第12章泵與風機1-4節第一頁，共64頁。第四章泵與風機的運行一、管路性能曲線第一節管路性能曲線和工作點管路特性方程，它反映在特定的管路中，流體所需壓頭(H)與流量(qv)的關系。這種關系只與管路的布置條件有關，而與泵的性能無關。流體流動時所需的能量：

H=Hz+(P2-P1)/ρg+Hw位能壓力能阻力損失H=H1+SQ2(p=SQ2)前者為靜揚程，與流量無關后者為動揚程，與流量有關泵提供的能量：z2-z1hwhw風管水管HQ2第二頁，共64頁。3二.泵與風機的工作點兩條相互獨立的性能曲線（泵與風機性能曲線&管路性能曲線）的交點A即為工作點。工作點應該選擇在既能滿足工程要求，而又處在泵或風機的高效率范圍內。交點A左側泵揚程>管路所需揚程流體能量有富裕流體增速，流量增加交點A右側泵揚程<管路所需揚程流體能量不足流體減速，流量減小ABqVBqVAqVDH0qVCDEHAHBHCΔHCDΔHBCη3第三頁，共64頁。4三.泵與風機的穩定工作條件稍有干擾，K點就會向右或向左移動，再也不能回復原來的位置，故為不穩定工作點。只有下降段的交點A才是穩定的。駝峰性能曲線的整個上升段是不穩定的，運行時應避免。在駝峰性能曲線的左側上升段的交點K為不穩定工作點。稍有干擾（如電路電壓波動、頻率變化造成轉速變化、水位波動、設備振動等）：向右→供給能量>需要能量→繼續向右→穩定在A點；向左→供給能量<需要能量→繼續向左→流量為零、倒流。AH0qVKMqVM4第四頁，共64頁。5直至水池液面降低到II曲線以下，如I曲線所示，此時泵所能提供的揚程比管路所需的要大，泵重新開始送水，流量突升為qVB

。當風機向壓力容器（或密閉的房間）或容量很大的管道送風時，也可能發生此種不穩定的運行。泵或風機的駝峰形性能曲線是產生不穩定運行的內在因素，但是否發生還要看管路性能曲線的外在影響。當管路性能曲線因水池水面上升等原因從II上升到III時，泵流量為qVM。如qVM仍大于用水量，管路性能曲線繼續升高，脫離了泵的性能曲線，此時泵的流量立刻從qVM突變為零。水池水面開始下降，但即使管道性能曲線與泵的性能曲線相交于兩點，此時泵的流量仍為零，泵的工況停留在最左端。H0qVKMIIIIIIqVMBA5第五頁，共64頁。6風機的不穩定工作不僅表現在風機的流量為零，而且可能出現負值（倒流），稱為喘振。軸流風機性能曲線的左半部具有一個馬鞍形的區域，在此區段運行有時會出現風機的流量、壓頭、和功率的大幅度脈動等不正常工況，一般稱為“喘振”，這一不穩定工況區稱為喘振區。6第六頁，共64頁。7第二節泵與風機的聯合運行總流量必低于原單泵流量兩倍：Q并<2Q，并聯的臺數越多，流量增加的比例越少。總揚程比每臺泵單獨運行時的揚程提高了。因為管路流量增加，阻力增加，所需要的揚程必然增加。單臺并聯功率比單獨運行的時候減小，因為功率隨著流量上升而增加。泵（管路）性能曲線越平坦，并聯后的總流量增加得越多。一.并聯運行：總性能曲線=各自曲線在同一揚程下疊加而成。相同性能泵并聯運行，則兩泵的流量和壓頭必各自相同，流量等于單臺泵的兩倍。Q并=2Q單。ABQ單H0qVCH并HQQ并7第七頁，共64頁。不同性能泵并聯運行QIH0qVH并HQQ并IIICE’EGAA1A2I+IIη1d1d2D1D2η2并聯后合成性能曲線只有在G點右側才能正常工作，G左側，只有II工作，流量無法增加，甚至還能通過I倒流，I起并聯分流作用。并聯運行的經濟性，需要根據各機的效率曲線而定，如圖CE改成CE’，對機II效率提高有利，而不利于I機。具有駝峰曲線的泵和一臺穩定的泵并聯后，合成曲線也不穩定.所以，不同性能的泵并聯運行，它們的性能曲線差異不要太大，否則并聯后泵輸送的流量差別太大。QII8第八頁，共64頁。9二.串聯運行

相同型號泵或風機串聯，則每臺泵的壓頭和流量各自相同。因此同一流量下，兩臺串聯泵的壓頭為單臺泵的兩倍，H串=2H單。

總性能曲線由兩臺泵的性能曲線在同一流量下疊加而成。流量平衡：總流量和串聯后單臺泵的流量相同。揚程疊加：總揚程等于串聯后單臺泵的揚程之和。和串聯前比：總流量和揚程都增加，每臺泵的揚程比單獨運行時低。串聯臺數越多，揚程下降越多。管路配合：管路性能越陡峭，揚程增加越明顯。揚程逐級提高：要求末級泵的強度高，以免受損。9第九頁，共64頁。102.不同性能的泵串聯運行有效工作范圍縮小：在達到一定流量的情況下，低揚程的泵已經不產生揚程，反而成為串聯的其它泵的阻力。此時風量也有所減少，而功率消耗卻增加。如果布置在前，還會使其它泵產生汽蝕。因此，盡量避免性能差別太大的泵串聯運行。Q單=Q串H0qVHB1IIICE’EAA1A2I+IID1D2HB2D華工盧志民博士

10第十頁，共64頁。11串聯并聯比較對于低阻輸送管路a，并聯組合泵流量的增大幅度大于串聯組合泵；對于高阻輸送管路b，串聯組合泵的流量增大幅度大于并聯組合泵。低阻輸送管路（平坦）----并聯優于串聯；高阻輸送管路（陡峭）----串聯優于并聯。應用：兩臺50％給水泵、送、引風機并聯使用前置泵、給水泵串聯；長距離渣漿管線沖水泵串聯11第十一頁，共64頁。串聯運行時應注意的問題

2

安全性：經常串聯運行的泵,應由qVmaxHg(或Hd)防止汽蝕；應按Pshmax

Pgr驅動電機不致過載。

1

宜適場合：管路性能曲線較陡，泵性能曲線較平坦。

4

啟動程序（離心泵）：啟動時，首先必須把兩臺泵的出口閥門都關閉，啟動第一臺，然后開啟第一臺泵的出口閥門；在第二臺泵出口閥門關閉的情況下再啟動第二臺。由于后一臺泵需要承受前一臺泵的升壓,故選擇泵時，應考慮到兩臺泵結構強度的不同。

3

經濟性：對經常串聯運行的泵，應使各泵最佳工況點的流量相等或接近。

5

串聯臺數：串聯運行要比單機運行的效果差，由于運行調節復雜,一般泵限兩臺串聯運行；由于風機串聯運行的操作可靠性差，故一般不采用串聯運行方式。12第十二頁，共64頁。并聯運行時應注意的問題

1

宜適場合：管路性能曲線較平坦，泵性能曲線較陡。

2

安全性：并聯運行的泵,流量比單獨運行的時候要小，汽蝕情況變好；要注意從Pshmax

Pgr驅動電機不致過載。

3

經濟性：對經常并聯運行的泵，為保證并聯泵運行時都在高效區工作，應使各泵最佳工況點的流量相等或接近。

4并聯臺數：從并聯數量來看，臺數愈多并聯后所能增加的流量越少，即每臺泵輸送的流量減少，故并聯臺數過多并不經濟。

13第十三頁，共64頁。14第三節泵與風機的工況調節一.改變管路性能曲線1.節流調節出口端節流調節增加管路阻力，管路曲線變陡，工作點流量減小。泵與風機的輸送功率不變，多余的損失發生在調節閥的節流損失上。--損失大，簡單，軸流式不用該方式Q1h0qVHQCE’Eη1E’’Q2入口端節流調節減少了進入風機的流量，改變風機的性能曲線，能減少節流損失。但是入口端節流使得當地壓強降低，水泵容易產生氣蝕，因此，水泵不能使用入口節流調節。華工盧志民博士

14第十四頁，共64頁。2.旁通調節將泵或風機出口的部分流量旁通回泵或風機的入口。容積式泵與風機所提供的壓頭完全取決于管路情況（正位移特性），在泵出口安裝調節閥不能調節流量，壓頭且隨閥門開啟度減小而增大。若出口閥完全關閉則會使泵的壓頭劇增，一旦超過泵的機械強度或發動機的功率限制，設備將受到損壞。必須采用旁通調節。經濟性比節流調節還差，而且會干擾泵與風機入口的流體流動，影響效率。但鍋爐給水泵為了防止在小流量區可能發生汽蝕而設置再循環管，進行旁通調節。15第十五頁，共64頁。打開旁通閥并調節其開度，實際改變了管路特性曲線。打開旁通閥，管路阻力減小，管路特性曲線變平，工作點由M→M’點，泵流量增大，主管流量變小，旁通管有液流。特點：操作簡便、經濟性很差，減小主管的流量反而使泵的流量和軸功率增加。HQR1旁通閥全關時管路特性R旁通閥全開時管路特性Q1Q’Q2Q’Q1Q2MM’旁通管流量0～Q2主管流量Q～Q1QQ～Q’泵出口流量｝R’2新增旁通管路的特性（全開）16第十六頁，共64頁。171.變速調節二.改變泵和風機的性能曲線水泵節能（有一定初始阻力）：風機節能：流量、全壓、功率分別與轉速的一、二、三次方成正比。Q2/Q1＝n2/n1

H2/H1＝(n2/n1)2

N2/N1＝(n2/n1)3

流量減少一半，軸功率可以減少87.5％！而采用節流調節，即使閥門全關，軸功率也大約只能減少到全開時的45％～65％。17第十七頁，共64頁。M-qVHc-qVH-qVHBHAHqVO【例】試定性比較泵出口節流調節與變速調節的經濟性。【解】變速后的運行工況點為A；節流后的運行工況點為B點；

變速調節時的軸功率為則節能效果為BACqVMC則，節流調節時的軸功率為

過A點的相似拋物線OAC交泵的性能曲線于C(A∽C)。BqVA18第十八頁，共64頁。192.入口導流器調節前導葉調節離心式：入口導流器調節軸（混）流式：入口靜葉調節常用導流器結構：（a）軸向導流器（b）簡易導流器（c）斜葉式導流器1）離心式風機的入口導葉調節

19第十九頁，共64頁。20導流器的作用：正預旋→1u和2u→pT

節流→風機內部局部阻力損失和沖擊損失工作原理：pT=（u22u-u11u）

經濟性：和出口節流相比，分析計算表明：4-73型鍋爐送、引風機,當調節流量在60%~90%qVmax時,功率節約：軸向導流器約15%~24%；簡易導流器約8%~13%。優點：構造簡單、裝置尺寸小、運行可靠和維護管理簡便、初投資低。20第二十頁，共64頁。

目前，離心式風機普遍采用這種調節方式。對于大型機組離心式送、引風機，由于調節范圍大，可采用入口導葉和雙速電機的聯合調節方式，以使得在整個調節范圍內都具有較高的調節經濟性。適用場合：2、軸流式和混流式風機的入口靜葉調節入口靜葉結構：入口靜葉動葉出口靜葉入口靜葉調節機構21第二十一頁，共64頁。2）軸流式和混流式風機的入口靜葉調節工作原理：與離心式風機軸向導流器相似。調節特性：

2

MCR點選在max點，TB點選擇在max點的大流量側。

正預旋→減小流量。

1雙向：100%機組額定負荷流量工況點安全流量的最大流量點負預旋調節22第二十二頁，共64頁。2）軸流式和混流式風機的入口靜葉調節比只能作正預旋調節的離心風機入口導流器調節具有更高的運行經濟性。故國內火力發電廠的鍋爐引風機有不少均采用了入口靜葉調節的子午加速軸流式風機。

經濟性及其適用場合：23第二十三頁，共64頁。3、離心泵的葉輪切割切割定律：根據比轉速的不同，分成高、低比轉速的切割定律QHPηΔhrRD2D’2PBPAP’H’Q’D2b2=D’2b’2b2=b’224第二十四頁，共64頁。切割定律的應用

【例】某輸送常溫水的單級單吸離心泵在轉速n=2900r/min時的性能參數如下表。管路性能曲線方程為：Hc=20+78000qV2，m；式中qV的單位為m3/s。泵的葉輪外徑D2=162mm，水的密度=1000㎏/m3。求：（1）此泵系統的最大流量及相應的軸功率；（2）當若擬通過切割葉輪方式達到實際所需的最大流量qV=6×10-3m3/s，問切割后葉輪直徑D2為多少？（3）設切割后對應工況泵效率不變，采用切割葉輪方式比采用出口節流調節能節約多少軸功率？【解】在坐標圖上，作出泵性能曲線H-qV和管路性能曲線Hc-qV，其交點M即為運行工況點（如圖所示），其流量即為泵系統最大流量qVmax，即25第二十五頁，共64頁。M(qV,H,)=(7.910-3m3/s,24.8m,64.5%)則相應的軸功率為

求泵系統最大流量為610-3m3/s時的葉輪直徑D2。切割葉輪后管路性能曲線不變,故其運行工況點必在管路性能曲線上，即在流量為qV=610-3m3/s這一點M上。從圖中可以讀出：M(qV,H)=(610-3m3/s，22.8m),但點M與M點不是切割前、后的對應點，故需求出在H-qV上（即D2=162mm時的性能曲線上）與M點的對應工況點。該離心泵的比轉速ns為26第二十六頁，共64頁。屬于中、高比轉速離心泵，對應工況點均在切割拋物線上，過M點的切割拋物線為

在圖上作切割拋物線與泵性能曲線交于A點，則M點與A點為切割前、后的對應點。從圖可讀出：A（qV,H,）=（6.710-3m3/s，28m，65%），由切割定律可得（mm）或（mm）其誤差由圖解法作圖和讀數誤差產生，現取D2=146mm。

現比較切割葉輪法和出口節流調節法使qV=610-3m3/s時各自的軸功率。27第二十七頁，共64頁。

M的效率應與對應點A相同（假設切割后效率不變），故=A=65%，則

節流調節時泵的性能曲線不變，故運行工況點為M點，可讀得M（qV,H,）=（610-3m3/s，29.8m，64.5%），則節流調節時的軸功率為：

故得切割葉輪法比出口節流調節法節約軸功率為：若考慮到D/D2=(162-146)/162=9.8%時效率下降1%，即=64%，則

28第二十八頁，共64頁。294.動葉調節（軸流式和混流式泵與風機）工作原理：pT=

uuy=+

y、速度三角形

u、2HT、pT、qV軸流式泵與風機的性能曲線葉片安裝角沖角幾何平均相對速度角29第二十九頁，共64頁。

初投資較高，維護量大。宜適用于容量大、調節范圍寬的場合。目前火力發電廠越來越多的大型機組的送、引風機和循環水泵均采用了該調節方式。調節特性：1雙向。2MCR點選在max點，TB點選擇在max點的大流量側。4H-qV陡，管路阻力變化時，流量變化很小。5有利于大型泵與風機的啟停。3等效線∥管路性能曲線，調節時高效范圍相當寬。在相當大的范圍內經濟性及其適用場合：30第三十頁，共64頁。改變泵進口的液柱高度，使泵在穩定氣蝕狀況下工作（A點）。汽輪機負荷減小→凝結水量小于泵排量→凝水水位降低，即泵的吸水水位減小，有效氣蝕余量減小，斷裂工況線向小流量方向移動，工況點變化方向為A1→A2→A3。HQ特點：很方便的實現自動調節，經濟性好（降低水泵耗電約30％～40％）。工況變化會短時間通過不穩定氣蝕區，需采用抗蝕性好的材料制作葉輪。實踐證明，采用汽蝕調節對泵的通流部件損壞并不嚴重，故在中小型發電廠的凝結水泵上已被廣泛采用。RA1A2Z液位高度減小冷凝器凝結水泵要求兩條性能曲線都比較平坦長期低負荷運行，為減小汽蝕的影響，需要結合旁通調節。三、液位調節（汽蝕調節）A331第三十一頁，共64頁。第四節運行中的主要問題第一節軸向力及其平衡

由于葉輪兩側壓力不等，高壓水泵會產生很大的壓差作用力F1，加上反沖力F2和立式泵重力F3，總軸向力為F=F1-F2+F3將使葉輪和轉軸一起向葉輪進口方向串動，造成動靜部件的碰撞和磨損F2與F1相比數值很小，可以忽略不計，但是在啟動初期，泵的正常壓力還沒有建立，所以反沖力的作用很明顯，造成啟動時臥式泵轉子后竄或立式泵轉子上竄。大型高壓水泵軸向力非常巨大，例如DG500240型給水泵，有七級葉輪，其軸向力達2×105N。32第三十二頁，共64頁。33

平衡軸向力裝置平衡孔雙吸式葉輪對稱排列的葉輪背葉片平衡軸向力原理用平衡盤平衡軸向力平衡鼓、平衡盤和彈簧雙向止推軸承的平衡裝置33第三十三頁，共64頁。第二節振動問題泵與風機的振動現象是運行中常見的故障，嚴重時將危及其安全運行，甚至會影響到整個機組的正常運行。隨著機組容量的日趨大型化，其振動問題亦變得尤為突出。鑒于引起泵與風機振動原因的復雜性及易于察覺的特點，通常將泵與風機的振動分為流體流動引起的振動、機械原因引起的振動以及由原動機引起的振動三類。其中，流體流動引起的振動包括：水力振動、旋轉脫流引起的振動和喘振，是泵與風機中比較有特點的一類振動，以下加以分析：34第三十四頁，共64頁。一.水力振動水力振動主要是由于泵內或管路系統中流體流動不正常而引起的，它即與泵及管路系統的設計、制造優劣有關，也與運行工況有關，且主要因水力沖擊和泵內汽蝕引起。水力沖擊（以給水泵為例）

產生機理：由于給水泵葉片的渦流脫離的尾跡要持續一段很長的距離，在動靜部分產生干涉現象，當給水由葉輪葉片外端經過導葉和蝸舌時，就要產生水力沖擊，形成有一定頻率的周期性壓強脈動，它傳給泵體、管路和基礎，引起振動和噪音。

后果影響：若各級動葉和導葉組裝位置均在同一方向，則各級葉輪葉片通過導葉頭部時的水力沖擊將疊加起來，引起振動。如果這個頻率與泵本身或管路的固有頻率相重合，將產生共振。

35第三十五頁，共64頁。二.旋轉脫流引起振動軸流風機葉片前后的壓差，在其它都不變的情況下，其壓差的大小決定于動葉沖角的大小，在臨界沖角值以內，上下葉面壓差大致與葉片的沖角成比例，不同的葉片葉型有不同的臨界沖角值。翼型的沖角超過臨界值，氣流會離開葉片凸面發生邊界層分離現象，產生大面積的渦流，此時風機的全壓下降，這種情況稱為“失速現象”

正常工況脫流工況36第三十六頁，共64頁。旋轉脫流（旋轉失速）假設葉道2首先脫流而出現氣流阻塞現象，流量減少，在該葉道前形成低速停滯區，于是原來進入葉道2的氣流分流進入葉道1和3。分流氣流又與原來進入葉道1和3的氣流匯合，從而改變了原來的氣流方向，使流入葉道1的氣流沖角減小，而流入葉道3的沖角增大。由此可知，分流的結果將使葉道1內的繞流情況有所改善，脫流的可能性減小，甚至消失。而葉道3內部卻因沖角增大而促使發生脫流，葉道3內發生脫流后又形成堵塞，使葉道3前的氣流發生分流，其結果又促使葉道4內發生脫流和堵塞，這種現象繼續下去，使脫流現象所造成的堵塞區沿著與葉輪旋轉相反的方向移動。華工盧志民博士

37第三十七頁，共64頁。38軸流風機Q－p性能曲線中，全壓的峰值點左側為不穩定區，是旋轉脫流區。從峰值點開始向小流量方向移動，旋轉脫流從此開始，到流量等于零的整個區間，始終存在著脫流。旋轉脫流對風機性能的影響不一定很顯著，雖然脫流區的氣流是不穩定的，但風機中流過的流量基本穩定，壓力和功率亦基本穩定，風機在發生旋轉脫流的情況下尚可維持運行，因此，風機的工作點如落在脫流區內，運行人員較難進行判斷。動葉角度增大理論失速線禁止運行區38第三十八頁，共64頁。39因為旋轉脫流不易被操作人員覺察，同時風機進入脫流區工作對風機的安全終究是個威脅，所以一般大容量軸流風機都裝有失速探頭。如圖所示：失速探頭由兩根相隔約3mm的測壓管所組成，將它置于葉輪葉片的進口前。測壓管中間用厚3mm高（突出機殼的距離）3mm鎘片分開，39第三十九頁，共64頁。40風機在正常工作區域內運行時，葉輪進口的氣流較均勻地從進氣室沿軸向流入，那么失速探頭之間的壓力差幾乎等于零或略大于零，如圖示中的AB曲線。圖中△P為兩測壓管的壓力差。

失速探頭壓差軸流風機性能曲線當風機的工作點落在旋轉脫流區，葉輪前的氣流除了軸向流動之外，還有脫流區流道阻塞成氣流所形成的圓周方向分量。于是，葉輪旋轉時先遇到的測壓孔，即鎘片前的測壓孔壓力高，而鎘片后的測壓孔的氣流壓力低，產生了壓力差，一般失速探頭產生的壓力差達245～392Pa，即報警，風機的流量越小，失速探頭的壓差越大，如圖中的BCD。失速探頭裝好以后，應予以標定，調整探頭中心線的角度，使測壓管在風機正常運轉的差壓為最小。40第四十頁，共64頁。三.喘振

喘振現象：若具有駝峰形性能曲線的泵與風機在不穩定區域內運行，而管路系統中的容量又很大時，則泵與風機的流量、能頭和軸功率會在瞬間內發生很大的周期性的波動，引起劇烈的振動和噪聲。這種現象稱為“喘振”或“飛動”現象。

當用戶所需要的流量小于qVK時,風機的運行工況點將由E點滑向K點,并將周而復始地按EKCDE各點重復循環，形成運行工況的周期性波動。F壓縮效應流體慣性膨脹效應流體慣性p逆向壓差

原因分析（以風機為例）：41第四十一頁，共64頁。42旋轉脫流與喘振的發生都是在Q－H性能曲線左側的不穩定區域，所以它們是密切相關的，但是旋轉脫流與喘振有著本質的區別。旋轉脫流發生在Q－H性能曲線峰值以左的整個不穩定區域；而喘振只發生在向右上方傾斜部分。旋轉脫流的發生只決定葉輪本身葉片結構性能、氣流情況等因素，與風道系統的容量、形狀等無關。旋轉對風機的正常運轉影響不如喘振這樣嚴重。喘振是軸流風機運行中的特殊現象。風機喘振的原因是出口壓力與風機風量失去對應。出口壓力很高而風量很小使得風機葉片部分或全部進入失速區。造成風機喘振最常見的因素是擋板誤動、控制系統故障、運行人員誤操作。風機喘振主要表現為：風量、出口風壓、電機電流出現大幅度波動，劇裂振動和異常噪音。喘振會造成風機葉片斷裂或機械部件損壞，嚴禁風機在喘振工況下運行。42第四十二頁，共64頁。43喘振報警裝置軸流風機在葉輪進口處裝置喘振報警裝置，如圖所示的90°皮托管，開口迎著氣流方向，從U形管（壓力表）可以讀出氣流的動能（動壓）與靜壓之和（全壓）。在正常情況下，皮托管所測到的氣流壓力為負值，因為它測到的是葉輪前的壓力。但是當風機進入喘振區工作時，由于氣流壓力產生大幅度波動，所以皮托管測到的壓力亦是一個波動的值。為了使皮托管發送的脈沖壓力能通過壓力開關，利用電接觸器發出報警信號，所以皮托管的報警值是這樣規定的：當動葉片處于最小角度位置（－30°）用一U形管測得風機葉輪前的壓力再加上2000Pa壓力，作為喘振報警裝置的報警整定值。當運行工況超過喘振極限時，通過皮托管與差壓開關，發出報警信號，要求運行人員及時處理，使風機返回正常工況運行。43第四十三頁，共64頁。44防止和消除喘振的措施使泵或風機的流量恒大于QK：設計運行時避開不穩定區or設置再循環或放氣閥，加大風機流量，避免不穩定區運行。設計管路時避免容積過大的管段，減小彈性。動葉可調的軸流風機，能擴大穩定區：葉安裝角減小時，風機不穩定區越來越小，這對風機的穩定運行是非常有利的。風機前的節流閥要少。分流器(KSE)裝置，通過環形導流葉輪和環槽形旁路通道，疏導旋轉脫流。

44第四十四頁，共64頁。45四.并聯工作的“搶風”現象措施：風機參數選擇適當，使并聯運行時風道性能曲線與風機并聯性能曲線交于∞字形區域外，低負荷時單臺運行；動葉調節；開旁路門制止搶風現象發展。根據并聯工況的特點，在同一全壓下流量相加的原則，馬鞍形性能曲線的風機疊加成為曲線∞字形區域。風機如果在∞字形區域內運行，便會出現一臺軸流風機的流量很大，而另一臺軸流風機的流量很小的情況。此時，若開大輸送流量小的軸流風機的調節裝置或關小輸送大流量軸流風機的調節裝置，則原來輸送大流量的軸流風機會突然跳到小流量工作點運行，而原來輸送小流量的軸流風機又突然跳到大流量工作點運行。這樣兩臺軸流風機不能穩定地并聯運行，出現了所謂的“搶風”現象。45第四十五頁，共64頁。第三節泵的汽蝕（一）汽蝕現象及其對泵工作的影響汽化發生后，大量的蒸汽及溶解在水中的氣體逸出，形成大量蒸汽、氣體混合物的小汽泡。氣泡隨同液體從低壓區流向高壓區，在高壓作用下迅速凝結或破裂，瞬間產生局部空穴，周圍的液體以極高的速度沖向原氣泡所占據的空間，形成沖擊。來不及瞬間全部溶解和凝結的氣體和蒸汽在沖擊力的作用下又分成更小的汽泡，反復被高壓水壓縮、凝結。46第四十六頁，共64頁。47（一）汽蝕現象及其對泵工作的影響如果汽泡破裂發生在流道附近，就會在流道表面形成某種強度的高頻沖蝕，水擊壓力可高達幾百甚至上千MPa，沖擊頻率可高達每秒幾萬次之多。由于沖擊作用使泵體震動并產生噪音，且葉輪局部處在巨大沖擊力的反復作用下，使材料表面疲勞，從開始點蝕到嚴重的蜂窩狀空洞，最后甚至把材料壁面蝕穿。通常把這種現象稱為“剝蝕”。另外，由液體中逸出的氧氣等活性氣體，借助汽泡凝結時放出的熱量，也會對金屬起化學腐蝕作用。這種汽泡的形成發展和破裂以致材料受到破壞的全部過程，稱為汽蝕現象。47第四十七頁，共64頁。481、形成：機械侵蝕化學腐蝕內向爆炸性冷凝沖擊，微細射流→疲勞破壞汽泡潰滅→活性氣體→凝結熱→腐蝕性破壞電廠循環水泵葉輪汽蝕，工人正使用高分子鈦合金涂料做葉輪涂層機械侵蝕化學腐蝕→點蝕蜂窩狀汽蝕。48第四十八頁，共64頁。492.泵內汽蝕的發生和發展1、初生：水在低壓區剛開始汽化，只有少量汽泡，葉輪流道堵塞不嚴重，對泵的正常工作沒有明顯影響，泵的外部性能也沒有明顯變化。這種尚未影響到泵外部性能時的汽蝕稱為潛伏汽蝕。2、發展：當汽化發展到一定程度時，汽泡大量聚集，葉輪流道被汽泡嚴重堵塞，致使汽蝕進一步發展，影響到泵的外部特性，導致泵難以維持正常運行。3、斷裂：揚程急劇下降，泵的工作曲線發生斷裂，不能工作。隨著泵內壓力（NPSH）的下降，A點開始汽蝕，然后泵揚程略有下降。B點為斷裂工況的開始點，C點是完全斷裂工況，揚程直線下降。斷裂工況臨界點由無汽蝕揚程下降(2+K/2)H%來確定。49第四十九頁，共64頁。503.汽蝕的危害(3種)1、材料破壞，縮短泵的使用壽命。粗糙多孔→顯微裂紋→蜂窩狀或海綿狀侵蝕→呈空洞。

3、影響泵的運行性能。液體流量明顯下降，同時壓頭、效率也大幅度降低，嚴重時會輸不出液體（斷裂工況，汽泡堵塞流道）；潛伏性汽蝕（易被忽視）。2、產生噪聲和振動。若振動→汽蝕→振動→互相激勵→汽蝕共振。50第五十頁，共64頁。514.汽蝕性能曲線低比轉數泵，流道較窄而長，一旦發生汽蝕，氣泡易于充滿整個流道，使性能曲線突然下降。ns=70的離心式泵汽蝕性能曲線中有明顯的斷裂點。同一轉速，泵幾何安裝高度提高，斷裂工況往小流量方向移動，即容易發生汽蝕。比轉數增加，流道寬而短，氣泡發展至充滿整個流道需要一定過程，泵性能曲線其斷裂工況比較緩和，沒有明顯的斷裂點。高比轉數的軸流泵，由于葉片數少且基本上相互不重疊，具有相當寬的流道，汽泡發生后，不可能布滿流道，從而不會造成斷流，所以在性能曲線上，當流量增加時，就不會出現斷裂工況點。盡管如此，但仍有潛伏汽蝕的存在，仍需防止。ns=70ns=150軸流泵51第五十一頁，共64頁。52*（二）吸上真空高度由伯努利方程,得令Hs=(P0-Ps)/g：稱為離心泵的吸上真空度即吸上高度Hg為：標準大氣壓52第五十二頁，共64頁。53*允許幾何安裝高度

泵的允許幾何安裝高度[Hg]應低于泵樣本中所給出的允許吸上真空高度[Hs]。一般情況下[Hs]隨流量qV的增加而降低，[Hg]的確定應該按樣本中最大流量所對應的[Hs]來計算。——允許幾何安裝高度當qV=C時，Hg(Hs)存在HsmaxpsminpkpV時，泵內開始發生汽蝕。Hsmax值由制造廠用試驗方法確定。為保證泵不發生汽蝕，把Hsmax減去一個安全量K，作為允許吸上真空高度而載入泵的產品樣本中，并用[Hs]表示。53第五十三頁，共64頁。54（三）汽蝕余量△h一、有效汽蝕余量△ha或[NPSH]a

泵在運行中是否發生汽蝕和泵的吸入裝置條件有關。按照吸入裝置條件所確定的汽蝕余量稱為有效汽蝕余量或稱裝置汽蝕余量，用△ha表示。由上式可知，有效汽蝕余量△ha就是吸入液面上的壓力水頭在克服吸水管路裝置中的流動損失并把水提高到Hg的高度后，所剩余的超過汽化壓頭的能量。（倒灌時Hg為“+”）泵內流體汽蝕現象理論：液體汽化壓強（pV）為初生汽蝕的臨界壓強。當泵內剛發生汽蝕時，必有：ps>pV。54第五十四頁，共64頁。55△ha

=f（吸水管路系統結構參數，流量），而與泵的結構無關，故又稱為裝置汽蝕余量；△ha越大，表明該泵防汽蝕的性能越好。（1）在p0/ρg、Hg和液體溫度（pv）保持不變的情況下，當流量增加時，由于吸入管路中的流動損失hw與流量的平方成正比增加，使△ha隨流量增加而減小。當流量增加時，發生汽蝕的可能性增加。（2）在非飽和容器中，泵所輸送的液體溫度越高，對應的汽化壓力越大，△ha越小，發生汽蝕的可能性就越大。當吸入容器中液面壓力為汽化壓力時（如凝結水泵和給水泵），pe＝pv，則必須倒灌55第五十五頁，共64頁。56二、必需汽蝕余量△hr

必需汽蝕余量△hr,是液體從泵吸入口流至葉輪葉片進口壓力最低處K點的壓力降.必需汽蝕余量△hr越大,則表示壓力降越大,泵抗汽蝕性能就越差,反之亦然。

△hr=f(泵吸入室和葉輪進口結構參數,流速),即△hr只與泵的結構有關，而與吸入管路無關，故又稱之為泵的汽蝕余量。△hr越小，表明該泵防汽蝕的性能越好，由泵制造廠通過試驗測出。

56第五十六頁，共64頁。57有效汽蝕余量△ha隨流量增加而下降，流量增加會導致葉片進口前的流速v0、w0增大，從而致使必需汽蝕余量△hr將隨流量增加。如圖，兩曲線交于一點，交點c為臨界汽蝕狀態點，此時的汽蝕余量為臨界汽蝕余量△hc。當qV≥qVC時，即△hr≥△ha，泵內將產生汽蝕。水溫

tpVNPSHa但流量不能