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泵与风机 2 主要内容 第一章泵与风机的分类和特点叶片式 容积式 其他形式第二章叶片式泵与风机的基本理论 一 离心泵工作过程 二 泵与风机的基本方程 Euler方程 三 理论扬程的组成 四 损失与效率 五 泵与风机的理论性能曲线 六 轴流式泵与风机的叶轮理论 3 第三章相似理论在泵与风机中的应用 一 相似律 二 相似律的实际应用 三 比转数 四 风机的选择曲线 五 风机无因次性能曲线 六 通用性能曲线第四章泵与风机的运行第一节管路性能曲线和工作点第二节泵与风机的联合运行第三节离心式泵与风机的工况调节第四节运行中的主要问题 失速 喘振 抢风 汽蚀 4 泵与风机在热力发电厂的应用 灰渣泵 冲灰水泵 排粉风机 升压泵 凝结水泵 给水泵前置泵 循环水泵 射水泵 疏水泵 送风机 引风机 蒸汽 空气 水 补水泵 生水泵 烟气 灰渣 射水抽气器 工业水泵 汽轮机系统 锅炉系统 5 第一章泵与风机的分类和特点 一 按流体排出压力的高低风机可分为1 通风机 340kPa 泵可分为 1 低压泵 6MPa 6 二 按作用原理分 7 1 叶片式 动力式 离心式 小流量 高扬程 轴流式 大流量 低扬程 混流式 中流量 中扬程 8 风机 轴流式静叶可调引风机 9 2 容积式 柱塞泵 往复泵 工作原理 活塞式 活塞向左移动 泵缸容积 泵体压力 排出阀门关阀 吸入杆打开 液体吸入 活塞向右移动 泵缸容积 泵体压力 排出阀门打开 吸入杆关闭 液体排出 特点 单动泵由于吸入阀和排出阀均在活塞一侧 吸液时不能排液 排液时不能吸液 所以泵排液不连续 不均匀 优点是流量小 压力高 10 齿轮泵 回转式 工作原理与往复泵相似 在泵吸入口 由于两齿轮分开 空间增大形成低压区而将液体吸入 被吸入液体在齿轮和泵体之间被分成两路由齿轮推着前进 在压出口 由于两齿轮互相合拢 空间缩小形成而将液体压出泵 特点 输送粘性较大的液体 11 工作原理 与齿轮泵相似 结构 由机壳和腰形转子组成 两转子之间 转子与机壳之间间隙很小 无过多泄漏 改变两转子的旋转方向 则吸入与排出口互换 特点 风量与转速成正比而与出口压强无关 故出口阀不可完全关闭 流量用旁路调节 应安装稳压气罐和安全阀 罗茨鼓风机的出口压强一般不超过80kPa 表压 出口压强过高 泄漏量增加 效率降低 罗茨式泵与风机 12 螺杆式泵与风机 结构原理 由缸套 主 动螺杆组成 泵内形成多个彼此分隔的容腔 转动时 下部容腔V增大 吸入液体 然后封闭 封闭容腔沿轴向上升 新的吸入容腔又在吸入端形成 一个接一个的封闭容腔上移 液体就不断被挤出 特点 流量和压力均匀 故工作平稳 噪声和振动较少 吸入性能好 单螺杆泵吸上真空高度可达8 5m水柱 流量范围大 13 正位移特性 容积泵 正位移泵 a 流量与管路特性无关 b 压头与流量无关 取决于管路需要理论上 往复泵压头可按系统需要无限增大 实际上 受泵体强度及泵原动机限制 式中 有自吸能力 不需灌泵 旁路调节 不能封闭启动 14 3 其他形式 靠高压工作流体经喷嘴后产生的高速射流来引射被吸流体 与之进行动量交换 以使被引射流体的能量增加 从而实现吸排作用 常用的工作流体有水 水蒸气 空气 被引射流体则可以是气体 液体或有流动性的固 液混合物 1 效率低 2 结构简单 体积小 价格低 3 无运动部件 工作可靠 使用寿命长 只有当喷嘴因口径长期使用后 过分磨损导致性能降低 才需更换 4 吸入性能好 而且抽送液体时的允许吸上真空度也很高 5 可输送含固体杂质的污浊液体 即使被水浸没也能工作 CP型系列喷射泵 喷射泵 15 水环式真空泵 叶轮偏心安装 旋转时 液体受到离心力作用 在泵体内壁形成一个旋转的液环 叶轮端面与分配器之间被液体密闭 叶轮在前半转 此时经过吸气孔 旋转过程中密封的空腔容积逐渐扩大 气体由吸气孔吸入 后半转 此时经过排气孔 程中密封容积逐渐缩小 气体从排气孔排出 完成一个抽气过程 为了保持恒定的水环 在运行过程中必须连续向泵内供水 综上所述 水环泵是靠泵腔容积的变化来实现吸气 压缩和排气的 因此它属于变容式真空泵 16 16 利用离心力的作用增加水体压力并使之流动的一种泵 动力机带动转轴 转轴带动叶轮在泵壳内高速旋转 泵内水体被迫随叶轮转动而产生离心力 离心力迫使液体自叶轮周边抛出 汇成高速高压水流经泵壳排出泵外 叶轮中心处形成低压 从而吸入新的水流 构成不断的水流输送作用 另外 泵壳内的液体部分动能还转变成静压能 一 基本工作过程 第二章叶片式泵与风机的基本理论 17 17 离心泵工作过程 开泵前 泵内灌满要输送的液体 开泵后 泵轴带动叶轮一起高速旋转产生离心力 液体从叶轮中心被抛向叶轮外周 压力增高 高速流入泵壳 在蜗形泵壳中由于流道的不断扩大 液体的流速减慢 使大部分动能转化为压力能 最后液体以较高的静压从出口流入排出管 泵内的液体被抛出后 叶轮的中心形成了真空 在液面压强与泵内压力的压差作用下 液体便经吸入管路进入泵内 填补了被排除液体的位置 灌泵 甩出 真空 吸入 18 18 气缚现象 离心泵启动时 如果泵壳内存在空气 由于空气的密度远小于液体的密度 叶轮旋转所产生的离心力很小 叶轮中心处产生的低压不足以造成吸上液体所需要的真空度 这样 离心泵就无法工作 这种现象称作 气缚 离心泵无自吸能力 为了使启动前泵内充满液体 在吸入管道底部装一止逆阀 同时在泵体水平最高点还应设置放气口 离心泵与喷射泵组合 依靠喷射装置 在喷嘴处造成真空实现抽吸 容积式泵都具有自吸能力 流体在封闭的叶轮中所获得的能 静压能 19 效率 流体得到的能量与输入功率的比例 转速n 转速高 流量大 扬程高 级数和轴长可以减小 功率P 原动机传递给泵与风机轴上的功率 扬程H 全压p 单位重量的液体 单位体积的气体获得的能量 流量qv qm 单位时间内输送的流体量 汽蚀余量 hr 单位重量液体从泵吸入口至叶轮进口压力最低处的压力降 体积流量一定要在一定热力条件下定义才有意义 基本性能参数 20 功率和效率 原动机配套功率 Pgr KPg K为容量安全系数 额定条件下 效率 传动效率 tm 21 二 泵与风机的基本方程 Euler方程 M 表示叶轮旋转时传递给流体的功率 应该等于流体获得的功率 gqVTHT P qVT u2 2u u1 1u 按照动量矩定理 动量矩的变化率应等于所有外力对转轴的力矩M 22 22 能量方程分析 1 单位重量和单位体积的理想流体流过无限多叶片叶轮时所获得的能量仅与流体在叶片进口及出口处的运动速度有关 而与在流道中的流动过程和流体性质无关 如果泵与风机的叶轮尺寸相同 转速相同 流量相等时 则流体所获得的理论能头相等 即泵所产生的液柱与风机产生的气柱高度相等 而全风压与流体密度有关 因此 不同密度的流体所产生的压力是不同的 2 当 1 90 时 则v1u 0 流体径向流入叶轮时 获得最大的理论扬程 HT u2v2u g 3 增加转速n 叶轮外径D2和绝对速度在圆周的分量V2u 均可提高理论能头HT 但加大D2会使损失增加 降低泵的效率 提高转速则受材料强度及汽蚀的限制 比较之下 用提高转速来提高理论能头 仍是当前普遍采用的主要方法 23 三 理论扬程的组成 Hp 静压头 Hc 动压头 离心力的作用下叶轮旋转所增加的静压头 叶片间通道面积逐渐加大使液体的相对速度减少所增加的静压头 液体流经叶轮后所增加的动压头 在蜗壳中其中一部分将转变为静压能 Hp用于克服装置中的流阻 液位差和反压 要求Hp大于这三者之和 Hc表现为液流绝对速度增加 要求Hc不宜过大 因Hc大流阻大 由叶轮叶片进 出口速度三角形可知 24 24 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 v表示 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 m表示 流动损失 由于液体具有粘性 在泵壳内流动时与叶轮 泵壳产生碰撞 导致旋涡等引起的摩擦阻力 局部阻力和冲击能量损失 水力损失用水力效率 h表示 四 损失与效率 Pm机械损失功率 PV容积损失功率 Ph流动损失功率 PhqVTHT P qVHT PeqVH Psh 泵或风机内部的能量平衡图 25 25 1 机械损失和机械效率 圆盘摩擦损失 Pm2 n3D25 是因为叶轮在壳体内的流体中旋转 叶轮两侧的流体 由于受离心力的作用 形成回流运动 此时流体和 机械损失主要包括轴端密封与轴承的摩擦损失及叶轮前后盖板外表面与流体之间的圆盘摩擦损失两部分 轴端密封与轴承的摩擦损失 Pm1 nD2 与轴承 轴封的结构形式 填料种类 轴颈的加工工艺以及流体的密度有关 约占轴功率Psh的1 3 大中型泵多采用机械密封 浮动密封等结构 轴端密封的摩擦损失就更小 旋转的叶轮发生摩擦而产生能量损失 约占轴功率的2 10 是机械损失的主要部分 26 26 1 合理地压紧填料压盖 对于泵采用机械密封 减小机械损失的一些措施 2 对给定的能头 增加转速 相应减小叶轮直径 4 适当选取叶轮和壳体的间隙 可以降低圆盘摩擦损失 一般取B D2 2 5 3 试验表明 将铸铁壳腔内表面涂漆后 效率可以提高2 3 叶轮盖板和壳腔粗糙面用砂轮磨光后 效率可提高2 4 一般来说 风机的盖板和壳腔较泵光滑 风机的效率要比水泵高 27 27 2 容积损失和容积效率 泵与风机由于转动部件与静止部件之间存在间隙 当叶轮转动时 在间隙两侧产生压力差 因而使部分由叶轮获得能量的流体从高压侧通过间隙向低压侧泄漏 称为容积损失或泄漏损失 容积损失主要发生在 叶轮入口与外壳密封环之间的间隙 平衡轴向力装置与外壳间的间隙和轴封处的间隙 多级泵的级间间隙处 28 28 减小泵容积损失的措施 为了减小叶轮入口处的容积损失q1 一般在入口处都装有密封环 承磨环或口环 如图下所示 检修中应将密封间隙严格控制在规定的范围内 密封间隙过大 q1 密封间隙过小 机械损失Pm1 平面式密封环 中间带一小室的密封环 曲径式密封环 直角式密封环 曲径式密封环 锐角式密封环 曲径式密封环 29 29 3 流动损失和流动效率 流动损失发生在吸入室 叶轮流道 导叶和壳体中 流体和各部分流道壁面摩擦会产生摩擦损失 流道断面变化 转弯等会使边界层分离 产生二次流而引起扩散损失 由于工况改变 偏离设计流量时 入口流动角与叶片安装角不一致 会引起冲击损失 1 摩擦损失和局部损失由流体力学知道 当流动处于阻力平方区时 流体在泵与风机内的流动一般是这样 摩擦损失和局部损失与流量的平方成正比 可定性地用下式表示 30 30 2 冲击损失 qV0为正冲角 旋涡发生在吸力面 qV qV d时 1 1a 1a 1 0为负冲角 旋涡发生在压力面 正冲角及速度三角形 负冲角及速度三角形 当流量偏离设计流量时 流体速度的大小和方向要发生变化 在叶片入口和从叶轮出来进入压出室时 流动角不等于叶片的安装角 冲击损失可用下式估算 即 31 31 实践证明 在正冲角i 0的情况下 由于涡流发生在叶片背面 能量损失比负冲角i 0时为小 因此 设计时 一般取正冲角 3 5 若全部流动损失用hw表示 则 hw hf hj hs 同时 正冲角的存在 可以增大入口过流面积 对改善泵的汽蚀性能也有好处 流动损失曲线 流动损失的大小用流动效率 h来衡量 流动效率等于考虑流动损失后的功率 即有效功率 与未考虑流动损失前的功率之比 即 32 32 泵与风机的总效率 由上述分析可知 泵与风机的总效率等于流动效率 容积效率和机械效率三者的乘积 因此 要提高泵与风机的效率就必须在设计 制造及运行等各方面注意减少机械损失 容积损失和流动损失 离心式泵与风机的总效率视其容量 型式和结构而异 目前离心泵总效率约在0 60 0 90的范围 离心风机的总效率约在0 70 0 90 高效风机可达0 90以上 轴流泵的总效率约为0 70 0 89 大型轴流风机可达0 90左右 33 33 五 泵与风机的性能曲线 当流体以 1 90 进入叶轮时 其理论扬程为 HT u22 g HT u22 g HT u22 g 2a 90 2a 90 2a 90 叶片安装角直接影响理论扬程 华工卢志民博士zhmlu34 34 扬程和势扬程 由式HT u2v2u g可知 v2u 2a 愈大 扬程愈高 在叶轮直径相同 转速相同 流量相等时 前向叶轮扬程最高 径向次之 而后向最低 势扬程在总扬程中所占的比例为反作用度 随着叶片出口角 2a增大 扬程增加 逐渐下降 即扬程中的势扬程不断下降而动扬程不断增加 径向式叶片 0 5 动扬程大引致损失增大 真正能维持流体运动的是势扬程 35 35 在固定转速下 不论叶型如何 泵或风机理论上的流量和扬程关系是线性的 QT 0时 HT u22 g三种叶型 ctg 2所代表的曲线斜率不同 具有各自的曲线倾向 对前向式和径向式叶轮 其p qV性能曲线为一具有驼峰的或 型的曲线 当风机在最最高点左侧的不稳定工作区工作时 可能发生喘振或飞动等现象 工程上尽量避免采用该种形式曲线的风机 泵与风机理论性能曲线 36 36 后弯式叶片的优点 后弯式叶片流动效率高 后弯式叶片流体出口绝对速度最小 因此流动损失最小 流动效率高 后弯式叶片流道效率高 前弯和径向式叶轮叶道短 断面变化大 其叶道内的流动损失也大于后弯叶轮 后弯式叶片性能稳定 轴功率随着流量的增加而增大到最大值之后 几乎不再增加 而前弯式叶片的功率变化与此正好相反 容易产生原动机的超载 37 37 讨论 1 从结构角度 当HT const 前向式叶轮结构小 重量轻 投资少 2 从能量转化和效率角度 若流速 流道扩散度 前向式叶轮易发生边界层分离 致使局部损失增加 效率较低 希望Hst 克服管路阻力 但前向式叶轮由于Hd 较大 在压出室再由Hd 向Hst 转化时 所产生的压损较大 故后向式叶轮克服管路阻力的能力相对较好 3 从防磨损和积垢角度 径向式叶轮较好 前向式叶轮较差 而后向式居中 4 从功率特性角度 当流量 时 前向式叶轮轴功率 易发生过载问题 38 38 一些叶片形式和出口安装角的大致范围 1 为了提高泵与风机的效率和降低噪声 工程上对离心式泵均采用后向式叶轮 2 为了提高压头 流量 缩小尺寸 减轻重量 工程上对小型通风机也可采用前向式叶轮 3 由于径向式叶轮防磨 防积垢性能好 所以 可用做引风机 排尘风机和耐磨高温风机等 叶片出口安装角的选用原则 39 39 各种叶轮风机的应用 1 后弯叶片风机效率高 噪声小 流量增大时动力机不易超载 因而在各种大 中型风机中得到广泛应用 它的缺点是在相同的风量 风压时 需要较大的叶轮直径或转速 另外叶片容易积尘 不适于作排尘风机 2 前弯叶片风机流道短 弯曲度大 出口绝对速度大 效率低 噪声大 但在相同风压 风量时 风机尺寸小 转速低 因而它用于高压通风机 P 7850 9810Pa 以及要求风机尺寸小的场合 在移动式农业机械中由于要求风机的尺寸较小 因此常采用前向叶片的中 高压风机 3 多叶式离心通风机都用前向叶片 它的特点是轮径比 D1 D2 大 叶片数多 叶片相对宽度较大 因而用较小的尺寸可得较大的压力和流量 且噪声较低 但效率也低 农业机械中的一些小型风机如小型植保机械上 常采用多叶式风机 4 径向直叶片 流道较短且通畅 叶轮内流动损失较小 但叶轮出口绝对速度比后弯式大 故在转能装置中的能量损失比后弯式大 总的效率低于后弯式 噪声也比后弯式高 其优点是同样尺寸和转速下 扬程 风压 比后弯式高 且形状简单 制作方便 不易积尘 可应用于输送的气体含有大量固体颗粒的场合 一般而言 径向式风机运转性能亦较稳定 40 40 泵与风机的实际性能曲线 从理想HT qVT性能曲线出发 进行修正 滑移 轴向涡流 修正 乘上小于1的系数K 得到HT qVT直线 扣除摩擦损失和冲击损失 得到H qVT曲线 画出容积损失H qvT曲线 对泄漏的流量进行修正 得H qv曲线 理想情况 HT 2y 90 2y 90 2y 90 qVT 实际修正 扬程 流量曲线 理论压头HT qVT qV 涡流修正 摩擦修正 HT qVT 冲击修正 H qVT H qV q H 泄漏修正 qVa 0 H 华工卢志民博士zhmlu41 41 流量 功率曲线 首先 轴功率为 P PT Pm机械损失功率 Pm与流量无关 PT qvT曲线加上 Pm 即得P qvT曲线 知道容积损失HT qv曲线 最后可得P qv性能曲线 qV 0 HTP Pm PT qVT P qVT P qV HT qVT 华工卢志民博士zhmlu机械损失 42 42 性能曲线形状分析 1 最佳工况点与经济工作区最高效率所对应的工况点 称最佳工况点 它是泵与风机运行最经济的一个工况点 在最佳工况点左右的区域 一般不低于最高效率的0 85 0 9称为经济工作区或高效工作区 2 离心泵在空载情况下防止汽化当阀门全关时 qv 0 H H0 P P0 该工况为空转状态 空转时 存在大范围的旋涡 输入的机械能全部转变为内能 主要消耗在机械损失上 如旋转的叶轮与流体的摩擦 使水温迅速升高 会导致泵壳变形 轴弯曲以致汽化 特别是锅炉给水泵及凝结水泵 由于输送的是饱和液体 因此 为防止汽化 绝不允许在空转状态下运行 如在运行中负荷降低到所规定的最小流量时 则应开启泵的旁路管 3 离心式空载启动离心式泵与风机在空载时所需轴功率最小 一般为设计轴功率的30 左右 在这种状态下启动 可避免启动电流过大 原动机过载 所以阀门全关启动 运转正常再开大调节阀门 华工卢志民博士zhmlu43 泵与风机性能曲线的比较 43 1 陡降型曲线当斜度Kp 25 30 时 则称为陡降型曲线 如右图a线所示 其特点是 当流量变化很小时能头变化很大 因而适宜于流量变化不大而能头变化较大的场合 例如火力发电厂自江河 水库取水的循环水泵 就希望有这样的工作性能 这是因为 随着季节变化 江河 水库的水位涨落差非常大 同时水的清洁度也发生变化 均会影响到循环水泵的工作 性能 扬程 而我们要求循环水泵应具有当扬程变化较大时而流量变化较小的特性 44 44 2 平坦型曲线当Kp 8 12 时 称为平坦型曲线 如右图b线所示 其特点是 当流量变化较大时 能头变化很小 适用于流量变化大而要求能头变化小的场合 如火力发电厂的给水泵 凝结水泵就希望有这样的性能 这是因为 汽轮发电机在运行时负荷变化是不可避免的 特别是对调峰机组 负荷变化更大 但由于主机安全经济性的要求 汽包的压强 或凝汽器内的压强 变化不能太大 这就要求给水泵 凝结水泵应具有流量变化很大时 扬程变化不大的性能 45 45 3 有驼峰的性能曲线其特点是 能头随流量的变化先增大 而后减小 因而 在峰值点k左侧出现不稳定工作区 只能在qV qVk的区域工作 所以 在设计时应尽量避免这种情况 或尽量减小不稳定区 经验证明 对离心式泵采用右图中的曲线来选择叶片安装角 2y和叶片数 可以避免性能曲线中的驼峰 46 46 由右图可以看出 前向式 径向式叶轮的轴功率随流量的增加迅速上升 流量越大 功率就越大 因此 当泵与风机工作在大于额定流量时 原动机易过载 而后向式叶轮的轴功率随流量的增加变化缓慢 且在大流量区变化不大 因而当泵与风机工作在大于额定流量时 原动机不易过载 2 Psh qV性能曲线的比较 47 47 如右图所示 前向式叶轮的效率较低 但在额定流量附近 效率下降较慢 后向式叶轮的效率较高 但高效区较窄 而径向式叶轮的效率居中 3 qV性能曲线的比较 因此 为了提高效率 泵几乎不采用前向式叶轮 而采用后向式叶轮 即使对于风机 也趋向于采用效率较高的后向式叶轮 48 六 轴流式泵与风机的叶轮理论 流体沿轴向进入叶轮并沿轴向流出 故命名 轴流式泵与风机的比转数高 流量大 扬程 风压 低 其它结构上的特点 与离心式比 包括 结构简单 紧凑 外形尺寸小 重量较轻 动叶可调轴流式泵与风机 由于动叶安装角可随外界负荷变化而改变 变工况调节性能好 可保持较宽的高效工作区 动叶可调轴流式泵与风机因轮毂中装有叶片调节机构 从而转子结构较复杂 制造安装精度要求高 噪声大于离心式 火电厂中普遍用作送 引风机 一次风机和循环水泵 49 49 流体由一个攻角进入叶轮时 在翼背上产生一个升力 同时在翼腹上产生一个大小相等方向相反的作用力 使流体呈螺旋形沿轴向排出叶轮 同时 风机进口处由于压差的作用 气体不断地被吸入 华工卢志民博士zhmlu2 轴流式泵与风机升力理论 50 3 能量方程式 由于u1 u2 u 扬程 风压较低 要提高压力能 要求w1 w2 并且出口安装角 2g大于入口安装角 1g 考虑到实际流体的流动损失 使用流动效率 h加以修正 欧拉 动量矩 公式同样适合轴流泵与风机 51 51 4 轴流泵与风机的基本形式 52 52 5 性能曲线 H p qv曲线上d点为设计工况 流线沿叶高分布均匀 效率最高 e 叶顶出口产生回流 流体向轮毂偏转 损失增加 扬程降低 效率下降 c d之间 冲角增大 升力系数增大 扬程略有升高c 扬程达到极大值b c 叶片背面产生边界层分离 形成脱流 阻力增加 扬程下降b 扬程最低a b 扬程开始升高 因为能量沿叶高偏差较大形成二次流 从叶顶流出的流体又返回叶根再次提高能量 使扬程升高 a 扬程最大 53 离心式轴式泵与风机性能曲线的比较 53 如右图a所示 离心式泵与风机的H qV曲线比较平坦 而混流式 轴流式泵与风机的H qV曲线比较陡 因此 前者适用于流量变化时要求能头变化不大的场合 而后者宜用于当能头变化大时要求流量变化不大的场合 1 H qV性能曲线的比较 54 54 如右图b所示 离心式泵与风机的Psh qV曲线随着流量的增加呈上升趋势 而轴流式泵与风机的Psh qV曲线随着流量的增加 急剧下降 因此 为了减小原动机容量和避免启动电流过大 轴流式泵与风机应在全开阀门的情况下启动 而离心式泵与风机则应在关闭阀门的情况下启动 2 Psh qV性能曲线的比较 55 55 3 qV性能曲线的比较 如右图c所示 离心式泵与风机的 qV曲线比较平坦 且高效区宽 随着由离心式向轴流式过渡 qV曲线越来越陡 高效区越来越窄 为了克服轴流式泵与风机轴功率变化急剧和高效区窄的缺点 提高调节效率 常常将其叶轮叶片设计成可调的 这样 当流量变化时 通过调节叶轮叶片的角度 使轴流式泵与风机仍具有比较高的效率 56 56 第三章相似理论在泵与风机中的应用 由推得 1 流量相似定律 2 能头相似定律 由推得 3 功率相似定律 由推得 57 57 尺寸效应 小模型效率低 相似定律的几点说明 V h和 m不等效的原因 相对粗糙度 沿程损失系数 h 泄漏流量q相对 V 相对间隙 转速效应 降转速效率低 设D2不变 结论 对于小模型 降转速 V h m 58 58 如果模型与原型的转数和几何尺寸相差不大 可以认为在相似工况下运行时 各种效率相等 1 流量相似关系 2 扬程 全压相似关系 3 功率相似关系 59 59 二 相似律的实际应用 一 输送流体密度改变 一般通风机 1atm 101325Pa 20 相对湿度 50 一般产品样本的标准条件 因此当输送的流体温度和压力偏离标准条件 风机性能也发生相应的改变 60 60 解 锅炉引风机铭牌参数是以大气压10 13 104Pa 介质温度为200 条件下提供的 这时空气的密度为 0 0 745 m3 当输送20 空气时 20 1 2 m3 故工作条件下风机的参数为 例 现有Y9 6 3 35 12 10D型锅炉引风机一台 铭牌参数为 n0 960r min p0 1589Pa qV0 20000m3 h 60 配用电机功率22kW 现用此风机输送20 的清洁空气 转速不变 联轴器传动效率 tm 0 98 求在新工作条件下的性能参数 并核算电机是否能满足要求 Pa 引风机低温下工作会超负荷 61 61 所以 电动机的功率为 安全系数取K 1 15 可见 这时需更换电机 62 62 改变叶轮转速来调节离心泵的流量是一种节能的操作方式 叶轮转速改变将使泵内流体流动状态发生改变 特性曲线随之而变 二 转速改变 比例定律 工况改变前后液体从叶轮流出的方向不变 这意味着离心泵内影响流体能量损失的主要因素不变 因此离心泵的效率不变 比例定律用于换算转速变化在 20 范围内离心泵的特性曲线 其准确程度是工程上可接受的 63 63 例 已知某电厂的锅炉送风机用960r min的电机驱动时 流量qV1 261000m3 h 全压p1 6864Pa 需要的轴功率为Psh 570kW 当流量减小到qV2 158000m3 h时 问这时的转速应为多少 相应的轴功率 全压为多少 设空气密度不变 按照现有电机的档次 取n2 580r min 则 解 由比例定律得 负荷调整与转速改变律 64 64 由已知特性曲线上的一点 Q H 通过比例定律式仅可求得与之对应的一个点 Q H 要得到新的特性曲线 需对诸多点进行换算 三 直径改变 切割定律 直径的变化对性能曲线有平移作用是工程上常用的扩大泵与风机工作范围的技术 65 65 在相似定律基础上推导出一个包括转速 流量 扬程 全压 在内的综合相似特征数 对理论研究和设计具有十分重要的意义 我国泵的比转数公式 风机的比转数公式 风机比转速中 kgf m2 9 80665Pa 故公制单位的比转速是SI制单位的比转速的9 806653 4 5 54倍 并取整 比转数不是转速 而是泵与风机相似的准则数 比转数是相似的结果 而不是充分条件 将几何参数消去 比转数 三 比转数 比转速 66 66 比转数的应用 一 用比转数对泵与风机进行分类因为比转数反映了泵与风机性能及结构特点 如当转速不变 对于扬程 全压 高 流量小的泵与风机 其比转数小 反之 在流量增加 扬程 全压 减小时 比转数随之增加 此时 叶轮的外缘直径D2和叶轮进出口直径比D2 D0随之减小 而叶轮出口宽度b则随之增加 为不使前后盖板处ab和cd两条流线相差悬殊 形成能量不等 引起二次回流 致使能量损失增加 为此 叶轮出口边需做成倾斜的 流动形态从离心式过渡到混流式 极限情况 D2减小到D2 D0 1时 成为轴流式 叶轮形式引起性能参数改变 从而导致比转数的改变 因此 可进行分类 67 67 表比转速与叶轮形状和性能曲线形状的关系 68 68 华工卢志民博士zhmlu69 69 二 比转数对性能曲线的影响 在低比转数时 扬程随流量的增加 下降较为缓和 当比转数增大时 扬程曲线逐渐变陡 因此轴流泵的扬程随流量减小而变得最陡 离心式泵功率是随流量增加而增加 ns 曲线变平坦 而轴流泵功率却变成随流量增加而减少 比转数低时 曲线平坦 高效率区域较宽 比转数越大 效率曲线越陡 高效率区域变得越窄 70 70 三 比转数是编制泵与风机系列的基础 系列是指同类结构泵或风机 将这些泵与风机的工作范围画在一张型谱上 供选用 四 用比转数进行泵和风机的相似设计无论用相似设计 还是速度系数法设计 都需要利用比转数选择优良的模型或合理的速度系数 71 四 风机的选择曲线 选择曲线是用对数坐标把在标准进口状态下 对应于无因次性能曲线上工作范围内工况点的所有同系列通风机的叶轮直径D2 转速n 圆周速度u2以及相应的流量qV 全压p 功率Pgr全部表示出来的一种曲线 也称同系列通风机的对数坐标图 选择曲线表示了同系列通风机的主要参数n D2 u2 qV p 及Pgr等之间的关系 下图是G 4 13 2 73 型离心通风机的选择曲线 不同转速不同机号 尺寸 的情况下 同一型风机的对数性能曲线 u2 qV p 及Pgr 72 72 等机号线 等转速线 等功率线 2020 1 29 73 可编辑 74 等机号线所通过的几条性能曲线表示在同一机号不同转速下的性能曲线 等转速线所通过的几条性能曲线表示在同一转速下不同机号的性能曲线 转速为电机的铭牌转速或配上皮带轮后所能达到的转速 等功率线其功率为电机系列产品的功率 即配套功率 等D2线和等n线均通过每一条曲线中的最高效率点 等Pgr线则不一定通过性能曲线中的最高效率点 注意 在使用时 应先将工作状态的参数化为标准状态下的参数 然后再查用 75 五 风机无因次性能曲线 由于这时的参数已没有因次 故称为无因次性能参数 由其所描述的曲线称为无因次性能曲线 用之实现不同系列风机的性能比较 对于同一系列风机 在相似的运行工况下有 76 76 相似 系列风机 流量系数 压力系数 功率系数和效率相等已知D2 n 及性能曲线 可以绘制无因次性能曲线 反之 也可以由无因次性能曲线和实际D2 n 求出实际的工作参数 下图是4 13 72 5通风机性能曲线和无因次性能曲线 两者形状完全相同 77 77 1 试验绘制通用性能曲线 作法 就某台泵或风机在一系列不同转速下进行试验 并将测得的一系列相应的H qV或p qV qV和等效曲线绘制在同一张图上 优点 准确可靠 缺点是试验工作量大 浪费人力物力 六 通用性能曲线 78 78 理论绘制通用性能曲线以比例定律为基础 相似工况点的参数应满足 2 理论绘制通用性能曲线 由于相似工况点的效率相等 则可利用转速为n0时的效率曲线 0 qV作出转速为n时的效率曲线 qV n 79 79 即 当n改变时 相似工况的一系列点必在顶点过坐标原点的二次抛物线上 并称其为相似抛物线 它表征了一簇抛物线 又称理论等效曲线 实践证明 因转速效应 实际等效曲线偏离相似抛物线而成椭圆形 3 相似工况点应遵循的规律 80 80 三 相似工况点与不相似工况点 相似工况点和不相似工况点的区分 A和B点 表征了泵在同一转速下的不同工况点 不是相似工况点 A和M点 位于同一条管路性能曲线 其顶点未位于坐标原点 上 它们表示了泵变速运行时的不同运行工况点 亦不是相似工况点 只有M和B点才是相似工况点 qVA qVB qV H O H qV HC qV A B qVM 81 81 例 如右图所示 某台可变速运行的离心泵 在转速n0下的运行工况点为M qVM HM 当降转速后 流量减小到qVA 试确定这时的转速 解 确定变速后的运行工况点A qVA HA 过A点作相似抛物线 求A点对应的相似工况点B 利用比例定律对A B两点的参数进行换算 以确定满足要求的转速 将qVA HA代入下式以确定相似抛物线的k值 qVM qVB qV H O H qV HC qV M B qVA 82 第四章泵与风机的运行 一 管路性能曲线 第一节管路性能曲线和工作点 管路特性方程 它反映在特定的管路中 流体所需压头 H 与流量 qv 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 流体流动时所需的能量 H Hp P2 P1 g Hw 位能 压力能 阻力损失 H A Bqv2 p Mqv2 前者为静扬程 与流量无关 后者为动扬程 与流量有关 泵提供的能量 83 83 二 泵与风机的工作点 两条相互独立的性能曲线 泵与风机性能曲线 管路性能曲线 的交点A即为工作点 由于只有静压才能真正克服管路阻力 因此 风机用静压工作点来表示 工作点应该选择在既能满足工程要求 而又处在泵或风机的高效率范围内 交点A左侧 泵扬程 管路所需扬程 流体能量有富裕 流体增速 流量增加 交点A右侧 泵扬程 管路所需扬程 流体能量不足 流体减速 流量减小 A B qVB qVA qVD H 0 qV C D E HA HB HC HCD HBC 华工卢志民博士zhmlu84 84 三 泵与风机的稳定工作条件 稍有干扰 K点就会向右或向左移动 再也不能回复原来的位置 故为不稳定工作点 只有下降段的交点A才是稳定的 驼峰性能曲线的整个上升段是不稳定的 运行时应避免 在驼峰性能曲线的左侧上升段的交点K为不稳定工作点 稍有干扰 如电路电压波动 频率变化造成转速变化 水位波动 设备振动等 向右 供给能量 需要能量 继续向右 稳定在A点 向左 供给能量 需要能量 继续向左 流量为零 倒流 A H 0 qV K M qVM 华工卢志民博士zhmlu85 85 直至水池液面降低到II曲线以下 如I曲线所示 此时泵所能提供的扬程比管路所需的要大 泵重新开始送水 流量突升为qVB 当风机向压力容器 或密闭的房间 或容量很大的管道送风时 也可能发生此种不稳定的运行 泵或风机的驼峰形性能曲线是产生不稳定运行的内在因素 但是否发生还要看管路性能曲线的外在影响 当管路性能曲线因水池水面上升等原因从II上升到III时 泵流量为qVM 如qVM仍大于用水量 管路性能曲线继续升高 脱离了泵的性能曲线 此时泵的流量立刻从qVM突变为零 水池水面开始下降 但即使管道性能曲线与泵的性能曲线相交于两点 此时泵的流量仍为零 泵的工况停留在最左端 H 0 qV K M I II III qVM B A 华工卢志民博士zhmlu86 86 风机的不稳定工作不仅表现在风机的流量为零 而且可能出现负值 倒流 称为喘振 轴流风机性能曲线的左半部具有一个马鞍形的区域 在此区段运行有时会出现风机的流量 压头 和功率的大幅度脉动等不正常工况 一般称为 喘振 这一不稳定工况区称为喘振区 实际上 喘振仅仅是不稳定工况区内可能遇到的现象 而在该区域内必然要出现不正常的空气动力工况则是旋转脱流或称旋转失速 风机的失速 喘振和旋转脱流 是风机最常出现的流动问题 87 87 第二节泵与风机的联合运行 总流量必低于原单泵流量两倍 Q并 2Q 并联的台数越多 流量增加的比例越少 总扬程比每台泵单独运行时的扬程提高了 因为管路流量增加 阻力增加 所需要的扬程必然增加 单台并联功率比单独运行的时候减小 因为功率随着流量上升而增加 泵 管路 性能曲线越平坦 并联后的总流量增加得越多 一 并联运行 总性能曲线 各自曲线在同一扬程下叠加而成 相同性能泵并联运行 则两泵的流量和压头必各自相同 流量等于单台泵的两倍 Q并 2Q单 A B Q单 H 0 qV C H并 H Q Q并 88 不同性能泵并联运行 QI H 0 qV H并 H Q Q并 I II C E E G A A1 A2 I II 1 d1 d2 D1 D2 2 并联后合成性能曲线只有在G点右侧才能正常工作 G左侧 只有II工作 流量无法增加 甚至还能通过I倒流 I起并联分流作用 并联运行的经济性 需要根据各机的效率曲线而定 如图CE改成CE 对机II效率提高有利 而不利于I机 具有驼峰曲线的泵和一台稳定的泵并联后 合成曲线也不稳定 所以 不同性能的泵并联运行 它们的性能曲线差异不要太大 否则并联后泵输送的流量差别太大 QII 89 89 二 串联运行 相同型号泵或风机串联 则每台泵的压头和流量各自相同 因此同一流量下 两台串联泵的压头为单台泵的两倍 H串 2H单 总性能曲线由两台泵的性能曲线在同一流量下叠加而成 流量平衡 总流量和串联后单台泵的流量相同 扬程叠加 总扬程等于串联后单台泵的扬程之和 和串联前比 总流量和扬程都增加 每台泵的扬程比单独运行时低 串联台数越多 扬程下降越多 管路配合 管路性能越陡峭 扬程增加越明显 扬程逐级提高 要求末级泵的强度高 以免受损 90 90 2 不同性能的泵串联运行 有效工作范围缩小 在达到一定流量的情况下 低扬程的泵已经不产生扬程 反而成为串联的其它泵的阻力 此时风量也有所减少 而功率消耗却增加 如果布置在前 还会使其它泵产生汽蚀 因此 尽量避免性能差别太大的泵串联运行 Q单 Q串 H 0 qV HB1 I II C E E A A1 A2 I II D1 D2 HB2 D 华工卢志民博士zhmlu91 91 串联并联比较 对于低阻输送管路a 并联组合泵流量的增大幅度大于串联组合泵 对于高阻输送管路b 串联组合泵的流量增大幅度大于并联组合泵 低阻输送管路 平坦 并联优于串联 高阻输送管路 陡峭 串联优于并联 应用 两台50 给水泵 送 引风机并联使用前置泵 给水泵串联 长距离渣浆管线冲水泵串联 92 串联运行时应注意的问题 2 安全性 经常串联运行的泵 应由qVmax Hg 或Hd 防止汽蚀 应按Pshmax Pgr 驱动电机不致过载 1 宜适场合 管路性能曲线较陡 泵性能曲线较平坦 4 启动程序 离心泵 启动时 首先必须把两台泵的出口阀门都关闭 启动第一台 然后开启第一台泵的出口阀门 在第二台泵出口阀门关闭的情况下再启动第二台 由于后一台泵需要承受前一台泵的升压 故选择泵时 应考虑到两台泵结构强度的不同 3 经济性 对经常串联运行的泵 应使各泵最佳工况点的流量相等或接近 5 串联台数 串联运行要比单机运行的效果差 由于运行调节复杂 一般泵限两台串联运行 由于风机串联运行的操作可靠性差 故一般不采用串联运行方式 93 并联运行时应注意的问题 1 宜适场合 管路性能曲线较平坦 泵性能曲线较陡 2 安全性 并联运行的泵 流量比单独运行的时候要小 汽蚀情况变好 要注意从Pshmax Pgr 驱动电机不致过载 3 经济性 对经常并联运行的泵 为保证并联泵运行时都在高效区工作 应使各泵最佳工况点的流量相等或接近 4 并联台数 从并联数量来看 台数愈多并联后所能增加的流量越少 即每台泵输送的流量减少 故并联台数过多并不经济 94 94 第三节泵与风机的工况调节 一 改变管路性能曲线1 节流调节出口端节流调节增加管路阻力 管路曲线变陡 工作点流量减小 泵与风机的输送功率不变 多余的损失发生在调节阀的节流损失上 损失大 简单 轴流式不用该方式 Q1 h 0 qV H Q C E E 1 E Q2 入口端节流调节减少了进入风机的流量 改变风机的性能曲线 能减少节流损失 但是入口端节流使得当地压强降低 水泵容易产生气蚀 因此 水泵不能使用入口节流调节 华工卢志民博士zhmlu95 2 旁通调节 将泵或风机出口的部分流量旁通回泵或风机的入口 容积式泵与风机所提供的压头完全取决于管路情况 正位移特性 在泵出口安装调节阀不能调节流量 压头且随阀门开启度减小而增大 若出口阀完全关闭则会使泵的压头剧增 一旦超过泵的机械强度或发动机的功率限制 设备将受到损坏 必须采用旁通调节 经济性比节流调节还差 而且会干扰泵与风机入口的流体流动 影响效率 但锅炉给水泵为了防止在小流量区可能发生汽蚀而设置再循环管 进行旁通调节 96 打开旁通阀并调节其开度 实际改变了管路特性曲线 打开旁通阀 管路阻力减小 管路特性曲线变平 工作点由M M 点 泵流量增大 主管流量变小 旁通管有液流 特点 操作简便 经济性很差 减小主管的流量反而使泵的流量和轴功率增加 H Q R1旁通阀全关时管路特性 R旁通阀全开时管路特性 Q1 Q Q Q1 Q2 M M 旁通管流量0 Q2主管流量Q Q1 Q Q Q 泵出口流量 R 2新增旁通管路的特性 全开 97 97 1 变速调节 二 改变泵和风机的性能曲线 水泵节能 有一定初始阻力 风机节能 流量 全压 功率分别与转速的一 二 三次方成正比 Q2 Q1 n2 n1H2 H1 n2 n1 2N2 N1 n2 n1 3 流量减少一半 轴功率可以减少87 5 而采用节流调节 即使阀门全关 轴功率也大约只能减少到全开时的45 65 98 例 试定性比较泵出口节流调节与变速调节的经济性 解 变速后的运行工况点为A 节流后的运行工况点为B点 变速调节时的轴功率为 则节能效果为 则 节流调节时的轴功率为 过A点的相似抛物线OAC交泵的性能曲线于C A C 99 99 2 入口导流器调节 前导叶调节 离心式 入口导流器调节 轴 混 流式 入口静叶调节 常用导流器结构 a 轴向导流器 b 简易导流器 c 斜叶式导流器 1 离心式风机的入口导叶调节 100 100 导流器的作用 正预旋 1u 和 2u pT 节流 风机内部局部阻力损失和冲击损失 经济性 和出口节流相比 分析计算表明 4 73型锅炉送 引风机 当调节流量在60 90 qVmax时 功率节约 轴向导流器约15 24 简易导流器约8 13 优点 构造简单 装置尺寸小 运行可靠和维护管理简便 初投资低 101 目前 离心式风机普遍采用这种调节方式 对于大型机组离心式送 引风机 由于调节范围大 可采用入口导叶和双速电机的联合调节方式 以使得在整个调节范围内都具有较高的调节经济性 适用场合 2 轴流式和混流式风机的入口静叶调节 入口静叶结构 102 2 轴流式和混流式风机的入口静叶调节 工作原理 与离心式风机轴向导流器相似 调节特性 2 MCR点选在 max点 TB点选择在 max点的大流量侧 正预旋 减小流量 1 双向 103 2 轴流式和混流式风机的入口静叶调节 比只能作正预旋调节的离心风机入口导流器调节具有更高的运行经济性 故国内火力发电厂的锅炉引风机有不少均采用了入口静叶调节的子午加速轴流式风机 经济性及其适用场合 104 3 离心泵的叶轮切割 切割定律 根据比转速的不同 分成高 低比转速的切割定律 Q hr R D2 D 2 PB PA P H Q D2b2 D 2b 2 b2 b 2 105 切割定律的应用 例 某输送常温水的单级单吸离心泵在转速n 2900r min时的性能参数如下表 管路性能曲线方程为 Hc 20 78000qV2 m 式中qV的单位为m3 s 泵的叶轮外径D2 162mm 水的密度 1000 m3 求 1 此泵系统的最大流量及相应的轴功率 2 当若拟通过切割叶轮方式达到实际所需的最大流量qV 6 10 3m3 s 问切割后叶轮直径D2 为多少 3 设切割后对应工况泵效率不变 采用切割叶轮方式比采用出口节流调节能节约多少轴功率 解 在坐标图上 作出泵性能曲线H qV和管路性能曲线Hc qV 其交点M即为运行工况点 如图所示 其流量即为泵系统最大流量qVmax 即 106 M qV H 7 9 10 3m3 s 24 8m 64 5 则相应的轴功率为 求泵系统最大流量为6 10 3m3 s时的叶轮直径D2 切割叶轮后管路性能曲线不变 故其运行工况点必在管路性能曲线上 即在流量为qV 6 10 3m3 s这一点M 上 从图中可以读出 M qV H 6 10 3m3 s 22 8m 但点M 与M点不是切割前 后的对应点 故需求出在H qV上 即D2 162mm时的性能曲线上 与M 点的对应工况点 该离心泵的比转速ns为 107 属于中 高比转速离心泵 对应工况点均在切割抛物线上 过M 点的切割抛物线为 在图上作切割抛物线与泵性能曲线交于A点 则M 点与A点为切割前 后的对应点 从图可读出 A qV H 6 7 10 3m3 s 28m 65 由切割定律可得 现比较切割叶轮法和出口节流调节法使qV 6 10 3m3 s时各自的轴功率 108 M 的效率应与对应点A相同 假设切割后效率不变 故 A 65 则 节流调节时泵的性能曲线不变 故运行工况点为M