第六章 泵与风机的调节与运行
第一节 管路性能曲线和泵与风机工作点 第二节 泵与风机的调节 第四节 液力偶合器 第五节 泵与风机的联合运行 第六节 泵与风机的启动、运行和维护 第七节 泵与风机的不稳定工况
第一节 管路性能曲线和泵与风机的工作点
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、管路性能曲线 管路性能曲线就是流体在管路系统中通过的 流量与所需要的能量之间的关系曲线。
驼峰状性能曲线与管路性能曲线交点 可能有两个，其中在泵与风机性能曲 线的下降段的交点为稳定工作点。 为什么K点不稳定？
图6-4 泵与风机的不稳定工作区
思考：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，pM )，如下图所示。当降转速后，流量减小到qVA， 试定性确定这时的转速。
第二节 泵与风机的调节
一、液力偶合器传动原理
循环圆：泵轮与涡轮所组成的轴面腔室； 勺管：可以在旋转内套与涡轮间的腔室中移动，以调节循环 圆内的工作油量。
由动量矩方程得泵轮作 用于工作油的力矩为：
M po qV (v2uP r2 v1uP r1 )
工作油作用于涡轮上的 力矩为：
M oT qV (v1uT r2 v2uT r1 )
qV 2 qV 1 H 2 H1 ( n2 900 qV 1 0.91875 qV 1 ( L / s) n1 960 n2 2 900 2 ) H1 ( ) 0.86410 H1 n1 960
（3）作H2－qv2性能曲线，得交点B，求得流量减少16.3％。
【例6－2】某水泵在转速为n1＝ 1450r/min时的性能曲线和管路 性能曲线如图所示，若把流量调 节为qv＝8m3/h，比较采用节流调 节和变速调节各自所消耗的功率。 假定泵原来效率为65％，节流调 节后效率为63％。
第五节 泵与风机的联合运行
一、并联运行 并联运行就是两台或两台以上泵或风机同时向同一管路系统输 送流体的工作方式。主要目的是为了增加泵或风机的流量。
1、相同性能的泵并联运行 特点：各时总流量等于 每台泵流量之和，即qVA=2qVB， 而HA=HB。
的节流损失上。 应用在离心泵，调节简单可靠。
2、入口端节流调节 主要用于风机上，它是通过改 变入口挡板开度来调节流量。 △H1< △H2， 入口挡板调节比 出口节流调节损失小，运行经济 性要好一些。 但是，对于水泵来说，不可采 用入口端节流调节。
二、入口导流器调节 入口导流器调节是离心风机广泛采用的一种调节方式，通 过改变入口导流器的装置角使风机性能曲线改变来实现调节。 导流器全开时，导流器的叶片角为0o，气流沿径向进入叶轮。
p p H Hp hw g p ( p p) ghw
hw KqV
2
管路性能曲线表明：对一定的管路系 统来说，通过的流量越多，需要外界 提供的能量越大；管路性能曲线的形 状、位置取决于管路装置、流体性质 和流动阻力。
图6-1 管路性能曲线
二、泵或风机的工作点 如果将其一转速下泵或风机性能 曲线和管路性能曲线按同一比例 绘于同一坐标图上，则两条曲线 相交于M点，即工作点。
应用：锅炉给水泵为防 止在小流量区可能发生 汽蚀二设置再循环管路， 进行旁通调节。
图6－10 旁通调节 1－压力管路；2－回流管路
四、动叶调节
动叶调节是在泵与风机转速不变的情况下，通过改变动叶片 安装角βb来改变泵与风机的性能曲线形状、使工作点位置改 变，从而实现工况调节的。
b i
图6－33 两台相同性能泵并联运行
（2）并联时每台泵的流量比 它单独运行时的流量减少了， 即qVB<qVC； （3）总扬程比单独运行时扬 程提高了，即HA>HC。 （4）对于经常处于并联运行 的泵，为提高其运行的经济性， 应按 ？ 点选择泵。 B点
所谓调节，就是在运行中按照客观要求，用人为的方法改变 工作点的位置。 方法：分别或同时改变这两条性能曲线使工作点位置改变。 一、节流调节
节流调节是通过改变管路系统调节阀的开度，使管路曲线形 状发生变化来实现工作位置点的改变。节流调节分出口端节 流调节和入口端节流调节两种方法。
1、出口端节流调节
多余的能量△H完全消耗在调节阀
偶合器的效率η为：

M T T nT nP M PP
设泵轮与涡轮的速比为 i，则
i nT nP
结论：忽略各种损失的情况下，液力偶合器的传动效率等于 传动的速比。
速比与滑差率 s 有下列关系： nP nT i 1 1 s nP 液力偶合器的速比一般为0.97~0.98，滑差一般为0.02~0.03。
（3）i<2/3时，虽然传动效率随 i 的降低而下降，但损失功率
小于2/3处，原因是泵与风机功率与转速成3次方关系。
四、液力偶合器的特点
1、可以实现无级变速 液力偶合器的调速范围为 i=0.2~0.98，实际运行中当 i<0.4时常出现不稳定状况。 2、可以满足锅炉点火工况要求 锅炉点火时，要求给水量较小。 3、可以空载启动，离合方便 利用液力偶合器的充、放油，可实现无油空载启动原 动机。 4、可以隔离振动 泵轮与涡轮无机械连接。 5、对动力过载起保护作用 动力过载时可有效保护原动机。 6、液力偶合器运转时，有一定功率损失 最大功率损失处速比为 i=2/3。
液力偶合器的外特性
（2）液力偶合器的效率η随着速 比 i 的增加而直线上升。 当效率高达A点（i=0.985）后，效 率曲线急剧下降到C点（i=0.99）
（3）设计工况点，液力偶合器应 具有尽可能大的扭矩，亦就是尽 可能大的力矩系数λ P。
图6－22 液力偶合器的外特性
（4）i＝0 时，扭矩应尽可能地小。它意味着防护性能好、 脱离性能好，因空转而损失的发热少。
六、变速调节 1、变速调节原理及节能效果 A点轴功率
PA gqV 1H A / gqV 1 ( H B H ) /
1 gqV 1 ( H B H ) gqV 1 ( H B H )( 1)

B点轴功率
PB gqV 1H B /
1 gqV 1H B gqV 1 H B ( 1)
2、偶合器的充液率 通常外特性是指液力偶合器在全 充油量情况下的输出特性曲线。
C V V0
充油量不同时，所有扭矩曲线都 交于 i=1.0这一点。
图6－24 液力偶合器部分充油时外特性
三、液力偶合器传动的功率损失
通过前面的学习我们知道η= i，那么速比较小的情况下，是否 偶合器的损失较大呢？ 设泵轮功率为 PP，涡轮功率为 PT，则
1、偶合器的外特性：是在泵轮转速nP、工作油密度ρ及运动粘 性系数γ不变的条件下，泵轮力矩MP（MT）、效率η与速比 i 的 函数关系。
（1）扭拒MP（MT）随速比的增 加而降低。 i＝1 即 nP＝nT，扭拒为零； i＝0 即 nT＝0时，扭拒MP(MT)达 到最大；制动工况，制动扭拒。
图6－22
PP PT / PT / i
根据比例定律，得
PT n ( T )3 PT 0 nT 0
下标0表示最高效率点
nT nP 3 i 3 PT ( ) PT 0 ( ) PT 0 nP nT 0 i0
代入，得
i2 PP 3 P T0 i0
PT 因为 i PP
P PP P T
解： PA gqV H 1.29(kW ) 1000 1
PA1
gqV 1H1 1.38(kW ) 1000 2
gqV 2 H 2 PA2 0.64(kW ) 1000 1
第四节 液力偶合器
液力偶合器又称液力联轴器，主要由泵轮、涡轮、旋转内套、 勺管等组成；一般泵轮与涡轮叶片数差1～4片。
偶合器传动损失的功率为
所以
i 2 i3 P PP PT 3 PT 0 i0
为求出偶合器最大传动功率损失，对上式求导
d (P) 2i 3i 2 PT 0 0 3 di i0
解得 i=0及 i=2/3。 结论：（1）i＝0，制动工况，涡轮静止； （2）i＝2/3，功率损失最大值时的速比。
说明： （1）采用汽蚀调节对泵的通流部件损坏并不十分严重，而 可使泵自动调节流量，减少运行人员，降低水泵耗电约 30%~40%； （2）在中小型发电厂的凝结水泵上被广泛采用，大型电厂 设备安全性非常重要，一般不采用汽蚀调节； （3）实际工作中，必须比较采用汽蚀调节的经济效益，以 及由于汽蚀所增加的检修工作量的相关问题； （4）汽蚀泵的叶轮采用抗汽蚀材料。
图6-2 泵的工作点
M点为能量供需平衡点。 A点：HA>HA′，多余的能量必使 管内流体加速，流量增大，直到 移至M点。 B点：HB<HB′，能量供不应求， 使流量减少，工作点向M点移动。
图6-2 泵的工作点
因为真正克服管路阻力的只是 全压中的静压部分，所以有时 风机还用静压工作点N。
图6-3 风机的工作点
tg 1
vm v1u v2u u 2
改变叶片安装角βb ，冲角i和β∞也随之发生变化。从而使扬程 （全压）、流量发生变化，以达到工况调节的目的。
图6－11 动叶可调轴流泵性能曲线
固6-14 动叶可调轴流风机与入口导流器调节的离心 风机性能曲线比较
五、液位调节（汽蚀调节） 液位调节就是利用水泵系统中吸水箱内水位的升降来调节流 量。由于泵入口液柱（压力）降低，泵内发生汽蚀，使水泵 性能曲线突然下降。不同液位高度相应的汽蚀性能曲线与管 路性能曲线交点即为一系列工作点。
图6－21 液力偶合器速度三角形
根据流体力学原理，泵轮与涡轮之间的轴向间隙无叶片，所 以无粘性流体在旋转方向上的动量矩不变，即 rvu＝常数。