因此，可以看出，只有M点才是稳定工作点。
流体在管路中流动时，都是依靠静压来克服臂路阻力的，尽管风机输送的是气体，并有压缩性，导致流速变化较大，但克服阻力仍靠静压，因此其工作点是由静压性能曲线与管路特性曲线的交点M来决定的，如图6—4所示。
风机工作时出口动压若直接排人大气，则全部损失掉了。
若在出口管路上装设扩散器，则可将一部分风机出口动压转变为静压，此静压也可用来克服管路阻力，从而提高风机的经济性。
当泵或风机性能曲线与管路特性曲线无交点时，则说明这种泵或风机的性能过高或过
低，不能适应整个装置的要求。
某些泵或风机具有驼峰形的性能曲线，如图6—5所示，K为性能曲线的最高点。
若泵或风机在性能曲线的下降区段工作，如在M点工作，则运行是稳定的。
但是，若工作点处于泵或风机性能曲线的上升区段工作，如A点，粗看似乎也能平衡工作，但实际上是不稳定的，稍有干扰（如电路中电压波动、频率变化造成转速
变化、水位波动，以及设备振动等），A点就会移动，这是因为当A点向右移动时，泵或风机产生的能量大于管路装置所需要的能量，从而流速加大，流量增加，工作点继续向右移动，直到M点为止才稳定运转；当A点向左移动时，泵或风机产生的能量小于管路装置所需要的能量，则流速减慢，流量降低，工作点继续向左移动，直到流量等于零无输出为止。
这就是说一遇干扰，A点就会向右或向左移动，而且再也不能回复到原来的位置A点，故A点称为不稳定工作点。
如果泵或风机的性能曲线没有上升区段，就不会出现工作的不稳定性，因此泵或风机应当设计成性能曲线只有下降形的。
若泵或风机的性能曲线是驼峰形的，则工作范围要始终保持在性能曲线的下降区段，这样就可以避免不稳定的工作。
具有驼峰形的性能曲线，通以最大总扬程，即驼峰的最高点K作为区分稳定与不稳定的临界点，K点左侧称为不稳定工作区域，右侧称为稳定工作区域，在任何情况下，都应该使泵或风机保持在稳定区工作。
风机的不稳定工作不仅表现在风机的流量为零，而且可能出现负值（倒流），工作点交替地在第一象限和第二象限内变动。
这种流量周期性地在很大范围内反复变化的现象，通常称为喘振（或称飞动）。
关于喘振的问题，将在后面介绍。
第二节泵与风机的联合工作
当采用一台泵或风机不能满足流量或能头要求时，往往要用两台或两台以上的泵与风机联合工作。
泵与风机联合工作可以分为并联和串联两种。
一、泵与风机的并联工作
并联系指两台或两台以上的泵或风机向同一压力管路输送流体的工作方式，如图6—6
所示。
并联的目的是在压头相同时增加流量，并联工作多在下列情况下采用：
（1）
当扩建机组，相应的需要流量增大，而对原有的泵与风机仍可以使用时；
（2）电厂中为了避免一台泵或风机的事故影响主机主炉停运时；
（3）由于外界负荷变化很大，流量变化幅度相
应很大，为了发挥泵与风机的经济效果，使其能
高效率范围内工作，往往采用两台或数台并联工作，以增减运行台数来适应外界负荷变化的要求时。
热力发电厂的给水泵、循环水泵、送风机、引风机等常采用多台并联工作。
并联工作可分为两种情况，即相同性能的泵与风机并联和不同性能的泵与风机并联，通常以相同性能的泵与风机并联为多，故现以相同性能的泵与风机并联泵为例介绍并联工作的特点。
（一）同性能（同型号）泵并联工作
图6—6为两台泵并联工作时的性能曲线。
图中曲线I、Ⅱ为两台相同性能泵的性能曲线，Ⅲ为管路特性曲线，并联工作时的性能曲线为I+Ⅱ，它是将单独的性能曲线的流量在扬程相等的条件下迭加起来而得到的。
再画出它们的输送管路特性曲线Ⅱ，从而得与泵并联性能曲线的交点M，即为并联时的工作点，此时流量为qVM，扬程为HM。
为了确定并联时单个泵的工况，由M点作横坐标平行线与单泵（即I或Ⅱ）的特性曲线交于B点，即为每台泵在并联工作时的输出流量工况点。
B点也就决定了并联时每台泵的工作参数，即流量为qvB，扬程为HB。
并联工作的特点是：
扬程彼此相等，总流量为每台泵输送流量之和，即qVM=2qvB。
并联前每一台泵的参数与并联后每一台泵的参数比较：
未并联时泵的单独运行时的工作点为C（qVc,Hc），而并联的每台泵的工作点为B（qvB，HB），由图6—6可看出：
这表明：
两台泵并联时的流量等于并联时的各台泵流量之和，显然与各台泵单独工作时相比，则两台泵并联后的总流量qVM小于二台泵单独工作的流量qVc的2倍，而大于一台泵单独工作时的流量qVc。
并联后每台泵工作的流量qvB较单独时的qVc较小，而并联后的扬程却比一台泵单独工作时要高些。
这是因为输送的管道仍是原有的，直径也没增大，而管道摩擦损失随流量的增加而增大了，从而阻力增大，这就需要每台泵都提高它的扬程来克服这增加的阻力水头，故HM大于Hc，流量qvB就相应的小于qvc。
在选择电动机时应注意，如果两台泵长期并联工作，应按并联时各台泵的最大输出流量来选择电动机的功率，即每台泵的流量应按qvB＝0.5qVM来选择而不以qVc来选择，使其在并联工作时在最高效率点运行。
但是，由于并联的台数有的是随扩建递增的，事先很难定出其多台并联工作下的分配流量，从而导致选择容量过大在扩建后并联运行效率降低。
若考虑到在低负荷只用一台泵运行时，为使电动机不致于过载，电动机的功率就要按单独工作时输出流量qVc的需要功率来配套。
并联工作时，管路特性曲线越平坦，并联后的流量就越接近单独运行时的2倍，工作就越有利。
如果管路特性曲线越陡，陡到一定程度时仍采取并联是徒劳无益的。
若泵的性能曲线越陡时，并联后的总流量qVM反而就越小于单独工作时流量qVc的2倍，因此为达到并联后增加流量的目的，泵的性能曲线应当陡一些为好。
从并联数量来看，台数愈多，并联后所能增加的流量越少，即每台泵输送的流量减少，故并联台数过多并不经济。
二、泵与风机的串联工作
串联是指前一台泵或风机的出口向另一台泵或风机的人口输送流体的工作方式，串联工作常用于下列情况：
（1）设计制造一台新的高压的泵或风机比较困难，而现有的泵或风机的容量已足够，只是压头不够时。
（2）在改建或扩建的管道阻力加大，要求提高扬程以输出较多流量时。
串联也可分为两种情况，即相同性能的泵与风机串联和不同性能的泵与风机串联，现以水泵串联为例，介绍串联工作的特点。
（一）相同性能的泵与风机串联
如图6—8所示，曲线I、Ⅱ分别为两台泵的性能曲线。
串联性能曲线I+Ⅱ是将单独泵的性能曲线的扬程是在流量相同的情况下把各自的扬程迭加起来得到的。
它与共同管路特性曲线Ⅲ相交于M点，该点即为串联工作时的工作点，此时流量为qVM，扬程为HM。
过M点作横坐标的垂直线与非并联时单独泵的性能曲线交于B点，即为每台泵串联工作后各自的工作点，此时流量为qvB，扬程为HB。
串联工作的特点是流量彼此相等，总扬程为每台泵扬程之和，即HM＝2HB
串联前每台泵的参数与串联时每台泵的参数的比较：
串联前每台泵的单独工作点为C（（qVc,Hc），而串联的每台泵的工作点为B（qvB，HB），由图6—8可以看出：
这表明，两台泵串联工作时所产生的总扬程HM小于泵单独工作时扬程Hc的2倍，而大于串联前单独运行的扬程Hc，且串联后的流量也比一台泵单独工作时大了，这是因为泵串联后一方面扬程的增加大于管路阻力的增加，致使富裕的扬程促使流量增加。
另一方面流量的增加又使阻力增大，抑制了总扬程的升高。
当两泵串联时，必须注意的是后一台泵是否承受升压，故选择时要注意泵的结构强度。
启动时，要注意各串联泵的出口阀都要关闭，待启动第一台泵后，再开第一台泵的出水阀门，然后再启动第二台泵，再打开第二台泵的出水阀向外供水。
风机串联的特性与泵相同，但几台风机串联运行的情况不常见，且因在操作上可靠性
差，故不推荐采用。
（二）两台不同性能泵串联工作
如图6—9所示，I，Ⅱ分别为两台不同性能泵的性能曲线，Ⅲ为串联运行时的串联性能曲线，串联性能曲线的画法是在流量相同的情况下，将扬程加起来。
串联后的运行工况是按串联后泵的性能曲线与管道性能曲线的交战确定的。
图6—9中表示三种不同陡度的管路特性曲线1、2、3。
当泵在第一种管路中工作时，工作点为M1，串联运行
时总扬程和流量都是增加的。
当在第二种管路中工作时，工作点为M2，这时流量和扬程与只用一台泵（Ⅰ）单独工作时的情况一样，此时第二台泵不起作用，在串联中只耗费功率。
当在第三种管路中工作时，工作点为M3，这时的扬程和流量反而小于只有I泵单独工作时的扬程和流量，这是因为第二台泵相当于装置的节流器，增加了阻力，减少了输出流量。
因此，M2点可以作为极限状态，工作点只有
在M2点左侧时才体现串联工作是有利的。
三、相同性能泵联合工作方式的选择
如果用两台性能相同的泵运行来增加流量时，采用两台泵并联或串联方式都可满足此
目的，但是，究竟哪种方式有利，要取决于管路特性曲线，如图6—10所示。
图中I是两台泵单独
运行时的性能曲线，Ⅱ是两台泵并联运行时的性能曲线，Ⅲ是两台泵串联运行时的性能曲线。
图6—10中又表示了三种不同陡度的管路特性曲线1、2和3。
其中管路特性曲线3是这两种运行方式优劣的界线。
管路特性曲线2与并联时的性能曲线Ⅱ相交于A2，与串联时的性能曲线Ⅱ相交于A2＇，由此看出，并联运行工作点A2的流量大于串联运行工作点的流量A2＇，即qvA2>qvA2＇；另一种情况，管路特性曲线1与串联时的性能曲线Ⅲ相交于B2，与并联时的性能曲线Ⅱ相交于B2＇，此时串联运行工作点B2的流量大于并联运行工作点B2＇的流量，即qvB2>qvB2＇所以，管路系统装置中，若要增加泵的台数来增加流量时，究竟采用并联还是串联应当取决于管路特性曲线的陡、坦程度，这是选择并联还是串联运行时必须注意的问题。
如图中当管路特性曲线平坦时，采用并联方式增大的流量大于串联增大的流量，由此可见在并联后管路阻力并不增大很多的情况下，一般采用并联方式来增大输出流量。
第三节运行工况的调节
泵与风机运行时，由于外界负荷的变化而要求改变其工况，用人为的方法改变工况点则称为调节。
工况点的调节就是流量的调节，而流量的大小取决于工作点的位置，因此，工况调节就是改变工作点的位置。
通常有以下方法，一是改变泵与风机本身性能曲线；二是改变管路特性曲线；三是两条曲线同时改变。
改变泵与风机性能曲线的方法有变速调节、动叶调节和汽蚀调节等。
改变管路特性曲线的方法有出口节流调节。
介于二者间的有进口节流调节，现分别介绍如下：
一、节流调节
节流调节就是在管路中装设节流部件（各种阀门，挡板等），利用改变阀门开度，使管路的局部阻力发生变化来达到调节的目的。
节流调节又可分为出口端节流和吸人端节流两种。
多采用出口端调节。
将节流部件装在泵或风机出口管路上的调节方法称为出口端节流调节，如图6—11所示。
阀门全开时工作点为M，当流量减少时，出口
阀门关小，损失增加，管路特性曲线由I变为I＇，工作点移到A点。
若流量再减小，出口阀门关得更小，损失增加就更大，管路特性曲线更趋向陡开。
工作点为M时，流量为qVM，能头为HM。
减小
流量后能头为qVA。
由图看出，减小流量后附加的节流损失为△hj＝HA-HB，相应的消耗功率为
很明显，这种调节方式不经济，而且只能在小于设计流量范围内调节。
但这种调节力法可靠、简单易行，故仍广泛的应用于中小功率的泵上。
用改变安装在进口管路上的阀门的开度来改变输出流量，称为人口端节流调节。
它不仅改变管路的特性曲线，同时也改变了泵与风机本身的性能曲线，因流体进入泵与风机前，流体压力已下降或产生预旋，使性能曲线相应的发生变化。
虽然入口端节流损失小于出口端节流损失，但由于入口节流调节会使进口压力降低，对
于泵来说有引起汽蚀的危险，因而入口端调节仅在风机上使用，水泵则不采用。
二、入口导流器调节
离心式风机通常采用人口导流器调节。
常用的导流器有轴向导流器、简易导流器及径
向导流器，如图6—13所示。
入口导流器调节原理见图6—14，若改变绝对速度v1的方向，即改变了v1与圆周速度u1的夹角α1，则vlu及vlm同时发生变化，vlm的改变必然使流量发生变化；而vlu的变化，将使理论全压p发生变化，其能量方程式为
当导流器全开时，气流无旋绕的进入叶道；此时vlu＝o，转动导流器叶片，便产生预旋，vlu加大，且与u1为同方向，故使压头p降低了。
也就是使图6—15中的性能曲线向下移，从而使运行工况点往小流量区移动，流量减小。
对4—13．2（73）型锅炉送引风机，经分
析计算得出，当流量调节范围在最大流量的
60％～90％时，轴向导流器可比出口端节流调节节约功率约15％～24％，简易导流器可节
约功率约8％～13％。
三、汽蚀调节
通常泵的运行不希望产生汽蚀，但凝结水泵却利用泵的汽蚀特性来调节流量，实践证明，采用汽蚀调节对泵的通流部件损坏并不严重，相反地，可使泵自动地调节流量，减少运行人员，降低水泵耗电约30％～40％，故在中小型发电厂的凝结水泵上已被广泛采用。
凝结水泵的汽蚀调节，就是把泵的出口调节阀全开，当汽轮机负荷变化时，借凝汽器
热井水位的变化引起汽蚀来调节泵的出水量，达到汽轮机排汽量的变化与泵输水量的相应变化自动平衡。
如图6—16中，泵的倒灌高度Hg，即为设计工况下，泵不发生汽蚀的最小高度，这时的工作点如图6—17中的A点，当汽轮机的负荷减少时，排汽量也减少，但水泵出水量还未减少，凝汽器水位倒灌高度不能维持Hg而要降低，这时水泵便产生汽蚀，水泵的性能曲线骤然下降，而管路特性曲线几乎不变，于是泵的工作点位移至A1出水量减少到
新的Hg下再平衡运行。
如汽轮机负荷继续减少，则排汽量继续减少，汽蚀程度加重，出水量继续减少，再在新的工作点平衡运行，如图6—17中的A1，A2，A3，…，而相应的流量分别为qv1，qv2，qv3，…。
反之，当汽轮机负荷增加时，排汽量增加，以凝汽器水位倒灌高度增大，输出水量增加，返复到新的工作点平衡运行。
以上就是泵的汽蚀调节原理。
为了使泵在采用汽蚀调节时，汽蚀情况不致太严重，确保泵运行的稳定性，则在汽蚀调节时应注意：
凝结水泵的性能曲线与管路特性曲线的配合要适当，泵的出口压力不应过份大于管路所需克服的阻力，即管路特性稍平坦为好，对于泵的性能曲线也宜乎坦型，以便负荷变化时有较大的流量变化范围。
如汽轮机负荷经常变化，特别是长期在低负荷下运行时，采用汽蚀调节会使泵的使用寿命大大降低，为此可考虑开启凝结水泵的再循环门，让部分凝水返回凝汽器热井，使热井水位不致过低，以减少汽蚀程度。
可以汽蚀调节的水泵，因其叶轮容易损坏，因此，必须采用耐汽蚀的材料。
四、变速调节
变速调节是在管路特性曲线不变时，用变转速来改变泵与风机的性能曲线，从而改变
它们的工作点，如图6—18所示。
因而变转速后的性能可通过比例定律求出：
变速调节的主要优点是大大减少附加的节流损失，
在很大变工况范围内保持较高的效率。
但变速装置及变
速原动机投资昂贵，故一般中小型机组很少采用。
而现
代高参数大容量电站中，泵与风机常采用变速调节。
电厂中通常采用变速调节的方法有：
直接变速：
交流电动机变速，小汽轮机变速；间接变速：
液力联轴器变速，油膜滑差离
合器变速，电磁滑差离合器变速等。
五、可动叶片调节
大型的轴流式、混流式泵与风机采用可动叶片调节日益广泛。
可动叶片调节，即动叶安装角可随不同工况而改变，这样使泵与风机在低负荷时的效率大大提高，如图6—19所示，是根据试验结果绘出的轴流泵工作参数与叶片安装角之间的关系曲线。
由图6—19看出，当叶片安装角增大时，性能曲线的流量、扬程、功率都增大，反之都减小。
因而启动时可减小安装角以降低启动功率。
改变叶片的安装角时效率曲线也有变化，但在较大流量范围内几乎可保持较高效率，而且避免了采用阀门调节的节流损失，所以这种调节方式经济性很高。
当然，在流量较小区内，效率曲线的最高点会有所降低。
目前大型轴流式泵与风机几乎都采用可动
叶片调节，如我国300MW机组配套用的50—
ZlQ—50型轴流式循环泵。
西德威海尔电厂707MW机组配套的轴流式送、引风机均为可动叶片调节。
可动叶片调节机构是泵与风机的重要部分。
常用液压式调节，调节过程是负荷变化时由锅炉发出指令，通过附属的伺服机构调节叶片。
第五节现代高压锅炉给水泵的运行特点
随着汽轮发电机组容量的增大，发电厂辅机运行的经济性也愈加受到重视，国外大机组上已普遍采用除氧器滑压运行，成为提高大机组热经济性的重要措施之一。
我国在国产300MW机组上已采用，200MW机组上也有采用的。
一、防止给水泵汽化
变工况滑压运行除氧器内的压力、水温，以及给水泵人口水温的变化是不一致的从而引起除氧器除氧效果变坏和给水泵汽蚀问题，在机组负荷变化缓慢时产生的影响并不大。
但当机组负荷剧烈变化时问题就变得极为严重。
除氧器滑压运行后出现的问题是除氧器内压力和温度的动态变化不一样，压力变化较快，水温变化则慢。
当机组负荷突然升高时，除氧器内水温随进汽压力的升高而上升远远滞后于压力的升高，这将使给水泵的运行更为安全；但当机组负荷突然下降时，水温的降低又滞后于压力的降低，致使泵内的水发生汽化。
在降压下，虽因水箱中出现自沸腾，有助于除氧效果的提高，然而进入泵的水温却不能及时降低，使泵人口压力由于除氧器压力的下降而下降，于是就出现了泵人口压力低于泵人口水温所对的饱和压力，导致水泵汽化，尤其是在满负荷下甩全负荷时此问题更严重。
二、暖泵
随着机组容量的增加，锅炉给水泵启动前暖泵已成为最重要的启动程序之一。
高压给水泵无论是冷态或热态下启动，在启动前都必须进行暖泵。
如果暖泵不充分，将由于热膨胀不均，会使上下壳体出现温差而产生拱背变形。
在这种情况下一旦启动给水泵，就可能造成动静部分的严重磨损，使转子的动平衡精度受到破坏，结果必然导致泵的振动，并缩短轴封的使用寿命。
采用正确的暖泵方式，合理的控制金属升温和温差，是保证给水泵平稳启动的重要条
件。
暖泵方式分为正暖（低压暖泵）和倒暖（高压暖泵）两种形式。
在机组试启动或给水泵检修后启动时，一般采用正暖，即顺水流方向暖泵，水由除氧器引来，经吸人管进泵，由进水段及出水段下部两个放水阀放水至低位水箱（而高压联通管水阀关闭）。
如给水泵处于热备用状
态下启动，则采用倒暖，即逆原水流方向暖泵，从逆止阀出口的水经高压联通管（带节流孔板，节流后压力为0．98MPa），由出水段下部暖泵管引入泵体内，再从吸人管返回除氧器，也可打开进水段下部的暖泵管阀排至低位水箱（而出水段下部放水阀须关闭）。
这两种暖泵方式均可避免泵体下部产生死区，以达到泵体受热均匀之目的。
泵体温度在55℃以下为冷态，暖泵时间为1．5～2h。
泵体温度在90℃以上（如临时故障处理后）为热态，暖泵时间为1～1．5h。
暖泵结束时，泵的
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