离心泵并联运行实验研究及经济性分析
泵与风机考试试题习题及答案
泵及风机考试试题一、简答题〔每题5分，共30分〕1、离心泵、轴流泵在启动时有何不同，为什么？2、试用公式说明为什么电厂中的凝结水泵要采用倒灌高度。
3、简述泵汽蚀的危害。
4、定性图示两台同性能泵串联时的工作点、串联时每台泵的工作点、仅有一台泵运行时的工作点5、泵是否可采用进口端节流调节，为什么？6、简述风机发生喘振的条件。
二、计算题〔每题15分，共60分〕1、离心式水泵叶轮的直径D2=400mm，叶轮出口宽度b2＝50mm，叶片厚度占出口面积的8％，流动角β2＝20︒，当转速n＝2135r/min时，理论流量q VT＝240L/s，求作叶轮出口速度三角形。
2、某电厂水泵采用节流调节后流量为740t/h，阀门前后压强差为980700Pa,此时泵运行效率η=75%，假设水的密度ρ=1000kg/m3，每度电费元，求：〔1〕节流损失的轴功率∆P sh；〔2〕因节流调节每年多耗的电费(1年=365日)3、20sh-13型离心泵，吸水管直径d1＝500mm，样本上给出的允许吸上真空高度[H s]＝4m。
吸水管的长度l1＝6m，局部阻力的当量长度l e＝4m，设沿程阻力系数λ，试问当泵的流量q v＝2000m3/h，泵的几何安装高度H g＝3m时，该泵是否能正常工作。
〔当地海拔高度为800m，大气压强p a＝9.21×104Pa；水温为30℃，对应饱和蒸汽压强p v kPa，密度ρ＝kg/m3〕4、火力发电厂中的DG520-230型锅炉给水泵，共有8级叶轮，当转速为n＝5050r/min，扬程H＝2523m，流量q V＝576m3/h，试计算该泵的比转速。
三、分析题〔每题5分，共10分〕1、某风机工作点流量为q V A，现要求流量减小为q V B，试在同一幅图上，标出采用出口端节流调节、变速调节的工作点，并比拟两种调节方法的经济性。
2、某泵向一密闭的压力容器供水，当压出容器内压力下降，其它条件不变时，图示泵工作点的变化。
化工厂循环冷却水系统节能改造方案经济性分析
化工厂循环冷却水系统节能改造方案经济性分析目前，国外工业循环水泵运行效率一般在70%左右，而我国平均运行效率约为50%左右，可见工业循环水系统节能有着广阔的空间。
化工厂冷却循环水系统运行时需要设置的参数较多，运行条件容易发生变化，循环系统中水泵机组的参数优化过程较为复杂，造成了冷却循环水系统在运行时实际工况容易偏离最佳工况点，即管路及水泵产生过多的无效阻力，造成系统能源利用率偏低，浪费电力严重。
标签：化工厂；循环冷却水系统；节能改造；方案经济性1 工业循环冷却水系统构成及原理工业循环冷却水系统，由单级双吸式离心泵，冷却塔，风机，旁滤系统，以及监测换热系统等部分构成。
通过离心泵将凉水塔池中的水打到生产车间的换热器中，从而给换热器将温，然后循环回来的水在泵压作用下流向塔顶，再通过横流式和逆流式冷却塔将其降温，如此循环往复，使水资源在不断冷却过程中，实现循环利用。
2 工业循环冷却水系统的安全与节能设计思路2.1 工业循环冷却水系统的安全问题及设计思路2.1.1 工业循环冷却水系统的安全问题工业循环冷却水系统安全问题，主要体现在以下方面：（1）水力不平衡：水力不平衡问题，一般由冷却水系统运行稳定性差有关，主要体现在流量以及压力不稳定两方面，从根源上看，在于系统设计不合理。
管路设计不合理，管径大小不符合系统需求，会导致设备与设备之间水头损失增加，致使水力不平衡问题发生。
（2）冷却塔冷却效果欠佳：冷却塔冷却效果差，易对系统的安全性造成影响，该问题一般由冷却塔位置不合理或进出水不均匀等多导致，冷却塔位置不合理，导致进风侧受遮挡，进出水不均匀，部分冷却塔承受冷却水量负荷过大，都会影响系统的安全性。
2.1.2 工业循环冷却水系统安全设计思路（1）水力不平衡问题的安全设计思路：在同一系统中，通常采用同一水泵加压，因此，各个设备最初压力相同，可通过以下思路，确保系统运行过程中，设备的水压相等：首先，调整水头损失，提高设备与设备之间压力的平衡性。
泵—离心泵的性能曲线
NPSHr-Q曲线是检查泵工作时是否发生汽蚀的依据，应全面考虑泵的安装高度、
入口阻力损失等，防止泵发生汽蚀现象。
例2-2：用清水测定一台离心泵的主要性能参数。实验中测得流量为10m3/h，泵出口 处压力表的读数为0.17MPa（表压），入口处真空表的读数为-0.021Mpa，轴功率为 1.07KW，电动机的转速为2900r/min，真空表测压点与压力表测压点的垂直距离为 0.2m。试计算此在实验点下的扬程和效率。
见图2-35所示，M、D、C点都是离心泵的工作点。
图2-35 泵的工作点
二、工作点的类型
离心泵的性能曲线有平坦、陡降和驼峰三种，显然， 对于平坦和陡降性质的性能曲线，交点只有一个，该点 称为稳定工作点（M）。
对于驼峰性质的性能曲线，交点有两个（D、C）， 但只有一个是稳定工作点（C），另一个工作点称为不稳 定工作点（D），泵只能在稳定工作点下工作。
图2-38 改变转速的调节
2. 特点
① 用这种方法调节流量，没有附加能量损失，所以是一种最经济的调节方法。
3. 驼峰H-Q曲线
具有这种性能的泵在运行中容易出现不稳定工况， 一般应在下降曲线部分操作。
图2-26 三种形状的H-Q曲线
四、离心泵性能曲线的应用
到目前为止，离心泵的性能曲线，还不能用理论计算方法精确确定，只能通过实验 获得。 离心泵的性能曲线，一般由泵的制造厂家提供，供使用部门选泵和操作时参考。
管路性能曲线
在石油化工生产中，泵和管路一起组成了一个输送系统。 能否保证泵在管路系统装置中处于最高效率点下运转，不仅取决于离心泵的性能特 性曲线，还与离心泵所在的管路特性曲线有关。
一、 管路性能曲线
所谓管路性能曲线是指使一定液体流过管路时，需 要从外界给予单位重量液体的能头HC（m）与管路液体 流量Q（m3/h）之间的关系曲线。
医院大型医用设备经济效益分析——以某三甲医院为例
案例分析CASE ANALYSIS医院大型医用设备经济效益分析——以某三甲医院为例彭普琴重庆医科大学附属永川医院摘要：医院所具备的市面价值比较高、体积比较大的医疗装置就是大型医用设备的表面概念，以原来卫生部的大型医用设备装置与利用控制方法、国家卫生计生委的大型医用设备利用评估制度中的概念为依据，归纳进入卫生行政机构控制品母的甲、乙种类医用装置就是大型医用设备。
只不过大型医用设备的限定在每一个医院都不一样，单价50万元经常是规模比较大的医院使用的限定，单价20万元是规模比较小的医院用来进行区分的限定。
以原本卫生部的医疗卫生部门医院装置控制方法中的规定为依据：能够实行的论证单价应当在50万元还有超过 50 万医学装置进行。
科学技术迅速成长的情况下，在医院中投入了更多数量的大型医用设备，供应了牢固的保障给医院的社会收益与运营质量。
只不过也带来了一个问题，一个目前的医院都快遇到的问题，这个问题就是怎么样对大型医用设备的客观性与开展有用的动态控制进行处理。
大型医用设备采购前的考证与决策探究，还有装置进行应用后的效益探究一定要被医院做好，然后这个难题才可以被解决。
本文探究了有关大型医用设备的问题，并给出部分建议。
关键词：大型医用设备；经济效益；分析当下，医疗卫生体制变革更进一步成长的情况下，医院变成自立的经济体，并且开始实行了大量大型医用设备项目，在医院固定资产中，医用装置的比值更加高了，随之而来的是慢慢突显的医院的成本管理与收益计算等问题。
国家医疗部门公益化目标应当被医院遵守，医院还要对医疗部门的平常经济运转进行维护，客观仔细地探究医用装置的运转与效益是医院一定必需做到的事。
医院的控制与策略直接受到医用装置经济效益探究的干涉，医院经济控制中的关键考证题目变成了医用装置的经济效益探究。
投资成功与否的关键是采购装置之前开展足够的考证。
当下，医用装置被我国不同医疗部门进行经济效益分析，特别是对大型医用设备的经济效益分析。
叶片泵的性能曲线
/2
3Τ4
Τ2
2900 0.08Τ2
= 3.65 3Τ4 = 3.65 ×
= 130
Τ
3
4
41
所以，该泵的型号为8Sh-13，泵的比转数被10除的整数。
，即
料以外，还需做大量的试验研究工作。但对于大型泵，在一般的试
验室条件下进行试验是很困难的，也是不经济的。只能根据相似理
论，将原型泵缩小为模型泵进行试验，再将模型泵数据换算为原型
泵数据。
因此，相似理论不仅用于水泵的设计和制造，而且还用于解决水
泵运行中的问题。
1、几何相似
2、运动相似
3、动力相似
叶片泵的比转速
功率随流量的增加而减小。当流量为零时，
轴功率达到最大值，约为额定功率的两倍左
右。在小流量区，轴功率曲线也呈马鞍形。
从功率曲线的特点可知，轴流泵则应开
阀起动，一般在轴流泵出水管上不装闸阀。
图9-3 14ZLB-100型轴流泵的实验性能曲线
3、流量与效率曲线
轴流泵效率曲线的变化趋势是从最高效
率点向两侧下降。轴流泵的效率曲线变化较
离心泵的性能曲线
目
录
1
离心泵的性能曲线
2
流量与扬程曲线
3
流量与功率曲线
4
流量与效率曲线
1、离心泵的性能曲线
表征叶片泵性能参数之间的相互关系的曲线，称之为基本性能曲
线。由于泵内液流的复杂性，对于有限多叶片的理论扬程以及各部分
效率都难以从理论上准确计算，所以基本性能曲线是通过试验的方法
测绘出来的，也称为心泵应关阀
起动，以减小动力机起动负载。
实验1单项流动阻力测定（1）启动离心泵前,为什么必须关闭泵的出口
讳徒手描。（17）实验结果讨论中，应讨论什么？答：（1）讨论异常现象发生的原 因；（2）你做出来的结果（包括整理后的数据、画的图等）与讲义中理论值产生误 差的原因。（3）本实验应如何改进。（18）影响流动型态的因素有哪些？用 Re 判 断流动型态的意义何在？答：影响流动类型的因素有：内因：流动密度 、粘度 ； 外因：管径 d、流速 u即 。用它判断流动类型，什么样的流体、什么样的管子，流 速等均适用，这样，就把复杂问题简单化了，规律化了，易学、易用易于推广。（19） 直管摩擦阻力的来源是什么？答：来源于流体的粘性 流体在流动时的内摩擦，是流 体阻力的内因或依据。其外因或内部条件可表示为：内摩擦力 F 与两流体层的速 度差Δ 成正比；与两层之间的垂直距离Δy 成反比；与两层间的接触面积 A 与成 正比。（20）影响直管阻力的因素是什么？如何影响？答：根据 直管助力与管长 、 管经 d、速度 u、磨擦系数 有关系。它与 、 、u2 成正比，与 d 成反比。实验 2 离心泵特性曲线的测定⑴ 为什么启动离心泵前要向泵内注水？如果注水排气后泵 仍启动不起来，你认为可能是什么原因？ 答：为了防止打不上水、即气缚现象发生。 如果注水排完空气后还启动不起来。①可能是泵入口处的止逆阀坏了，水从管子又 漏回水箱。②电机坏了，无法正常工作。⑵ 为什么离心泵启动时要关闭出口阀门？ 答：防止电机过载。因为电动机的输出功率等于泵的轴功率 N。根据离心泵特性曲 线，当Q0 时 N 最小，电动机输出功率也最小，不易被烧坏。⑶ 离心泵特性曲线 测定过程中 点不可丢，为什么？ 答：Q0 点是始点，它反映了初始状态，所以不 可丢。丢了，做出来的图就有缺憾。⑷ 启动离心泵时，为什么先要按下功率表分流 开关绿色按钮？ 答：为了保护功率表。⑸ 为什么调节离心泵的出口阀门可调节其 流量？这种方法有什么优缺点？是否还有其它方法调节泵的流量？ 答：调节出口阀 门开度，实际上是改变管路特性曲线，改变泵的工作点，可以调节其流量。这种方 法优点是方便、快捷、流量可以连续变化，缺点是阀门关小时，增大流动阻力，多 消耗一部分能量、不很经济。也可以改变泵的转速、减少叶轮直径，生产上很少采 用。还可以用双泵并联操作。⑹ 正常工作的离心泵，在其进口管上设置阀门是否合 理，为什么？ 答：不合理，因为水从水池或水箱输送到水泵靠的是液面上的大气压 与泵入口处真空度产生的压强差，将水从水箱压入泵体，由于进口管，安装阀门， 无疑增大这一段管路的阻力 而使流体无足够的压强差实现这一流动过程。⑺ 为什 么在离心泵进口管下安装底阀？从节能观点看，底阀的装设是否有利？你认为应如 何改进？ 答：底阀是单向止逆阀，水只能从水箱或水池抽到泵体，而绝不能从泵流 回水箱，目的是保持泵内始终充满水，防止气缚现象发生。从节能观点看，底阀的 装设肯定产生阻力而耗能。既不耗能，又能防止水倒流，这是最好不过的了。⑻为 什么停泵时，要先关闭出口阀，再关闭进口阀？ 答：使泵体中的水不被抽空，另外 也起到保护泵进口处底阀的作用。⑼ 离心泵的特性曲线是否与连结的管路系统有 关？ 答：离心泵的特性曲线与管路无关。当离心泵安装在特定的管路系统中工作时， 实际的工作压头和流量不仅与离心泵本身的性能有关，还与管路的特性有关。⑽ 为 什么流量越大，入口处真空表的读数越大，而出口处压强表的读数越小？答：流量 越大，需要推动力即水池面上的大气压强与泵入口处真空度之间的压强差就越大。 大气压不变，入口处强压就应该越小，而真空度越大，离心泵的轴功率 N 是一定 的 N电动机输出功率电动机输入功率×电动机效率，而轴功率 N 又为： ， 当 N 恒量， Q 与 H之间关系为：Q↑H↓而 而 H↓P↓所以流量增大，出口处压强表的读
泵系统的经济运行评价与节能增效技术研究-开题报告.
2008版技术开发（委托）项目开题报告研究开发年限：2009 年 1 月至2011 年12 月中国石油化工集团公司印制编制须知一、国内外现状、发展趋势及开题意义（一）国外相关产业和技术现状、发展趋势泵是一种把原动机的机械能转化成被输送流体的动能和压力能，即给予被输送流体能量的流体机械。
化工和石油企业中的原料、半成品和成品大多是液体，需要用泵进行输送，在很多装置中还用泵来调节温度。
泵是农业生产中的主要排灌机械，每年都需要大量的泵。
泵也是矿业和冶金工业中使用得最多的设备，矿井下需要用泵排水；选矿、冶炼和轧制过程中，需要用泵来供水。
核电站需要核主泵、二级泵、三级泵；热电厂需要大量的锅炉给水泵、冷凝水泵、循环水泵和灰渣泵等。
飞机襟翼和起落架的调节、军舰和坦克炮塔的转动、潜艇的沉浮等都需要用到泵，而且对泵有很多特殊的要求。
泵也广为应用于船舶行业，每艘远洋轮上所用的泵一般在百台以上。
城市给排水、蒸汽机车用水、机床的润滑和冷却、纺织工业中输送漂液和染料、造纸工业中输送纸浆，以及食品工业中输送牛奶和糖类食品等，也都需要大量的泵。
近年来，能源消费大幅度增加，世界已面临能源紧缺问题。
2005年底，世界已探明的石油储量为1.2万亿桶，可供生产40.6年；已探明的煤炭储量为9091亿吨，储采比为155年；天然气剩余可采储量为179.83万亿立方米，储采比为65.1年。
节能问题已是摆在世人面前的一个不得不重视的问题。
随着现代石油化学工业的飞速发展，其装置的大型化、高参数化、长周期运行对泵系统提出了愈来愈高的要求。
为了提高泵的性能和运行效率，节约能源，国内外众多学者和研究机构对泵系统的经济运行评价和节能改造技术以及高效泵的设计方法进行了深入广泛的研究，为提高泵的设计和运行水平做出了不懈的努力。
国外Furukawa等人采用奇点法研究了离心泵叶片切割后的性能，并将计算结果与试验结果进行了比较，两者较为吻合。
Fechner研究了在满足部分载荷启动和其它技术条件下如何控制或改变泵的转速，使泵的效率较高且能满足不同流体输送的要求。
离心式水泵及其维修知识概述
第五章离心式水泵及维修知识离心泵分类、型号、工作原理及经济运行一、D型离心泵式水泵的结构、主要零部件的材质及作用。
国产D型多级离心泵的吸入口位于进水段上呈水平方向，排出口在出水段上呈垂直方向。
叶轮除第一级外，其机构和尺寸都是一样的。
二、试述离心泵的工作原理：在泵内充满水的情况下，当叶轮在泵壳内高速旋转时，叶轮里的水以很快的速度被甩离叶轮向四周射去，它们具有很大的能量，汇集和通过蜗形泵壳，流道逐步加大，流速逐步减低，压力逐步增加，根据水流总要从高压向低压流动的道理，泵壳内的高压水沿着出口管被压送到高处去。
与此同时，叶轮内部的水被离心力甩出去，原来的窨就形成真空或低于大气压状态，水井的水面受大气压的作用，便冲开底阀，使水进入叶轮，充实了原有空间，叶轮不断被离心力甩出去，水井的水，也就源源不断通过水管，进入叶轮，这是离心泵的简单工作原理。
离心泵产生压力的大小与叶轮直径和转速有关，转速越高，叶轮直径超大，产生的压力越高，多级式离心泵级数越多，产生的压力也越大。
三、什么叫离心式水泵的特性曲线？怎样制成的？各曲线的意义是什么？水泵在额定转速下，用流量Q为横座标，扬程H，轴功率N和效率η为纵座标表示的关系曲线称为离心水泵的特性曲线，它是通过实验的方法获得的。
四、什么叫水泵的工况点？从水泵的特性曲线中，我们知道水泵的流量、扬程、轴功率、效率不是固定不变的数值，那么水泵究竟在特性曲线哪一点工作呢？这要取决于排水设备中管路曲线与水泵扬程曲线的交点，这个交点就是水泵工作状况点，简称工况点。
五、“允许吸上真空度”是何含义？什么叫汽蚀？有何危害？当水泵进口处的真空度大到一定程度时，虽然是在常温下，水也要汽化而产生大量汽泡，这些汽泡随水一起流入叶轮，由于离心力的作用，水的压力又逐渐升高，汽泡又凝结成水而消失。
在汽泡消失时，四周的水以很快的速度来补充而发生猛烈的撞击，打击叶轮片及轮壁表面，使叶片损坏，进口处产生蜂窝状的一小块一小块的剥落，这就叫气蚀。
泵与风机的运行调节及选择
注意：排汽量→泵内汽蚀。为使长期处于低负荷下的凝结 水泵安全运行，在设计制造方面应采用耐汽蚀材料；在运行中， 可考虑同时应用分流调节。 仅在风机上使用。
（三）分流调节
前提条件：n≡C 阀1 qVP2 实施方法： B HP 阀2 改变分流管路阀 水泵 门开度。 A D 工作原理：图解 O 阀1全开、阀2全关阀2全开、阀1全关
前提条件： n≡C 实施方法：改变节流部件的开度。 分
gqVN ( H N h) H h P j K N N PshN gqVN H N / N HN
h
（一）口端和进口端节流。 1．出口端节流调节 工作原理： 运行效率：
N
M
qV
qVN qVM
4、并联运行工况点
H
M B C
Hc-qV
H-qV O
qVB qVC qVM qV
5、并联运行时应注意的问题 1 宜适场合：Hc-qV较平坦，H-qV 较陡。
2 安全性：经常并联运行的泵, 应由qVmaxHg(或Hd) 防 止汽蚀；对于离心泵和轴流泵, 应按 Pshmax Pgr 驱动电机不 致过载。
H Hi
i 1 n
（若将H 改为p，则适用于风机） （忽略泄漏流量）
qV qVi
泵串联后的性能曲线的作法：把串联各泵的性能曲线H-qV 上同一流量点的扬程值相加。
4、串联运行工况点
H Hc-qV
M C
H-qV
O qV
5、串联运行时应注意的问题 1 宜适场合：Hc-qV 较陡，H-qV 较平坦。
C
1
2 M Ⅱ 1 Ⅰ
经 济 性：比出口端节流经济。 适用场合： 仅在风机上使用。
h
2
基于熵产的离心泵流动损失特性研究
第42卷第2期2021年2月哈㊀尔㊀滨㊀工㊀程㊀大㊀学㊀学㊀报Journal of Harbin Engineering UniversityVol.42ɴ.2Feb.2021基于熵产的离心泵流动损失特性研究任芸1,2,朱祖超2,吴登昊3,祝之兵1,李晓俊2(1.浙江工业大学之江学院,浙江绍兴312030;2.浙江理工大学机械与自动控制学院,浙江杭州310018;3.中国计量大学计量测试工程学院,浙江杭州310018)摘㊀要:离心泵被广泛的应用于航空航天和石油化工领域,其内部的流动损失特征尚未被完全揭示㊂为了揭示离心泵内部流动损失机理,本文以1台带诱导轮的离心泵模型为研究对象,采用熵产理论和Q 准则对不同转速和工况下的离心泵内部各个部件的流动损失特性进行定量分析㊂研究结果表明:局部熵产和壁面熵产值随着转速的增大而增大,与湍流耗散熵产和直接耗散熵产相比,壁面熵产所占的比率最高㊂腔体㊁蜗壳和叶轮是离心泵内部能量损失的核心区;叶轮内部的大量涡流和流体对叶片的冲击是造成叶轮能量损失的主要因素;叶顶泄漏涡是引起诱导轮能量损失的主要原因㊂关键词:离心泵;叶轮;转速;能量损失;熵产;Q 准则;涡核;数值计算DOI :10.11990/jheu.201906053网络出版地址:http :// /kcms /detail /23.1390.u.20201215.1434.013.html 中图分类号:TH311㊀文献标志码:A㊀文章编号:1006-7043(2021)02-0266-07Flow loss characteristics of a centrifugal pump based onentropy productionREN Yun 1,2,ZHU Zuchao 2,WU Denghao 3,ZHU Zhibing 1,LI Xiaojun 2(1.Zhijiang College,Zhejiang University of Technology,Shaoxing 312030,China;2.Faculty of Mechanical Engineering and Auto-mation,Zhejiang Sci-Tech University,Hangzhou 310018,China;3.College of Metrology and Measurement,China Jiliang University,Hangzhou 310018,China)Abstract :In order to reveal the internal flow loss mechanism of a centrifugal pump,a centrifugal pump model withan inducer is studied in this paper.The entropy production theory and Q criterion are used to quantitatively analyzethe flow loss characteristics of different components inside the pump under different speed and flow rate conditions.Results show that the local entropy production and wall entropy production values increase with increasing rotational pared with the turbulent and direct dissipation entropy production,wall entropy production exhibits the highest proportions.The cavity,volute,and impeller are the core areas of energy loss inside the pump.A largenumber of vortices inside the impeller and the impact of the fluid on the blades are the main factors that cause ener-gy loss of the impeller.The tip leakage vortex is the main cause of energy loss in the inducer.Keywords :centrifugal pump;impeller;speed;energy loss;entropy production;Q criterion;vortex core;numeri-cal calculation收稿日期:2019-06-17.网络出版日期:2020-12-15.基金项目:浙江省自然科学基金项目(LY21E060004,LGG21E090002).作者简介:任芸,女,副教授.通信作者:任芸,E-mail:renyun @.㊀㊀因其具有单级扬程高㊁结构紧凑㊁维护方便,可靠性好等特点,而被广泛应用于石化和航空航天等领域[1]㊂但离心泵的设计理论至今仍不完善,其在运行过程中会诱发回流漩涡㊁二次流㊁动静干涉等不稳定流现象,上述不稳定流对离心泵的性能具有较大的影响,引起离心泵内部大量的能量损失,减少离心泵的水力效率㊂在工程实际中,为了达到节能和变换使用流量(扬程)的目的,常存在变转速运行情况,如通过变转速工况调节满足更宽的使用范围[2]㊂而改变转速后,流道内流速变化较大,且分布不均匀㊂同时受介质的粘性作用及湍流的无规律脉动特性影响,使得离心泵内部不可避免的存在粘性耗散能的不可逆能量损失㊂目前,关于离心泵常用的能量损失评估第2期任芸,等:基于熵产的离心泵流动损失特性研究方法主要有4种:1)经验公式[3];2)涡量动力学理论[4];3)能量梯度方法[5-6];4)熵产理论[7-8]㊂其中,基于泵内水力损失㊁圆盘摩擦损失和容积损失等能量损失经验公式是以模型泵的外特性为判定依据[9-11],而后3种方法引入了内流分析结果㊂基于涡动力学的方法通过对泵内局部不良流动放大,研究其与水力性能的关系达到优化水力设计的目的[12-14]㊂能量梯度方法对计算的流场数据进行处理,获得流道内能量梯度函数分布,并基于能量梯度理论对泵内失稳进行分析[15]㊂熵产作为一种直观反映流体内部不可逆损失发生位置及能耗空间分布的有效工具,为离心泵性能改进及指导其水力优化提供了新的方法Li等[16]㊁Hou等[17-18]基于熵产理论分析了离心泵内能量损失情况及其产生的主要原因㊂同时,熵产理论也被广泛应用于风机内部的能量损失分析[19]㊁侧流道泵的内部流动损失研究[20]㊁低温潜液泵空化诱导流动损失研究[21]㊁自吸泵内部能量损失分析[22]和水轮机内流损失研究[23]㊂上述研究中均强调了熵产方法分析泵内流动损失比较直观且可以得到泵内流动损失的细节信息㊂本文首先针对一航空航天领域应用普遍且对偏小流量下的性能要求较高的诱导轮离心泵模型进行变转速试验,然后基于熵产理论并结合数值计算结果,分析随着转速的不断变化,离心泵内部各个部件的能量损失分布规律,揭示转速对离心泵性能特性的影响规律㊂1㊀离心泵的模型建立1.1㊀熵产理论整个系统计算域内的总熵产S pro为直接耗散熵产S pro,D㊁湍流耗散熵产S pro,Dᶄ和壁面熵产S pro,W之和,其计算公式为:S pro=S pro,D+S pro,Dᶄ+S pro,W(1)式中S pro,D和S pro,Dᶄ定义为:S pro,D=ʏV S㊃‴D d V(2)S pro,Dᶄ=ʏV S㊃‴Dᶄd V(3)㊀㊀S㊃‴D可以通过数值计算直接得到,而S㊃‴Dᶄ因湍流速度场难以获得而无法求解㊂根据Kock[8]的局部熵产理论,脉动熵产S㊃‴Dᶄ与湍流模型存在内在联系,与湍动能耗散率ε有关㊂因此在SST k-ω湍流模型中,由速度波动引起的局部熵产:S㊃‴Dᶄ=αρωk T(4)式中:α=0.09;ω是比耗散率;k是湍流强度㊂由于熵产率存在较强的壁面效应,且时均项较为明显,其壁面附近熵产计算的公式为[8]:S pro,W=ʏSτ㊃v T d S(5)式中τ是壁面切应力,Pa;S是面积,m2;v是近壁面速度,m/s㊂1.2㊀实验模型与数值计算1.2.1㊀实验模型本文以带诱导轮的离心泵为研究对象,为便于开展相关实验研究,除了诱导轮采用不锈钢制造外,试验泵其他部分均采用有机玻璃制造,其几何参数为叶轮进口直径D1=88mm,出口直径D2= 148mm,叶轮出口宽度b2=8.5mm,蜗壳基圆直径D3=154mm,蜗壳出口直径D4=40mm㊂由于有机玻璃材料强度的限制,模型泵的最高设计转速为3600r/min,该转速下对应的电机功率为7.5kW,电机转速通过ABB变频器进行调节,实验转速分别设为3600㊁2600和1600r/min㊂基于相似定理,不同转速对应的设计流量和扬程分别为(Q d=18.8m3/h,H d=48m)㊁(Q d=13.6m3/h,H d= 25m)和(Q d=8.37m3/h,H d=9.5m),实验用模型泵具体结构如图1所示㊂图1㊀实验用泵结构Fig.1㊀Main structure of pump model 1.2.2㊀数值计算本文采用六面体结构化网格对全流道进行网格划分㊂图2为计算域网格㊂离心泵进口采用总压进口条件,出口给定出口质量流量条件,通过控制模型的质量流量来控制流体速度的大小,同时假定进口截面上的压力均匀分布㊂计算的流体介质为水,介质温度设为298K㊂近壁面处选择可伸缩壁面函数对近壁区进行处理,计算中忽略表面粗糙度对流场的影响㊂本文在ANSYS CFX的平台上对n=3600r/min 的泵模型选用SST k-ω湍流模型进行了网格无关性分析㊂表1为6组不同数量网格模型在设计工况下的计算结果,可以看出,当网格数大于400万以后,随着网格数的增加,扬程的波动较小,因此,本文在网格4的基础上进行后续的研究㊂㊃762㊃哈㊀尔㊀滨㊀工㊀程㊀大㊀学㊀学㊀报第42卷图2㊀计算域网格模型Fig.2㊀Mesh of computational domains表1㊀网格无关性分析结果(1.0Q d )Table 1㊀Mesh independency analysis (1.0Q d )网格网格数扬程/m 1220786851.592284134051.653342864051.704400353251.735467305251.746534488451.742㊀结果与分析2.1㊀外特性对比分析通过分析实验结果,得到不同转速下离心泵外特性曲线,如图3所示㊂图3㊀不同转速下模型泵Q-H 曲线Fig.3㊀Q-H curves of pump model under different speeds从图3可以看出,在试验条件下该离心泵不同转速下的Q-H 曲线在小流量工况均存在明显驼峰现象㊂以3600r /min 为例,在设计工况下的实验扬程为50.3m,数值计算的扬程为51.7m,相对误差约为3%;在小于0.3Q d 下的个别流量工况,数值计算的相对扬程误差超过5%,除此之外,计算值与实验值基本趋于一致㊂2.2㊀不同转速下泵内流动损失分布特征图4为模型泵小流量至设计流量区域内不同转速对应的局部熵产和壁面熵产分布规律,从图中可以得出:泵内局部熵产和壁面熵产值随着转速的增大而增大;在对应的转速下,直接耗散熵产S pro,D 和湍流耗散熵产S pro,Dᶄ随流量的增加呈现先减小后增大的趋势,而壁面熵产S pro,W 随流量的增加呈现逐渐增大的趋势㊂对比3种不同类型的熵产,其中壁面熵产S pro,W 所占的比率最高,湍流耗散熵产S pro,Dᶄ次之,直接耗散熵产S pro,D 最小;随着转速的减小,壁面熵产所占比率基本呈现逐渐增大的趋势,而湍流耗散熵产和直接耗散熵产则呈现逐渐减小的趋势;其中在3600r /min 下,0.2Q d 的壁面熵产值为2.5W /K,所占比率为37%,1.0Q d 的壁面熵产为3.07W /K,所占比率为48%㊂而转速降低到1600r /min 时,0.2Q d 和1.0Q d 下的壁面熵产值降低至0.42W /K 和0.47W /K,而其所占比率上升至48%和54%㊂因此,对于离心泵,壁面熵产是泵内能量损失的主要来源,其值不可忽略㊂图5为模型泵总熵产和不同区域所对应的熵产值,其中S pro,total 代表总熵产值,S pro,imp 代表叶轮内的熵产值,S pro,vol 代表蜗壳内的熵产值,S pro,ind 代表诱导轮内的熵产值,S pro,cav 代表腔体内的熵产值,S pro,wr 代表口环间隙内的熵产值㊂通过分析该泵总熵产值和不同区域内的熵产分布情况,可以得到:1)总熵产值随着转速的降低而逐渐减小;3种转速下,总熵产值均在0.6Q d 下达到最小,其值分别是5.65㊁2.38和0.81W /K;不同转速下的对应流量工况的总熵产比值与转速比值大致呈2.5倍的函数关系㊂2)腔体内部的熵产值最大,在3600r /min 其所占比率最高可以达到38%,在1600r /min 其所占比率最高可以达到58%;蜗壳内部的熵产值略小于腔体,在3600r /min 和1600r /min 所对应的最高比率分别为32%和25%;其后分别是叶轮和诱导轮,口环间隙的熵产值最小,其比率大致为1%~2%,基本不受转速和流量工况的影响㊂3)相比高转速,1600r /min 下的叶轮和诱导轮的熵产所占比率下降明显,其原因在于转速的降低使叶轮和诱导轮内部的流动变得相对比较稳定,其对应的湍流耗散损失显著下降㊂2.3㊀不同转速下泵内部流动特征为了进一步分析离心泵内部流动损失的具体位置和流动损失的诱导原因,以各转速下的设计工况(1.0Q d )作为分析对象,开展内部流动特征分析㊂图6为不同转速下设计工况叶轮内局部熵产和涡核分布特征,叶轮内的漩涡以Q 准则表示[24],Q 准则取值为6ˑ104s -2㊂从图中可以得出:1)随着转速的降低,叶轮与蜗壳内部的局部熵产值(EPR)和叶轮流道内的分离涡的强度显著下降㊂叶轮内部的损失主要集中在叶轮进口处和叶轮出口处,其主要原因是当水流进入叶轮后,首先对叶轮叶片进口端产生冲击,且随着转速的增加水流流速也随之增加,从而加剧了水流冲击,造成较大的冲击损失㊂同时,㊃862㊃第2期任芸,等:基于熵产的离心泵流动损失特性研究叶轮与蜗壳及隔舌的动静干涉效应引起了叶轮出口处㊁蜗壳内部以及隔舌附近的能量损失,转速增加的同时也加剧了动静干涉效应,从而加剧了叶轮㊁蜗壳以及隔舌附近的能量损失;2)结合叶轮内部速度流线图可以看出,叶轮内部存在大量的涡流,这种漩涡流动导致了叶轮内部存在大面积的涡核,叶轮内部的分离流动和叶轮出口的回流是导致涡核产生的直接原因㊂这种不稳定涡流会引起较大的能量损失,随着转速的增加,叶轮内部的涡流强度和涡核分布面积得到显著增强,使得叶轮内部能量损失明显增加;3)从叶轮内部的流线图可以发现不稳定漩涡均出现在长叶片的工作面与短叶片的背面之间,而在短叶片的工作面与长叶片背面则流动相对比较稳定㊂这说明叶轮内部的流动分离易在长叶片的工作面发生,从而在长叶片与短叶片的流道中间形成明显的低速涡区,进而导致能量损失㊂图4㊀不同转速和流量下模型泵3种类型熵产分布特征Fig.4㊀Entropy production rates of pump model under different speeds and flowrates图5㊀不同转速和流量下模型泵总熵产分布特征Fig.5㊀Total entropy production rate of pump model under different speeds and flow rates㊃962㊃哈㊀尔㊀滨㊀工㊀程㊀大㊀学㊀学㊀报第42卷图6㊀设计工况下离心泵内局部熵产和涡核分布特征Fig.6㊀Local EPRs and vortex cores of centrifugal pump under design flow rate2.4㊀不同转速下诱导轮内部流动特征图7为不同转速下设计工况对应的诱导轮局部熵产和涡核分布特征,诱导轮的泄漏涡以Q准则表示,Q准则取值为Q=5ˑ105s-2㊂图7㊀不同转速下设计工况对应的诱导轮内局部熵产和涡核分布特征Fig.7㊀Local EPRs and vortex cores of inducer under de-sign flow rate从图7中可以得出:随着转速的降低,诱导轮的局部熵产值和叶顶间隙泄漏涡的强度显著下降㊂诱导轮内部的损失主要集中在叶顶处,其主要原因是在于叶顶泄漏涡的影响,泄漏涡引起叶顶处出现与主流方向相反的液流,该反向液流与主流液体发生干扰,严重影响诱导轮内部流态;泄漏涡导致流态恶化,降低诱导轮的做功能力和加剧叶顶处的能量损失,具体如图8所示㊂图8中进一步揭示了诱导轮内部的涡量分布主要集中在叶顶处和靠近叶轮进口的区域,靠近叶轮进口区域的涡量主要由叶轮进口出现局部回流导致的,这也使得该区域的涡核和能量损失显著增加㊂图8㊀设计工况诱导轮叶顶间隙涡量分布特征(3600r/min) Fig.8㊀Vortex distribution of inducer tip under design flow rate(3600r/min)3㊀结论1)离心泵内局部熵产和壁面熵产值随着转速的增大而增大;同一转速下,直接耗散熵产和湍流耗散熵产随流量的增加呈现先减小后增大的趋势,而壁面熵产随流量的增加呈现逐渐增大的趋势㊂壁面㊃072㊃第2期任芸,等:基于熵产的离心泵流动损失特性研究熵产所占的比率最高,湍流耗散熵产次之,直接耗散熵产最小㊂2)腔体㊁蜗壳和叶轮是离心泵内能量损失的主要区域,口环间隙的熵产值最小;不同转速下的对应流量工况的总熵产比值与转速比值大致呈2.5倍的函数关系;低转速的叶轮和诱导轮的熵产所占比率显著下降,其原因在于转速的降低使得叶轮和诱导轮内部的流动变得相对比较稳定,其对应的湍流耗散损失显著下降㊂3)随着转速的降低,叶轮与蜗壳内部的局部熵产值和叶轮流道内的分离涡的强度显著下降㊂叶轮内部的损失主要集中在叶轮进口处和叶轮出口处,其主要原因在于叶轮进口的流动冲击和叶轮出口的动静干涉效应㊂叶轮内部的分离流动和叶轮出口的回流是导致涡核产生的直接原因,随着转速的增加,叶轮内部的涡流强度和涡核分布面积显著增强㊂诱导轮内部的损失主要集中在叶顶处,其主要原因是在于叶顶泄漏涡的影响㊂参考文献:[1]朱祖超.低比转速高速离心泵的理论及设计应用[M].北京:机械工业出版社,2008.[2]关醒凡.现代泵理论与设计[M].北京:中国宇航出版社,2011.GUAN Xingfan.Modern pumps theory and 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主排水经济分析研究及应用
主排水经济分析研究及应用林贺辉;牛文桥;黄清杰【摘要】主排水系统排水电耗占矿井总电耗比例相当大,如果在运行中水泵效率过低,将会造成其运转性能下降,并产生大量的电能浪费.为此,对矿井排水系统进行了分析,并对排水系统提出优化节能改造方案.经实际运行,该改造方案大大提升了水泵运转的效率,实现了高效经济运转,为矿井降低了生产成本,提高了企业竞争力,并为国家节约了电能,起到了节能的良好效果.【期刊名称】《煤矿机电》【年(卷),期】2019(040)002【总页数】3页(P93-95)【关键词】主排水系统;运行效率;经济分析;降低能耗【作者】林贺辉;牛文桥;黄清杰【作者单位】永城煤电控股集团枣园煤业有限公司,河南禹州452570;永城煤电控股集团枣园煤业有限公司,河南禹州452570;永城煤电控股集团枣园煤业有限公司,河南禹州452570【正文语种】中文【中图分类】TD4420 引言枣园煤业有限公司现主排水泵房为-150中央泵房，安装MD300-65×9型矿用耐磨多级离心泵5台，配套电动机功率800 kW，铺设4趟排水管路，其中φ273 mm排水管路两趟，φ219 mm排水管路两趟，排水高度约480 m，矿井目前正常涌水量360 m3/h，最大涌水量430 m3/h。
目前矿井每天开泵时间约26 h，排水电度每月平均6.0×105 kW·h，电费每月45万元。
矿井每月用电总量为1.75×106 kW·h，电费125万元左右，排水电费占矿井总电费的36%，这增加了矿井生产成本，为企业可持续发展带来一定困难，对此通过对矿井排水系统进行分析，并提出优化节能改造方案。
1 排水系统优化节能改造方案1) 水位“高”时，通过可靠高水位提高排水效率。
矿井高仓满仓水位为3.6 m，内水仓空仓，使用外水仓。
正常排水开泵水位规定由原来的1.4 m提升至2.8 m，经过测试，其对水泵效率有一定影响。
Get清风毕业论文设计：单级离心泵设计
毕业论文（设计）：单级离心泵设计单级离心泵设计摘要本设计从离心泵的根本工作原理出发，进行了一系列的设计计算。
考虑离心泵根本工作性能，流量范围大，扬程随流量而变化，在一定流量下只能供给一定扬程〔单级扬程一般10～80m〕。
本设计扬程为50m，泵水力方案通过计算比转数〕确定采用单级单吸结构；通过泵轴功率的计算确定选择三相异步电动机；由设计参数确定泵的吸入、压出口直径；通过叶轮的水力设计确定叶轮的结构以及叶轮的绘型；设计离心泵的过流部件，确定吸入室为直锥形吸入室，压出室为螺旋形压出室；设计轴的结构及进行强度校核；确定叶轮，泵体的密封形式及冲洗，润滑和冷却方式；通过查标准确定轴承，键以及联轴器，保证连接件的标准性。
从经济可靠性出发，合理设计离心泵部件，选择标准连接件，保证清水离心泵设计的平安性，实用性，经济性。
关键词：离心泵工作原理；水力方案设计；叶轮和过流部件设计；强度校核；密封设计；键、轴承的选择Centrifugal Pump DesignManua lAbstract:This design starting from the basic working principle of the centrifugal pump,conducted a series of design calculations. consider the basic centrifugal pump performance,flow in a wide range, lift varies with the flow, the flow can only supply some lift (single-stage lift is generally 10~80m).The design head is 50m,the design of the pumphydraulic scheme by calculating the number of revolutions(n=67.5) to determine the single-stage single-suction structure; choice of motor shaft power calculation; design parameters to determine the pump suction outlet diameter; determine the structure of the impeller and the impeller of the drawing of the hydraulic design of the impeller; flow parts of the design of centrifugal pump suction chamber for straight conical suction chamber, pressed out of the spiral-shaped pressure chamber; the structure and strength check of the axis design; determine the impeller centrifugal pump seal design, pumpclosed form and washing, lubrication, cooling method; determined by checking the standard bearings,and coupling to ensure that the standard connection. Departure from the economic viability of the rational design of centrifugal pump components, select the standard connector, to ensure the water using a centrifugal pump design safety,practicality,economy. Keyword:Centrifugal pumpworking principle ;Hydraulic design;Component designof the impeller and the overcurrent;Strength check;Sealdesign;The choice of key and bearing目录1绪论12电动机的选择22.1原动机概述22.2原动机选择22.2.1 泵有效功率22.2.2 泵轴功率32.2.3 泵计算功率32.3.4 选择电动机33泵主要设计参数和结构方案确定3 3.1设计参数33.2泵进出口直径43.2.1 泵吸入口径D4s3.2.2 泵排出口径D4i3.3泵转速43.4泵水力结构及方案5泵的效率63.5.1 泵总效率63.5.2 机械损失和机械效率63.5.3 容积损失和容积效率63.5.4 水力损失和水力效率84 离心泵泵轴及叶轮水力设计计算7 4.1泵轴及其结构设计74.1.1 泵轴传递扭矩74.1.2 泵轴材料选择74.1.3 轴结构设计7D84.2叶轮进口直径D84.3叶片入口边直径1υ94.4叶片入口处绝对速度1b94.5叶片入口宽度1u94.6叶片入口处圆周速度14.7叶片数Z9υ104.8叶片入口轴面速度r1β104.9叶片入口安装角y14.10叶片厚度10ϕ校核104.11叶片排挤系数14.12叶片包角ϕ确实定114.13叶轮外径D112β114.14叶片出口安装角2y4.15叶轮出口宽度b1125 叶轮的选择及绘型125.1叶轮选择125.2平面投影图画法125.3轴面投影图画法126离心泵的吸入室及压出室设计14 6.1吸入室设计146.1.1 概述146.1.2 直锥形吸入室设计146.2螺旋形压出室146.2.1 基圆D1536.2.2 蜗室入口宽度b153α156.2.3 舌角36.2.4 泵舌安装角θ156.2.5 蜗室断面面积166.2.6 扩散管187轴向力径向力平衡计算18 7.1轴向力及其平衡187.1.1 轴向力计算187.1.2 轴向力的平衡197.2 径向力及其平衡198轴承、键、联轴器的选择24 8.1轴承248.1.1 轴承选择248.1.2轴承校核248.1.3轴承润滑258.1.4轴承密封258.2键的选择与校核258.2.1 键的选择258.2.2 键的强度校核26联轴器选择268.3.1联轴器268.3.2 联轴器的强度校核279泵轴的校核错误!未定义书签。
国内外泵技术的发展现状分析
国内外泵技术的发展现状分析泵在国民经济各部门中不仅被广泛地应用，而且有其重要的地位和作用。
泵是发展各行各业必不可少的机械设备之一。
因此，泵类设备维修非常重要。
本文为您详细介绍了国内外泵技术的发展现状。
1、泵及其在国民经济中的作用：泵是伴随着工业发展而发展起来的。
l9世纪时，国外已有了比较完整的泵的型式和品种，并得到了广泛的应用。
据统计，在1880年左右，一般用途的离心泵产量占整产量的90％以上，而动力装置用泵、化工用泵、矿山用泵等特殊用途的泵，仅占整个泵产量的10％左右。
到1960年，一般用途的泵只占45Y002Ea，而特殊用途的泵已占55％o2E．占。
据目前发展趋势，特殊用途的泵，会比一般用途的泵所占比例还要提高。
早在20世纪初，潜水电泵由美国首先研制成功，用它来代替深井泵。
随后，西欧各国也相继进行研制，并且不断加以改进，逐步完善。
如德国的莱茵褐煤矿，使用各种潜水电泵2500多台，容量最大的达1600kW、扬程410m。
我国的潜水电泵是20世纪60年代发展起来的，其中作业面潜水电泵在南方早已用于农田的灌溉，且中小容量的潜水电泵已形成系列，并批量投入了生产。
大容量高电压的潜水电泵、潜水电动机也相继面世，500～1200kw的大型潜水电泵均已在矿山投入运行。
例如鞍山钢铁公司眼前山露天铁矿用500kW的潜水电泵排水，雨季效果显著。
已有迹象表，潜水电泵的使用将会使矿山的排水设备发生变革，有代替传统的大卧泵之势。
另外，更大容量的潜水电泵正在试制中。
通常把用来抽吸液体、输送液体和使液体增加压力的机器统称为泵。
从能量观点来说，泵是一种转换能量的机器，它把原动机的机械能转化为被输送液体的能量，使液体的流速和压力增加。
泵一般是用来将液体从地势较低的地方抽吸上来，沿管路输送到地势较高的地方去。
例如，我们日常见到的，用泵把河流，池塘中的水抽上来往农田里灌溉；又如把地下深井里的水抽吸上来并送到水塔上去等。
由于液体经过泵后压力可以提高，所以泵的作用也可以用来将液体从压力较低的容器中抽吸出来，并克服沿途的阻力输送到压力较高的容器中或其他需要的地方，例如，锅炉给水泵从低压水箱中抽吸水往压力较高的锅炉汽包内给水。
2024年离心泵项目商业计划书及实施方案
离心泵项目商业计划书及实施方案目录序言 (4)一、发展规划分析 (4)(一)、公司发展规划 (4)(二)、保障措施 (5)二、离心泵项目背景及必要性 (7)(一)、积极试点示范，稳妥推进XXX产业化进程 (7)(二)、做好政策保障，健全XXX管理体系 (8)(三)、推进国际合作，提升XXX竞争优势 (9)(四)、保障措施 (10)(五)、离心泵项目实施的必要性 (11)三、行业、市场分析 (12)(一)、完善体制机制，加快XXX市场化步伐 (12)(二)、推动规模化发展，支撑构建新型系统 (13)(三)、强化技术攻关，构建XXX创新体系 (14)四、法人治理 (15)(一)、股东权利及义务 (15)(二)、董事 (17)(三)、高级管理人员 (18)(四)、监事 (21)五、离心泵项目环境影响评估 (22)(一)、离心泵项目环境影响评估 (22)(二)、环境保护措施与治理方案 (23)六、离心泵项目监理与质量保证 (24)(一)、监理体系构建 (24)(二)、质量保证体系实施 (26)(三)、监理与质量控制流程 (28)七、产品规划方案 (32)(一)、建设规模及主要建设内容 (32)(二)、产品规划方案及生产纲领 (32)八、风险评估分析 (34)(一)、离心泵项目风险分析 (34)(二)、公司竞争劣势 (36)九、离心泵项目沟通与合作机制 (37)(一)、沟通体系构建 (37)(二)、合作伙伴选择与合作方式 (40)(三)、利益相关方管理 (41)(四)、团队协作与合作文化 (43)(五)、跨部门协同与协作平台 (45)(六)、沟通与合作中的问题解决 (47)(七)、共享资源与互惠机制 (48)(八)、沟通与合作绩效评估 (49)十、离心泵项目运行方案 (51)(一)、离心泵项目运行管理体系建设 (51)(二)、运营效率提升策略 (53)(三)、风险管理与应对 (54)(四)、绩效评估与监测 (56)(五)、利益相关方沟通与合作 (56)(六)、信息化建设与数字化转型 (57)(七)、持续改进与创新发展 (58)(八)、运营经验总结与展望 (59)十一、成果转化与推广应用 (60)(一)、成果转化策略制定 (60)(二)、成果推广应用方案 (61)十二、离心泵项目质量与标准 (63)(一)、质量保障体系 (63)(二)、标准化作业流程 (64)(三)、质量监控与评估 (65)(四)、质量改进计划 (66)序言在当前企业竞争激烈和市场环境多变的背景下，项目可行性研究报告及运营方案成为了确保项目顺畅推进与完成的关键性文件。
离心泵
离心泵一：泵的分类泵的定义:泵是把机械能转化成液体的能量,用来增压输送液体得机械。
按照作用原理泵可分为动力工泵类、容积式泵类及其他类型泵。
常用的泵：1（动力式泵）非正位移泵：离心泵（屏蔽泵也是），轴流泵，混流泵，漩涡泵。
2（容积式泵）正位移泵：往复泵，隔膜泵，计量泵，齿轮泵，螺杆泵。
正位移泵启动时候都是出口阀全开，非正位移泵则要关闭出口阀。
正位移泵流量调节：除了离心泵外，其他的泵小幅度调节流量都是用旁路（进口管和出口管加根跨线消耗的功率大不经济）来调节，大幅度则要变转速或者行程（大部分是这种调节）。
而这里说离心泵调节流量则是用泵出口阀或者改变转速。
非正位移泵流量输出和管路特性有关系。
正位移泵流量输出与（管路特性，排出压力）无关而管路特性与排出压力有关。
往复泵：活塞在泵体内移动的端点称为死点。
活塞在两个死点间经过的距离称为行程或者冲程。
流量：理论流量等于单位时间内活塞所扫过的体积。
由于活门不能自闭，有滞后，填料函，阀门，活塞等处密封存在泄漏等原因，往复泵的实际流量要比理论流量小。
往复泵理论扬程与流量无关，但是由于往复泵的实际扬程增加时候，容积效率减小，所以流量随实际扬程的增大而略有降低。
往复泵的特点：1：往复泵的排除压力取决于管路特性，最大排出压力取决于泵的强度，密封盒配备的原动机功率2：流量与排除压力无关，而取决于泵缸的结构尺寸，活塞行程及往复运动的频率。
（与离心泵相反）3：往复泵适用于输送高压，小流量和高黏度液体。
4：使用空气室目的是：依靠空气室内的空气的压缩与膨胀进行调节，使流量保持稳定。
5：往复泵具有自吸能力，启动前可以不用灌液，实际操作中为了避免干摩擦，所以启动前都灌液（排出泵内空气，缩短启动过程，避免干摩擦）6：往复泵的活塞在移动时候，吸入的液体不能倒流，必须排出，防止泵内压强（因液体排不出）急剧升高，造成事故。
故属于正位移泵。
所以启动泵前要把出口阀打开。
7：往复泵的流量调节：①：旁路调节：这种方法简单但是，但是造成额外的能量损失，效率降低，这个只适用于小流量调节。
泵与风机题库
（1）格拉晓夫准则Gr越大，则表征（）。
（A）浮升力越大（2）泵与风机的实际工作点应落在（）点附近，工作才最经济（C）最高效率（3）粘性流体在泵与风机内流动（）。
（B）产生能量损失（4）泵与风机的效率是指（）。
（D）泵与风机的有效功率与原动机功率之比（5）为了提高泵的有效汽蚀余量，下列说法中正确的是（）。
（C）装置诱导轮（6）在各种不同陡度管路特性曲线的情况下，两台性能相同泵采用串联或并联运行方式时，其qv并与qv串间的相互关系为（）。
（D）qv并大于、等于、小于qv串的可能均存在（7）无因次性能曲线的特点是：它只与通风机（）。
（A）的类型有关，与通风机的几何尺寸，转速及输送流体的种类无关（8）风机管路特性方程pc=Ψ’qv2中，pc是表示当管路所输送的流量为qv时，由此管路输送（）气体所需的机械能。
（D）单位体积（9）在非稳态导热时，物体的温度随着（）。
（C）时间变化(10)当出现轴向涡流时，叶片的出口速度三角形发生变化，下面哪一种变化是正确的?（）。
（B）出口绝对速度的圆周分量变小（21）同一台泵用于输送密度分别为p1和p2的液体时，保持转速不变且流动相似，其对应的扬程分别是H1和是H2,对应的轴功率分别为P1和P2,若p1＞p2,则下列关系式中正确的是（）。
（B）H1=H2P1＞P2（11）离心式泵的叶轮流道内流体的绝对速度可分解为（）。
（B）圆周速度和相对速度（12）普朗特准则Pr＞1时，则（）。
（A）δ＞δ1（13）对于后弯式叶片，有（）。
（D）＜90°（14）选择原动机功率P M的计算公式为。
（k-电动机容量富余系数）（）。
（B）k q v p1000η（15）风机的全压是指（）通过风机后获得的能量。
（D）单位体积的气体（16）比转数是一个包括（）等设计参数在内的综合相似特征数。
（D）流量、压头、转速（17）角系数是纯几何因素，与物体的黑度（）。
（A）无关（18）饱和沸腾时，壁温与饱和温度之差称为（）。
闭冷水系统经济性与安全性的综合分析
闭冷水系统经济性与安全性的综合分析[摘要]由闭冷泵的性能曲线以及闭冷水系统的实际布置，应用伯努利方程和离心泵经济参数的计算公式，分析了闭冷水系统由于基建遗留下的一系列问题，提出了切实可行的改造措施，并计算了改造后闭冷水系统的经济性。
[关键词] 闭冷泵；溢流；伯努利方程；扬程；离心泵的轴功率1 系统及设备简述西夏热电厂一期工程建设有两台200MW机组，每台机组各配置有两台闭冷泵，一用一备，每台机组的闭冷水系统各设有一个水箱用于补水，两个闭冷水系统供回水之间各设有两个联络手动门，#1机闭冷水系统用户除了供本机组的机炉用户以外，还有#1、#2锅炉引风机、厂用空压机、油库、脱硫及输煤五大用户，#2机闭冷水系统用户只供本机组的用户。
为了防止某台机组闭冷泵全停造成机组因冷却水缺失而被迫停运，供回水联络门保持常开。
#1、#2机供回水压力是不同的，见下表：项目供水压力母管（Mpa）泵出口压力（MPa）泵入口压力（MPa）回水压力母管(Mpa)#1机闭冷水压力0.480.710.200.21#2机闭冷水压力0.510.520.140.152 闭冷水系统调整的经济性分析当#2机投运不久，#2机闭冷水箱补水电动调门是常开的，而#1机的电动调门是一直关闭的，除盐水用量较以前多出300T/天。
多次就地检查没有发现漏点，最后打开#1机闭冷水箱溢流连接的雨水管道，大量的水流出。
于是关闭#1机闭冷水箱下水至#1机闭冷水回水母管手动门，以上现象得以解决。
3 闭冷水系统调整的安全性分析假设首先切除#2机闭冷水箱，那么#1机闭冷水箱就会在压差的作用下不断溢流掉闭冷水系统里的水，最后造成闭冷泵汽蚀，系统瘫痪。
现在#2机单闭冷水箱运行方式虽然节省了除盐水但是还比较危险，因为闭冷水箱补水源是化学除盐水，机组补充大量除盐水时，如果控制不好提前量，闭冷水箱很快就会拉空，闭冷泵汽蚀，严重威胁了机组重要辅机的安全。
可见，这种安全性完全取决于值班员对于闭冷水系统的把握和超前调整。
离心泵运行工况的优化与调节
离心泵运行工况的优化与调节在工农业生产的各行各业和人们的日常生活中，离心泵发挥着不可替代的重要作用，是实现液体输送的主要设备之一。
但是，离心泵的实际运行工况的效率却是偏低，而且能耗过大，造成费用的增多和浪费，不利于企业的发展和盈利。
为此，就需要对离心泵运行的工况进行优化与调节，以减少损失，提高效率。
一、离心泵运行效率低的原因分析1、离心泵的运行工况点偏离了设计工况造成效率低下设计离心泵时，根据给定的一组流量Q扬程H与转速n 值、按水力效率n最高的要求进行计，如果计算符合这一组参数的工作情况就称为水泵的设计工况点。
水泵铭牌中所列出的数值即为设计工况下的参数值，它是该水泵最经济工作的一个点。
但是在实际运行中，水泵的工作流量和扬程往往是在某一个区间内变化着的，流量和扬程均不同于设计值。
水泵装置在某瞬时的实际出水量、扬程、轴功率、效率以及允许吸上真空高度等称为水泵装置的实际工况点。
我们所说的求离心泵的工况点指的就是实际工况点，它表示了水泵装置的工作能力。
在选泵时及运行中，应使泵装置的实际工况点尽量接近水泵的设计工况点，落在高效段内。
2、离心泵内的各种损失造成离心泵运行效率下降液体流过叶轮的损失包括机械损失、流动损失和泄漏损失，与之相应的离心泵的效率分为机械效率、水力效率和容积效率。
机械损失包括叶轮的轮盖和轮盘外侧与液体之间摩擦而消耗的轮阻损失、轴承和填料函内的摩擦损失；泄漏损失包括由叶轮密封环处和级间以及轴向力平衡机构处的泄漏损失；流动损失由液体流过叶轮、蜗壳、扩压器产生的沿程摩擦损失以及流过上述各处的局部阻力损失包括流体流入叶道以及转能装置时产生的冲击损失，其损失的大部分转变为热量为流体所吸收。
3、管路效率低当被输送液体流量或扬程发生变化，经常见到的处理方法是调节阀门，这一方法虽然方便，但是也存在缺点，就是会造成管路阻力损失过大，使离心泵在低效率状态下运行。
4、离心泵自身效率低保证离心泵运行效率高首先应该选择高效离心泵, ，如分段式多级离心泵本身的效率较高，而IS 型单级单吸离心泵的效率则较低。
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离心泵并联运行实验研究及经济性分析作者：崔泗波来源：《中国科技纵横》2014年第05期【摘要】本文通过分析泵的并联运行现状及其调节方式，进行了离心泵性能实验和离心泵并联及工况调节实验，研究了分析离心泵并联运行的特点。
通过建立离心泵性能曲线及其管路特性曲线，确定了离心泵并联运行时各种性能曲线的关系及不同调节方式下的运行工况点。
实验研究表明，在75%负荷时非共用管路调节比共用管路调节耗功量相对减少3%；而在50%负荷时通过单泵运行更加经济；另外，方案二的研究表明，在85%负荷以上时，通过共用管路调节流量更为经济。
【关键词】离心泵并联运行管路调节经济性分析1 离心泵的性能实验水泵设计参数：流量20m3/h，扬程30.8m，转速2900 r/min，许吸上真空高度7.2m，轴功率2.6Kw。
电动机参数：功率4.0kW，联轴器传动机械效率tm=98%；其中：h0+h2-h1=0.385m。
对于1#实验台，H0=0.151m；2#实验台，H0=0.159m，离心式水泵的叶轮直径为162mm，进、出口管路内径均为50mm。
除手持式转速表与三角堰水位参数外，所有参数均已送入计算机。
待测参数如下：实验待测参数：水泵转矩M，水泵入口压强，水泵出口压强，涡轮流量计流量q，三角堰水位H。
实验原理：通过改变离心泵出口节流阀开度的方法来调节水泵流量，使水泵运行于不同的工况点。
相对于共用管路，并联运行时各泵所产生的扬程均相等，总流量为并联各泵的流量之和。
与一台泵单独运行时相比，并联运行时的总扬程和总流量均有所增加。
实验步骤：为了能准确地绘制出离心式水泵的性能曲线，应测出若干个工况点，每两个工况点之间流量差值尽量保持一致；每调节一次阀门，同时记录有关仪器、仪表的读数，并将实验数据记录在中；各工况点测完后，即出口节流阀“完全关闭”后，停止水泵运转。
2 实验数据处理绘制未进行调节时的并联泵的性能曲线根据原始数据记录表中的数据，由扬程计算公式可以计算出各个工况点下的扬程，将扬程的计算结果换算成额定转速n0=2900r/min下的性能参数，由此，可以根据表中的流量-扬程的关系绘制出泵Ⅰ与Ⅱ的流量-扬程曲线图。
代入数据，可求得值，然后将各个工况点的流量，可求出泵Ⅰ在不同流量时的阻力hw1，将泵Ⅰ在不同流量下的扬程值减除对应的阻力值，就可作出泵Ⅰ在包含非共用段下的扬程流量曲线。
同理可画出泵Ⅱ在包含非共用段下的扬程流量曲线。
在泵的并联情况下，扬程不变，流量相加，我们做出泵的并联曲线图。
已知，在两台泵并联运行时，阀门全开未进行调节时，同样由公式计算出在全负荷运行下扬程，qv，max由计算得出为40.83m3/h。
这样我们可以计算出在满负荷流量下的值0.009。
计算取不同的流量值，代入即计算出不同流量对应的Hc值，从而可作出此负荷下的管路特性曲线。
这样可以找到泵100%流量时的工作点。
（1）共用管路调节。
对于共用管路调节在75%负荷时，此时流量为30.6m3/h。
由计算得出泵Ⅰ和泵Ⅱ流量分别为14.689m3/h和15.85m3/h。
在进行共用管路调节时，调节的总出口阀门的流量，在非共用段的管路沿程阻力几乎不变，所以认为在进行共用管路调节时，非共用段的管路沿程阻力不发生变化，变的是并联泵的管路特性曲线。
画出两台泵并联时的并联曲线。
其次根据在为进行调节的曲线图上找出离心泵并联曲线上75%总流量时的工况点，根据，计算出在75%流量下的值0.03166。
然后取几个流量点，计算出对应的Hc，由此可以做出管路特性曲线。
对于共用管路调节50%负荷时，此时流量为20.57m3/h，在进行共用管路调节时，调节的总出口阀门的流量，在非共用段的管路沿程阻力几乎不变，所以认为在进行共用管路调节时，非共用段的管路沿程阻力不发生变化，变的是并联泵的管路特性曲线。
首先可以画出两台泵并联时的并联曲线。
其次根据在为进行调节的曲线图上找出离心泵并联曲线上50%总流量时的工况点，根据，计算出在50%流量下的值为0.0635。
然后取几个流量点，计算出对应的Hc，由此可以做出管路特性曲线。
（2）非共用管路调节。
对于非共用管路调节75%负荷时，此次实验，我们仅调节泵Ⅰ的出口阀门，使总流量为全负荷运行时的75%。
此时，泵Ⅱ和全负荷运行时相同，而泵Ⅰ及其所在的管路发生了变化，但并联运行的泵的扬程曲线几乎不变。
首先可以做出两台泵的原始性能曲线和泵Ⅱ包含非共用段阻力时候的泵的性能曲线及其管路特性曲线。
而对于泵Ⅰ，由数据计算出此时流量为13.24m3/h，阻力为18.89m。
由计算出此时为0.1077。
然后将各个工况点的流量代入式，可求出泵Ⅰ在不同流量时的阻力hw1，将泵Ⅰ在不同流量下的扬程值减除对应的阻力值，就可作出泵Ⅰ在包含非共用段下的扬程流量曲线。
对于非共用管路调节50%负荷时，此次实验，我们完全关闭泵Ⅰ的出口阀门，这样总流量即为为全负荷运行时的50%。
此时，泵Ⅱ和全负荷运行时相同，我们可以画出两泵的原始性能曲线，和泵Ⅱ包含非共用段阻力时的性能曲线。
而管路特性曲线则变为泵Ⅱ的管路特性曲线。
由此，可以绘制出在不同负荷，不同调节方式下的泵的性能曲线和管路特性曲线。
3 数据结果处理分析方案一：计算出泵Ⅰ和Ⅱ在不同流量下的效率和轴功率，计算出数据，根据对应的流量和效率、轴功率之间的关系，绘制出η-qv、Pe-qv曲线图。
（1）对于共用路调节时：75%负荷：泵Ⅰ：从图上读出流量14.8m3/h、扬程31.5m、效率值64%，此次实验用的流体为水，密度为103kg/m3，计算得出泵Ⅰ耗功为1.9829kW；泵Ⅱ：从图表上读出流量16m3/h、扬程30.5m、效率值62%，代入可求出泵Ⅱ耗功为2.1426kW，总功耗4.1255kW，从而可求出75%流量时共用管路调节两泵耗功的总量为4.1255kW。
（2）对于非共用管路调节时：75%负荷，计算如下：泵Ⅰ：从图表上读出流量8m3/h、扬程32m、效率值47%，代入可求出泵Ⅰ耗功为1.4827kW；泵Ⅱ：从图表上读出流量22.5m3/h、扬程25.5m、效率值62%，代入可求出泵2耗功为2.5191kW；总功耗4.0018kW。
从而可求出75%流量时非共用管路调节两泵耗功的总量为4.0018kW。
（3）对于共用管路调节时：50%流量，计算如下：泵Ⅰ：从图表上读出流量8.5m3/h、扬程32.5m、效率值48%，代入公式，可求出泵Ⅰ耗功为1.5667kW；泵Ⅱ：从图表上读出流量11.2m3/h、扬程32m、效率值53%，代入公式可求出泵2耗功为1.8408kW；将两泵耗功相加从而可求出50%流量时，总功耗3.4075kW。
（4）对于非共用管路调节时，50%流量计算如下：泵Ⅰ：由于单开泵Ⅱ，泵Ⅰ流量为0，耗功为0。
泵Ⅱ：从图表上读出流量20.3m3/h、扬程18m、效率值63%，代入公式可求出泵Ⅱ耗功为1.5788kW。
（5）耗功量比较：在75%负荷时，通过共用管路调节时系统所消耗的能量为4.1255kW，而通过非共用管路调节时系统所消耗的能量为4.0018kW，此时，两种调节方式的所消耗能量0.1237Kw，相对功耗3%，所以在75%负荷时，通过非共用管路调节消耗的轴功率比较少，此时通过非共用管路调节比较经济。
在50%负荷时，通过共用管路调节时系统所需要的能量为3.4075kW，通过非共用管路调节时候，对于相同性能泵并联运行时候，单台泵已经能完全满足其需求，而无需启用两台泵并联运行，所以单台泵运行比较经济。
方案二：从所做出的两台泵并联运行时的实验数据，可以计算出在不同流量下的轴功率，在对应的流量下计算出泵Ⅰ和泵Ⅱ的折算后的轴功率之和，绘制出再共用管路调节和非共用管路调节下对应的流量-轴功率曲线图，由图可以看出在75%负荷时，非共用管路调节时所消耗的轴功率为4.1kW而共用管路调节时所消耗的轴功率4.252kW，此时两种调节方式所消耗能量的比较：绝对功耗0.152kW，相对功耗3.5%由以上比较可以得知，在75%负荷时，通过非共用管路调节消耗能量少，比较经济；而从图上可以看出在85%负荷的时候，两条曲线有个交点，此时，通过共用管路调节和非共用管路调节所消耗的轴功率相同；在大于85%负荷时，通过共用管路调节比通过非共用管路调节系统要消耗的能量少。
由此可以得之，如果需要的负荷量大于85%负荷，通过公用管路调节比较经济，而当需要的负荷量小于85%负荷而小于50%负荷时通过进行非共用管路调节比较经济，当系统需要的负荷量小于50%负荷时，此时，一台泵可以满足需求量，无需启用两台泵并联运行。
4 两台泵并联运行经济性分析通过以上两种方案的处理结果及其他们之间的比较可知，在75%负荷时，由方案一可以得知，非共用管路调节的耗功比共用管路的耗功量少3%，在这个流量点时，采用非共用调节比共用调节更加经济，在由方案二可以得知，非共用管路调节的耗功量比共用管路调节的耗功量少3.5%，同样在这个流量点采用非共用调节比共用调节更加经济；在50%负荷时，由方案一分析，单台泵已经能够满足系统需求流量，而且比两台泵并联运行时采用共用管路调节和非共用管路调节任何一种运行状况耗功都要少，所以在50%负荷工况点采用单泵运行更经济，由方案二分析，此时单泵运行所消耗的轴功率同样小于共用管路调节时所消耗的轴功率；因此可以得知，对于两台泵运行经济性分析采用上述两种方案分析结果一致，此次处理方案是合理的。
另外，由方案二分析可以得知，对于两台离心泵的并联运行，当需求的负荷量在系统所能提供的负荷量85%以上时，通过共用管路调节比通过非共用管路调节系统所消耗的轴功率要少，也就是说，在这种情况下，我们可以采用共用管路调节管路系统，此时最经济；而当需求的负荷量在系统所能提供的负荷量85%以下，在系统所能提供的负荷量50%以上时，采用非共用管路调节管路系统，此时消耗的轴功率较少，也就是说，在这种情况下，我们可以采用非共用管路调节管路系统，此时最经济；当需求的负荷量在系统所能提供的负荷量50%及其以下时，单台泵运行足以提供所需求的负荷量，如果同时采用两台泵的并联运行，其中一台泵关闭，而另一台泵运行，此时关闭的一台泵虽然不提供流体，但是泵的运转仍然需要能量来维持，此时不够经济，因此，当需求量在50%及其以下时，不需要进行泵的并联运行来提供负荷，只需要单台泵的运行比较经济，此时经济性最高。
5 结语离心泵机组采用并联形式时，并联的数量不宜过多，最好选取两台即可，一般不应超过四台，否则不利于提高泵的效率；离心泵机组并联使用时，可能只有一台离心泵发挥作用，而其它的离心泵则不参加供液，白白消耗了能源。
在本文中，采用相同性能的两台泵并联运行进行研究，采用了共用管路调节和非共用管路调节的两种方式进行研究，通过两种方案分析比较了并联运行的泵在50%和75%负荷时的经济性。