泵与风机运行检修-项目３

任务３.１泵与风机的性能参数认知泵与风机的工作可用一些物理量来表述，这些量既能反映不同形式泵与风机的工作能力、结构特点、运行经济性和安全性，又能说明运行中泵与风机不同的工作状态，因此称它们为泵与风机的性能参数，包括流量、扬程（或全风压）、功率、效率、转速等。在泵与风机的铭牌上，一般都标有这些参数的具体数据，以说明泵与风机在最佳或额定工作状态时的性能。各性能参数介绍如下。３.１.１流量流量是指单位时间内泵与风机输送流体的数量，有体积流量和质量流量之分。体积流量用ｑｖ表示，常用单位为m³/ｓ、m³/ｈ；质量流量用ｑｍ表示，常用单位为ｋｇ/ｓ、ｔ/ｈ。下一页返回任务３.１泵与风机的性能参数认知体积流量与质量流量间的关系为：泵与风机的流量可通过装设在其工作管路上的流量计测定。测量的方法较多，电厂常用孔板、喷嘴流量计或笛形流量计来测定。３.１.２扬程扬程是指流体通过泵或风机后获得的总能量，也就是用被送流体柱高度表示的单位重量流体通过泵或风机后获得的机械能，用Ｈ表示，单位为ｍ流体柱，常简写为ｍ。工程上，泵习惯用扬程作参数。以图３－１所示的泵轴中心线所在的水平面为基准面，设泵进口和出口处分别为断面１－１与２－２，则扬程的数学表达式可写为：上一页下一页返回任务３.１泵与风机的性能参数认知由流体力学知，液体总能头由压力能头（ｐ/ρｇ）、速度能头（v2/２ｇ）和位置能头（ｚ）三部分组成，故因此，泵的扬程又可写为上一页下一页返回任务３.１泵与风机的性能参数认知全风压是指单位体积的流体通过泵或风机后所获得的机械能，用ｐ表示，可简称为全压，其单位为Ｐａ或ｍｍＨ２Ｏ。习惯上，风机用全风压作参数。由于ρｇ表示单位体积流体所具有的重量，所以全风压与扬程之间的关系可表示为：３.１.３功率与效率功率通常是指泵或风机的输入功率，也就是原动机传到泵或风机轴上的功率，又称轴功率，用Ｐ表示，单位为ｋＷ。效率是泵或风机总效率的简称，指泵或风机的输出功率与输入功率之比的百分数，反映泵或风机在传递能量过程中轴功率被损失的程度，用符号η表示，即上一页下一页返回任务３.１泵与风机的性能参数认知Ｐｅ是轴功率中被有效传递的部分，又称有效功率。若测得泵或风机的体积流量为ｑｖ，扬程为Ｈ或全风压为ｐ，输送流体的密度为ρ，则泵的有效功率为：风机的有效功率为：上一页下一页返回任务３.１泵与风机的性能参数认知３.１.４转速转速是指泵与风机叶轮每分钟的转数，用ｎ表示，单位为ｒ/ｍｉｎ。它是影响泵与风机性能的一个重要因数，当转速变化时，泵或风机的流量、扬程、功率等都要发生变化。转速可采用手持机械转速表或闪光测速仪进行测量。上一页返回任务３.２泵与风机的能量损失分析流体流经泵与风机时的能量损失，按其产生的原因不同可分为三种：机械损失、容积损失和流动损失。从图３－２所示的能量平衡图中可以看出轴功率、损失功率与有功功率之间的能量平衡关系。３.２.１机械损失机械损失包括两部分的摩擦损失：第一部分为轴与轴承和轴与轴封的摩擦损失功率ΔＰm1，第二部分为叶轮圆盘摩擦损失功率ΔＰm2，即１.轴与轴承和轴与轴封的摩擦损失率ΔＰm1此项损失与轴承的结构形式、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，一般为：下一页返回任务３.２泵与风机的能量损失分析但对小型泵，如填料压茧压得过紧，损失会超过３％，达到５％左右，甚至造成启动负荷过大，填料发热烧坏。目前很多泵采用机械密封，大大降低了轴封损失。测定泵在没有灌水时空转所消耗的功率就是这项损失。２.叶轮圆盘摩擦损失功率ΔＰm2叶轮在充满流体的涡壳内旋转时，靠近叶轮前后盘的流体在附着力和黏性力的作用下，将随叶轮一起旋转，如图３－３所示。远离转轴半径大的地方惯性离心力大，压力高；靠近转轴半径小的地方惯性离心力小，压力低。上一页下一页返回任务３.２泵与风机的能量损失分析因而形成泵腔内叶轮两侧的环状涡流，涡流的能量是叶轮传递给流体的，这就使叶轮多消耗了一部分功率，ΔＰm2计算如下：圆盘摩擦损失在机械损失中占重要成分，在低比转数离心泵中尤为显著（高比转数泵与风机，如轴流泵与风机，不考虑此项损失）。通常可采取如下措施降低泵与风机的圆盘损失。（１）为了提高能量，不再采用增大叶轮直径的办法，而采用多级叶轮（叶轮级数过多将增加轴的长度，因此近代已趋向于提高转速来减小叶轮级数）。（２）降低叶轮盖板外表面和壳腔内表面的粗糙度，如将铸铁壳腔内表面涂漆后效率可提高２％～４％。上一页下一页返回任务３.２泵与风机的能量损失分析（３）如图３－３（ａ）所示，叶轮与壳体间隙Ｂ的大小对圆盘摩擦损失也有影响，因此应选择合理的相对侧壁间隙Ｂ／Ｄ２，使之介于２％～５％。（４）采用开式泵腔，使泵腔中由于圆盘摩擦使能量提高的流体大部分流入压出室回收能量，如图３－３（ｂ）所示。从以上分析可知，机械损失并不改变流体所获得的能量大小，而只是增加了原动机输送给泵的轴功率，使得轴功率为：从而降低了效率。对于给定的泵与风机，机械损失不随负荷而改变。上一页下一页返回任务３.２泵与风机的能量损失分析３.２.２容积损失在泵与风机中，动静部件之间存在着一定的间隙。当叶轮旋转时，在间隙两侧存在着压力差，因而使一部分已经从叶轮获得能量的流体在压差作用下从高压侧通过间隙向低压侧流动，造成能量损失，这种损失称为容积损失，亦称泄漏损失。容积损失主要有以下几种：(1)叶轮入口处与外壳之间密封环的泄漏量ｑv1。如图３－４所示，叶轮入口处高压流体经密封环的间隙漏回叶轮的进口，这部分流体的能量消耗在克服间隙的阻力损失上。为了减少泄漏量ｑv1，密封环间隙应尽量缩小，但过小又会造成机械摩擦，一般不应小于0.2mm。上一页下一页返回任务３.２泵与风机的能量损失分析当密封环在长时间运行后，会受到过度磨损而使密封间隙增大，所以应当在大修中进行更换。（２）平衡轴向力装置所引起的泄漏量ｑv2。平衡孔、平衡管或平衡盘等都会使一部分获得能量的流体漏回到泵的进口，其大小与平衡装置的具体结构有关。（３）轴封泄漏ｑv3。无论哪种轴封，都存在一定的泄漏量，但在正常情况下，与其他项相比其值很小，可以忽略不计。轴流式泵与风机的容积损失，主要是通过叶片顶部与外壳间隙的回流。减小容积损失的措施，关键在于减小泄漏部位的间隙有效面积和增加泄漏液流的流动阻力。上一页下一页返回任务３.２泵与风机的能量损失分析因此，采用流道长、宽度小和弯曲次数较多的密封结构形式，对减小容积损失最为有利，同时应在运行中长期保持合理间隙。由以上分析可知，容积损失并不直接影响流体所获得的能量大小，而只是减少了流体流出叶轮的流量，从而降低了有效功率，使效率降低。３.２.３流动损失流动损失包括两部分：（１）流动阻力损失。它相当于流体流动过程中的沿程阻力损失hi和局部阻力损失ｈj，其值与流道的粗糙程度，各部件的形状、尺寸和它们之间的组合情况有关。上一页下一页返回任务３.２泵与风机的能量损失分析（２）冲击损失。流体在叶片中的流动，在设计工况下，相对速度方向与叶片一致，无冲击损失，但当泵与风机在大于设计流量下运行时，进口速度三角形的流动角大于进口安装角（β１＞β１ｙ），冲角α＝β１ｙ－β１＜０（称为负冲角），在叶片的工作面区流体会严重脱壁而形成较强的涡旋区，导致较大的撞击损失，如图３－５（ａ）所示。反之，当流量小于设计流量时，β１＜β１ｙ，α＞０，进入流体发生正冲角，在叶片的非工作面区形成较小的涡旋区，产生较小的撞击损失，如图３－５（ｂ）所示。由于止冲角时损失小，且又可以增大入口流道过流断面面积，降低进口流速，有利于提高泵的抗汽蚀性能，故允许泵（风机）在低于设计流量下工作。上一页下一页返回任务３.２泵与风机的能量损失分析要降低流动损失，在检修时应提高工艺水平，保证流道表面的光洁度，不允许流道表面有黏砂、飞边、毛刺及铸造缺陷等。该项损失直接降低了泵与风机的能量，使效率降低。机械损失、容积损失、流动损失的大小，反映了泵与风机结构与性能的好坏，可用机械效率ηｍ、容积效率ηｖ、流动效率ηｈ衡量：上一页下一页返回任务３.２泵与风机的能量损失分析泵与风机的效率为：一般情况下，离心泵在额定负荷下的机械效率可达９０％～９８％，容积效率可达９４％～９９％，流动效率可达８０％～９５％。对于单级离心泵而言，η＝０.６～0.92，多级离心泵的效率η＝０.６～０.８６，离心风机的效率η＝０.５～０.９３。上一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析３.３.１离心式叶轮的叶片形式旋转叶轮对流体做功主要由叶片完成，而能量转换的效果及叶轮的工作特点与叶片形式有关。叶片的形式主要是指叶片的弯曲方向。叶片的弯曲方向由叶片的进口安装角β１ｙ和出口安装角β２ｙ决定。对于不同形式的叶轮，一般进口安装角变化不大，而出口安装角在设计和应用中有不同的选择，故叶片形式是按β２ｙ来划分的。离心式泵与风机叶轮的叶片，按出口安装角的大小可以分为三种形式。（１）后弯叶片。β２ｙ＜９０°，叶片弯曲方向与叶轮旋转方向相仿，如图３－６（ａ）所示，相应叶轮称为后弯式叶轮。（２）径向叶片。β２ｙ＝９０°，叶片出口为径向，如图３－６（ｂ）所示，相应叶轮称为径向式叶轮。下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析（３）前弯叶片。β２ｙ＞９０°，叶片弯曲方向与叶轮旋转方向一致，如图３－６（ｃ）所示，相应叶轮称为前弯式叶轮。３.３.２泵与风机的理论性能曲线由于泵与风机的扬程、流量以及所需的功率等性能是相互影响的，所以通常用以下三种函数关系式来表示这些性能之间的关系：泵与风机所提供的流量和扬程（或能量头）之间的关系，用Ｈ＝ｆ1（ｑv）来表示；泵与风机所提供的流量和所需外加轴功率之间的关系，用Ｐ＝ｆ2（ｑv）来表示；泵与风机所提供的流量与设备本身效率之间的关系，用η＝ｆ3（ｑv）来表示。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析上述三种关系常以曲线形式绘在以流量ｑｖ为横坐标的图上，这些曲线称为泵与风机的性能曲线。从欧拉方程出发，可以在假定的理想条件下得到及ＰＴ∞＝的关系曲线，如图３－７及图３－８所示。从图３－８中的ＰＴ∞＝ｆ２（ｑｖＴ）曲线可以看出，前向叶型的泵或风机所需要的轴功率随流量的增加而增长得很快。因此，这种风机在运行中增加流量时，其原动机超载的可能性要比径向叶型的泵或风机大得多，而后向叶型的叶轮一般不会发生原动机超载的现象。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析３.３.３泵与风机的实际性能曲线前面研究的是在不计各种损失的情况下，泵与风机的理论性能曲线，而只有考虑机内的损失问题，才能得出实际的性能曲线。然而，机内流动情况十分复杂，现在还不能用分析方法精确地计算这些损失，当运行偏离设计工况时尤其如此。所以，各制造厂都只能用实验方法直接测出性能曲线，再从理论上对这些损失进行研究并将其分类整理，做出定性分析，以便找出减少损失的途径。要精确绘制泵与风机的性能曲线，只能通过实际测量才能得到。实际使用的性能曲线，一般是泵与风机制造厂通过实验台实测的。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析试验时需保持泵或风机在某一固定的转速下，如果实测时泵的转速是变化的，则应将实测参数换算至某一固定转速的参数，然后绘制性能曲线。图３－９所示为绘制水泵性能曲线的实测装置示意图。试验时先关闭泵出口调节阀，启动离心泵达到额定转速后，再通过逐次改变泵出口调节阀的开度，来改变泵的流量，并记录不同流量下的原始测量数据。（１）扬程数据的测定：可用金属压力表或真空表，也可用Ｕ形管测压计来测量泵入口、出口处液体的压强。（２）流量数据的测定：测量流量的工具有薄壁量水堰，如三角堰、矩形堰；涡轮流量计；节流式流量计，如标准孔板、喷嘴和文丘里管流量计；卡门涡街流量计等。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析（３）轴功率数据的测定：可用测功电机（其测量原理是利用电机转子的转矩与电机外壳上静子的反转矩相等的关系，通过外壳力臂秤上的砝码重量来确定轴功率）、数字式转矩测量仪（扭矩仪）、功率表（测量电机输入功率）等进行测定。（４）转速的测定：可采用手持机械转速表直接测量，也可采用频闪测速仪、数字式转速仪等来进行测量。风机性能试验按风道布置不同可分为进气试验装置、排气试验装置和进排气联合试验装置三种。试验采用哪一种布置形式，可根据具体情况或现场试验条件来决定。图３－１０为排气试验装置系统。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析气体从集流器进入叶轮，由叶轮流出的气体经排风管道中整流栅流出，用出口锥形节流阀调节风量，并在管道上装设静压测管来测定计算风压的数据，装设皮托管来测定计算流量的数据。（１）风压数据的测定：一般采用液柱式测压计。（２）流量数据的测定：可用皮托管（需用皮托管在断面上测出若干点处的流速，取其平均值即得平均流速，而测点布置一般采用分面积法，见图３－１１、图３－１２）、笛形管（如图３－１３所示）、遮板式动压测定管（见图３－１４，用于测量含尘浓度较大的气体，如烟气的流量）、进口集流器等进行测量。（３）功率与转速的测量：与泵大致相同（略）。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析整个试验系统的安排标准，测定泵与风机的流量计，装设测点的位置、距离和测试方法等应该符合国家标准。试验方法：对离心式泵与风机来说，为避免启动电流过大，试验应从出口阀门全关状态开始，并记录流量ｑｖ＝０时的压力表、功率表、真空表及转速的读数，由此可以算得试验曲线上的第一点。然后逐渐开启阀门，增加流量，待稳定后开始记录该工况下的各种数据。试验最少应均匀取１０个以上工况的读数。图３－１５所示为由试验测得的与３００ＭＷ、６００ＭＷ机组配套使用的锅炉给水泵的性能曲线；图３－１６所示为典型的固定叶片轴流泵与风机的性能曲线。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析３.３.４叶片式泵与风机的性能分析１.离心式泵与风机性能曲线分析（１）在给定流量下，均有一个对应的扬程Ｈ或全压ｐ、功率Ｐ及效率值η，这一组参数称为一个工况点。最高效率对应的工况点称为最佳工况点，它是泵与风机运行时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８５％～９０％）称为经济工作区或高效工作区，泵与风机在此区域内工作最为经济。为此，制造厂常常提高某些泵与风机在效率区域内的性能曲线，以便用户使用时，使其在高效率工作区内运行，从而提高泵与风机的运行经济性。（２）当阀门全关时，ｑｖ＝０、Ｈ＝Ｈ０、Ｐ＝Ｐ０，该工况为空转状态。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析这时，空载功率Ｐ０主要消耗在机械损失上，如旋转的叶轮与流体的摩擦，从而使水温迅速升高，这将导致泵壳变形、轴弯曲以致汽化，特别是锅炉给水泵及凝结水泵，它们输送的是饱和液体。因此，为了防止汽化，一般不允许在空转状态下运行（特殊注明允许的除外）。（３）离心式泵与风机在空转状态时，轴功率（空载功率）最小，一般为设计轴功率的３０％左右。为了避免电流过大，原动机过载，离心式泵与风机要在阀门全关的状态下启动，待运转正常后，再开大出口管路上的调节阀门，使泵与风机投入正常运行。（４）后弯式叶轮的Ｈ－ｑｖ性能曲线，总的趋向是随着流量的增加而下降。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析但由于其结构形式和出口安装角的不同，就使后弯式叶轮的Ｈ－ｑｖ性能曲线具有不同的形状，归结起来可以分为三种基本类型：①陡降的曲线（图３－１７中曲线ａ），这种曲线具有２５％～３０％的斜度，当流量变动很小时，能量头变化很大，适用于能量头变化大而流量变化小的情况，如电厂的循环水泵；②平坦的曲线（图３－１７中曲线ｂ），这种曲线具有８％～１２％的斜度，当流量变化很大时，能量头变化很小，适用于流量变化大而要求能量头变化小的情况，如电厂汽包锅炉的给水泵；③有驼峰的曲线（图３－１７中曲线ｃ），其能量头随流量的变化先增加后减小，曲线上ｋ点对应能量头的最大值Ｈｋ和流量ｑｖｋ，在ｋ点左边的线段称为不稳定工作段，在此区域工作时容易发生喘振（或称为飞动现象），上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析从而影响泵与风机的稳定工作，因此，一般不希望使用具有这种曲线的泵与风机，即使使用，也只允许在ｑｖ＞ｑｖｋ时运转。前弯式叶轮的理论ＨＴ∞－ｑｖＴ曲线为一上升直线，由这一上升直线减去所有损失的能量头，得到的Ｈ－ｑｖ曲线是一条具有驼峰的曲线，而且ｋ点离纵坐标越远，不稳定工作段越宽。驼峰形成曲线一般与出口安装角β２ｙ、叶片数ｚ及叶片形状有关。（５）由Ｐ－ｑｖ性能曲线可见，后弯式叶轮与前弯式叶轮有明显区别。后弯式叶轮的Ｐ－ｑｖ性能曲线随着流量增加，功率变化缓慢；而前弯式叶轮随着流量增加，功率急剧上升，因此原动机容易超载。所以，对前弯式叶轮的风机，在选用原动机时应取较大的容量富裕系数。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析（６）因前弯式叶轮的理论能曲线Ｈ－ｑｖ是一上升直线，在其上扣除轴向涡流及损失扬程（或能量头）后，所得到的实际Ｈ－ｑｖ性能曲线是一条具有较宽不稳定工作段的驼峰形曲线。如果风机在不稳定工作阶段工作，将导致喘振。因此，不允许风机在此区段工作。（７）前弯式叶轮的效率远低于后弯式叶轮。为了提高风机效率，节约能量，目前大中型风机均采用效率较高的后弯式叶轮。（８）图３－１５及图３－１６所示的性能曲线都是在一定条件下通过试验得到的。（９）风机的性能曲线包括全风压和风量的关系曲线（ｐ－ｑｖ），以及静风压和风量的关系曲线（ｐｓｔ－ｑｖ）上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析２.轴流式泵与风机性能曲线的分析与离心式泵与风机一样，轴流式泵与风机的性能曲线也是指在一定转速下，流量ｑｖ与扬程Ｈ（或压头ｐ）、功率Ｐ及效率η等性能参数之间的内在联系，其性能曲线也是根据实测获得的。图３－１８所示为轴流式泵与风机的性能曲线示例。从图中可以看出，轴流式泵与风机的性能曲线具有如下特点：（１）Ｈ－ｑｖ曲线呈陡降形，曲线上有拐点。扬程（或能量头）随流量的减小而剧烈增大，当流量ｑｖ＝０时，其空转扬程（或能量头）达最大值。这是因为当流量比较小时，在叶片的进出口处产生二次回流现象，部分从叶轮中流出的流体又重新回到叶轮中被二次加压，使压头增大。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析同时，由于二次回流的反向冲击造成的水力损失，致使机器效率急剧下降，因此，轴流式泵或风机在运行过程中适宜在较大的流量下工作。（２）Ｐ－ｑｖ曲线也呈陡降形，所需轴功率随着流量减少而迅速增加。当流量ｑｖ＝０时，功率Ｐ达到最大值，此值要比最高效率工况时所需的功率大１.２～１.４倍。因此，同离心式泵与风机相反，轴流式泵或风机应当在管路畅通下开动。尽管如此，当启动与停机时，总是会经过最低流量的，所以，轴流式泵或风机的最高效率所配用的电动机要有足够的余量。（３）η－ｑｖ曲线呈驼峰形，这表明轴流式泵或风机的高效率工作范围很窄，一般都不设置调节阀门来调节流量，而是采用调节叶片安装角度的方式来调整流量。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析３.３.５叶片式泵与风机的性能影响因素叶片式泵与风机的性能影响因素主要有以下几点。１.泵与风机的结构形状（１）叶片进口安装角β１ｙ。叶片进口安装角的大小会使冲击损失发生变化，不仅影响风机的扬程和效率，还将影响泵的汽蚀性能。叶片进口安装角不宜太大，否则会导致效率和泵抗汽蚀性能的下降。（２）叶片进口边的位置。叶片进口边的位置主要影响泵的抗汽蚀性能，同时对泵与风机的能头、轴功率也有影响。叶片进口边的布置有平行和延伸两类，延伸布置可增大叶片做功的面积，同时对泵的抗汽蚀有利。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析（３）叶轮外径Ｄ２。叶轮的外径对能头的影响较大，同时对流量、轴功率、效率也有影响。增大叶轮外径，叶片泵与风机的能头增加，即能头性能曲线向上平行移动。（４）离心式叶轮出口宽度ｂ２。叶轮出口宽度对流量的影响较大，当出口宽度在一定范围内增大时，流量、能头、轴功率及效率都会增加，且最高效率向大流量方向移动。（５）叶片出口安装角β２ｙ。由前面的分析可知，叶片的出口安装角会影响泵与风机的能头、轴功率、效率。增大出口安装角，会使泵与风机的能头、轴功率增加，后弯式叶片的效率变化不大，前弯式叶片的效率下降明显。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析（６）叶片数ｚ和叶片包角θ。叶片数对叶片式泵与风机的能头影响较大，且还影响泵的汽蚀性能。叶片数增加，泵与风机的能头增大，效率也有所提高，但泵的抗汽蚀性能下降。过多的叶片数会导致效率、离心式的能头有所下降，还会使Ｈ－ｑｖ曲线出现驼峰。叶片的包角是指叶片从进口到出口所对应的中心角，其大小对泵与风机的效率、能头均有影响。统计表明，θ×ｚ/３６０°在１.２～２.２内可获得较高的效率。（７）多级离心泵导叶进口面积。增大导叶进口面积可使Ｈ－ｑｖ曲线变平坦，效率增高，同时效率曲线向大流量方向偏移。每种泵都有一个最佳断面积，过分增大进口面积反而会降低效率。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析（８）密封环与叶轮间的间隙。密封环与叶轮间的间隙对泵的性能影响较大。间隙大，泵的泄漏量增加，能头和流量减小，功率增大，效率降低。此外，对于轴流式泵与风机，其轮毂比（叶轮轮毂直径与叶轮外径的比值）、叶栅稠度（ｂ/ｔ）都对效率和汽蚀性能有影响。叶片顶端与机壳间的径向间隙会影响轴流式泵与风机的压头、流量和效率。间隙增大，压头、流量及效率减小；间隙过小，则噪声加大，轴流泵还会因此而产生汽蚀。２.预旋和叶轮内流体的回流预旋会使泵与风机的能头降低，但可以改善泵的汽蚀性能。自由预旋伴有流量的变化，并会使小流量下的冲击损失减小，效率提高。上一页下一页返回任务３.３泵与风机的性能曲线分析叶片式泵与风机在小流量下工作时，叶轮出口处会出现回流现象，使部分流体在叶轮内反复地获得能量，从而使泵与风机的能头、轴功率和损失增大。不同形式的泵与风机产生回流的机理不一样，因此对性能的影响也有差别。３.泵与风机的几何尺寸大小、转速及被输送流体的密度对一般风机而言，我国规定的标准条件是大气压强为１０１~３２５ｋＰａ（７６０ｍｍＨｇ），空气温度为２０℃，相对湿度为５０％，即性能曲线只能反映某台具体的泵或风机在给定的转速下输送特定条件的流体时的性能。若以上条件改变，则泵与风机的性能也会发生相应的变化。上一页返回任务３.４比例定律及比转数３.４.１比例定律若两台完全相同的泵或风机在相同的条件下输送相同流体，仅仅转速不同，或者说，同一台泵或风机在不同转速下输送相同流体，以角标１表示ｎ１对应的参数，角标２表示ｎ２对应的参数，那么有：式（3-14）～式（３－１６）称为叶片式泵与风机的比例定律。下一页返回任务３.４比例定律及比转数它表明同一台泵或风机在相似工况下的流量与转速比的一次方成正比，扬程或全压与转速比的二次方成正比，轴功率与转速比的三次方成正比。３.４.２比转数目前我国各生产部门，使用着不同性能、不同结构的泵与风机，其数量之多，品种之繁，要想直接对它们进行分类和比较是很困难的。因此，希望能运用相似原理求得一个新的参数，它不依赖于泵与风机的具体转速、几何尺寸、流体的密度以及具体的各项性能参数，而首先由它的几何形状确定，并且能够反映它的工作性能。这样的参数将给泵与风机的设计和选择带来极大的方便。上一页下一页返回任务３.４比例定律及比转数这就引出了一个与几何形状和工作性能相联系的相似特征数（或称相似判别数），这个相似特征数就叫做比转数。１.泵的比转数泵的比转数用符号ｎｓ表示：２.风机的比转数风机的比转数用符号ｎｙ表示，它与泵的比转数的性质完全相同，计算如下：上一页下一页返回任务３.４比例定律及比转数当气体为非常态时，需要考虑气体密度的变化（常态下空气密度为１.２ｋｇ/m3），此时ｐ２０为：几点说明：（１）在推证泵的比转数的计算公式时，为什么要乘以系数３６５呢？这是因为比转数的概念，最早是在水轮机的设计中采用的，以后泵的比转数就引用了水轮机的比转数计算公式。系数３６５是对水在常温下而言的，当输送其他液体时，系数则不同，而它本身无任何物理意义。（２）比转数不是泵的转数，而是一个由相似系列整理而成的计算值，是编制相似系列和相似设计时作为依据的相似标志数，是对泵进行分类的一个综合特征数。上一页下一页返回任务３.４比例定律及比转数（３）比转数的大小与参与计算的参数所取单位有关，为此各国都对参数所取单位做出明确规定。３.比转数在泵与风机中的应用比转数的大小与叶轮形状和泵的性能曲线形状有密切关系，所以不同的比转数代表了不同类型泵的结构与性能的特点。因此，用比转数对泵与风机进行分类，是比转数的重要应用之一。由比转数公式可以看出，比转数随着泵的流量、扬程和转速的变化而变化。若流量增大，扬程降低，比转数将随之增大，这时叶片的宽度与外径之比ｂ２/Ｄ逐渐增大，直径比Ｄ２/Ｄ０逐渐减小，叶轮断面形状由窄而长，向宽而短的方向发展。根据此发展趋势，可将叶片泵分类如表３－１所示。上一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定３.５.１汽蚀现象当叶片入口附近的最低压强等于或小于输送温度下液体的饱和蒸气压时，液体将在该处气化并产生气泡，它随同液体从低压区流向高压区；气泡在高压作用下迅速凝结或破裂，此时周围的液体以极高的速度冲向原气泡所占据的空间，在冲击点处产生大的冲击压力，且冲击频率极高；由于冲击作用使泵体震动并产生噪音，且叶轮和泵壳局部处在极大冲击力的反复作用下，使材料表面疲劳，从开始点蚀到形成裂缝，叶轮或泵壳受到破坏，这种现象称为汽蚀现象。汽蚀发生时，由于产生大量的气泡，占据了液体流道的部分空间，导致泵的流量、压头及效率下降。汽蚀严重时，泵不能正常操作。下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定因此，为了使离心泵能正常运转，应避免产生汽蚀现象，这就要求叶片入口附近的最低压强必须维持在某一值以上，通常是取输送温度下液体的饱和蒸气压作为最低压强。应予指出，在实际操作中，不易确定泵内最低压强的位置，而往往以实测泵入口处的最低压强为准。汽蚀对泵的危害作用有以下几个方面：（１）缩短泵的使用寿命。（２）影响泵的运转性能。（３）产生噪声和振动。３.５.２泵的几何安装高度和吸上真空高度离心泵的允许吸上高度又称为允许安装高度，是指泵的吸入口与吸入贮槽液面间可允许达到的最大垂直距离，用Ｈｇ表示。上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定显然，为了避免汽蚀现象，泵的安装高度必须受到限制。在图３－１９和图３－２０中，假设离心泵在可允许的安装高度下操作，于贮槽液面０－０与泵入口处ｓ－ｓ，两截面间列柏努利方程式，可得：如前所述，为避免汽蚀现象，泵入口处压强应为允许的最低绝对压强。但习惯上常把ｐ１表示为真空度，若当地大气压为ｐａ，则泵入口处的最高真空度为（ｐａ－ｐ１），单位为Ｐａ。若真空度以输送液体的液柱高度来计量，则此真空度称为离心泵的允许吸上真空度，用Ｈｓ来表示，即上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定３.５.３汽蚀余量泵内的压力最低点，不是发生在泵吸入口处，而是发生在叶轮流道内紧靠叶片进口边缘的背部偏向前盖板的ｋ点处，如图３－２０所示。因此，我们在吸入口测量出的能头扣除必须高出汽化压力的能头外，还应有富余能头，以克服从ｓ－ｓ断面到ｋ－ｋ断面之间的能量损失，这个富余能头即称为汽蚀余量（国外叫做净正吸上水头）。１.有效汽蚀余量有效汽蚀余量就是指在泵吸入口处，单位重量液体所具有的超过汽化压力能头以外的富余能头（位能以中心线为基准），用符号NPSHａ表示上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定式（３－２１）为有效汽蚀余量的定义式，计算使用时不方便，将代入式（３－２１）得上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定由式（３－２２）可知，有效汽浊余量就是吸入容器中液面上压力头ｐ０/

ρｇ在克服吸水管路装置中的流动损失Σｈｗ，并把水提高到Ｈｇ的高度后，在泵的吸入口处所剩余的超过汽化压力头的能量头。因此，有效汽蚀余量只与安装高度、泵的流量以及吸水面上的压力有关，与泵本身的结构无关，所以又称为装置汽蚀余量。２.必需汽蚀余量从ｓ－ｓ断面至ｋ－ｋ断面，由于过流面积的收缩，流速的升高及流速方向的变化，使流体能量进一步损失，压力进一步降低，而ｋ断面以后由于叶片对流体作功，压力又迅速上升，因此，ｋ断面为压力最低点。上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定必需汽蚀余量是指液体从泵吸入口到压力最低点ｋ处的压力降低值，用ＮＰＳＨr表示，应用伯努利方程可以推导得出必需汽蚀余量为：必需汽蚀余量是泵本身性能决定的一个固有参数，与泵的结构形式有关，并随流量的增加而增大，与吸入管路的条件无关，它的数值大小在一定程度上反映了泵本身抗汽蚀性能的好坏。３.允许汽蚀余量根据以上讨论可知，当（ＮＰＳＨｃ表示临介汽蚀余量）时，泵内处于汽蚀临界状况；当ＮＰＳＨａ＞ＮＰＳＨｒ时，不发生汽蚀；当ＮＰＳＨａ＜ＮＰＳＨｒ时，泵内发生汽蚀。上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定图３－２１是ＮＰＳＨａ、ＮＰＳＨｒ随流量ｑｖ的变化关系曲线，从图中可以看出，当泵在流量小于ｑｖ，ｍａｘ下运行时，ＮＰＳＨａ＞ＮＰＳＨｒ，泵内不发生汽蚀。为了避免汽蚀的发生，给ＮＰＳＨｃ一个安全余量ｋ作为泵的允许汽蚀余量［ＮＰＳＨ］。ＪＢ１０４０—６７规定ｋ＝０.３，则从以上分析可以得出如下结论：允许汽蚀余量是自泵入口至泵内压力最低点这一流程上的压能头降的允许最大值，也可理解为外部条件下必须保证泵入口处的能头余量的允许最小值，一旦当ＮＰＳＨａ＜［ＮＰＳＨ］或ＮＰＳＨｃ＞［ＮＰＳＨ］的情况发生，泵内就会产生汽蚀。上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定３.５.４泵允许几何安装高度的确定１.由允许吸上真空高度［Hs］确定当泵制造厂提供的汽蚀性能参数是［Hs］时，可得：或修正式２.由运行汽蚀余量［ＮＰＳＨ］确定当泵制造厂提供的汽蚀性能参数是［ＮＰＳＨ］时，可得：上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定３.由泵的几何安装高度及倒灌高度确定根据式（３－２６）和式（３－２７）计算［Hg］，只要泵的几何安装高度Hg＜［Hg］，泵工作时不会发生汽蚀。当应用公式求出结果［Hg］＞０时，泵中心线可安装在吸入容器液面以上；若［Hg］＜０，则泵的Ｈｇ必须为负值，即泵中心线应在吸入容器液面以下，否则泵工作时会发生汽蚀。泵的几何安装高度为负值时，称为倒灌高度。上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定３.５.５提高离心泵抗汽蚀性能的措施１.结构方面（１）首级叶轮采用双吸叶轮。当流量相同时，双吸叶轮能使叶轮进口的流速ｖ０降低一半，从而降低必需汽蚀余量ＮＰＳＨｒ。（２）增大叶轮进口面积，可用增大叶轮进口直径Ｄ０和增大叶片进口宽度Ｂ等方法来达到。但增大Ｄ０，密封环处间隙增大，会降低泵的容积效率。（３）适当增大叶轮前盖板转弯处曲率半径，这样可以减小液体脱壁程度，从而降低必需汽蚀余量ＮＰＳＨｒ。（４）装置诱导轮或前置叶轮，如图３－２２所示。上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定在离心泵的首级叶轮前安装一个螺旋形的叶轮就可以改善泵的汽蚀性能，这个螺旋形的叶轮称为诱导轮，如图3-22（ａ）所示。装设诱导轮后，一方面诱导轮本身较离心泵的叶轮有良好的抗汽蚀性能；另一方面由于液体通过诱导轮时，诱导轮对液体做功，使液体的能量提高，也就是诱导轮对液体的增压作用，改善了离心泵的汽蚀性能。图３－２２（ｂ）为装设前置叶轮的情形。前置叶轮上有２～３个斜流形的叶片，轴向尺寸较短。它可以提高泵的抗汽蚀性能，又不降低泵原来的性能。（５）选择适当的叶片数也能提高抗汽蚀性能。２.安装方面（１）正确选择泵的几何安装高度。上一页下一页返回任务３.５泵的汽蚀与安装高度确定（２）减少吸入管路的流动阻力损失。（３）装置前置泵。前置泵又被称为升压泵。就当前来说，防止高速泵汽蚀的最简单、最可靠、最普及的措施是在给水进入高速泵之前，先经