第6章 泵、风机与管网系统的匹配 6.1 泵、风机在管网系统中的工作状态点 6.2 泵、风机的工况调节 6.3 泵、风机的安装位置

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1 第6章 泵、风机与管网系统的匹配 6.1 泵、风机在管网系统中的工作状态点 6.2 泵、风机的工况调节 6.3 泵、风机的安装位置
6.4 泵、风机的选用

2 6.1 泵、风机在管网系统中的工作状态点 6.1.1 管网特性曲线 1 阻力特性 管道中流体的流到阻力与流量之间的关系： △P=SL2
流体密度有关 2 管网特性曲线 能量方程：

3 定义： 反映管网压能与阻力特点的方程,称为管网特性方程.

4 1）广义的管网特性 H=Hst+SL 适应于开式系统 2）狭义的管网特性 H=SL 适应于闭式系统 网特性方程中压头与流量之间的特定关系，可由管网水力特性曲线表示。 广义的管网水力特性曲线 狭义的管网水力特性曲线 讨论：1）闭式、开式是相对的 2）当重力作用不能忽略时，闭式管网的特性也是广义的。

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7 6.1.2管网特性曲线的影响因素 管网是由许多管段、管件（包括三通、弯头、阀门等）及某些设备组成的。 管网中在管径不变的某两截面之间的管路阻力由下式定量计算： 其中：

8 结论： 管网水力特性曲线的主要影响因素： S=f（l，di，k，Σζ，ρ） 当管网内达到某一流量值时，管网阻力的高低取决于阻抗S的大小； 当管网的压头一定时，管网系统中流量的大小亦取决于阻抗S的大小。 调整管路布置形式,改变某管路的长度和选择管径的大小，能达到调整管网水力特性。 在管网的运行中，通过调节阀门的开度（即改变Σζ值）也能达到改变管网水力特性的效果，以使之适应用户对管网流量或压力分布的需要。

9 6.1.3 管网系统对泵、风机运行曲线的影响 泵、风机工作点不仅取决于泵、风机本身，也与管网的连接和特性有关。 系统效应：指泵、风机进出口与管网系统连接方式对泵、风机的性能特性产生的影响。 泵、风机的性能曲线，是标准实验状态下。 入口的连接方式不同，流向和速度分布与标准实验不同 内部能量损失发生变化，泵、风机的性能下降。

10 （1）入口的系统效应 系统效应影响风机性能示意图。 圆形弯管 方形弯管 进口风箱

11 泵、风机性能改变后的性能曲线可以称之为泵、风机在管网中的实际运行曲线
当风机接有吸入管，造成入口P降低，ρ减小，作功能力下降，引性能曲线发生变化。

12 （2）出口系统效应的影响 效应管道长度，自风机出口截面不规则的速度分布，到管道内气流速度规则分布的截面之间管段长度 避免能量损失，不在此段安装管件或设备。即在效应长度内断面的任何改变，均导致风机性能的降低。

13 系统效应曲线 返回

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15 不同出口管道形式的系统效应曲线 返回 继续

16 7.1.2泵、风机与管网系统匹配的工作状态点 1. 泵或风机的运行工况点 泵、风机与管网系统运行的平衡点 泵、风机与管网系统的合理匹配。流量和压力匹配 泵、风机在其特性曲线上稳定工作的点称之为工况点。

17 非稳定工作区，P-Q曲线是驼峰形的，E点不稳定，D点稳定
2. 泵、风机的稳定工作区和非稳定工作区 稳定工作区，P-Q曲线是平缓的 非稳定工作区，P-Q曲线是驼峰形的，E点不稳定，D点稳定 驼峰形P-Q曲线应使工作点在下降段 非稳定工作区 稳定工作区

18 3.喘振及其防止方法 定义 在非稳定工作区运行时，离心泵、风机出现一会输出流体，一会流体倒流的现象，称为“喘振” 。 危害 喘振发生，设备运行声音发生突变，Q、P急剧波动，发生强烈振动。不及时停机或消除，将会造成机器严重破坏。 喘振的防治方法 ①应尽量避免设备在非稳定区工作； ②采用旁通或放空法； ③减速节流法。

19 喘振发生的条件： 出口接有管网，且具有一定压力 出口流量变小，达到不稳定区，管网压力大于泵出口压力 返回

20 在实际中，入口损失很大，可高达45%，注意进入口的合理设计
4. 系统效应的影响 在实际中，入口损失很大，可高达45%，注意进入口的合理设计 原因是进口连接方式与实验状态不同 泵、风机的进口系统效性能损失值需由实验确定

21 6.1.5 管网系统中泵、风机的联合运行 联合运行：两台或两台以上泵或风机在同一管路中工作。 联合方式：并联、串联两种情况
目 的：并联增加流量，串联增加压头。 1.泵或风机的并联工作 （l）泵、风机并联工作的特点 各台设备压头相同，而总流量等于各台设备流量之和。 并联一般应用于以下情况： ① 流量大，大流量泵或风机制造困难或造价太高； ② 流量变化大，开停台数调节； ③ 检修及事故备用。

22 （2）联合运行曲线绘制方法 a.在Q－H坐标系上绘各台泵、风机的Q－H性能曲线；
b. 在y轴上取不同 Hi，做水平线，与各泵、风机性能曲线相交得到QI，j，Q2,j，…Qi,j，…，Qn,j； c. 取 Q0,j＝ Q1,j＋ Q1,j＋…＋ Qn,j 按（Hj，Q0,j）在Q－H坐标系上的点连线，得N台并联泵、风机的联合运行曲线。 （3）两台相同的泵或风机的并联

23 （4）多台相同泵或风机的并联 （5）不同性能的泵或风机并联 返回 继续

24 讨论： 并联单台设备流量减少 管路特性曲线较陡，不宜采用并联工作 随并联台数增多，单台设备流量减少越多，并联效果越差
两台性能不同的设备并联，压头小的设备输出流量小

25 2．泵或风机的串联工作 串联工作的特点 各台设备的流量相同 总压头为各台压头的和 串联用于以下情况： ① 高压泵或风机制造困难或造价太高时；
② 改扩建时，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。

26 讨论： 串联单台设备压头减少，流量增加 串联台数增多，后面设备压强增大 管路特性曲线较陡，串联工作效果好

27 6.2泵与风机的工况调节 工作点：泵与风机性能曲线与管网特性曲线平衡点 6.2.1调节管网系统性能 改变管网中阀门的开度可改变管网特性曲线。
1.液体管网系统的性能调节 曲线2为管网初始性能曲线 关小阀门，性能曲线1，增加的压力损失为HB－HD，多消耗的功率为：ΔN=QBΔH/ηB 开大阀门，性能曲线3 液体管路，泵的调节阀通常装在出口管，防止气蚀。

28 2．气体管网系统的性能调节 风机出口设调节阀，经济性较差 较为经济方式是在进口设调节阀 入口节流改变风机性能曲线，适应流量或压力的特定要求。
该调节方式既节能又可避免产生喘振。

29 6.2.2调节泵、风机性能 调节方式：非变速调节、变速调节 非变速调节：入口节流调节，离心式和轴流式风机的前导叶片调节、切削叶轮调节等；
变速调节，变频调速是目前最为经济的。 *1.变速调节 改变泵或风机的转数，改变泵或风机的性能曲线，使工况点移动，流量随之改变。泵与风机的性能参数变化如下：

30 n/n’=QC/QB =SQ2 变速调节的工况分析 工况点：两线交点A。 变转速将工况点调节B点 A、B两点不满足运动相似，不是相似点
B、C两点才是相似点。 n/n’=QC/QB =SQ2

31 改变转数的方法： （1）改变电机转数 在电机的转子电路中串接变阻器改变转数 改变电机的极数，价格较高，调速跳跃，范围有限
变频调速，范围宽、效率高，体积小，易安装。 （2）调换皮带轮 改变皮带轮的大小，在一定范围内调节转数。优点不增加额外的能量损失，缺点调速范围有限，停机换轮。 （3）液力联轴器 不采用增速方法来调节工况。

32 2．进口导流器调节 导流器：轴向导流器 径向导流器 导流器使气流进入叶轮之前产生预旋，切向分速加大，降低风压。
导流器叶片转动角度越大，产生预旋越强烈，风压P越低。 导流叶片安装角度 比较经济 00 300 600

33 3．切削叶轮调节 叶轮经过切削，性能改变，工况点移动，流量和压头改变，达到节能的目的。 叶轮经过切削与原来叶轮不符合几何相似条件，切削前后性能参数不符合相似率。

34 切削量不大，认为β不变，D2变为D2’，U2变为U2’。速度相似，满足运动相似。切削前后的速度比为：
Cu2 叶轮切削前后的性能参数之间关系如下： （1）低比转数的设备，叶轮切削后，认为b2=b2′，则性能参数关系称为第一切削定律：

35 （2）中、高比转数，叶轮切削后，πd2b2≈πd2′b2 ′，性能参数关系称为第二切削定律：
图中，D2的性能曲线Ⅰ，管路性能曲线Ⅱ， A是交点。 将工况点调至B点，通过B点D2′的性能曲线Ⅲ。 求D2′，找出曲线Ⅰ上与B点运动相似的点，根据两个切削定律，切削曲线也有两条。

36 对于低比转数的泵与风机有： 对于中高比转数的泵与风机：

37 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。
最大切削量与比转数ns有关，如下表所示：

38 例6-1：已知水泵性能曲线如图。阻抗S＝76000s2／m5，静扬程Hst= 19m，转数n＝ 2900r／min。
试求:(1)泵的Q，H、η及轴功率N；（2）阀门调节，Q减少25％，求泵的Q、H、轴功率N和阀门消耗的功率。 （3）变速调节，Q减少 25％，转数应调至多少？ 解（1） （2） （3） =2570r/min

39 ［例6－2］上题中的水泵直径D2＝ 200mm，如果用切削叶轮方法使流量减少 25％，问应切削多少？
[解] 比转数 低比转数 切削率符合要求

40 6.3泵与风机的安装位置 6.3.1 水泵的气穴和气蚀现象 泵中最低压力Pk如果降低到被吸液体工作温度下的饱和蒸汽压力Pv时，泵壳内即发生气穴和气蚀现象。 气穴—泵中最低压力Pk如果降低到被吸液体工作温度下的饱和蒸汽压力Pv时，液体就大量气化，溶解在液体里的气体也自动逸出，出现“冷沸”现象，形成的气泡随流体进入叶轮压力升高区时，气泡突然被四周水压破，流体因惯性力以高速冲向气泡中心，产生局部水锤现象，局部压力可达数十兆帕。此时，可以听到气泡冲破时爆裂声。

41 气蚀—在离心泵中，一般气穴区域发生在叶片进口的壁面，局部水锤作用频率高达2—3万次/秒，金属表面先产生蜂蜗状损坏，然后叶片出现裂缝和剥落，最后达到完全损坏的程度

42 最常见的吸水泵，以水的饱和蒸汽压力为防止水汽化的最小压力，其值与水温的关系见下表 。

43 由图6-3-1 列能量方程表示成如下形式： 当K点的液体压强PK等于该温度下的气化压强Pv时，液体就开始发生气化，该状态称为临界状态，液体压强PK 要留一定富余量。 实际工程中用允许吸上高度或气蚀余量来控制气蚀余量

44 离心泵的吸水性能通常是用允许吸上真空高度 [ Hs]值来衡量， [ Hs] 值越大，说明水泵吸水性能越好。
目前对泵内流体的气穴现象的理论研究或计算，大多数还是以液体气化压强作为发生气穴的临界压力。 为避免发生气穴现象，至少应该使泵内液体的最低压强Pmin大于液体在该温度时的气化压强Pv。

45 6.3.2 吸入式泵的安装高度 泵的最大允许安装高度，即泵吸入口轴线与吸液池的最低液面的高差，对于管网系统的正常可靠运行及经济性都具有重要的意义，如图。 列0－0和l－1两断面水流的能量方程： 返回 继续

46 返回1 返回

47 返回 继续 泵的吸上真空度Hs将随安装高度HSS的增加而增加。 为避免发生气蚀，各种泵都给定一个允许的吸上真空高度，用[Hs]表示。
实际泵安装高度应遵守HSS＜[HSS] 返回 继续

48 （1）为防止气蚀发生，[Hs]应随流量增加而有所降低。水泵厂一般在产品样本中，用 Q－Hs曲线来表示该水泵的吸水性能。
（2）泵的产品样本给出的Q－[Hs]曲线是标准状态清水条件下试验得出的。当泵的使用条件与上述条件不相符时，应对[Hs]值按下式进行修正： 返回 继续

49 6.3.2灌注式泵安装的最低液面高度 返回 继续 如果管网中某处压力分布低于该液体温度下的汽化压力，就会妨碍系统的正常运行。
其对应给水温度下的汽化压力为PV，给水泵气蚀余量为[Δh]。应有： 返回 继续

50 返回 继续 当水箱中液面压强P0等于液体温度对应条件下的汽化压力Pv时，则有：
显然Hg＞0，即说明此时泵必须安装于液面下使之成为灌注式才可保证泵不会发生气蚀。 返回 继续

51 6.3.4泵与管网的连接 1.系统管路的连接（如图） 对于吸水管路的基本要求有三点： （1）不漏气。 （2）不积气。为了使水泵能及时排走吸水管路 内的空气，吸水管应有沿水流方向上升的坡度i，一般大于0.005，以免形成气囊。 （3）不吸气。为了避免吸水井（池）水面产生旋涡，使水泵吸入空气，吸水管进口在最低水位下的淹没深度h不应小于0.5～1.0m。 返回 继续

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53 返回 继续 （1）吸水管的进口高于井底不小于0.8D，如图，通常取D为吸水管直径的1.3～1.5倍。
为了防止水泵吸入井底的尘渣，并使水泵工作时有良好的水力条件，应遵循以下规定： （1）吸水管的进口高于井底不小于0.8D，如图，通常取D为吸水管直径的1.3～1.5倍。 （2）吸水管喇叭口边缘距离井壁不小于 0．75～1.0D。 （3）在同一井中安装有几根吸水管时，吸水喇叭口之间的距离不小于（1.5～2.0）D。当水泵采用抽气设备充水或能自灌充水时，为了减小吸水管进口处的水头损失，吸水管进口通常采用喇叭口形式。如水中有较大的悬浮杂质时，喇叭口外面还需加设滤网。当水泵从压水管引水启动时，吸水管上应装有底阀。 返回 继续

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55 压出管路承受压力高，要求坚固而不漏水，通常采用钢管，并尽量采用焊接接口，在适当地点应设法兰接口。
2.压出管路的连接 压出管路承受压力高，要求坚固而不漏水，通常采用钢管，并尽量采用焊接接口，在适当地点应设法兰接口。 一般应在吸水管路和压出管路上设置伸缩节或可曲挠的橡胶接头。 为了承受管路中内压力所造成的推力，在一定的部位上（各弯头处）应设置专门的支墩或拉杆。 在不允许液体倒流的管路中，应在泵压出管上设置止回阀。压出管路装设闸阀，当直径D＞400mm时，大都采用电动或水力闸阀。 返回 继续

56 返回 继续 6.3.4风机的进出口合理布置与连接 通风机进出口风管的布置是否合理，直接影响通风机的工作状态点和效率。 1．通风机进口装置
为了保证气流均匀地进入叶轮，并均匀地充满进口截面，风机入口管以平直管段为最佳。对于变径入口管，应尽量采用角度较小的渐扩管，要避免采用突扩管和突缩管，以免气流速度和方向的突然变化。 表6-3-3是4种进风弯头的通风机，在出口速度为8m/s、两种叶形、不同静压时流量损失的百分数。 返回 继续

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59 2．通风机出口装置 气流通过叶轮的旋转，在风机出口处是有方向的，因此，风机出口装置必须适应这种方向流动的气流。 返回 继续

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61 6.4泵、风机的选用 6.4.1常用的泵、风机性能及使用范围 1.常用泵的性能及使用范围 离心泵：单级单吸、单级双吸、多级、管道泵等。
电动机与泵的连接方式:直接耦合式、皮带传动式、直连式、湿转子型等 离心泵的性能分为：平坦型，驼峰型，陡降型 泵应在高效区（η＞0.90 ηmax）的工作。 切削一、两次 高效区Q-H曲线 高效区Q-H曲线 等效率线

62 2.常用风机的性能及适用范围 有离心式和轴流式两大类。还有混流式、贯流式等。具体见表6-4-2。 6.4.2泵、风机的选用原则 1.泵的选用原则： （1）按输送液体物理化学性质选适用种类； （2）泵的Q和H满足要求,有10％～20％的富裕量； （3）使工作点处于较高效率值范围内； （4）Q较大，宜并联,并联台数不宜多，尽量用同型号泵并联。 （5）选泵时考虑系统静压，工作压力应在泵壳体和填料的承压能力范围之内。

63 2.风机的选用原则 （1）根据输送气体的物理、化学性质的不同(如有清洁气体、易燃、易爆、粉尘、腐蚀性等气体)，选用不同用途的风机。 （2）风机的流量和压头能满足运行工况的要求。并应有10％～20％的富裕量。 （3）使风机的工作点经常处于高效率区，在流量—压头曲线最高点的右侧下降段上，保证工作的稳定性和经济性。 （4）对有消声要求的通风系统，应首先选择效率高、转数低的风机，并应采取相应的消声减振措施。 （5）尽可能避免采用多台并联或串联的方式。当不可避免时，应选择同型号的风机联合工作。

64 6.4.3泵、风机的选用方法 1.泵的选用 （1）泵的型号示意 a．单级单吸清水离心泵

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66 （2）流量Q和扬程H （3）泵的种类选择 分析泵的工作条件，如液体的温度、腐蚀性、清洁度等，根据流量、扬程，确定泵的类型。

67 （4）确定工况点 利用泵的综合性能曲线，进行初选，确定泵的型号、尺寸及转数。泵的性能曲Q－H与管路系统的特性曲线R的交点是工况点，进而定出效率和功率。

68 （5）泵的配用电机

69 （6）泵的安装高度 样本给出的允许吸上真空高度指标准状态下运行时，泵可能有的最大真空高度值[Hs] 。 如果水泵处于非标准状态下工作，其允许吸上真空高度[HS′]（m）： 泵的安装高度见6.3 例6-4，例6-5

70 2.风机的选用 应按下列因素确定风量、风压和设计工况效率： l）风机的风量应在系统计算的总风量上附加风管和设备的漏风量；
2）采用定转速风机时，通风机的压力应在系统计算的压力损失上附加 10％－15％； 3）采用变频调速风机时，通风机的压力以系统计算的总压力损失作为额定风压，但风机电动机的功率应在计算值上再附加15％－ 20％； 4）风机的选用设计工况效率，不应低于风机最高效率的90％。

71 对于联合运行，有如下要求： 当通风系统的风量或阻力较大，采用单台风机不能满足使用要求时，宜采用两台或两台以上同型号、同性能的风机并联或串联安装， 其联合工况下的风量和风压应按风机性能曲线和管网特性曲线确定。 不同型号、不同性能的风机不宜串联或并联安装。

72 （1）通风机的规格表示 机号，以风机叶轮直径的dm值（尾数四舍五入）冠以符号“No”表示。例如以No6表示6号风机。 风机的传动方式，见表6-4-4。 旋转方向，顺时针为“右”，逆时针为“左” 风机的风口位置，以旋转方向和进、出风口方向表示。 其基本出风口位置为8个，特殊用途可增加补充，见图。 轴流通风机的风口基本位置有四个，特殊用途可增加。 （2）风机的工况点 风机特性曲线和管网特性曲线的交点，即为其工况点。

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74 返回 继续 （3）风机的功率 风机所需的轴功率NZ（W）： 配用电机的功率N： （4）风机的比转数
风机的比转数ns表示风机在标准状态下流量Q、压力 P和转数 n之间的关系，同一类型的风机，其比转数必然相等。 返回 继续

75 返回 继续 （5）非标准状态下性能换算 使用条件与样本不一致，按下列各式进才换算。 当介质密度p、转数n 改变时有： 大气压强P0及其温度t

76 习题作业4：有一泵装置的已知条件如下：Q=0. 12 m3/S，吸入管径D＝ 0
习题作业4：有一泵装置的已知条件如下：Q=0.12 m3/S，吸入管径D＝ 0.25 m，水温为40℃（客重γ=992kgf/m3 ），[HS]=5m，吸水面标高102m，水面为大气压，吸入管段阻力为0.79m。试求： 1）泵轴的标高最高为多少？ 2）如此泵装在昆明地区，海拔高度为1800m，泵的安装位置标高应为多少？ 3）设此泵输送水温不变，地区仍为海拔102m，但系一凝结水泵，制造厂提供的临界气蚀余量为Δhmin=1.9m,冷凝水箱内压强为0.09kgf/cm2，泵的安装位置有何限制？ 返回