3泵与风机 第二章 泵与风机的性能

1第二章泵与风机的性能•第一节功率、损失与效率•第二节泵与风机的性能曲线•第三节性能曲线的测试方法2第一节功率与效率•一、功率•1.有效功率Pe•2.风机内功率•3.轴功率P•4.原动机功率PMkWHgqPVe1000kWpqPVe1000ieiPPPkWpqPV1000kWHgqPPVe1000kWHgqKPgtmVM1000kWpqKPgtmVM10003Pm机械损失功率PV容积损失功率Ph流动损失功率PhqVTHTPqVHTPeqVHPsh由于结构、工艺及流体粘性的影响，流体流经泵与风机时不可避免地要产生各种能量损失。哪些损失？在哪些部位？与那些因素有关？措施。4％有效功率理论功率100NN%100eTm容积损失：由于泵的泄漏、液体的倒流等所造成，使得部分获得能量的高压液体返回去被重新作功而使排出量减少浪费的能量。容积损失用容积效率ηv表示。％理论流量实际流量100QQ%100TeV％理论压头实际压头100HH%100Teh•机械损失：由于泵轴与轴承间、泵轴与填料间、叶轮盖板外表面与液体间的摩擦等机械原因引起的能量损失。机械损失用机械效率ηm表示。流动损失:由于液体具有粘性，在泵壳内流动时与叶轮、泵壳产生碰撞、导致旋涡等引起的摩擦阻力、局部阻力和冲击能量损失。水力损失用水力效率ηh表示。损失与效率Pm机械损失功率PV容积损失功率Ph流动损失功率PhqVTHTPqVHTPeqVHPsh泵或风机内部的能量平衡图5（一）机械损失和机械效率•圆盘摩擦损失Pm2∝n3D25，是因为叶轮在壳体内的流体中旋转，叶轮两侧的流体，由于受离心力的作用，形成回流运动，此时流体和21mmmPPPPPPmm•机械损失主要包括轴端密封与轴承的摩擦损失及叶轮前后盖板外表面与流体之间的圆盘摩擦损失两部分。•轴端密封与轴承的摩擦损失Pm1∝nD2，与轴承、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，约占轴功率Psh的1%～3%，大中型泵多采用机械密封、浮动密封等结构，轴端密封的摩擦损失就更小。•旋转的叶轮发生摩擦而产生能量损失，约占轴功率的2%~10%，是机械损失的主要部分。6（1）合理地压紧填料压盖，对于泵采用机械密封。减小机械损失的一些措施（2）对给定的能头，增加转速，相应减小叶轮直径。（4）适当选取叶轮和壳体的间隙，可以降低圆盘摩擦损失，一般取B/D2=2%～5%。（3）试验表明，将铸铁壳腔内表面涂漆后，效率可以提高2%～3%，叶轮盖板和壳腔粗糙面用砂轮磨光后，效率可提高2%～4%。一般来说，风机的盖板和壳腔较泵光滑，风机的效率要比水泵高。7（二）容积损失和容积效率•泵与风机由于转动部件与静止部件之间存在间隙，当叶轮转动时，在间隙两侧产生压力差，因而使部分由叶轮获得能量的流体从高压侧通过间隙向低压侧泄漏，称为容积损失或泄漏损失。•容积损失主要发生在：叶轮入口与外壳密封环之间的间隙；平衡轴向力装置与外壳间的间隙和轴封处的间隙；多级泵的级间间隙处；8泵的轴向力的产生离心泵的轴向力9平衡轴向力装置平衡孔双吸式叶轮对称排列的叶轮背叶片平衡轴向力原理用平衡盘平衡轴向力平衡鼓、平衡盘和弹簧双向止推轴承的平衡装置10减小泵容积损失的措施为了减小叶轮入口处的容积损失q1，一般在入口处都装有密封环（承磨环或口环），如图下所示。检修中应将密封间隙严格控制在规定的范围内，密封间隙过大→q1↑；密封间隙过小→Pm1↑；平面式密封环中间带一小室的密封环曲径式密封环直角式密封环曲径式密封环锐角式密封环曲径式密封环11通风机的容积损失发生在以下部位：气体通过通风机的轴或轴套与机壳之间的间隙Δ向外泄漏。由于轴或轴套的直径较小，由此产生的外泄漏可忽略不计。气体通过叶轮进口与进气口之间的间隙δ流回到叶轮进口的低压区。和泵的情况类似，容积损失q的大小和间隙形式有关。通风机容积损失示意图（二）通风机的容积损失12（二）通风机的容积损失离心式通风机叶轮进口与进气口间隙的形式可分为对口（轴向间隙）和套口（径向间隙）两种形式。对口结构其泄漏气体破坏了主流的流动，因而较少采用。间隙尺寸对风机的性能影响甚大。试验表明：δr/D2从0.5%减小到0.05%，可使效率提高3%～4%，通常间隙约取为(0.01～0.005)D2范围内，D2大时取小值，反之取大值。套口结构其泄漏气体不破坏主流流动，因而获得了广泛的应用。13（二）容积损失和容积效率HgAq211泄漏量计算公式HgAq222总的泄漏量q=q1+q2，一般为理论流量的4%~10%。容积损失也与比转数有关，它随比转数的减小而增加，因为低比转数叶轮间隙两侧的压差大，导致泄漏量增加。qqqHqqgHgqPPPPPVVTVTVmVmV)(14（三）流动损失和流动效率•流动损失发生在吸入室、叶轮流道、导叶和壳体中。流体和各部分流道壁面摩擦会产生摩擦损失；流道断面变化、转弯等会使边界层分离、产生二次流而引起扩散损失；由于工况改变，偏离设计流量时，入口流动角与叶片安装角不一致，会引起冲击损失。21224VfqKgvRlh22VjqKh23VjfqKhh1）摩擦损失和局部损失由流体力学知道，当流动处于阻力平方区时（流体在泵与风机内的流动一般是这样），摩擦损失和局部损失与流量的平方成正比，可定性地用下式表示：152）冲击损失qVqV,d时，β1β1a，α=β1a-β10为正冲角，旋涡发生在吸力面。qVqV,d时，β1β1a，α=β1a-β10为负冲角，旋涡发生在压力面。正冲角及速度三角形负冲角及速度三角形2,4)(dVVsqqKh当流量偏离设计流量时，流体速度的大小和方向要发生变化，在叶片入口和从叶轮出来进入压出室时，流动角不等于叶片的安装角。冲击损失可用下式估算，即16三、流动损失和流动效率实践证明，在正冲角0的情况下，由于涡流发生在叶片背面，能量损失比负冲角0时为小。因此，设计时,一般取正冲角=3~5。若全部流动损失用hw表示，则：hw=hf+hj+hs同时，正冲角的存在，可以增大入口过流面积，对改善泵的汽蚀性能也有好处。流动损失曲线TVmhVmhHHPPPPPPP流动损失的大小用流动效率h来衡量。流动效率等于考虑流动损失后的功率（即有效功率）与未考虑流动损失前的功率之比，即17机械效率和比转速有关，表1-3可用来粗略估算泵的机械效率。表1-3ηm与ns的关系（泵）比转速ns5060708090100机械效率ηm（%）848789919293容积效率V与比转速有关，对给水泵来说，表1-4可供参考。ns=5060708090100qV＜90m3/hqV＞145m3/h0.800.900.8350.920.860.940.8750.950.890.9550.900.96表1-4给水泵的容积效率比转速V流量18泵与风机的总效率：由上述分析可知，泵与风机的总效率等于流动效率、容积效率和机械效率三者的乘积。•因此，要提高泵与风机的效率就必须在设计、制造及运行等各方面注意减少机械损失、容积损失和流动损失。离心式泵与风机的总效率视其容量、型式和结构而异，目前离心泵总效率约在0.60～0.90的范围，离心风机的总效率约在0.70～0.90，高效风机可达0.90以上。轴流泵的总效率约为0.70～0.89，大型轴流风机可达0.90左右。hmV19泵与风机的性能曲线1.从理想HT∞-qVT性能曲线出发，进行修正：2.滑移（轴向涡流）修正，乘上小于1的系数K，得到HT-qVT直线；3.扣除摩擦损失和冲击损失，得到H-qVT曲线；4.画出容积损失HT-qvT曲线,对泄漏的流量进行修正,得H-qv曲线。222222;gTVTuuABctgggDbHABq理想情况HT∞22ugβ2y=90°qVT实际修正:扬程－流量曲线理论压头HT∞-qVTqV涡流修正HT-qVTH-qVTH-qV22ug22uKgq-HqVa0H华工卢志民博士[e-mail]1371040034020流量-功率曲线•首先，1.轴功率为:P=PT+ΔPm2.机械损失功率ΔPm与流量无关，PT-qvT曲线加上ΔPm，即得P-qvT曲线。3.知道容积损失HT-qv曲线，最后可得P-qv性能曲线。...1000VTTTgqHPKWTTVTHKHKAKBq()/1000TVTVTPgqKAKBqqV涡流修正0ηHTPΔPmPT-qVTP-qVTP-qVHT∞-qVT华工卢志民博士[e-mail]1371040034023效率与流量性能曲线（-qV）泵与风机效率等于有效功率与轴功率之比，即：shshe1000gPHqPPV实际性能曲线只能用试验方法及借助比例定律来绘制，并随性能表一起附于制造厂家的产品说明书或产品样本中。左图为与300MW、600MW机组配套用的锅炉给水泵的性能曲线。24（一）离心式泵与风机性能曲线的比较（后向式叶轮）五、泵与风机性能曲线的比较（1）陡降型曲线当Kp=25%~30%时，则称为陡降型曲线，如右图a线所示。其特点是：当流量变化很小时能头变化很大，因而适宜于流量变化不大而能头变化较大的场合。例如火力发电厂自江河、水库取水的循环水泵，就希望有这样的工作性能。这是因为：随着季节变化，江河、水库的水位涨落差非常大，同时水的清洁度也发生变化，均会影响到循环水泵的工作性能（扬程），而我们要求循环水泵应具有当扬程变化较大时而流量变化较小的特性。abc25（2）平坦型曲线当Kp=8%～12%时，称为平坦型曲线，如右图b线所示。其特点是：当流量变化较大时，能头变化很小。适用于流量变化大而要求能头变化小的场合。如火力发电厂的给水泵、凝结水泵就希望有这样的性能。这是因为：汽轮发电机在运行时负荷变化是不可避免的，特别是对调峰机组，负荷变化更大。但由于主机安全经济性的要求，汽包的压强（或凝汽器内的压强）变化不能太大，这就要求给水泵、凝结水泵应具有流量变化很大时，扬程变化不大的性能。abc26（3）有驼峰的性能曲线驼峰曲线不能用斜度表示。其特点是：能头随流量的变化先增大，而后减小。因而，在峰值点k左侧出现不稳定工作区，只能在qVqVk的区域工作。所以，在设计时应尽量避免这种情况，或尽量减小不稳定区。经验证明，对离心式泵采用右图中的曲线来选择叶片安装角2y和叶片数，可以避免性能曲线中的驼峰。abc27（一）离心式泵与风机性能曲线的比较由右图可以看出，前向式、径向式叶轮的轴功率随流量的增加迅速上升，流量越大，功率就越大。因此，当泵与风机工作在大于额定流量时，原动机易过载。而后向式叶轮的轴功率随流量的增加变化缓慢，且在大流量区变化不大。因而当泵与风机工作在大于额定流量时，原动机不易过载。2、Psh-qV性能曲线的比较28如右图所示，前向式叶轮的效率较低，但在额定流量附近，效率下降较慢；后向式叶轮的效率较高，但高效区较窄；而径向式叶轮的效率居中。3、-qV性能曲线的比较因此，为了提高效率，泵几乎不采用前向式叶轮，而采用后向式叶轮。即使对于风机，也趋向于采用效率较高的后向式叶轮。29（二）离心式、混流式及轴式泵与风机性能曲线的比较如右图a所示，离心式泵与风机的H-qV曲线比较平坦，而混流式、轴流式泵与风机的H-qV曲线比较陡。因此，前者适用于流量变化时要求能头变化不大的场合，而后者宜用于当能头变化大时要求流量变化不大的场合。1、H-qV性能曲线的比较30（二）离心式、混流式及轴式泵与风机性能曲线的比较如右图b所示，离心式泵与风机的Psh-qV曲线随着流量的增加呈上升趋势，而轴流式泵与风机的Psh-qV曲线随着流量的增加，急剧下降。因此，为了减小原动机容量和避免启动电流过大，轴流式泵与风机应在全开阀门的情况下启动，而离心式泵与风机则应在关闭阀门的情况下启动。2、Psh-qV性