流体力学与流体机械
(十三 )
多媒体教学课件李文科 制作第十三章 泵与风机的运行与调节
第一节 管路性能曲线与工况点
第二节 泵或风机的联合运行
第三节 泵与风机的工况调节
第四节 离 心 泵 的 选 择
第五节 离心式风机的选择第一节 管路性能曲线与工况点内 容 提 要
一,管路性能曲线
二,泵与风机的工况点第一节 管路性能曲线与工况点泵与风机是装置在管路系统中,与管路共同工作的 。 因此泵与风机运行时的流量与压头,不仅取决于泵与风机本身的性能,而且与管路性能有关 。
一,管路性能曲线管路性能曲线 是管路中通过的流量与所需压头之间的关系曲线 。 管路及泵的装置见图 13-1,对吸入容器液面 1-1及压出容器液面 2-2列伯努利方程式则
w12
12
e
w2
2
e1
1
)()( hzz
pp
H
hz
p
Hz
p
第一节 管路性能曲线与工况点式中 He－管路所需的总压头；
Hst=(p2/?－ p1/?)+(Z2－ Z1),称为管路所需的静压头；
hw－吸水管及压水管的压头损失 。
管路所需压头由两部分组成,一部分是静压头 Hst,即压出容器测压管压头与吸入容器测压管压头之差,静压头与流量无关 。 另一部分是压头损失 hw,由第八章可知 hw=SQ2,其中 S是管路阻抗 。 对管路布置已定且流动处于阻力平方区,S是常数 。
管路所需压头与流量的关系,用公式表示为
(13-1)
将式 (13-1)用曲线表示,就是 管路性能曲线 。 管路性能曲线是 二次抛物线,当 Q=0时,He=Hst。 见图 13-2。
2ste QSHH
第一节 管路性能曲线与工况点图 13-1 泵与管路装置 图 13-2 管路性能曲线如果水泵的吸入容器液面压强及压出容器液面压强皆为大气压,p1=p2=pa。 则静压头 Hst=z2－ z1等于几何高差 。
第一节 管路性能曲线与工况点对于风机,因气体重度很小,气柱重量可以忽略不计,则
Hst=(p2-p1)/?。 静压头为压气容器与吸气容器的压头差 。 如风机从大气中吸气,放气到大气之中,即 p2=p1=pa,则 Hst=0。
管路性能曲线从原点开始 。
二,泵与风机的工况点将泵与风机的性能曲线 与管路性能曲线用相同比尺绘在一张图上 。 两条曲线的交点 A就是泵与风机的 工况点 。 A点的流量 QA,表明泵或风机的流量与管路的流量相等 。 A点的压头表明泵或风机提供的压头,等于管路所需要的压头,见图 13-3。
大多数泵或风机的 H-Q性能曲线是平缓下降的曲线,这种情况下的运行工况是稳定的 。 如泵或风机的流量 QB小于管路第一节 管路性能曲线与工况点图 13-3 泵 (风机 )的工况点 图 13-4 泵 (风机 )的不稳定工况
l-泵 (风机 )性能曲线 ; 1-泵 (风机 )性能曲线 ;
2-管路性能曲线 2-管路性能曲线第一节 管路性能曲线与工况点的流量 QA时,机器的压头 HB大于管路的压头 HA。 多余的能量将使流体加速,流量加大,工况点将自动由 B移向 A。 反之,
如机器在 C点工作,流量大于管路流量,机器的压头小于管路需要的压头,则流体减速,流量减小,工况点将自动由 C移向
A。 可见 A点是稳定 工况点 。
有些低比转数泵或风机的 H-Q性能曲线呈 驼峰形,如图 13-
4。 这样的机器性能曲线有可能与管路性能曲线有两个交点 D
和 E。 D点在机器性能曲线的下降段,如上所述是稳定工况点 。
而 E点是不稳定工况 点 。
当机器稍有干扰 (如电压波动 ),流量向 E点增大方向偏离时,机器的压头大于管道所需要的压头,管路中流速加大,流第一节 管路性能曲线与工况点量增加,工况点继续向流量增大方向移动,直至 D点为止 。 当机器向流量减小方向偏离时,工况点就继续向流量减小方向移动,直至流量等于零为止 。 因此机器一遇干扰,工况点就向右或向左移动,再也不能回到原来位置 E点 。 故 E点 称为不稳定工况点 。
泵或风机具有驼蜂形性能曲线是产生不稳定运行的原因 。
对于这一类泵或风机应使工况点保持在 H-Q曲线 的下降段,以保证运行的稳定性 。
第二节 泵或风机的联合运行内 容 提 要
一,泵或风机的并联工作
二,泵或风机的串联工作第二节 泵或风机的联合运行两台或两台以上的泵或风机在同一管路系统中工作,称为联合运行 。 联合运行分为并联和串联两种情况 。 目的 在于增加流量或增加压头 。 下面分别进行讨论 。
一,泵或风机的并联工作多台水泵在同一吸水池吸水,向同一压水管路供水,称为并联,如图 13-5(a)。 图 13-5(b)是两台风机的并联情况 。
并联工作的特点 是各台机器的压头相同,而总流量等于并联后各台机器流量之和 。 并联常应用于以下情况：
(1)当用户需要流量大,而大流量的泵或风机制造困难或造价太高时；
(2)流量需求变化幅度较大,通过停开机器台数以调节流第二节 泵或风机的联合运行量时；
(3)当有一台机器损坏,仍需保证供水 (气 ),做为检修及事故备用时 。
图 13-5 并联运行
(a)两台泵的并联； (b)两台风机的并联第二节 泵或风机的联合运行
(1)两台相同的泵或风机的并联已知一台泵或风机的性能曲线 Ⅰ,在相同的压头下使流量加倍,便得到并联机组的性能曲线 Ⅱ 。 与管路性能曲线 Ⅲ 交于 A点 。 A点就是并联机组的工况点 。 QA是并联后的流量,HA
是并联后的压头,见图 13-6。
过 A点作水平线与单机的 性能曲线交于 B点,B点是并联机组中一台机器的工况点 。 压头 HB=HA,流量 QB=0.5QA。 B点对应效率曲线上的?B,就是并联 工作时机器的效率 。
管路性能曲线与 单机性能曲线的交点 C,是只开一台机器时的工况点 。 C点对应的流量 QC是只开一台机器时的流量 。 而
QC＞ QB,可见 只开一 台机器时流量大于并联机组中一台机器第二节 泵或风机的联合运行的流量 。 这是因为并联后,管路内总流量加大,水头损失增加,
所需压头加大,而泵与风机的性能是压头加大流量减小,所以并联后单台机器的流量减小了 。
图 13-6 并联运行的工况分析第二节 泵或风机的联合运行管路中总流量 QA＞ QC,并联后总流量比并联前增加了 。
增加的流量 ⊿ Q=QA－ QC＜ QC,增加的流量小于系统中一台机器时的流量 。 也就是说,流量没有增加一倍 。
并联机组增加的流量 ⊿ Q与管路性能曲线形状有关 。 管路性能曲线越平坦 (即阻抗 S越小 ),并联增加的流量越大 。 因此管路性能曲线很陡时,不宜于 采用并联工作 。
并联机组增加的流量 ⊿ Q还与泵与风机的性能曲线有关 。
泵与风机性能曲线越陡 (即比转数较大 ),并联增加的流量越大,因而越适于并联工作 。
第二节 泵或风机的联合运行
(2)多台相同泵或风机的并联多台相同机器并联工作时,工况分析如图 13-7。 Ⅰ 是单机的性能曲线,Ⅱ 是两台机器并联时的性能曲线,Ⅲ 是三台机器并联时的性能曲线,Ⅳ 是管路性能曲线 。 A,B,C分别 是单机,两台并联及三台并联时的工况点 。 由图可见,随着并联台数增多,每并联上一台机器所增加的流量愈小,因而效果愈差 。
第二节 泵或风机的联合运行图 13-7 多台机器并联运行第二节 泵或风机的联合运行图 13-8 不同性能机器并联的工况分析第二节 泵或风机的联合运行
(3)不同性能的泵或风机的并联图 13-8为两台不同性能机器并联工作时的工况分析 。 图中曲线 Ⅰ,Ⅱ 分别是两台机器的性能曲线,Ⅰ +Ⅱ 是并联机组的性能曲线 。 Ⅲ 是管路性能曲线 。 并联机组性能曲线的画法是在相同压头下,将 QⅠ 与 QⅡ 相加而得 。 管路性能曲线与并联机组性能曲线交于 A点,A点是并联工作的工况点,其流量为 QA，
压头为 HA。
由 A点作水平线交两台机器的性能曲线于 B,C两点,B、
C就是并联工作时两台机器各自的工况点 。 流量为 QB,QC,压头相等,即 HB=HC=HA。 总流量为各台机器的流量之和,即
QA=QB+QC。
第二节 泵或风机的联合运行并联前每台机器各自的工况点是 D和 E。 由图看出,QA＜
QD+QE； HA＞ HD； HA＞ HE。 这表明,两台不同性能的机器并联工作的总流量小于并联前各机单独工作的流量之和 。 其减少的程度与管路性能曲线形状有关,管路性能曲线越陡,总流量越小 。
两台性能不同 的机器并联时,压头小的机器输出的流量很少 。 当并联工况点移至 F点时,由于机器 Ⅰ 的压头不能大于 HF，
因而不能输出流量,此时应停开机器 Ⅰ 。
第二节 泵或风机的联合运行二,泵或风机的串联工作串联工作时,第一台机器的压出口与第二台机器的吸入口相连接 。 图 13-9(a)是两台泵的串联,(b)是两台风机的串联 。
图 13-9 泵与风机的串联工作泵或风机串联工作的特点 是通过各台机器的流量相同,而总压头为串联后各台机器压头的总和 。 它常用于下述情况：
第二节 泵或风机的联合运行
(1)一台高压的泵或风机制造困难或造价太高时；
(2)在改建或扩建时,管道阻力加大,需要压头提高时 。
两台 相同的泵或风机串联工作时,工况分析如图 13-10。
图中 Ⅰ 是一台机器的性能曲线 。 根据相同流量下压头相加的原理,得到曲线 Ⅱ 为两台机器串联工作的性能曲线 。 曲线 Ⅲ 是管路性能曲线,与串联机组性能曲线交于 A点 。 A点就是串联工作的工况点,流量为 QA,压头为 HA。
由 A点做垂直线与单机性能曲线交于 B点 。 B点是串联机组中一台机器的工况点,流量 QB=QA,压头 HB=0.5HA。
单机性能曲线 Ⅰ 与管路性能曲线 Ⅲ 的交点 C是系统中只有一台机器工作时的工况点 。 由图可见,QA>QC； HA>HC>HB。
第二节 泵或风机的联合运行图 13-10 串联机组的工况分析第二节 泵或风机的联合运行以上表明,两台机器串联工作时压头增加了,但是没有增加到两倍 。 增加的压头为 ΔH=HA－ HC。 同时串联后的流量也增加了,这是因为压头加大,使管路中流体速度加大,流量随之增加 。 泵或风机的性能曲线愈平坦 (比转数较小 ),串联后增加的压头和流量愈大,愈适于串联工作 。
性能不同的泵或风机的串联工作,其分析方法与上述情况类似,就不再讨论了 。 应指出的是,两台泵串联时,后一台泵承受的压力较高,选泵时要注意结构强度 。 风机串联的特性与泵相同,但因操作上可靠性较差,一般不推荐采用 。
第三节 泵与风机的工况调节内 容 提 要
一,阀门调节
二,变速调节
三,进口导流器调节
四,切削叶轮调节第三节 泵与风机的工况调节如前所述,泵与风机运行时其工况点的工作参数是由泵与风机的性能曲线与管路性能曲线所决定的 。 但是用户需要的流量经常变化,为了满足这种要求,必须进行调节 。 工况调节 就是用一定方法改变泵或风机的性能曲线及管路的性能曲线,
来满足用户流量变化的要求 。 常用的工况调节方法有以下几种 。
一,阀门调节改变管路性能曲线最常用的方法是改变阀门的开度,从而改变管路的阻抗 S,使管路性能曲线变陡或变缓,达到调节流量的目的 。 这种调节方法十分简单,应用甚广 。 但是由于增加了阀门阻力,故额外增加了水头损失,是 不经济 的 。 这种方法常用于频繁的,临时性的调节 。
第三节 泵与风机的工况调节图 13-11中曲线 Ⅰ 是原来管路性能曲线 。 阀门关小,阻力增大,管路性能曲线变陡为曲线 Ⅱ 。 曲线 Ⅲ 是泵或风机的性能曲线不变 。 工况点由 A移到 B,相应地流量由 QA减至 QB。
图 13-11 阀门调节的工况分析第三节 泵与风机的工况调节由于阀门 关小额外增加的水头损失为 ΔH=HB-HC。 因为原来管路中流量为 QB时需要的能头是 HC。 相应多消耗的功率为
ΔN=?QB⊿ H/?B。
应当注意,水泵的调节阀门通常只能装在压水管上 。 这是因为吸入管上设置调节阀,增加吸入口的真空值,可能引起水泵气蚀 。
二,变速调节由相似律可知,改变泵或风机的转速,可以改变泵或风机的性能曲线,从而使工况点移动,流量随之改变 。 转速改变时泵与风机的性能参数变化如下：
第三节 泵与风机的工况调节
(12-22)
变速调节的工况 分析如图 13-12。 图中曲线 Ⅰ 为转速为 n时泵或风机的性能曲线 。 曲线 Ⅱ 为管路性能曲线 。 两线交点 A就是工况点 。
今欲将工况 点调节至管路性能曲线上 B点 。 通过 B点的泵或风机性能曲线 Ⅲ,转速为 n′。 转速比 n/n′≠QA/QB。 因为式 (12-
22)是相似律,应满足运动相似条件,而 A,B两点不是相似工况点,不满足 运动相似条件 。
32
2
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)(
n
n
N
N
n
n
p
p
n
n
H
H
n
n
Q
Q
第三节 泵与风机的工况调节图 13-12 变速调节工况分析由式 (12-22)相似工况点应满足以下关系：
得 相似工况曲线方程 为 (13-2)
KQHQHQQHH 222)( 或
2QKH?
第三节 泵与风机的工况调节将 QB及 HB代入得 K=HB/QB2。 则可以绘出通过 B点的相似工况曲线 Ⅳ 。 与转速 n的性能曲线 Ⅰ 交于 C点 。 B点与 C点是相似工况点,C点又在转速为 n的性能曲线上 。 因此有 n/n′=QC/QB。
改变泵或风机转速的方法有以下几种：
(1)改变电机转速用电机拖动的泵或风机,可以在电机的转子电路中串接 变阻器 来改变电机的转速 。 这种方法的缺点是必须增加附属设备,
且在变速时增加额外的电能消耗 。 也可以采用 可变极数 的电机,
但这种电机较贵,调速是跳跃式的,调速范围有限,一般只有两种转速 。 现在多数采用的是 无级变频调速 方法 。
(2)调换皮带轮第三节 泵与风机的工况调节改变风机或电机的皮带轮的大小,可以在一定范围内调节转速 。 这种办法的优点是不增加额外的能量损失,缺点是调速范围有限,并且要停机换轮 。
(3)采用液力联轴器液力联轴器是安装在电机与泵或风机之间的传动设备 。 它和一般联轴器不同之处在于 通过液体 (如油 )来传递转矩 。 改变联轴器的进油量,就可以改变传递的转矩,从而在电机转速恒定的情况下,改变泵或风机的转速 。
在理论上可以用增加转速的办法来提高流量,但是转速增加后,使叶轮圆周速度增大,因而可能增大 振动和噪声,且可能发生 机械强度和电机超载 等问题,所以一般不采用增速方法来调节工况 。
第三节 泵与风机的工况调节三,进口导流器调节离心式通风机常采用进口导流器进行调节 。 常用的导流器有轴向导流器与径向导流器,如图 13-13。
图 13-13 进口导流器简图
(a)轴向导流器； (b)径向导流器第三节 泵与风机的工况调节导流器的作用是使气流进入叶轮之前产生预旋 。 由欧拉方程式得知,p=?(u2cu2-u1cu1)。 当导流器全开时,气流无旋进入叶轮,此时 cu1=0,所得风压最大 。 向旋转方向转动导流器叶片,气流产生预旋,使切向分速 cu1加大,从而风压降低 。 导流器叶片转动角度越大,产生预旋越强烈,风压 p越低 。
图 13-14是采用导流器调节方法的工况分析图 。 导流叶片角度为 0°,30°,60°,风机的性能曲线为 Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ,与管路性能曲线 Ⅳ 交于 A,B,C三点,是三种情祝下的工况点,
流量分别为 QA,QB,QC。
采用导流器的调节方法,增加了进口的撞击损失,从节能角度看,不如变速调节,但比阀门调节消耗功率小,也是一种第三节 泵与风机的工况调节图 13-14 进口导流器调节比较经济的调节方法 。 此外,导流器结构比较简单,可用装在外壳上的操作手柄进行调节,可以在不停机的情况下进行,操作方便灵活,这是比变速调节优越之处 。
第三节 泵与风机的工况调节四,切削叶轮调节泵或风机的叶轮经过切削,外径改变,其性能随之改变 。
泵或风机的性能曲线改变,则工况点移动,系统的流量和压头改变,达到调节的目的 。
叶轮经过切削与原来叶轮 不符合几何相似条件,切削前后性能参数的关系不符合相似律,需重新 推导 切削律 。 由于切削量不大,近似认为切削前后的出口安装角?2不变 。 叶轮直径 D2
变为 D2′,圆周速度 u2变为 u2′。 由于?2不变,速度图相似,满足运动相似条件,见图 13-15。
叶轮切削前后的速度比为
2
2
2
2
2
2
2
2
D
D
c
c
c
c
u
u
r
r
u
u
第三节 泵与风机的工况调节图 13-15 切削叶轮及速度图叶轮 切削前后的性能参数之间关系如下,近似认为容积效率相等,即?v≈?v′,排挤系数相等?≈?′,水力效率相等?H≈?H′，
涡流系数相等 K≈K′,则有第三节 泵与风机的工况调节对于低比转数的泵与风机,叶轮切削后出口宽度变化不大,
可以近似认为不变,b2≈b2′,则上述关系为
(13-3)
称为 第一切削定律 。
2
2
2
22
H
22
H
2
22
2
2
222v
222v
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22
2
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D
D
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H
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D
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Q
,，
第三节 泵与风机的工况调节对于中高比转数的泵与风机,叶轮切削后可以认为出口面积不变,?D2b2≈?D2′b2′,则性能参数关系为
(13-4)
称为 第二切削定律 。
切削叶轮进行调节的工况分析见 图 13-16。 图中曲线 Ⅰ 是叶轮直径为 D2的泵与风机性能曲线,曲线 Ⅱ 是管路性能曲线,
交点 A是工况 点 。
欲将 工况点调至管路性能曲线 B点,通过 B点的泵与风机的性能曲线 Ⅲ,叶轮直径为 D2’。 为求出 D2’,需找出曲线 I上与 B点运动相似的工况点,因为 切削定律是由运动相似推导出来
3
2
22
2
2
2
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D
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D
Q
Q
,，
第三节 泵与风机的工况调节图 13-16 切削叶轮调节的工况分析的 。 为此需画出运动相似的切削曲线,由于有两个切削定律,
切削曲线也有两条 。
第三节 泵与风机的工况调节对于低比转数的泵与风机,由式 (13-3)有则
(13-5)
将 B点的 HB,QB代入计算,得切削曲线是一条直线,见图 13-
16中曲线 Ⅳ,与叶轮切削前的性能曲线 Ⅰ 交于 C点,C点与 B点满足 运动相似条件 。 应用第一切削定律,得
(13-6)
对于中高比转数的泵与风机,由式 (13-4),有
Q
Q
H
Q
Q
H
H
H
H
Q
Q
B
B )()(?
B
C
Q
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2
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Q
Q
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H
第三节 泵与风机的工况调节则
(13-7)
将 HB,QB代入计算,得切削曲线是一条二次抛物线,见图 13-
16中曲线 Ⅴ,与叶轮切削前的性能曲线 Ⅰ 交于 D点 。 D点与 B
点满足运动相似条件,应用第二切削定律,得
(13-8)
切削叶轮的调节方法,其切削量不能太大,否则效率明显下降 。 水泵的最大切削量与比转数 ns有关,如表 13-1。
对于泵,制造厂通常对同一型号的泵,除标准叶轮外,还提供几种经过切削的叶轮供用户选用 。 如 2BA-6型泵,标准叶轮直径为 163mm。 切削一次 2BA-6A型,叶轮直径为 148mm。
2
2
2
2 )()( QQ
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B
B?
B
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Q
Q
D
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2
2
第三节 泵与风机的工况调节叶轮最大切削量 表 13-1
切削两次 2BA-6B型,叶轮直径为 132mm,切削后的叶轮仍装于原机壳内,调节时只需换用叶轮即可 。
切削叶轮的调节方法,不增加额外的能量损失,机器效率下降很少,是一种节能的调节方法 。 缺点是需要停机换装叶轮,
常用于水泵的季节性调节 。
泵的比转数 ns 60 120 200 300 350 350以上允许最大切削量 20% 15% 11% 9% 7% 0
效率下降值 每切 10%下降 1% 每切 4%下降 1%
第四节 离 心 泵 的 选 择内 容 提 要
一,常用离心泵介绍
二,泵的综合性能图
三,泵的选择第四节 离 心 泵 的 选 择一,常用离心泵介绍
(1)单级单吸式离心泵这种泵种类很多,应用广泛 。 泵轴多与地面平行,称为卧式 。 流量一般为 5.5～ 300m3/h,扬程为 8～ 150m,有 B型,BA
型,BZ型等 。 其 型号意义 以 4BA-12A为 例说明之：
4－吸入口直径为 4in(100mm)；
BA－单级单吸悬臂式离心清水泵；
12－比转数为 120左右；
A－叶轮切削一次 。
(2)单级双吸式离心泵这是应用十分广泛的一种泵 。 流量为 90～ 20000m3/h,扬程为 10～ 100m。 有 Sh型,SA型,S型等 。
第四节 离 心 泵 的 选 择双吸泵的叶轮形状如图 13-17(a)所示,相当于两个单吸叶轮并联组成 。 两面进水,因此流量较大 。
图 13-17 双吸泵与多级泵示意图
(a)双吸泵； (b)多级泵第四节 离 心 泵 的 选 择
(3)多级分段泵这种泵是将几个叶轮同时安装在一根轴上串联工作 。 液体由导流器导向,顺序由前一个叶轮进入后一个叶轮,经过多次加压,所以具有较高的扬程,见图 13-17(b)。 目前这种泵的扬程可达 100～ 650m,流量为 5～ 720m3/h。 型号意义 以 4DA-8× 8
为例,
4－吸入口直径为 4in；
DA－单吸多级分段式离心清水泵；
8－叶轮比转数为 80左右；
8－叶轮级数为 8级；
以上清水泵皆输送水温 80℃ 以下的清水 。
第四节 离 心 泵 的 选 择
(4)锅炉给水泵锅炉给水泵的作用是向锅炉连续供给具有足够压力和相当高温度的水,按工作压力分为,低压 (小于 5MPa)；中压 (5～
10MPa)和高压 (10MPa以上 )三种 。 低压和中压锅炉给水泵的水温不超过 105～ 110℃ 。 锅炉给水泵 大部分是单吸多级分段卧式离心泵 。
由于工作压力和温度较高,在构造上需采取一些特殊措施,
如轴封装置比较完善,轴承除润滑外还需循环水冷却等 。 如
GC型锅炉给水泵,扬程为 46～ 576m,流量为 6～ 55m3/h,最高水温为 110℃ 。
第四节 离 心 泵 的 选 择
(5)凝结水泵
DN,SN型泵是输送 200℃ 以下清水的多级泵,D表示单侧进水,S表示双侧进水,N表示凝结水泵 。 因为凝结水泵抽吸的介质常处于液汽两相的汽化状态,很容易产生气蚀,故对凝结水泵的气蚀性能应予特别注意 。
(6)深井泵与潜水泵这两种泵是用来抽升深井地下水的 。 实际是一种立式单吸多级分段式离心泵 。 泵体在井下,电机在井上,通过一根很长的轴传动,叫做 深井泵 (图 13-18)。 电机和泵连成一体置于井下的叫做 潜水泵 。
第四节 离 心 泵 的 选 择
(7)污水泵与杂质泵国产 PW型污水泵是卧式单级悬臂式离心泵 。 它与清水泵不同之处是叶轮的叶片少,流道宽敞,便于输送污水 。 杂质泵是输送含有杂质的液体如泥浆泵,灰渣泵,
砂浆泵等 。 其特点是叶轮泵体等过流部分采用耐磨材料,泵壳通常有清扫孔,便于检查拆洗 。
图 13-18 深井泵
1-电机 ;2-轴 ;3-压水管 ;4-泵体第四节 离 心 泵 的 选 择二,泵的综合性能图水泵的综合性能图是将同一型号,不同规格的泵的性能曲线,在高效区 (?≥0.9?max)的部分,绘在一张图上,以供选泵之用 。
附录 D是 Sh型泵的综合性能图 。 图中一个方框是一种规格泵的高效工作区 。 其上边是标准叶轮高效区的 H-Q曲线,中边及下边是切削一次及切削两次的高效区 H-Q曲线 (或只有切削一次的下边 )。 两侧 边是等效率线 。 因此方框内的工况点都是高效工况 。
第四节 离 心 泵 的 选 择三,泵的选择选择水泵大致有以下几个步骤：
(1)首先 确定用户需要的 最大流量,并进行管路水力计算,
求出 需要的 最大扬程 。 选泵时一般考虑一定的安全值 。
Q=(1.05～ 1.10)Qmax
H=(1.10～ 1.15)Hmax (13-9)
(2)分析水泵的工作条件,如液体的杂质情况,温度,腐蚀性等,及需要的流量和扬程,确定水泵的 种类 及 型式 。
(3)利用该种泵的综合性能图,进行初选 。 确定泵的 型号,
尺寸 及 转速 。
(4)用该泵的性能曲线,并绘制管路性能曲线,做出工况第四节 离 心 泵 的 选 择点,进行校核 。 并 定出泵的 效率 及 功率 。
(5)选用 电机 及其他 附属设备 。
(6)查明允许吸上真空高度或必须气蚀余量,核算水泵的安装高度 。
第五节 离心式风机的选择内 容 提 要
一,常用离心式风机介绍
二,通风机的噪音
三,风机的选择性能曲线
四,风机的选择第五节 离心式风机的选择一,常用离心式风机介绍
(1)一般离心式通风机流量一般为 500～ 22000m3/h,风压为 18～ 400mmH2O。 广泛应用于一般厂房通风 。 型号以 4-72-11No.10C右 90° 为例,
说明其意义：
4－风压系数 =0.4；
72－比转数 ns=72；
1－单侧进风 (0为双侧进风 )；
1－第一次 设计；
No.10－机号,叶轮直径 D2=l000mm；
C－传动方式,见附录 H；
右 90° －风机出口方向,见附录 I。
p
第五节 离心式风机的选择
(2)高压离心式通风机流量一般为 600～ 50000m3/h,风压为 350～ 1700mmH2O，
可用于一般锻冶炉及强制通风 。 如 8-18-101型 。
以上通风机输送清洁空气,温度 80℃ 以下 。
(3)排尘离心式通风机输送含尘量较大的空气,如 7-40-11型风机 。 输送含木屑,
纤维和尘土的空气混合物,如 6-46-11型风机 。
(4)防爆离心式风机如 B4-72-11型风机可用于有易燃挥发性气体的厂房通风 。
(5)锅炉引风机如 Y4-73-11可用于 2～ 670T/h蒸汽锅炉的烟道排风 。 排送烟气温度为 200℃ 。
第五节 离心式风机的选择二,通风机的噪音通风机运行时产生燥声,燥声被流体通过风管传到室内,
使工作条件恶化 。 因此在选择通风机时,除了要满足系统的风量,风压要求之外,还要防止过大的噪声 。
噪声产生的原因有两方面 。 一是空气动力噪声,由气流中的旋涡冲击引起的噪声,又叫 涡流噪声 。 一是 机械噪声,由轴承,转子不平衡引起的噪声 。 实践表明,通风机的噪声主要是空气动力噪声 。
噪声的强度用声功率级 (单位为分贝 )表示,其大小一般与圆周速度 u2,叶片纵向尺寸及气流在叶轮中的阻力成正比 。 因此在选用风机时,规定圆周速度不得超过表 13-2规定的范围 。
第五节 离心式风机的选择通风机最大圆周速度 表 13-2
注：工业建筑 Ⅰ 指工作条件较安静的车间；
工业建筑 Ⅱ 指工作条件有其它噪声源的车间 。
建筑性质 居住建筑 公共建筑 工业建筑 Ⅰ 工业建筑 Ⅱ
u2 (m/s) 20~25 25~30 30~35 35~45
第五节 离心式风机的选择三,风机的选择性能曲线将同一型号风机不同机号 (叶轮直径不同 ),不同转速下高效区的 p-Q性能曲线的一部分绘在一张图上,供选择风机之用,
称为选择性能曲线 。 附录 F是 8-23-11型风机的选择性能曲线 。
由于采用对数坐标,等效率线是直线,各机号风机不同转速的最高效率点成直线 。 图中并绘有等功率线 及等转速线 。
有些风机样本将选择性能曲线上高效区的 p-Q曲线,均匀地选取 6～ 8个工况点,将这些点的数据编成风机性能表 (如附录 G是 4-72-11型风机性能表的一部分 ),可 供选择之用 。
四,风机的选择选择风机的步骤大致如下：
第五节 离心式风机的选择
(1)分析风机的工作条件,包括气体含尘,含纤维或其他杂质,可燃易爆,温度等情况,确定风机的 种类 及 型号 。
(2)确定用户需要的风量 Qmax,由管路水力计算得到需要的风压 pmax。 按式 (13-9)考虑一定的安全值,确定风机的 风量及 风压 。 如当地工作条件与标准条件 (标准大气压及温度 20℃ )
不符,应换算为标准条件下的风压 。
(3)由风量及风压 确定风机的 机号 及 转速,可以利用选择性能曲线图,或风机性能表,或无因次性能曲线 。
(4)校核 圆周速度 u2是否符合噪声规定 。
(5)根据风机的功率,选用 电机 。
(6)选择 传动方式 及 出风口位置,见附录 H及 I。
本 章 小 结一、基本概念二、基本定律和基本方程三、重要的性质和结论
(十三 )
多媒体教学课件李文科 制作第十三章 泵与风机的运行与调节
第一节 管路性能曲线与工况点
第二节 泵或风机的联合运行
第三节 泵与风机的工况调节
第四节 离 心 泵 的 选 择
第五节 离心式风机的选择第一节 管路性能曲线与工况点内 容 提 要
一,管路性能曲线
二,泵与风机的工况点第一节 管路性能曲线与工况点泵与风机是装置在管路系统中,与管路共同工作的 。 因此泵与风机运行时的流量与压头,不仅取决于泵与风机本身的性能,而且与管路性能有关 。
一,管路性能曲线管路性能曲线 是管路中通过的流量与所需压头之间的关系曲线 。 管路及泵的装置见图 13-1,对吸入容器液面 1-1及压出容器液面 2-2列伯努利方程式则
w12
12
e
w2
2
e1
1
)()( hzz
pp
H
hz
p
Hz
p
第一节 管路性能曲线与工况点式中 He－管路所需的总压头；
Hst=(p2/?－ p1/?)+(Z2－ Z1),称为管路所需的静压头；
hw－吸水管及压水管的压头损失 。
管路所需压头由两部分组成,一部分是静压头 Hst,即压出容器测压管压头与吸入容器测压管压头之差,静压头与流量无关 。 另一部分是压头损失 hw,由第八章可知 hw=SQ2,其中 S是管路阻抗 。 对管路布置已定且流动处于阻力平方区,S是常数 。
管路所需压头与流量的关系,用公式表示为
(13-1)
将式 (13-1)用曲线表示,就是 管路性能曲线 。 管路性能曲线是 二次抛物线,当 Q=0时,He=Hst。 见图 13-2。
2ste QSHH
第一节 管路性能曲线与工况点图 13-1 泵与管路装置 图 13-2 管路性能曲线如果水泵的吸入容器液面压强及压出容器液面压强皆为大气压,p1=p2=pa。 则静压头 Hst=z2－ z1等于几何高差 。
第一节 管路性能曲线与工况点对于风机,因气体重度很小,气柱重量可以忽略不计,则
Hst=(p2-p1)/?。 静压头为压气容器与吸气容器的压头差 。 如风机从大气中吸气,放气到大气之中,即 p2=p1=pa,则 Hst=0。
管路性能曲线从原点开始 。
二,泵与风机的工况点将泵与风机的性能曲线 与管路性能曲线用相同比尺绘在一张图上 。 两条曲线的交点 A就是泵与风机的 工况点 。 A点的流量 QA,表明泵或风机的流量与管路的流量相等 。 A点的压头表明泵或风机提供的压头,等于管路所需要的压头,见图 13-3。
大多数泵或风机的 H-Q性能曲线是平缓下降的曲线,这种情况下的运行工况是稳定的 。 如泵或风机的流量 QB小于管路第一节 管路性能曲线与工况点图 13-3 泵 (风机 )的工况点 图 13-4 泵 (风机 )的不稳定工况
l-泵 (风机 )性能曲线 ; 1-泵 (风机 )性能曲线 ;
2-管路性能曲线 2-管路性能曲线第一节 管路性能曲线与工况点的流量 QA时,机器的压头 HB大于管路的压头 HA。 多余的能量将使流体加速,流量加大,工况点将自动由 B移向 A。 反之,
如机器在 C点工作,流量大于管路流量,机器的压头小于管路需要的压头,则流体减速,流量减小,工况点将自动由 C移向
A。 可见 A点是稳定 工况点 。
有些低比转数泵或风机的 H-Q性能曲线呈 驼峰形,如图 13-
4。 这样的机器性能曲线有可能与管路性能曲线有两个交点 D
和 E。 D点在机器性能曲线的下降段,如上所述是稳定工况点 。
而 E点是不稳定工况 点 。
当机器稍有干扰 (如电压波动 ),流量向 E点增大方向偏离时,机器的压头大于管道所需要的压头,管路中流速加大,流第一节 管路性能曲线与工况点量增加,工况点继续向流量增大方向移动,直至 D点为止 。 当机器向流量减小方向偏离时,工况点就继续向流量减小方向移动,直至流量等于零为止 。 因此机器一遇干扰,工况点就向右或向左移动,再也不能回到原来位置 E点 。 故 E点 称为不稳定工况点 。
泵或风机具有驼蜂形性能曲线是产生不稳定运行的原因 。
对于这一类泵或风机应使工况点保持在 H-Q曲线 的下降段,以保证运行的稳定性 。
第二节 泵或风机的联合运行内 容 提 要
一,泵或风机的并联工作
二,泵或风机的串联工作第二节 泵或风机的联合运行两台或两台以上的泵或风机在同一管路系统中工作,称为联合运行 。 联合运行分为并联和串联两种情况 。 目的 在于增加流量或增加压头 。 下面分别进行讨论 。
一,泵或风机的并联工作多台水泵在同一吸水池吸水,向同一压水管路供水,称为并联,如图 13-5(a)。 图 13-5(b)是两台风机的并联情况 。
并联工作的特点 是各台机器的压头相同,而总流量等于并联后各台机器流量之和 。 并联常应用于以下情况：
(1)当用户需要流量大,而大流量的泵或风机制造困难或造价太高时；
(2)流量需求变化幅度较大,通过停开机器台数以调节流第二节 泵或风机的联合运行量时；
(3)当有一台机器损坏,仍需保证供水 (气 ),做为检修及事故备用时 。
图 13-5 并联运行
(a)两台泵的并联； (b)两台风机的并联第二节 泵或风机的联合运行
(1)两台相同的泵或风机的并联已知一台泵或风机的性能曲线 Ⅰ,在相同的压头下使流量加倍,便得到并联机组的性能曲线 Ⅱ 。 与管路性能曲线 Ⅲ 交于 A点 。 A点就是并联机组的工况点 。 QA是并联后的流量,HA
是并联后的压头,见图 13-6。
过 A点作水平线与单机的 性能曲线交于 B点,B点是并联机组中一台机器的工况点 。 压头 HB=HA,流量 QB=0.5QA。 B点对应效率曲线上的?B,就是并联 工作时机器的效率 。
管路性能曲线与 单机性能曲线的交点 C,是只开一台机器时的工况点 。 C点对应的流量 QC是只开一台机器时的流量 。 而
QC＞ QB,可见 只开一 台机器时流量大于并联机组中一台机器第二节 泵或风机的联合运行的流量 。 这是因为并联后,管路内总流量加大,水头损失增加,
所需压头加大,而泵与风机的性能是压头加大流量减小,所以并联后单台机器的流量减小了 。
图 13-6 并联运行的工况分析第二节 泵或风机的联合运行管路中总流量 QA＞ QC,并联后总流量比并联前增加了 。
增加的流量 ⊿ Q=QA－ QC＜ QC,增加的流量小于系统中一台机器时的流量 。 也就是说,流量没有增加一倍 。
并联机组增加的流量 ⊿ Q与管路性能曲线形状有关 。 管路性能曲线越平坦 (即阻抗 S越小 ),并联增加的流量越大 。 因此管路性能曲线很陡时,不宜于 采用并联工作 。
并联机组增加的流量 ⊿ Q还与泵与风机的性能曲线有关 。
泵与风机性能曲线越陡 (即比转数较大 ),并联增加的流量越大,因而越适于并联工作 。
第二节 泵或风机的联合运行
(2)多台相同泵或风机的并联多台相同机器并联工作时,工况分析如图 13-7。 Ⅰ 是单机的性能曲线,Ⅱ 是两台机器并联时的性能曲线,Ⅲ 是三台机器并联时的性能曲线,Ⅳ 是管路性能曲线 。 A,B,C分别 是单机,两台并联及三台并联时的工况点 。 由图可见,随着并联台数增多,每并联上一台机器所增加的流量愈小,因而效果愈差 。
第二节 泵或风机的联合运行图 13-7 多台机器并联运行第二节 泵或风机的联合运行图 13-8 不同性能机器并联的工况分析第二节 泵或风机的联合运行
(3)不同性能的泵或风机的并联图 13-8为两台不同性能机器并联工作时的工况分析 。 图中曲线 Ⅰ,Ⅱ 分别是两台机器的性能曲线,Ⅰ +Ⅱ 是并联机组的性能曲线 。 Ⅲ 是管路性能曲线 。 并联机组性能曲线的画法是在相同压头下,将 QⅠ 与 QⅡ 相加而得 。 管路性能曲线与并联机组性能曲线交于 A点,A点是并联工作的工况点,其流量为 QA，
压头为 HA。
由 A点作水平线交两台机器的性能曲线于 B,C两点,B、
C就是并联工作时两台机器各自的工况点 。 流量为 QB,QC,压头相等,即 HB=HC=HA。 总流量为各台机器的流量之和,即
QA=QB+QC。
第二节 泵或风机的联合运行并联前每台机器各自的工况点是 D和 E。 由图看出,QA＜
QD+QE； HA＞ HD； HA＞ HE。 这表明,两台不同性能的机器并联工作的总流量小于并联前各机单独工作的流量之和 。 其减少的程度与管路性能曲线形状有关,管路性能曲线越陡,总流量越小 。
两台性能不同 的机器并联时,压头小的机器输出的流量很少 。 当并联工况点移至 F点时,由于机器 Ⅰ 的压头不能大于 HF，
因而不能输出流量,此时应停开机器 Ⅰ 。
第二节 泵或风机的联合运行二,泵或风机的串联工作串联工作时,第一台机器的压出口与第二台机器的吸入口相连接 。 图 13-9(a)是两台泵的串联,(b)是两台风机的串联 。
图 13-9 泵与风机的串联工作泵或风机串联工作的特点 是通过各台机器的流量相同,而总压头为串联后各台机器压头的总和 。 它常用于下述情况：
第二节 泵或风机的联合运行
(1)一台高压的泵或风机制造困难或造价太高时；
(2)在改建或扩建时,管道阻力加大,需要压头提高时 。
两台 相同的泵或风机串联工作时,工况分析如图 13-10。
图中 Ⅰ 是一台机器的性能曲线 。 根据相同流量下压头相加的原理,得到曲线 Ⅱ 为两台机器串联工作的性能曲线 。 曲线 Ⅲ 是管路性能曲线,与串联机组性能曲线交于 A点 。 A点就是串联工作的工况点,流量为 QA,压头为 HA。
由 A点做垂直线与单机性能曲线交于 B点 。 B点是串联机组中一台机器的工况点,流量 QB=QA,压头 HB=0.5HA。
单机性能曲线 Ⅰ 与管路性能曲线 Ⅲ 的交点 C是系统中只有一台机器工作时的工况点 。 由图可见,QA>QC； HA>HC>HB。
第二节 泵或风机的联合运行图 13-10 串联机组的工况分析第二节 泵或风机的联合运行以上表明,两台机器串联工作时压头增加了,但是没有增加到两倍 。 增加的压头为 ΔH=HA－ HC。 同时串联后的流量也增加了,这是因为压头加大,使管路中流体速度加大,流量随之增加 。 泵或风机的性能曲线愈平坦 (比转数较小 ),串联后增加的压头和流量愈大,愈适于串联工作 。
性能不同的泵或风机的串联工作,其分析方法与上述情况类似,就不再讨论了 。 应指出的是,两台泵串联时,后一台泵承受的压力较高,选泵时要注意结构强度 。 风机串联的特性与泵相同,但因操作上可靠性较差,一般不推荐采用 。
第三节 泵与风机的工况调节内 容 提 要
一,阀门调节
二,变速调节
三,进口导流器调节
四,切削叶轮调节第三节 泵与风机的工况调节如前所述,泵与风机运行时其工况点的工作参数是由泵与风机的性能曲线与管路性能曲线所决定的 。 但是用户需要的流量经常变化,为了满足这种要求,必须进行调节 。 工况调节 就是用一定方法改变泵或风机的性能曲线及管路的性能曲线,
来满足用户流量变化的要求 。 常用的工况调节方法有以下几种 。
一,阀门调节改变管路性能曲线最常用的方法是改变阀门的开度,从而改变管路的阻抗 S,使管路性能曲线变陡或变缓,达到调节流量的目的 。 这种调节方法十分简单,应用甚广 。 但是由于增加了阀门阻力,故额外增加了水头损失,是 不经济 的 。 这种方法常用于频繁的,临时性的调节 。
第三节 泵与风机的工况调节图 13-11中曲线 Ⅰ 是原来管路性能曲线 。 阀门关小,阻力增大,管路性能曲线变陡为曲线 Ⅱ 。 曲线 Ⅲ 是泵或风机的性能曲线不变 。 工况点由 A移到 B,相应地流量由 QA减至 QB。
图 13-11 阀门调节的工况分析第三节 泵与风机的工况调节由于阀门 关小额外增加的水头损失为 ΔH=HB-HC。 因为原来管路中流量为 QB时需要的能头是 HC。 相应多消耗的功率为
ΔN=?QB⊿ H/?B。
应当注意,水泵的调节阀门通常只能装在压水管上 。 这是因为吸入管上设置调节阀,增加吸入口的真空值,可能引起水泵气蚀 。
二,变速调节由相似律可知,改变泵或风机的转速,可以改变泵或风机的性能曲线,从而使工况点移动,流量随之改变 。 转速改变时泵与风机的性能参数变化如下：
第三节 泵与风机的工况调节
(12-22)
变速调节的工况 分析如图 13-12。 图中曲线 Ⅰ 为转速为 n时泵或风机的性能曲线 。 曲线 Ⅱ 为管路性能曲线 。 两线交点 A就是工况点 。
今欲将工况 点调节至管路性能曲线上 B点 。 通过 B点的泵或风机性能曲线 Ⅲ,转速为 n′。 转速比 n/n′≠QA/QB。 因为式 (12-
22)是相似律,应满足运动相似条件,而 A,B两点不是相似工况点,不满足 运动相似条件 。
32
2
)()(
)(
n
n
N
N
n
n
p
p
n
n
H
H
n
n
Q
Q
第三节 泵与风机的工况调节图 13-12 变速调节工况分析由式 (12-22)相似工况点应满足以下关系：
得 相似工况曲线方程 为 (13-2)
KQHQHQQHH 222)( 或
2QKH?
第三节 泵与风机的工况调节将 QB及 HB代入得 K=HB/QB2。 则可以绘出通过 B点的相似工况曲线 Ⅳ 。 与转速 n的性能曲线 Ⅰ 交于 C点 。 B点与 C点是相似工况点,C点又在转速为 n的性能曲线上 。 因此有 n/n′=QC/QB。
改变泵或风机转速的方法有以下几种：
(1)改变电机转速用电机拖动的泵或风机,可以在电机的转子电路中串接 变阻器 来改变电机的转速 。 这种方法的缺点是必须增加附属设备,
且在变速时增加额外的电能消耗 。 也可以采用 可变极数 的电机,
但这种电机较贵,调速是跳跃式的,调速范围有限,一般只有两种转速 。 现在多数采用的是 无级变频调速 方法 。
(2)调换皮带轮第三节 泵与风机的工况调节改变风机或电机的皮带轮的大小,可以在一定范围内调节转速 。 这种办法的优点是不增加额外的能量损失,缺点是调速范围有限,并且要停机换轮 。
(3)采用液力联轴器液力联轴器是安装在电机与泵或风机之间的传动设备 。 它和一般联轴器不同之处在于 通过液体 (如油 )来传递转矩 。 改变联轴器的进油量,就可以改变传递的转矩,从而在电机转速恒定的情况下,改变泵或风机的转速 。
在理论上可以用增加转速的办法来提高流量,但是转速增加后,使叶轮圆周速度增大,因而可能增大 振动和噪声,且可能发生 机械强度和电机超载 等问题,所以一般不采用增速方法来调节工况 。
第三节 泵与风机的工况调节三,进口导流器调节离心式通风机常采用进口导流器进行调节 。 常用的导流器有轴向导流器与径向导流器,如图 13-13。
图 13-13 进口导流器简图
(a)轴向导流器； (b)径向导流器第三节 泵与风机的工况调节导流器的作用是使气流进入叶轮之前产生预旋 。 由欧拉方程式得知,p=?(u2cu2-u1cu1)。 当导流器全开时,气流无旋进入叶轮,此时 cu1=0,所得风压最大 。 向旋转方向转动导流器叶片,气流产生预旋,使切向分速 cu1加大,从而风压降低 。 导流器叶片转动角度越大,产生预旋越强烈,风压 p越低 。
图 13-14是采用导流器调节方法的工况分析图 。 导流叶片角度为 0°,30°,60°,风机的性能曲线为 Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ,与管路性能曲线 Ⅳ 交于 A,B,C三点,是三种情祝下的工况点,
流量分别为 QA,QB,QC。
采用导流器的调节方法,增加了进口的撞击损失,从节能角度看,不如变速调节,但比阀门调节消耗功率小,也是一种第三节 泵与风机的工况调节图 13-14 进口导流器调节比较经济的调节方法 。 此外,导流器结构比较简单,可用装在外壳上的操作手柄进行调节,可以在不停机的情况下进行,操作方便灵活,这是比变速调节优越之处 。
第三节 泵与风机的工况调节四,切削叶轮调节泵或风机的叶轮经过切削,外径改变,其性能随之改变 。
泵或风机的性能曲线改变,则工况点移动,系统的流量和压头改变,达到调节的目的 。
叶轮经过切削与原来叶轮 不符合几何相似条件,切削前后性能参数的关系不符合相似律,需重新 推导 切削律 。 由于切削量不大,近似认为切削前后的出口安装角?2不变 。 叶轮直径 D2
变为 D2′,圆周速度 u2变为 u2′。 由于?2不变,速度图相似,满足运动相似条件,见图 13-15。
叶轮切削前后的速度比为
2
2
2
2
2
2
2
2
D
D
c
c
c
c
u
u
r
r
u
u
第三节 泵与风机的工况调节图 13-15 切削叶轮及速度图叶轮 切削前后的性能参数之间关系如下,近似认为容积效率相等,即?v≈?v′,排挤系数相等?≈?′,水力效率相等?H≈?H′，
涡流系数相等 K≈K′,则有第三节 泵与风机的工况调节对于低比转数的泵与风机,叶轮切削后出口宽度变化不大,
可以近似认为不变,b2≈b2′,则上述关系为
(13-3)
称为 第一切削定律 。
2
2
2
22
H
22
H
2
22
2
2
222v
222v
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D
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H
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2
22
2
2 )()()(
D
D
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N
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D
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H
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D
Q
Q
,，
第三节 泵与风机的工况调节对于中高比转数的泵与风机,叶轮切削后可以认为出口面积不变,?D2b2≈?D2′b2′,则性能参数关系为
(13-4)
称为 第二切削定律 。
切削叶轮进行调节的工况分析见 图 13-16。 图中曲线 Ⅰ 是叶轮直径为 D2的泵与风机性能曲线,曲线 Ⅱ 是管路性能曲线,
交点 A是工况 点 。
欲将 工况点调至管路性能曲线 B点,通过 B点的泵与风机的性能曲线 Ⅲ,叶轮直径为 D2’。 为求出 D2’,需找出曲线 I上与 B点运动相似的工况点,因为 切削定律是由运动相似推导出来
3
2
22
2
2
2
2 )()(
D
D
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D
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Q
Q
,，
第三节 泵与风机的工况调节图 13-16 切削叶轮调节的工况分析的 。 为此需画出运动相似的切削曲线,由于有两个切削定律,
切削曲线也有两条 。
第三节 泵与风机的工况调节对于低比转数的泵与风机,由式 (13-3)有则
(13-5)
将 B点的 HB,QB代入计算,得切削曲线是一条直线,见图 13-
16中曲线 Ⅳ,与叶轮切削前的性能曲线 Ⅰ 交于 C点,C点与 B点满足 运动相似条件 。 应用第一切削定律,得
(13-6)
对于中高比转数的泵与风机,由式 (13-4),有
Q
Q
H
Q
Q
H
H
H
H
Q
Q
B
B )()(?
B
C
Q
Q
D
D?
2
2
2
2
Q
Q
H
H
第三节 泵与风机的工况调节则
(13-7)
将 HB,QB代入计算,得切削曲线是一条二次抛物线,见图 13-
16中曲线 Ⅴ,与叶轮切削前的性能曲线 Ⅰ 交于 D点 。 D点与 B
点满足运动相似条件,应用第二切削定律,得
(13-8)
切削叶轮的调节方法,其切削量不能太大,否则效率明显下降 。 水泵的最大切削量与比转数 ns有关,如表 13-1。
对于泵,制造厂通常对同一型号的泵,除标准叶轮外,还提供几种经过切削的叶轮供用户选用 。 如 2BA-6型泵,标准叶轮直径为 163mm。 切削一次 2BA-6A型,叶轮直径为 148mm。
2
2
2
2 )()( QQ
HQ
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B
B?
B
D
Q
Q
D
D?
2
2
第三节 泵与风机的工况调节叶轮最大切削量 表 13-1
切削两次 2BA-6B型,叶轮直径为 132mm,切削后的叶轮仍装于原机壳内,调节时只需换用叶轮即可 。
切削叶轮的调节方法,不增加额外的能量损失,机器效率下降很少,是一种节能的调节方法 。 缺点是需要停机换装叶轮,
常用于水泵的季节性调节 。
泵的比转数 ns 60 120 200 300 350 350以上允许最大切削量 20% 15% 11% 9% 7% 0
效率下降值 每切 10%下降 1% 每切 4%下降 1%
第四节 离 心 泵 的 选 择内 容 提 要
一,常用离心泵介绍
二,泵的综合性能图
三,泵的选择第四节 离 心 泵 的 选 择一,常用离心泵介绍
(1)单级单吸式离心泵这种泵种类很多,应用广泛 。 泵轴多与地面平行,称为卧式 。 流量一般为 5.5～ 300m3/h,扬程为 8～ 150m,有 B型,BA
型,BZ型等 。 其 型号意义 以 4BA-12A为 例说明之：
4－吸入口直径为 4in(100mm)；
BA－单级单吸悬臂式离心清水泵；
12－比转数为 120左右；
A－叶轮切削一次 。
(2)单级双吸式离心泵这是应用十分广泛的一种泵 。 流量为 90～ 20000m3/h,扬程为 10～ 100m。 有 Sh型,SA型,S型等 。
第四节 离 心 泵 的 选 择双吸泵的叶轮形状如图 13-17(a)所示,相当于两个单吸叶轮并联组成 。 两面进水,因此流量较大 。
图 13-17 双吸泵与多级泵示意图
(a)双吸泵； (b)多级泵第四节 离 心 泵 的 选 择
(3)多级分段泵这种泵是将几个叶轮同时安装在一根轴上串联工作 。 液体由导流器导向,顺序由前一个叶轮进入后一个叶轮,经过多次加压,所以具有较高的扬程,见图 13-17(b)。 目前这种泵的扬程可达 100～ 650m,流量为 5～ 720m3/h。 型号意义 以 4DA-8× 8
为例,
4－吸入口直径为 4in；
DA－单吸多级分段式离心清水泵；
8－叶轮比转数为 80左右；
8－叶轮级数为 8级；
以上清水泵皆输送水温 80℃ 以下的清水 。
第四节 离 心 泵 的 选 择
(4)锅炉给水泵锅炉给水泵的作用是向锅炉连续供给具有足够压力和相当高温度的水,按工作压力分为,低压 (小于 5MPa)；中压 (5～
10MPa)和高压 (10MPa以上 )三种 。 低压和中压锅炉给水泵的水温不超过 105～ 110℃ 。 锅炉给水泵 大部分是单吸多级分段卧式离心泵 。
由于工作压力和温度较高,在构造上需采取一些特殊措施,
如轴封装置比较完善,轴承除润滑外还需循环水冷却等 。 如
GC型锅炉给水泵,扬程为 46～ 576m,流量为 6～ 55m3/h,最高水温为 110℃ 。
第四节 离 心 泵 的 选 择
(5)凝结水泵
DN,SN型泵是输送 200℃ 以下清水的多级泵,D表示单侧进水,S表示双侧进水,N表示凝结水泵 。 因为凝结水泵抽吸的介质常处于液汽两相的汽化状态,很容易产生气蚀,故对凝结水泵的气蚀性能应予特别注意 。
(6)深井泵与潜水泵这两种泵是用来抽升深井地下水的 。 实际是一种立式单吸多级分段式离心泵 。 泵体在井下,电机在井上,通过一根很长的轴传动,叫做 深井泵 (图 13-18)。 电机和泵连成一体置于井下的叫做 潜水泵 。
第四节 离 心 泵 的 选 择
(7)污水泵与杂质泵国产 PW型污水泵是卧式单级悬臂式离心泵 。 它与清水泵不同之处是叶轮的叶片少,流道宽敞,便于输送污水 。 杂质泵是输送含有杂质的液体如泥浆泵,灰渣泵,
砂浆泵等 。 其特点是叶轮泵体等过流部分采用耐磨材料,泵壳通常有清扫孔,便于检查拆洗 。
图 13-18 深井泵
1-电机 ;2-轴 ;3-压水管 ;4-泵体第四节 离 心 泵 的 选 择二,泵的综合性能图水泵的综合性能图是将同一型号,不同规格的泵的性能曲线,在高效区 (?≥0.9?max)的部分,绘在一张图上,以供选泵之用 。
附录 D是 Sh型泵的综合性能图 。 图中一个方框是一种规格泵的高效工作区 。 其上边是标准叶轮高效区的 H-Q曲线,中边及下边是切削一次及切削两次的高效区 H-Q曲线 (或只有切削一次的下边 )。 两侧 边是等效率线 。 因此方框内的工况点都是高效工况 。
第四节 离 心 泵 的 选 择三,泵的选择选择水泵大致有以下几个步骤：
(1)首先 确定用户需要的 最大流量,并进行管路水力计算,
求出 需要的 最大扬程 。 选泵时一般考虑一定的安全值 。
Q=(1.05～ 1.10)Qmax
H=(1.10～ 1.15)Hmax (13-9)
(2)分析水泵的工作条件,如液体的杂质情况,温度,腐蚀性等,及需要的流量和扬程,确定水泵的 种类 及 型式 。
(3)利用该种泵的综合性能图,进行初选 。 确定泵的 型号,
尺寸 及 转速 。
(4)用该泵的性能曲线,并绘制管路性能曲线,做出工况第四节 离 心 泵 的 选 择点,进行校核 。 并 定出泵的 效率 及 功率 。
(5)选用 电机 及其他 附属设备 。
(6)查明允许吸上真空高度或必须气蚀余量,核算水泵的安装高度 。
第五节 离心式风机的选择内 容 提 要
一,常用离心式风机介绍
二,通风机的噪音
三,风机的选择性能曲线
四,风机的选择第五节 离心式风机的选择一,常用离心式风机介绍
(1)一般离心式通风机流量一般为 500～ 22000m3/h,风压为 18～ 400mmH2O。 广泛应用于一般厂房通风 。 型号以 4-72-11No.10C右 90° 为例,
说明其意义：
4－风压系数 =0.4；
72－比转数 ns=72；
1－单侧进风 (0为双侧进风 )；
1－第一次 设计；
No.10－机号,叶轮直径 D2=l000mm；
C－传动方式,见附录 H；
右 90° －风机出口方向,见附录 I。
p
第五节 离心式风机的选择
(2)高压离心式通风机流量一般为 600～ 50000m3/h,风压为 350～ 1700mmH2O，
可用于一般锻冶炉及强制通风 。 如 8-18-101型 。
以上通风机输送清洁空气,温度 80℃ 以下 。
(3)排尘离心式通风机输送含尘量较大的空气,如 7-40-11型风机 。 输送含木屑,
纤维和尘土的空气混合物,如 6-46-11型风机 。
(4)防爆离心式风机如 B4-72-11型风机可用于有易燃挥发性气体的厂房通风 。
(5)锅炉引风机如 Y4-73-11可用于 2～ 670T/h蒸汽锅炉的烟道排风 。 排送烟气温度为 200℃ 。
第五节 离心式风机的选择二,通风机的噪音通风机运行时产生燥声,燥声被流体通过风管传到室内,
使工作条件恶化 。 因此在选择通风机时,除了要满足系统的风量,风压要求之外,还要防止过大的噪声 。
噪声产生的原因有两方面 。 一是空气动力噪声,由气流中的旋涡冲击引起的噪声,又叫 涡流噪声 。 一是 机械噪声,由轴承,转子不平衡引起的噪声 。 实践表明,通风机的噪声主要是空气动力噪声 。
噪声的强度用声功率级 (单位为分贝 )表示,其大小一般与圆周速度 u2,叶片纵向尺寸及气流在叶轮中的阻力成正比 。 因此在选用风机时,规定圆周速度不得超过表 13-2规定的范围 。
第五节 离心式风机的选择通风机最大圆周速度 表 13-2
注：工业建筑 Ⅰ 指工作条件较安静的车间；
工业建筑 Ⅱ 指工作条件有其它噪声源的车间 。
建筑性质 居住建筑 公共建筑 工业建筑 Ⅰ 工业建筑 Ⅱ
u2 (m/s) 20~25 25~30 30~35 35~45
第五节 离心式风机的选择三,风机的选择性能曲线将同一型号风机不同机号 (叶轮直径不同 ),不同转速下高效区的 p-Q性能曲线的一部分绘在一张图上,供选择风机之用,
称为选择性能曲线 。 附录 F是 8-23-11型风机的选择性能曲线 。
由于采用对数坐标,等效率线是直线,各机号风机不同转速的最高效率点成直线 。 图中并绘有等功率线 及等转速线 。
有些风机样本将选择性能曲线上高效区的 p-Q曲线,均匀地选取 6～ 8个工况点,将这些点的数据编成风机性能表 (如附录 G是 4-72-11型风机性能表的一部分 ),可 供选择之用 。
四,风机的选择选择风机的步骤大致如下：
第五节 离心式风机的选择
(1)分析风机的工作条件,包括气体含尘,含纤维或其他杂质,可燃易爆,温度等情况,确定风机的 种类 及 型号 。
(2)确定用户需要的风量 Qmax,由管路水力计算得到需要的风压 pmax。 按式 (13-9)考虑一定的安全值,确定风机的 风量及 风压 。 如当地工作条件与标准条件 (标准大气压及温度 20℃ )
不符,应换算为标准条件下的风压 。
(3)由风量及风压 确定风机的 机号 及 转速,可以利用选择性能曲线图,或风机性能表,或无因次性能曲线 。
(4)校核 圆周速度 u2是否符合噪声规定 。
(5)根据风机的功率,选用 电机 。
(6)选择 传动方式 及 出风口位置,见附录 H及 I。
本 章 小 结一、基本概念二、基本定律和基本方程三、重要的性质和结论
