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第十章 泵与风机的运行 1 本章教学提纲： 一、管路特性曲线及工作点: 泵与风机的性能曲线，只能说明泵与风机自身的性能，但泵与风机在管路中工作时，不仅取决于其本身的性能，而且还取决于管路系统的性能，即管路特性曲线. 二、泵与风机的联合工作：当采用一台泵或风机不能满足流量或能头要求时，往往要用两台或两台以上的泵与风机联合工作。泵与风机联合工作可以分为并联和串联两种。 三、运行工况的调节：泵与风机运行时，由于外界负荷的变化而要求改变其工况，用人为的方法改变工况点则称为调节。工况点的调节就是流量的调节，而流量的大小取决于工作点的位置，因此，工况调节就是改变工作点的位置。通常有以下方法，一是改变泵与风机本身性能曲线；二是改变管路特性曲线；三是两条曲线同时改变。 四、运行中的主要问题 ： （1） 泵与风机的振动：汽蚀引起振动，旋转失速(旋转脱流)引起振动，机械引起的振动 （2） 噪声 （3） 磨损 2 本章基本概念： 一、管路特性曲线：管路中通过的流量与 所需要消耗的能头之间的关系曲线 二、工作点：将泵本身的性能曲线与管路特性曲线按同一比例绘在同一张图上，则这两条曲线相交于某一点，该点即泵在管路中的工作点。 三、 泵与风机的并联工作： 并联系指两台或两台以上的泵或风机向同一压力管路输送流体的工作方式，并联的目的是在压头相同时增加流量。 四、泵与风机的串联工作： 串联是指前一台泵或风机的出口向另一台泵或风机的人口输送流体的工作方式，串联的目的是在流量相同时增加压头。 3本章教学内容： 第一节 管路特性曲线及工作点 泵与风机的性能曲线，只能说明泵与风机自身的性能，但泵与风机在管路中工作时，不仅取决于其本身的性能，而且还取决于管路系统的性能，即管路特性曲线。由这两条曲线的交点来决定泵与风机在管路系统中的运行工况。 一、管路特性曲线 现以水泵装置为例，如右图所示，泵从吸人容 器水面AA处抽水，经泵输送至压力容器BB， 其中需经过吸水管路和压水管路。下面讨论管路特 性曲线。管路特性曲线，就是管路中通过的流量与 所需要消耗的能头之间的关系曲线。确定单位重量 流体从吸人容器输送至输出容器所需的能头，列出 断面AA与11的伯诺利方程为 断面22与BB的伯诺利方程为 两式联立后得 左端就是泵或风机在运行状态下所提供的总能头， 右端是管路系统为输送液体所消耗的总能头，通称为管路阻力，以H 表示。因此： 式中 PB、PA需克服的吸人容器与输出容器中的压头差，m； Ht流体被提升的总高度，m； hw输送流体时在管路系统中的总能头损失， m。 近代高参数设备中，输出容器内流体的压力随工况而变化，如直流锅炉、除氧器的滑压运行等。此处仅讨论定压运行时流体所消耗的总能头。 上式中的前两项均与流量无关，故称其和为静压头，用符号 Hst表示。而管路系统中 阻力损失，从流体力学知道，与流量平方成正比，故可写为 对于某一定的泵与风机装置而言，为常数，hw与 qv为二次抛物线关系。因此，式 (64a)又可写成如下形式： 上式是泵的管路特性曲线方程。可见，当流量发生变化时，阻力 Hc也要发生变化。 对于风机，因气体密度很小，Ht形成的气柱压力可以忽略不计，又因送风机是将空气送人炉膛，引风机是将烟气排人大气，都接近大气压，故风机的管路特性曲线方程可近似认为 因此可看出，管路特性曲线是一条二次抛物线，此抛物线顶点水泵位于，而风机为一条过原点的二次抛物线，如图62所示。 二、工作点 将泵本身的性能曲线与管路特性曲线按同一比例绘在同一张图上，则这两条曲线相交于 M点，M 点即泵在管路中的工作点(图 63)。该点流量为 qVM，总扬程为 HM，这时泵产生能量等于流体在管道中克服的阻力，所以泵在 M 点工作时达到能量平衡，工作稳定。 如果水泵不在 M点工作，而在A点工作，此时泵产生时泵产生的能量是 HA，由右图可知，在 qvA流量下通过管路装置所需要的能量则为 HA ，而 HA HA ，说明流体的能量有富裕，此富裕能量将促使流体加速，流量则由 qvA增加到 qvM，只能在 M 点又重 新达到平衡。同样，如果泵在B点工作，则泵产生的能量是 HB。 ，在qvB流量下通过管路装置所需要的能量是HB ，而HB qvA2 ；另一种情况，管路特性曲线1与串联时的性能曲线相交于 B2，与并联时的性能曲线相交于 B2 ，此时串联运行工作点 B2的流量大于并联运行工作点 B2的流量，即 qvB2 qvB2所以，管路系统装置中，若要增加泵的台数来增加流量时，究竟采用并联还是串联应当取决于管路特性曲线的陡、坦程度，这是选择并联还是串联运行时必须注意的问题。 如图中当管路特性曲线平坦时， 采用并联方式增大的流量大于串联增大的流量，由此可见在并联后管路阻力并不增大很多的情况下，一般采用并联方式来增大输出流量。 第三节 运行工况的调节 泵与风机运行时， 由于外界负荷的变化而要求改变其工况，用人为的方法改变工况点则称为调节。工况点的调节就是流量的调节，而流量的大小取决于工作点的位置，因此，工况调节就是改变工作点的位置。通常有以下方法，一是改变泵与风机本身性能曲线；二是改变管路特性曲线；三是两条曲线同时改变。 改变泵与风机性能曲线的方法有变速调节、动叶调节和汽蚀调节等。改变管路特性曲 线的方法有出口节流调节。介于二者间的有进口节流调节，现分别介绍如下： 一、节流调节 节流调节就是在管路中装设节流部件(各种阀门， 挡板等)， 利用改变阀门开度， 使管 路的局部阻力发生变化来达到调节的目的。节流调节又可分为出口端节流和吸人端节流两种。多采用出口端调节。 将节流部件装在泵或风机出口管路上的调节方法称为出口端节流调节，如图 611 所示。阀门全开时工作点为M， 当流量减少时，出口阀门关小，损失增加，管路特性曲线 由 I变为 I ，工作点移到 A 点。若流量再减小，出口阀门关得更小，损失增加就更大，管路特性曲线更趋向陡开。 工作点为M时，流量为qVM，能头为 HM。减小流量后能头为 qVA。由图看出，减小流量后附加的节流损失为hjHA-HB，相应的消耗功率为 很明显，这种调节方式不经济，而且只能在小于设计流量范围内调节。但这种调节力法可靠、简单易行，故仍广泛的应用于中小功率的泵上。 用改变安装在进口管路上的阀门的开度来改变输出流量，称为人口端节流调节。它不仅改变管路的特性曲线，同时也改变了泵与风机本身的性能曲线，因流体进入泵与风机前，流体压力已下降或产生预旋，使性能曲线相应的发生变化。 虽然入口端节流损失小于出口端节流损失，但由于入口节流调节会使进口压力降低，对于泵来说有引起汽蚀的危险，因而入口端调节仅在风机上使用，水泵则不采用。 二、入口导流器调节 离心式风机通常采用人口导流器调节。常用的导流器有轴向导流器、简易导流器及径 向导流器，如图613所示。 入口导流器调节原理见图 614，若改变绝对速度 v1的方向，即改变了 v1与圆周速度 u1的夹角1，则 vlu及 vlm同时发生变化，vlm的改变必然使流量发生变化；而 vlu的变化，将使理论全压p发生变化，其能量方程式为 当导流器全开时，气流无旋绕的进入叶道；此时vluo，转动导流器叶片，便产生预旋，vlu加大，且与 u1为同方向，故使压头 p 降低了。也就是使图 615 中的性能曲线向下移，从而使运行工况点往小流量区移动，流量减小。 对4132(73)型锅炉送引风机，经分析计算得出，当流量调节范围在最大流量的6090时，轴向导流器可比出口端节流调节节约功率约 1524，简易导流器可节约功率约 813。 三、汽蚀调节 通常泵的运行不希望产生汽蚀，但凝结水泵却利用泵的汽蚀特性来调节流量，实践证 明，采用汽蚀调节对泵的通流部件损坏并不严重，相反地，可使泵自动地调节流量，减少 运行人员，降低水泵耗电约3040，故在中小型发电厂的凝结水泵上已被广泛采用。 凝结水泵的汽蚀调节，就是把泵的出口调节阀全开，当汽轮机负荷变化时，借凝汽器热井水位的变化引起汽蚀来调节泵的出水量， 达到汽轮机排汽量的变化与泵输水量的相应变化自动平衡。如图 616 中，泵的倒灌高度 Hg，即为设计工况下，泵不发生汽蚀的最小高度，这时的工作点如图 617 中的 A 点，当汽轮机的负荷减少时，排汽量也减少，但水泵出水量还未减少，凝汽器水位倒灌高度不能维持 Hg而要降低，这时水泵便产生汽蚀，水泵的性能曲线骤然下降，而管路特性曲线几乎不变，于是泵的工作点位移至 A1出水量减少到新的 Hg下再平衡运行。如汽轮机负荷继续减少，则排汽量继续减少，汽蚀程度加重，出水量继续减少，再在新的工作点平衡运行，如图 617 中的 A1，A2，A3，而相应的流量分别为qv1，qv2，q v3，。反之，当汽轮机负荷增加时，排汽量增加，以凝汽器水位倒灌高度增大，输出水量增加，返复到新的工作点平衡运行。以上就是泵的汽蚀调节原理。 为了使泵在采用汽蚀调节时，汽蚀情况不致太严重，确保泵运行的稳定性，则在汽蚀调节时应注意： 凝结水泵的性能曲线与管路特性曲线的配合要适当，泵的出口压力不应过份大于管路所需克服的阻力，即管路特性稍平坦为好，对于泵的性能曲线也宜乎坦型，以便负荷变化时有较大的流量变化范围。如汽轮机负荷经常变化，特别是长期在低负荷下运行时，采用汽蚀调节会使泵的使用寿命大大降低，为此可考虑开启凝结水泵的再循环门，让部分凝水返回凝汽器热井，使热井水位不致过低，以减少汽蚀程度。 可以汽蚀调节的水泵，因其叶轮容易损坏，因此，必须采用耐汽蚀的材料。 四、变速调节 变速调节是在管路特性曲线不变时，用变转速来改变泵与风机的性能曲线，从而改变 它们的工作点，如图618所示。 因而变转速后的性能可通过比例定律求出： 变速调节的主要优点是大大减少附加的节流损失，在很大变工况范围内保持较高的效率。但变速装置及变速原动机投资昂贵，故一般中小型机组很少采用。而现代高参数大容量电站中，泵与风机常采用变速调节。电厂中通常采用变速调节的方法有： 直接变速：交流电动机变速，小汽轮机变速；间接变速：液力联轴器变速，油膜滑差离合器变速，电磁滑差离合器变速等。 五、可动叶片调节 大型的轴流式、 混流式泵与风机采用可动叶片调节日益广泛。可动叶片调节，即动叶安装角可随不同工况而改变， 这样使泵与风机在低负荷时的效率大大提高，如图619所示，是根据试验结果绘出的轴流泵工作参数与叶片安装角之间的关系曲线。由图619看出，当叶片安装角增大时，性能曲线的流量、扬程、功率都增大，反之都减小。 因而启动时可减小安装角以降低启动功率。改变叶片的安装角时效率曲线也有变化，但在较大流量范围内几乎可保持较高效率，而且避免了采用阀门调节的节流损失， 所以这种调节方式经济性很高。当然，在流量较小区内，效率曲线的最高点会有所降低。 目前大型轴流式泵与风机几乎都采用可动叶片调节，如我国300MW 机组配套用的 50 ZlQ50型轴流式循环泵。西德威海尔电厂 707MW机组配套的轴流式送、引风机均为可动叶片调节。可动叶片调节机构是泵与风机的重要部分。常用液压式调节，调节过程是负荷变化时由锅炉发出指令，通过附属的伺服机构调节叶片。第五节 现代高压锅炉给水泵的运行特点 随着汽轮发电机组容量的增大，发电厂辅机运行的经济性也愈加受到重视，国外大机 组上已普遍采用除氧器滑压运行，成为提高大机组热经济性的重要措施之一。我国在国产 300MW 机组上已采用，200MW 机组上也有采用的。 一、防止给水泵汽化 变工况滑压运行除氧器内的压力、水温，以及给水泵人口水温的变化是不一致的从而 引起除氧器除氧效果变坏和给水泵汽蚀问题，在机组负荷变化缓慢时产生的影响并不大。但 当机组负荷剧烈变化时问题就变得极为严重。除氧器滑压运行后出现的问题是除氧器内压 力和温度的动态变化不一样，压力变化较快，水温变化则慢。当机组负荷突然升高时，除氧器内水温随进汽压力的升高而上升远远滞后于压力的升高，这将使给水泵的运行更为安全；但当机组负荷突然下降时，水温的降低又滞后于压力的降低，致使泵内的水发生汽化。在降压下， 虽因水箱中出现自沸腾，有助于除氧效果的提高， 然而进入泵的水温却不能及时降低，使泵人口压力由于除氧器压力的下降而下降， 于是就出现了泵人口压力低于泵人口水温所对的饱和压力，导致水泵汽化，尤其是在满负荷下甩全负荷时此问题更严重。 二、暖泵 随着机组容量的增加，锅炉给水泵启动前暖泵已成为最重要的启动程序之一。高压给水泵无论是冷态或热态下启动，在启动前都必须进行暖泵。如果暖泵不充分，将由于热膨胀不均，会使上下壳体出现温差而产生拱背变形。在这种情况下一旦启动给水泵，就可能造成动静部分的严重磨损，使转子的动平衡精度受到破坏，结果必然导致泵的振动，并缩短轴封的使用寿命。 采用正确的暖泵方式，合理的控制金属升温和温差，是保证给水泵平稳启动的重要条 件。 暖泵方式分为正暖(低压暖泵)和倒暖(高压暖泵)两种形式。在机组试启动或给水泵检修后启动时，一般采用正暖，即顺水流方向暖泵，水由除氧器引来，经吸人管进泵，由进水段及出水段下部两个放水阀放水至低位水箱(而高压联通管水阀关闭)。如给水泵处于热备用状态下启动，则采用倒暖，即逆原水流方向暖泵，从逆止阀出口的水经高压联通管(带节流孔板，节流后压力为098MPa)，由出水段下部暖泵管引入泵体内，再从吸人管返回除氧器，也可打开进水段下部的暖泵管阀排至低位水箱(而出水段下部放水阀须关闭)。这两种暖泵方式均可避免泵体下部产生死区，以达到泵体受热均匀之目的。泵体温度在 55以下为冷态，暖泵时间为1 52h。泵体温度在90以上(如临时故障处理后)为热态， 暖泵时间为11 5h。暖泵结束时，泵的吸入口水温与泵体上任一测点的最大温差应小于 25。 暖泵时应特别注意，不论是哪种形式暖泵，泵在升温过程中严禁盘车，以防转子咬合。 在正暖结束时， 关闭暖泵放水阀后， 如果其他条件具备即可启动。而倒暖时， 启动后关闭 暖泵放水阀及高压联通管水阀。泵启动后，泵的温升速度应小于 15min。如泵的温升过 快，泵的各部热膨胀可能不均，会造成动静部分磨损。 三、最小流量 给水泵在运行中规定最小允许流量，是因给水泵在小流量下运行时，扬程较大，效率很低，泵的耗功除了部分传递给泵内给水外，很大一部分转化为热能。而给水泵散热很少，这些热能绝大部分使泵内水温升高。另外，经过首级叶轮密封环的泄漏水和经过末级叶轮后的平衡装置的泄漏水，都将返回到泵的进口，这些泄漏水都经摩擦升温，从而加大给水泵内的水温升高。当水温升高到相应的汽化压力时，易于发生汽蚀，会影响泵的安全，因此规定给水泵最小流量为设计流量的 1530左右，不允许低于最小流量以下运行。如果泵的流量等于或小于其最小流量时，便打开再循环门，使多余的水通过再循环管回到除氧器内，以保证给水泵的正常工作。 如国产200MW 机组配套的主给水泵出口就装有逆止阀和自动最小流量装置(再循环装置)，当给水泵流量低于 180m3h 时，再循环阀自动开启，始终保证给水泵不在最小允许流量以下运行。第六节 运行中的主要问题 一、泵与风机的振动 运行过程中，常常由于各种原因而引起振动，严重时甚至威胁到泵与风机的安全运转。 但其振动原因是很复杂的，特别是当前机组容量日趋大型化时，泵与风机的振动问题尤为 突出。 泵与风机振动的原因大致有以下几种。 (一)流体流动引起的振动 由于泵与风机内或管路系统中的流体流动不正常而引起的振动，这和泵与风机以及管 路系统的设计好坏有关，与运行工况也有关。流动引起振 动有汽蚀、旋转失速和冲击等方面的原因，现分述如下： 1汽蚀引起振动 当泵人口压力低于相应水温的汽化压力时， 泵则发生汽蚀。一旦汽蚀发生，泵就产生激烈的振动，并伴随有噪声。尤其对高速大容量给水泵的汽蚀振动问题，在设计和运行中应给予足够重视。 2旋转失速(旋转脱流)引起振动 (1)失速现象 当气流顺着机翼叶片流动时， 作用于叶片的有两种力，即垂直于流线的升力与平行于流线的阻力。当气流完全贴着叶片呈流线型流动时，这时升力大于阻力，如图627(早)所示。当气流与叶片进口形成正冲角，即口0，且此正冲角达到某一临界值时，叶片背面流动工况开始恶化，如超过临界值时，边界层受到破坏，在叶片背面尾端出现涡流区，出现失速现象，如图 627(b)，使叶道产生阻塞现象，流体的能头则大大降低。 (2)旋转失速现象 旋转失速现象如图 627(c)所示，当气流流向叶道 1、2、3、4，与叶片进口角发生偏离时，则出现气流冲角。当气流冲角达到某一临界值时， 产生脱流现象，而是在某一个叶片上首先发生。假定在流道 2 内首先由于脱流而产生阻塞现象，原先流人流道2的气流只能分流人叶道 1和 3，此分流的气流与原先流人叶道1 和 3 的气流汇合，改变了原来气流的流向，使流人流道 1 的冲角减小了，而流人流道3 的冲角则增大，这样就防止了叶片1背面产生脱流，但却促使叶片 3 发生脱流。流道 3 的阻塞又使其气流向流道 4和流道2分流，这样又触发了叶片 4 背面的脱流。这一过程持续地沿叶轮旋转相反的方向移动。实验表明，这种移动是以比叶轮本身旋转速度小的相对速度进行的，因此，在绝对运动中，就可观察到脱流区在旋转，这种现象称为旋转脱流。 (3)喘振现象 当具有驼峰形性能曲线的泵与风机在其曲线上驼峰以左的范围内工作时，即在不稳定区工作，就往往会出现喘振现象，或称飞动现象。图 628中给出了具有驼峰形的某一风机的qvH 性能曲线。当其在大容量的管路图 629 中进行工作 时，如果外界需要的流量为 qv，此时管路特性曲线和风机的性能曲线相交于 A 点，风机产生的能量克服管路阻力达到平衡运行，因此，工作点是稳定的。当外界需要的流量增加至qvB时，工作点向A的右方移动至 B点，只要阀门开大些，阻力减小些，此时工作仍然是稳定的。当外界需要的流量减少至 qvK，此时阀门关小，阻力增大，对应的工作点为K 点。K点为临界点，如继续关小阀门；K 点的左方即为不稳定工作区。 当外界需要的流量继续减小到 qvqvK，这时风机所产生的最大能头将小于管路中的阻力，然而由于管路容量较大(相当于一容器)，在这一瞬间管路中的阻力仍为HK。因此，出现管路中的阻力大于风机所产生的能头，流体开始反向倒流，由管路倒流人风机中(出现负流量)， 即流量由K 点窜向 C 点。这一窜流使管路压力迅速下降，流量低压很快由C点跳到D 点，此时风机输出流量为零。 由于风机在继续运行， 管路中压力已降低到D点压力，从而泵或风机又重新开始输出流量，对应该压力下的流量是可以输出达qvE，即由 D 点又跳 到 E 点。只要外界所需的流量保持小于 qvK，上述过程会重复出现，也即发生喘振。如果这种循环的频率与系统的振荡频率合拍，就要引起共振，常造成泵或风机损坏。 防止喘振的措施： 1)大容量管路系统中尽量避免采用具有驼峰形qv一H性能曲线，而应采用qv一H 性能曲线平直向下倾斜的泵与风机。 2)使流量在任何条件下不小于 qvK，如果装置系统中所需要的流量小于 qvK时，可装设再循环管(部分流出量返回)或自动排放阀门(向空排放)，使泵或风机的出口流量始终大于qvK。 3)改变转速或吸人口处装吸人阀，当降低转速或关小吸入阀时，qv一 H 性能曲线向左下方移动，临界点随之向小流量移动，从而可缩小性能曲线上的不稳定段(图 630)。 4)采用可动叶片调节，当外界需要的流量减小时，减小动叶装置角，性能曲线下移， 临界点随着向左下方移动，最小输出流量相应变小。 5)在管路布置方面，水泵应尽量避免压出管路内积存空气，如不让管路有起伏，但要 有一定的向上倾斜度，以利排气。另外，尽量把调节阀及节流装置等靠近泵出口安装。 3水力冲击引起振动 由于给水泵叶片的涡流脱离的尾迹要持续一段较长的距离，在动静部分产生干涉现象， 当给水由叶轮叶片外端经过导叶，或蜗舌时，要产生水力冲击，形成一定频率的周期性压力脉动，它传给泵体，往往管路和基础的振率引起共振。若各级动叶和导叶组装的进出水 在同一方位，水力冲击将叠加起来引起振动。防止措施是适当增加叶轮外径与导叶或蜗舌 之间的间隙，或交叉改变流道进出水方位，以缓和冲击或减小振幅。 (二)机械引起的振动 1转子质量不平衡引起振动 在现场发生振动的原因中，属于转子质量不平衡的振动占多数，其特征是振幅不随机 组负荷改变而变化，而是与转速高低有关。造成转子质量不平衡的原因很多，如运行中叶 轮叶片的局部腐蚀磨损，叶片表面积垢；风机翼型空心叶片因局部磨穿进入飞灰；轴与密 封圈发生强烈的摩擦，产生局部高温引起轴弯曲致使重心偏移；叶轮上的平衡块质量与设 置位置不对，检修后未进行转子动、静平衡等，均会产生剧烈振动。因此，为保证转子质量的平衡，在组装前必须进行静、动平衡试验。 2转子中心不正引起振动 如果泵与风机同原动机联轴器不同心，接合面不平行度达不到安装要求(机械加工精 度差或安装不合要求)就会使联轴器的间隙随轴旋转出现忽大忽小，发生质量不平衡的周 期性强迫振动。其原因主要是：泵或风机安装或检修后找中心不正；暖泵不充分造成上下 壳温差使泵体变形；设计或布置管路不合理，因管路膨胀推力使轴心错位；或轴承架刚性 不好或轴承磨损等。 3转子的临界转速引起振动 当转子的转速逐渐增加并接近泵或风机转子的固有频率时，泵或风机就会猛烈地振动 起来，转速低于或高于这一转速时，就能平稳地工作，通常把泵与风机发生振动时的转速 称为，临界转速 nc。泵和风机的工作转速不能与临界转速相重合，相接近或成倍数，否则 发生共振会使泵或风机难以正常工作，甚至遭到结构破坏。 泵或风机的工作转速低于第一临界转速的轴称刚性轴，高于第一临界转速的轴称为柔 性轴。泵与风机的轴多采用刚性轴，以利扩大调速范围，但随着泵的尺寸的增加或为多级 泵时，泵的工作转速则经常高于第一临界转速，一般是柔性轴。 4动、静部分之间的摩擦引起振动 若由热应力而造成泵体变形过大或泵轴弯曲，及其他原因使转动部分与静止部分接触 发生摩擦，则摩擦力作用方向与轴旋转方向相反，对转轴有阻碍作用，有时使轴剧烈偏移 而产生振动，这种振动是属白激振动与转速无关。 5平衡盘设计不良引起振动多级离心泵的平衡盘设计不良亦会引起泵组的振动。如平衡盘本身的稳定性差，当工况变动后，平衡盘失去稳定，会产生左右较大的窜动，造成泵轴