空调水系统水泵特性及应用分析 空调水系统水泵特性及应用分析

基本理论

在分别讨论水泵各种特性之前，先说明流量（flow capacity）、扬程（lift）、功率(power)及效率（efficiency）等泵的基本要领。

（一）流量

在单位时间内泵所输送的液体体积称为流量Q，通常以m3/s、L/S（SI制）或GPM表示。另单位时间内泵所输送的液体重量称为重量流量G，以kgf/s或lb/s表示。一般在水泵应用中，较少使用重量流量。

1〔LPM〕=60〔LPS〕

1〔GPM〕=3.785〔LPM〕

（二）扬程

水泵的总扬程（total lift）一般简称为扬程，系指单位重量之液体在水泵的出口处及入口处所具有的能量差，亦即为水泵所供给液体之能量，其值为水泵所供给之压力能、动能及位能的总和。若以H表示泵的总扬程，Gd及Gs各为泵出水口及入水口处测量点的压力，为液体的比重量，Zd及Zs分别为出水口及入水口两量测点高度，其差为Z=Zd-Zs,Vd及Vs各为出水口及入水口处量测点的平均速度。吸入侧之扬程为Hs ,吸入侧之损失水头为hs ， 吐出侧之扬程为Hd,吐出侧之损失水头为hd ,吐出之速度水头为vd2/2g。

离心泵的孔蚀现象

在水泵的运转中，由于吸水高度过大或转速过高，而使水泵的最低压力小于当时温度的饱和蒸汽压时，该处的水即发生蒸发而产生气泡；

当气泡随流体流入压力较高处时，因外界压力升高，气泡迅速破裂而产生噪音及振动现象，此称之为漩涡真空（cavitation）或孔蚀现象，通常气泡发生于水泵叶轮的入口低压处（如图2-19），沿叶片移动至叶片末端高压处而破裂，气泡破裂时，会产生很大的压力，撞击叶片而造成孔蚀现象（如图2-20），大规模的孔蚀会使水泵的扬程，动力及效率都急剧下降，严重时，泵的功能全失。

（二）需要净正吸入水头RNPSH

造成水泵入口处压力降低的原因，包括液体流入叶轮入口的冲击损失

和壁面的摩擦损失，以及部分压力水头转换成速度水头，此等压力降的总和，称为需要净正吸入水头（required net positive suction head）,简称RNPSH，此值通常正比于流量或流速之平方。

→ 若欲使水泵内不发生孔蚀现象，需使进入水泵内的水，经过上述压力降后，仍具有正值的压力水头，亦即：

NPSH—RNPSH﹥0 (RNPSH值可由厂商型录查知—性能曲线）

→也就是说，净正吸入水头要大于需要净正吸入水头，而这两项的差值即：NPSH—RNPSH，称为可用净正吸入水头 (available net positive sution head),简称ANPSH或余裕水头。

其意义为在不发生孔蚀的情况，吸入压力尚可降低之量。

例题6.3.2

使用一单吸式离心泵输送120℃之淡水，流量为1.25m3/min，水泵转速为1940rpm，若吸水管路线损失扬程为1.2m,若要避免发生孔蚀，最小实际吸入扬程应为多少？

（令RNPSH=78.8×10-6×rpm4/3×Q2/3）

解：120℃之水，其比重γ=943kgf/m3 , 蒸汽压PO=2.02kgf/cm2abs

因此饱和蒸汽水头Hv为：Hv = Pv /r =（2.02*104）/ 943 = 21.4m

由题意已知：

hls =1.2m N=2940rpm Q=1.25m3/min

RNPSH = 8.8×10-6×29404/3×1.252/3 =3.85m

NPSH = Ha Hsamin – hls – Hv = RNPSH

Hsamin≥3.85 1.2 21.4－(10330/943)=15.5m

(三)离心泵的水鎚现象

水泵在运转中，突然停电而致动力中断或排水阀突然断闭﹑开放时，

由于水的流体速度变化产生压力急剧变化，而形成一连串压力波在管路中振荡，造成对水泵及管路损坏的现象，此现象称为水鎚现象（Water harmmer），防止水鎚现象产生的方法，有以下几种：

1：于水泵转轴上装置飞轮，增加转动惯性矩，减缓动力停止时速度的下降。

2：于管路中加装缓冲储水池，缓和管路内的压力变动。

3：装设空气室，利用空气之可压缩性，缓和管路内压力之上升及下降。

4：控制阀门关闭之速度，第一段阀门急速关闭，使逆流量及逆转减少，第二段缓闭，以减轻阀在阻挡逆流时压力之上升。

系统曲线与性能曲线

在一設計或现有的泵送管系中，各种状况下的点绘曲线甚有助于该系统的特性分析。系统曲线（system curve）为一泵送系统中，摩擦头损失与液体流率及液体特性之函数曲线。在一指定系统中，摩擦头损失大的随系统中流体流量的平方而变。如图2-2所示。

图2-3之曲线与联合系统曲线，既点绘系统中静压头及任何压力差之曲线，重叠于水泵性能曲线（HQ曲线）于系统水头曲线之上，得一点。在此点一特定泵将在该点下工作。是故，在图2-3中，点A表示泵之水头容量工作状态。如果该系统中，将阀部分关闭，或以其他方式使系统水头之曲线斜度变更，亦即改变系统中之阻力时，即得如虚线之人系统水头曲线，水泵之新工作点即会转到容量较小而水头较高之处，但仍在水泵之性能特性曲线之上。

（一）系统曲线（system curve）

①　在升力系统曲线（No lifit systemcurve ）—当泵送管系之中无升力存在（图2-4），系统水头曲线自零流量及零水头開始。如本管系中要有900gpm之流率，其摩擦可计算如下：

（二）性能曲线（performacce curve）

水泵在一定的转速N及细入扬程Hs下，流量Q与总扬程H、动力L、效率η间有一定关系，通常以流量为横坐标，其余各项为纵坐标，用曲线表示其间之变化关系，此种曲线采用泵之特性曲线（characteristic curve），若仅表示流量与总扬程之间关系则称之为性能曲线。

假定系统需求为1750gpm于226ft 水头处，如点C。

再设当2号泵启动时1号泵正在单独运转，1号泵之226ft水头，将施压于2号泵的止逆阀上，使阀关闭。

因226ft水头大于2号泵的223ft关闭水头（shutoff head），如点A。

因此当2号泵转速渐增至关断水头时，也只有223ft，并不能打开对方施压的226ft，因之泵不能泵送水量至系统中。

有另种方法可以克服此种困难。

考虑在图2-11之两泵，1号正泵送1750gpm处，靠节流此泵之排出阀，

系统管路中B点以及予以2号泵止逆阀之压力能减低到2号泵关断水头以下。

2号泵一开动，它能冲开止逆阀并承担了部分负荷。

此法以及其他各法能使第二泵加入系统工作，通常需要作谨慎计时及开关阀的手续。

流量分担 - 二泵具有下垂HQ曲线（图2-15），可能不会平均承担流量，虽然它们在水利学上效应相同，并有同样的速度亦复如此。

例如，要泵送2250gpm，如F点。但也可使一泵工作于C点，1750gpm，其他一泵工作于500gpm，如G点。此二种情况之水头均相同。因之，我们不能确定二泵能有稳定的工作状态。

→ 两泵均具有下垂之HQ曲线（图2-15），

而容量又低于使系统水头超过了泵的关断水头时，不宜并联使用。

在图2-15中，一泵之2100gpm，223ft水头处，如H，或二泵之4200gpm，于同一水头，J点。

当二泵工作于此点或更高的容量的时，它们在HQ曲线中的稳定部分，并能作相等的流量分担。同时，一泵不能分担全部负荷而关断另一泵。

工作上的要求：当二泵在一节流中并联工作，它们应：

（1）应有稳定升高HQ曲线直到关断点，

（2）在它们在可能的工作水头范围下具有相同的效率减低百分数，或至少在此整个范围中能泵送一些液体。

通常二或多个泵具有稳定的HQ曲线以及相等的关断水头者，在它们较低的容量下，能分担大约相同的符合。

串联系统—两水泵串联运转时，其串联后之扬程为同一流量下两泵单独运转扬程之和，如图2-16（a）所示为两台之特性相同的水泵串联，曲线I为单独水泵之性能曲线，曲线II为串联后之组合性能曲线。II定在同一流量下的I之扬程加后而得，若系统曲线为R时，得到运转点为A，每台水泵之扬程均为HI，串联后之扬程HII为HI之两倍，即HII=HI HI=2HI

图2-16（b）所示为特性不同的两泵串联，曲线Ia、Ib为各水泵单独运转之性能曲线，串联后之性能曲线II为同一流量下Ia、Ib两水泵扬程相加而得。当系统曲线为R时，运转点为A，两水泵之运转点分别为B及C，扬程为HIa、HIb，则串联后之扬程HII为HII=HIa Hib

若系统曲线变平时，运转点可能落在II（Ib）范围，此时仅有泵Ib动作。

a）一个水泵单独运转时，运转点为H及HF二线之相交之点，即

H = HF或 490-0.26Q2=100 1.5 Q2

得出 Q = 14.9kgal/min

b）两个水泵并联时，若全部流量为Q，则每台单独之流量为Q/2，因此

490 - 0.26（Q/2）2 = 100 1.5 Q2得出 Q = 15.8kgal/min

c）两个水泵串联运转时，其扬程为各台泵单独运转时扬程之和，因此

2H = HR即 2（490 - 0.26 Q2）= 100 1.5 Q2

得出 Q = 20.9kgal/min

泵之故障

（一）泵的故障

由于运转，离心泵会有很多故障，这些有故障的位置，以及它的成因讨论如下。

a）流量或扬程减少，以及不能送水

1、泵没有启动

2、低速度

3、总动力头高于泵的定额

4、升力太高，正常的升力为15ft

5、外来物塞住在叶轮中

6、反方向的旋转

7、在水中有过多的空气

8、在进入管中或填料函中，空气有泄漏

9、不足够的进入压力，难以对抗液体蒸汽的压力

10、机械的缺陷，诸如磨损的环、损坏的动叶轮，以及有缺陷的密合垫

11、底阀太小，或是破碎碎屑所限制

12、底阀或进入管太浅

b）泵在开动后振动

1、没有对准

2、基础不够结实

3、外来物使动叶轮不平衡

4、机械的毛病，诸如弯轴，旋转件与固定件摩擦，以及轴承有磨损

5、泵运转造成涡旋真空现象

定流量(三通)与变流量(二通)系统特性及应用分析

以下介紹各種定流量(三通)與變流量(二通)系統之特性及應用分析

工程实务范例参考

管路内的压力线图

关于密闭管路的负压

密闭管路处于负压状态时，不仅无法順利排气，而且还会引起气水分离以及

气穴现象，因流动变坏会引起管路腐蚀性等，也造成管路損壞與机器效率下降。

为了避免上述的障碍,通过管路内的压力线图来确定,管路必须要保持一定的正压。

①作静水头点：根据管路图-1，先标出管路图1中水箱在一定的水位，A-D之产为4mAq，E-J之间为24mAq。并且D-E之间，J-A之间的每个位置也可以确定。

②标出D点的压力：

作好静水头压力线图后，下步标出各运转时的压力。

因为D点为水箱加压点，压力固定，作与静水头同压力位置。

③作D-E-F点的压力

D点到E点与静水头相比压力下降为 0.4mAq 20mAq - 2mAq = 22 mAq，

同样E点到F点为 22 mAq -1.6mAq = 20.4 mAq。

④作F-G点压力

F点到G点，因为冷冻机等的压力损失，机器压力损失下降10 mAq。

所以得到20.4 mAq - 10 mAq = 10.4 mAq

⑤作G-H点的压力

G点到H点压力损失比下降，压力为10.4 mAq-0.4 mAq=10 mAq。

⑥作H-I的压力

从H点到I点，因泵的扬程，压力上升23.8mAq

所以得到10 mAq 23.8 mAq =33.8 mAq

⑦作I到J点压力

从I点到J点，压力损失下降，但到压力为33.8mAq-0.4mAq=33.4 mAq

⑧作J点到A点的压力

因为J点到A点压力损失压力下降与静水头下降，得到压力为：

33.4 mAq - 2 mAq - 20 mAq = 11.4 mAq

⑨作A点到B点的压力

从A点到B点，压力损失而压力下降，得到压力为 11.4 mAq - 1.2 mAq = 10.2 mAq

⑩作B点到C点的压力

从B点到C点，因为AHU的压力损耗，压力损失5 mAq。

所以压力为 10.2 mAq - 5 mAq = 5.2 mAq

11、作C点到D点的压力

C点到D点压力损失而使压力下降，点D压力 5.2 mAq - 1.2 mAq = 4.0 mAqm，与膨胀水箱的加压点相接。

压力高于静水头时，泵浦就会加压。加压的程度由管路及联接形式的耐压而定。

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