体动力性噪声较大。
经过近半个世纪的努力，特别是改革开放以来，我国罗茨鼓风机制造业已经步入与国际同行同步发展的轨道。同时，随着国民经济的发展，对罗茨鼓风机的需求总体上呈扩大趋势。1990~1998年，我国罗茨鼓风机的产量增加了将近1倍。
罗茨鼓风机的发展趋势，主要是进一步提高效率、降低噪声、增强可靠性及扩大应用范围。
第二节 其他类型泵简介
其他类型泵种类甚多，在火力发电厂中，常用的其他类型泵主要有液环泵和射流泵等。现仅就液环泵和射流泵的工作原理、结构和性能等简介如下：
一、 液环泵
液环泵主要用于抽送气体，作真空泵用，其结构如图5-13所示。液环泵的工作原理是：叶轮1在圆筒形的泵缸2内以偏心位置安装，在泵缸内充以适量的工作液体，通常用水作工作液体，故又称之为水环泵。当叶轮旋转时，工作液体被甩到四周，在泵缸内壁与叶轮之间形成一个旋转的液环，在叶轮轮毂与液环之间形成一个弯月形的空气工作腔室（图5-13中黑色和白色区域），叶轮叶片又将空气工作腔分隔成若干个互不连通、容积不等的封闭小室。当叶轮旋转时，右边吸气口的吸气空腔3的容积将沿旋转方向逐渐增大，产生真空，被抽送气体便由吸入管吸入到空腔中。同时，左边排出口的充满气体的排气空腔4的容积将沿旋转方向逐渐变小，气体被压缩后从排出管排出。实际上，相邻二叶片间所夹液体相当于对空气起着活塞的作用，这样，叶轮每转一周就有部分气体被吸入和排出，当叶轮连
续旋转时，就形成了液环泵连续抽送气体的工作过
程。
从液环泵的结构和工作原理角度分析，液环泵是介
于离心泵和容积泵之间的一种泵，属于离心容积式
泵。因此不难推断，液环泵的性能也介于离心泵和
容积泵之间。由于液环泵能抽吸空气和水的混合物，
故又将其归为湿式真空泵类。
液环泵用于启动灌水系统最普遍的形式是纳什
海托（Nash ・Hytor ）泵，即纳什型泵。与图5-13
结构不同的是，纳什型泵的泵体为椭圆形。不同口
径的纳什型湿式真空泵的实际特性曲线如图5-14
所示。图中横坐标为排气压强与吸气压强之差，即图 5-13 液环泵示意图 1—叶轮；2—泵缸；3—吸气空腔； 4—排气空腔；5—轮毂；6—泵吸 气口；7—泵排气口；8—工作液体
真空度。由图5-14（a ）可见，真空度越高，驱动泵所需的轴功率越大，最高效率点的真空度为450mmHg 左右，而在图5-14（b ）中所示的轴功率的变化与此恰好相反，其最高效率点的真空度为500mmHg 左右。实际上，纳什型泵所需轴功率随真空度的变化趋势还有一种大致水平的情况。
图 5-14 不同口径纳什型湿式真空泵的特性曲线
（a ）300mm 口径泵；（b ）75mm 口径泵
在火力发电厂中，液环泵常作为凝汽器的抽气装置和用于负压气力除灰系统。
二、射流泵
射流泵与其他型式的泵相比，其最
大特点是没有任何运动部件，是一种完
全依靠工作流体的能量来输送流体的
泵，其结构简图如图5-15所示。它由喷
嘴、混合室、扩压管、排出管和吸入管
等几部分组成。
高压工作流体经压力管路由喷嘴1图 5-15 射流泵的结构简图 1—喷嘴；2—混合室；3—扩压管；4—排出管；5—吸入管
高速喷出，并把喷嘴外周围附近的流体带走，使该处压强降低形成真空；于是被输送的流体经吸入管5被吸上来，两种流体在混合室2的进口汇合而进入混合室中；工作流体在这里将一部分能量传递给被输送流体，使被输送流体能量增加；两种流体在混合室混合后进入扩压管3，使流体的一部分动能转变为压强势能，然后经排出管4排出。射流泵常用来抽除容器中的气体以获得真空，故又称为射流真空泵。当工作流体为水时，称为射水抽气器或水喷射泵；当工作流体为蒸汽时，称为蒸汽抽气器或蒸汽喷射泵。在火力发电厂中，射流泵常被用作凝汽器的抽气装置或冷水循环水泵的启动抽真空装置，或用在水力除灰系统中。
至于射流泵的运行特性，对此有兴趣的读者可参阅有关专门书籍，这里不再赘述。