如果流量、扬程、轴功率、效率分别用对应最髙效率点值的百分比表示，所画出的曲线称为无因次特性曲线。无因次特性曲线的形状和有因次特性曲线的形状相同。

泵特性曲线全面、综合、直观地表示了泵的性能，因而有多方面的用途。用户可以根据特性曲线选择要求的泵，确定泵的安装高度（详见汽蚀部分），掌捱泵的运特情况。制造厂在泵制造完了以后，通过试验作出特性曲线。并根据特性曲线形状的变化，分析泵几何参数对泵性能的影响，以便设计制造出符合要求性能的泵。

鉴于泵内流动的复杂性，准确的泵性能曲线只能通过试验作出。但是，根据泵的理论可以对泵性能曲线作定性地分析，以便了解特性曲线的形状和影响特性曲线的因素。

二、泵特性曲线的理论分析

冲击损失用hf表示。泵的过流部件是按设计流量进行设计的，泵在设计流量下运转时。泵内液体的流动情况与过流部件的几何形状相符合，这时不会产生冲击损失，但当泵运转的流量偏离设计值时，过流部件的形状就与其流动情况不相适应了，从而产生冲击损失。偏离设计流量越大，冲击损失越大。

泵的冲击损失主要产生在叶轮和压水室（导叶、涡室）。叶片进口处和叶轮中的损失主要与相对速度有关。叶片进口安放角等于设计流量下的相对液流角加上一个不大的正冲角，即β1=β'1+Δβ。这时相对速度方向和叶片方向是近于一致的，不致产生冲击损失（图2- 29)。当偏离设计流量时，叶片进口处相对速度的大小和方向都发生变化， 而叶片的方向是固定不变的。因此，在叶片进口处产生冲击，流量大于设计流量时，形成负冲角（液流角大于叶片角），在叶片工作面产生脱流；流量小于设计流量时，形成很大的正冲角，在叶片背面产生脱流（图2— 29)。

压水室进口处压水室的水力损失和绝对速度有关。压水室的过流而积和形状也是按 设计流量设计的。在设计流量下叶轮出口（出口稍后）绝对速度的大小和方向与压水室进 口流速的大小和方向一致（叶轮出口绝对速度大于压水室中的平均流速）（图2-29)，当偏离设计流量时就不一致了。流量增加时，压水室中的流速增加，而流动的方向是由压水室形状决定的，不随流量而变化。另一方面，从叶轮流出液体的速度与此恰恰相反，大流量时速度v2减小，小流量时增加，方向也发生变化。以小流量时为例，从叶轮中流出的高速液体与压水室中的低速液流汇合。这两股速度大小和方向不同的液体相汇，必然产生旋涡，即发生冲击损失。导叶式压水室的情况也是一样（图2-29a).

冲击损失和流量与设计流量的偏离值ΔQ的平方成正比，在设计流量近似为零，即它是一条以设计流量为原点的抛物线（图2-28)。从Ht—Qt曲线对应流量的纵坐标中减出相应的hf和hj，则得H-Qt曲线。

4.考虑容积损失，作H-Q曲线

容积损失在单级泵中主要是叶轮密封环处的泄漏。该泄漏和叶轮的理论扬程成正 比。图2-28中表示了q-Ht曲线示意图，从图可知，当理论扬程Ht，为某一值时、泄漏量的方向变为相反，即从叶轮进口经密封环向出口泄漏。这是因为理论扬程去掉水力损失才是实际扬程，所以Ht为某一值时，实际扬程H=Ht-h已为负值了。在H-Qt

曲线横坐标上减掉对应H1的q值，则得H-Q曲线，即是欲求的泵的实际流量扬程曲线。 

(二）功率流量曲线（图2— 30)

对应Ht-Qt曲线，可求出输入水力功率P'=pgQtHt，并画出P'-Qt曲线。轴功率为

P= P‘+ Pm

机械损失功率Pm可以认为与流量无关，为一常数值。在P'-Qt,曲线纵坐标上加上Pm,即得P-Qt曲线。与流量扬程曲线类似。假设知道q-Ht关系曲线，在P-Qt曲线横坐标中减去对应Ht下的q值。则得P-Q曲线，即为轴功率与实际流量的

(1)单调下降的特性曲线在这种曲线中Q=0时扬程最大（Hmax)，随着流量增加， 扬程逐渐下降、每一个扬程对应一个流量，这是一种稳定的扬程曲线。

(2)驼峰（中髙）特性曲线在这种曲线中，在流量Q=0时扬程为Ho，随着流量增加，扬程达到最大值Hmax，而后随流量增加，扬程下降。在扬程髙于Ho的中髙部分，每一个扬程对应两个流量，这是一种不稳定特性曲线。

平坦的特性曲线这种曲线流量变化很大，而扬程变化很小，特性曲线的差别是液体在泵内不同运动状态的外部表现形式，而运动状态是由泵过流部件的几何形状决定的。下面分析几何参数对泵特性曲线的影响和改变特性曲线形式的途径。

(二）几何参数对特性曲线的影响 1.叶片出口安放角β2

由叶片出口速度三角形（图2-32)可以看出，在其它条件不变的情况下，β2越 大，则vu2越大，即泵的扬程越高。但是泵中用的β2通常在15°〜40°内选择，这是因为β2对泵性能的影响是多方而的，不能只从一个方而去看问题。下面具体分析β2 <90°（前弯叶片），β2=90° (直出口叶片）、β2>90°(后弯叶片）的三种叶片.研究β2对泵性能的影响。由图2—32可以看出：

(1)β2大,则vu2大，即泵的扬程髙。

(2)  随着β2增大，叶片间流道弯曲严重（可能出现S形），流道变短。因为叶轮出

口面积是一定的，而且一般出口面积都大于进口而积，所以流道变短，相邻叶片间流道的扩散角度变大，水力损失增加。

(3)  β2增加，叶轮出口绝对速度v2增加，vu2增加，则动扬程增大，液体在叶轮和

由此.b2越大，φ角越小，曲线越平(图2-34b).我们知道，理论扬程曲线平，实际扬程 曲线容易出现蛇峰，所以为了消除驼峰或增加曲线的斜度.应减小出口宽度 _Ψ2越大，即叶片薄排挤小时，φ值小曲线变平(图2_34c)。

由式(2-26)可知.转速越髙关死扬程Ho越大.曲线越陡(图2-34d）

修削叶片出口部分工作面(上修),对性能几乎无影响。

修削叶片出口部分背面（下修），通常会使性能得到改善：（1)最高效率稍有提 高；（2）在相同流量下vm2减小，vu2增加。因而泵的扬程提髙（约2%〜5%)(图2-36b); (3)在相同的扬程（vu2)下，泵的流量增加（约5%〜10%)（图2—35c）。性能改善的原因：（1)增大叶片出口角和相邻叶片间出口的开口面积F_E; (2)由于叶片出口部分背面角度增加，改善了因有限叶片数造成的流动偏离和速度分布的不均匀性。

修削叶片进口工作面.能增加叶片进口角，增加叶片间进口的开口面积，从而改善泵的抗汽蚀性能，由图2-35d可见，修叶片进口工作面之后，化角增加，进口开口面积增加，vm1减小。如保持原流量不变，冲角减小.会在叶片背面产生脱流，但vm1减小对汽蚀的有利因素远比前者之不利因素大。

修锉叶片进口背面，只改善叶片进口局部的形状。对性能影响不大。由上述，在设计时应对叶片出口背面的形状，予以足够的重视。