线，工作点， 扬程，流量。

变频泵与工频泵并联运行时的特点 不仅仅是条曲线，而是性能曲线下方偏左的系 列曲线族。

也不仅仅是条曲线，而是在性能曲线右方偏 上的系列曲线族。

变化时，也随着变化。

工作点也跟着变化。

因此变 频泵的扬程，流量，工频泵扬程，流量，以及总的扬程，和总流量都会随着频率 的变化而变化。

随着变频泵频率的降低，变频泵的扬程逐渐降低。

变频 泵流量快速减少工作点的扬程也随着降低，使总的流量 减少因此工频泵的扬程也降低，使工频泵流量反而略 有增加，此时要警惕工频泵过载。

变频泵与工频泵并联运行特例之，是频率 图变频泵最低频率下与工频泵并联运行时总的性能曲线图 没有管网阻力时变频泵与工频泵并锅炉的负荷率来粗略估算给水泵的调速节能率。

电站水泵的静扬程都不等于零，所以其调速范围和节能效果都不 能简单地采用比例定律计算，都要先求出相似曲线，然后才能进 行计算。

除了锅炉给水泵外汽包锅炉的 负荷约为左右。

作为般的机组，也已经接近最低不投油 稳燃负荷了。

正巧，由以上计算数据看出，给水泵的调速能耗率 与锅炉的负荷率是基本致的，也即能耗与流量的次方成正 比。

所以，可依据压力，为了保证汽包顺利进水，转速 已不能再下降了。

所以其调速范围为，根据式 ，其轴功率，最大节能率为。

若给水泵的流量余量以计算，当流量为时，果。

由图可以看出，此给水泵的出口压力为，锅炉气包压力 为，由上例计算结果，当转速下降到，即额定 转速的时，流量为，即额定流量的，压力为 ，略高于锅炉汽包是正确的。

图泵系统在不同静扬程下的轴功率流量特性 图中线转速调节线出口阀门调节 例若例中的锅炉给水泵电动机的额定功率为，额定 转速时的实际出力为，试估算其节能效时流量 比和所消耗轴功率比的关系。

所以说，对于有较大静扬程的泵或风机，只用工作流量变化范围 大小确定节能效益的大小就不正确了，应根据转速变化范围确定 节能效益的大小才可见这比静扬程为零时流量比为时，转速比也为时要高多了。

因此，管路性能曲线的静扬程越高， 则变速调节流量时，其轴功率的减少值也越小。

如图所示离 心泵在不同静扬程下采用变速调节及出口阀门调节方式。

例如 型锅炉给水泵，其最高转速，相应 ，。

若泵系统的静扬程。

则变速调 节流量至最大流量时，相应转速为最高转速的 。

大。

这是因为静扬程静压 不等于零时，管路性能曲线与变转速时的相似抛物线不重合，故 变速前后各工作点间的关系并不符合比例律，即流量比不等于转 速比。

当静扬程静压为正值时，流量比恒大于转速比统管路性能曲线中静扬程静压所占比例的大小， 与调速装置节能效果的大小相关。

当静扬程所占比例很大时，即 使泵系统的工作流量变化很大，但调速装置的转速变化范围并不 大，结果变速调节的节能效果也不 上述两式得出的结果略有不同是因作图及读数误差引起的。

从计算结果知，此泵装置因管路静扬程很高，故当流量减少 到原流量的时，其转速只降到原转速的， 而不是。

泵或风机系中与 的关系列表如下 把列表中数值作到图上，此过点的相似抛物线与额定转速下相交于点。

由图可读出故 得 需在额定转速时的曲 线上找出的相似工况点，以便求出的转速。

过点作 相似抛物线，由式得 图给水泵装置的性能曲线和管路性能曲线 为把相似抛物线作到图上，上式时管路性能曲线不变，而泵的运行工况点必在管路 性能曲线上，故点可由处向上作垂直线与管 路性能曲线相交得出见图，由图可读出点的扬程 。

与不是相似工况点，能曲线如图所示，其在额定转速 下运行时的运行工况点为，相应的。

现欲通过变 速调节，使新运行工况点的流量减为，试问其转速 应为多少额定转速为 解变速调节管路性能 曲线是条通过坐标原点的二次抛物线，它与过点的变转速时 的相拟抛物线重合，因此，与又都是相似工况点，故可用 比例定律直接由点的参数求出点的参数。

例锅炉给水泵装置的性前后运行工况点与 不是相似工况点，故其流量扬程或全压与转速的关系不符 合比例定律，不能直接用比例定律求得。

但当管路性能曲线的静 扬程或静压等于零时，即或时，管前后运行工况点与 不是相似工况点，故其流量扬程或全压与转速的关系不符 合比例定律，不能直接用比例定律求得。

但当管路性能曲线的静 扬程或静压等于零时，即或时，管路性能 曲线是条通过坐标原点的二次抛物线，它与过点的变转速时 的相拟抛物线重合，因此，与又都是相似工况点，故可用 比例定律直接由点的参数求出点的参数。

例锅炉给水泵装置的性能曲线如图所示，其在额定转速 下运行时的运行工况点为，相应的。

现欲通过变 速调节，使新运行工况点的流量减为，试问其转速 应为多少额定转速为 解变速调节时管路性能曲线不变，而泵的运行工况点必在管路 性能曲线上，故点可由处向上作垂直线与管 路性能曲线相交得出见图，由图可读出点的扬程 。

与不是相似工况点，需在额定转速时的曲 线上找出的相似工况点，以便求出的转速。

过点作 相似抛物线，由式得 图给水泵装置的性能曲线和管路性能曲线 为把相似抛物线作到图上，上式中与 的关系列表如下 把列表中数值作到图上，此过点的相似抛物线与额定转速下相交于点。

由图可读出故 得 上述两式得出的结果略有不同是因作图及读数误差引起的。

从计算结果知，此泵装置因管路静扬程很高，故当流量减少 到原流量的时，其转速只降到原转速的， 而不是。

泵或风机系统管路性能曲线中静扬程静压所占比例的大小， 与调速装置节能效果的大小相关。

当静扬程所占比例很大时，即 使泵系统的工作流量变化很大，但调速装置的转速变化范围并不 大，结果变速调节的节能效果也不大。

这是因为静扬程静压 不等于零时，管路性能曲线与变转速时的相似抛物线不重合，故 变速前后各工作点间的关系并不符合比例律，即流量比不等于转 速比。

当静扬程静压为正值时，流量比恒大于转速比。

例如 型锅炉给水泵，其最高转速，相应 ，。

若泵系统的静扬程。

则变速调 节流量至最大流量时，相应转速为最高转速的 。

可见这比静扬程为零时流量比为时，转速比也为时要高多了。

因此，管路性能曲线的静扬程越高， 则变速调节流量时，其轴功率的减少值也越小。

如图所示离 心泵在不同静扬程下采用变速调节及出口阀门调节方式时流量 比和所消耗轴功率比的关系。

所以说，对于有较大静扬程的泵或风机，只用工作流量变化范围 大小确定节能效益的大小就不正确了，应根据转速变化范围确定 节能效益的大小才是正确的。

图泵系统在不同静扬程下的轴功率流量特性 图中线转速调节线出口阀门调节 例若例中的锅炉给水泵电动机的额定功率为，额定 转速时的实际出力为，试估算其节能效果。

由图可以看出，此给水泵的出口压力为，锅炉气包压力 为，由上例计算结果，当转速下降到，即额定 转速的时，流量为，即额定流量的，压力为 ，略高于锅炉汽包压力，为了保证汽包顺利进水，转速 已不能再下降了。

所以其调速范围为，根据式 ，其轴功率，最大节能率为。

若给水泵的流量余量以计算，当流量为时，锅炉的 负荷约为左右。

作为般的机组，也已经接近最低不投油 稳燃负荷了。

正巧，由以上计算数据看出，给水泵的调速能耗率 与锅炉的负荷率是基本致的，也即能耗与流量的次方成正 比。

所以，可依据锅炉的负荷率来粗略估算给水泵的调速节能率。

电站水泵的静扬程都不等于零，所以其调速范围和节能效果都不 能简单地采用比例定律计算，都要先求出相似曲线，然后才能进 行计算。

除了锅炉给水泵外汽包压力为其静扬程，对循环水 泵则水塔高程为其静扬程，对于凝结水泵，凝结水出口母管压力 为其静扬程。

因为凝结水泵除了调节凝汽器热井水位恒定外，还 要保证凝结水出口母管压力足够大般，以防止空气由排水阀经凝结水再循环管进入凝汽器中，而破坏汽轮机真 空。

电站风机，则由于其静压很小，所以可以直接用比例定律估算其 调速范围和节能效益，只是要求以输出风压作为调速范围的校验 指标。

风机水泵的并联运行 泵或风机并联运行的主要目的是增大所输送的流量。

但流量增加 的幅度大小与管路性能曲线的特性及并联台数有关。

图所示为 两台及三台性能相同的型离心泵并联时，在不同陡度管 路性能曲线下流量增加幅度的情况，从图可见，当管路性能曲线 方程为时单位为，从图中查得 台泵单独运行时 两台泵关联运行时 三台泵并联运行时 当管路性能曲线方程为时，从图可查出 台泵单独运行时 二台泵并联运行时 三台泵并联运行时 图不同陡度管路性能曲线对泵并联效果的影响 比较两组数据可以看出管路性能曲线越陡，并联的台数越多， 流量增加的幅度就越小。

因此，并联运行方式适用于管路性能曲 线不十分陡的场合，且并联的台数不宜过多。

若实际并联管路性 能曲线很陡时，则应采取措施，如增大管径减少局部阻力等， „„„„ 若并联运行的泵的扬程不同，则在并联运行时扬程低的泵的供水 流量会比单泵运行时减小很多。

当管网阻力曲线变化时，容易发 生不出水和汽蚀现象。

静扬程对调速范围的影响。

供水系统的静扬程，即供水母管的最小压力水泵在静扬程 下消耗的功率称为空载功率在流量为零时，水泵所消耗的最大 功率。

十分明显的是，静扬程越高，空载功率所占的比例越大， 调速范围越小，调节转速的节能效果就越差。

静扬程可由水泵进水口和出水口的落差形成，也可由管网