利用虚拟工作点对供热循环水泵进行定量分析，查找水泵运行存在的问题，并用虚拟工作点校对循环泵进行优化改造选型，改善供热效果，实现节能最大化。
1 前言
作为闭式供热系统核心设备的循环水泵，其选型则关系到系统运行及供热质量是否正常的关键，但在实际的设计中，设计人员往往以估算为主，一般都会采用宁大勿小的设计理念，将泵参数有意识选大，特别是水泵扬程。结果造成水泵实际运行工作点严重偏离高效工作区，从而造成运行效率低，运行费用居高不下。本文以新疆油田公司供热公司某供热站为例，用虚拟工作点分析方法分析循环水泵运行存在的问题，并对循环水泵改造进行优化选型。
此供热站供热媒质为95℃/70℃热水，2003年由锅炉房改为供热站，携带11.3MW热负荷，配置三台循环水泵。该站自投产以来一直处于不正常运行状态，一台运行或两台并联泵运行都存在水泵阀门不能全开、末端积气不热现象。
1 前言
作为闭式供热系统核心设备的循环水泵，其选型则关系到系统运行及供热质量是否正常的关键，但在实际的设计中，设计人员往往以估算为主，一般都会采用宁大勿小的设计理念，将泵参数有意识选大，特别是水泵扬程。结果造成水泵实际运行工作点严重偏离高效工作区，从而造成运行效率低，运行费用居高不下。本文以新疆油田公司供热公司某供热站为例，用虚拟工作点分析方法分析循环水泵运行存在的问题，并对循环水泵改造进行优化选型。
此供热站供热媒质为95℃/70℃热水，2003年由锅炉房改为供热站，携带11.3MW热负荷，配置三台循环水泵。该站自投产以来一直处于不正常运行状态，一台运行或两台并联泵运行都存在水泵阀门不能全开、末端积气不热现象。
2 虚拟工作点的定义
热水循环泵选择需要确定水泵运行工况点的流量与扬程，即确定水泵水力性能曲线与管路水力特性曲线的交点，该点的流量和扬程即为水泵运行时所能提供的实际运行参数，但该点参数难以确定，主要是由于管路特性难以确定。管路水力特性曲线方程为:
h=S×G2（1）
式中：
h——管路阻力损失；
G——运行流量；
S——管路特性系数，表达式为：
S=（∑λ+■+∑ζ）/2f 2
由供热管路的复杂性和管路特性系数可以看出，在实际工作中管路水力特性曲线是难以确定或不能确定的。为解决这方面的问题，笔者通过多年的工作经验积累，提出了管路虚拟特性曲线方程的概念，即由计算循环流量和计算管路损失确定虚拟管路特性系数，从而确定管路虚拟特性曲线方程。管路虚拟特性曲线与水泵水力性能曲线的交点即为虚拟工作点，借助虚拟工作点可以量化分析水泵的工作状态和优化水泵配置。
前文所提到的供热站，其计算流量为450m3/h、阻力损失为23mH2O，则管路虚拟特性曲线（h-G）方程为：
h=1.14×10-4G2（2）
热水循环泵选择需要确定水泵运行工况点的流量与扬程，即确定水泵水力性能曲线与管路水力特性曲线的交点，该点的流量和扬程即为水泵运行时所能提供的实际运行参数，但该点参数难以确定，主要是由于管路特性难以确定。管路水力特性曲线方程为:
h=S×G2（1）
式中：
h——管路阻力损失；
G——运行流量；
S——管路特性系数，表达式为：
S=（∑λ+■+∑ζ）/2f 2
由供热管路的复杂性和管路特性系数可以看出，在实际工作中管路水力特性曲线是难以确定或不能确定的。为解决这方面的问题，笔者通过多年的工作经验积累，提出了管路虚拟特性曲线方程的概念，即由计算循环流量和计算管路损失确定虚拟管路特性系数，从而确定管路虚拟特性曲线方程。管路虚拟特性曲线与水泵水力性能曲线的交点即为虚拟工作点，借助虚拟工作点可以量化分析水泵的工作状态和优化水泵配置。
前文所提到的供热站，其计算流量为450m3/h、阻力损失为23mH2O，则管路虚拟特性曲线（h-G）方程为：
h=1.14×10-4G2（2）
3 水泵装置曲线
水泵装置曲线包括:
水泵水力特性曲线（H-G）［1］:
H＝a+a2G+a2G2（3）
水泵效率曲线（η-G）［1］：
η=b+b2G+b2G2（4）
水泵功率曲线（Ne-G）:
Ne=■（5）
式中：
a、b—为方程系数；
Ne—泵的额定功率，kW；
G—泵输送流量，m3/h；
H—泵输送扬程，mH2O；
ρ—输送液体的密度，kg/m3；
η—泵的输送效率。
根据水泵设备样本可以确定（H-G）和（η-G），对本文分析的供热站，循环水泵配置电机功率为75kW，流量、扬程及效率见表1：
将表中表中数据代入（3）、（4）可得出：
H-G：H=39.72+1.16×10-1G+2.26×10-4G2（6）
η-G：η＝22.11+2.86×10-1G+3.47×10-4G2 （7）
将（6）、（7）代入（5）即可得到（Ne-G）。
水泵装置曲线包括:
水泵水力特性曲线（H-G）［1］:
H＝a+a2G+a2G2（3）
水泵效率曲线（η-G）［1］：
η=b+b2G+b2G2（4）
水泵功率曲线（Ne-G）:
Ne=■（5）
式中：
a、b—为方程系数；
Ne—泵的额定功率，kW；
G—泵输送流量，m3/h；
H—泵输送扬程，mH2O；
ρ—输送液体的密度，kg/m3；
η—泵的输送效率。
根据水泵设备样本可以确定（H-G）和（η-G），对本文分析的供热站，循环水泵配置电机功率为75kW，流量、扬程及效率见表1：
将表中表中数据代入（3）、（4）可得出：
H-G：H=39.72+1.16×10-1G+2.26×10-4G2（6）
η-G：η＝22.11+2.86×10-1G+3.47×10-4G2 （7）
将（6）、（7）代入（5）即可得到（Ne-G）。
4 确定虚拟工作点
由（2）、（5）、（6）与（7）及工作点H=h的关系建立方程组：
H＝h＝1.14×10-4G2Ne＝■H=39.72+1.16×10-1G+2.26×10-4G2η＝22.11+2.86×10-1G+3.47×10-4G2方程组Ⅰ
通过对方程组Ⅰ求解可以得出虚拟工作点的流量、扬程、效率与轴功率四个参数，也可以通过作图法求得，在这里用直观的作图法求解（本文热水密度均按1000kg/m3考虑）。
一台泵运行虚拟工作点为A点（图表1），此点工况参数为（G=553.4m3/h，H=h=34.78mH2O，η=74.11%，Ne=72.15kW）。
依照曲线叠加原理，可以得出二泵并联运行曲线（图表2）：
二台泵并联运行虚拟工作点为B点，Ne-G为按2台泵均衡出力时单台泵的额定功率曲线，B点的工况参数为（G=683m3/h，H=h=53mH2O，η=55.53%，Ne=163.1kW）。
从两个虚拟工作点的工况参数来看，流量、扬程都能满足系统需要，而根据水泵配用电机选用原则，配备75kW电机的水泵最大输出额定功率为69.4kW，两个虚拟工作点的额定功率均超过电机的承载能力，在对泵不控制的情况下，这两个工作点是不可能实现的，所以两个运行方案均需要通过控制阀门开度来确保电机安全运行。
由（2）、（5）、（6）与（7）及工作点H=h的关系建立方程组：
H＝h＝1.14×10-4G2Ne＝■H=39.72+1.16×10-1G+2.26×10-4G2η＝22.11+2.86×10-1G+3.47×10-4G2方程组Ⅰ
通过对方程组Ⅰ求解可以得出虚拟工作点的流量、扬程、效率与轴功率四个参数，也可以通过作图法求得，在这里用直观的作图法求解（本文热水密度均按1000kg/m3考虑）。
一台泵运行虚拟工作点为A点（图表1），此点工况参数为（G=553.4m3/h，H=h=34.78mH2O，η=74.11%，Ne=72.15kW）。
依照曲线叠加原理，可以得出二泵并联运行曲线（图表2）：
二台泵并联运行虚拟工作点为B点，Ne-G为按2台泵均衡出力时单台泵的额定功率曲线，B点的工况参数为（G=683m3/h，H=h=53mH2O，η=55.53%，Ne=163.1kW）。
从两个虚拟工作点的工况参数来看，流量、扬程都能满足系统需要，而根据水泵配用电机选用原则，配备75kW电机的水泵最大输出额定功率为69.4kW，两个虚拟工作点的额定功率均超过电机的承载能力，在对泵不控制的情况下，这两个工作点是不可能实现的，所以两个运行方案均需要通过控制阀门开度来确保电机安全运行。
5 最大输出功率时，工作点工况分析
单泵运行时，将最大输出额定功率69.4kW与方程（6）、（7）代入（5）式，可以求出最大输出流量为412m3/h，即可得出泵输出扬程H=49.21mH2O，管网此时损失为19.26
mH2O，也就是说，通过阀门节流损失为29.95 mH2O，此时流量及出口压力均不能满足供热需求。
二台并联运行时，按每台泵的出力完全相同，即都能输出最大功率考虑。将2×69.4kW与方程（6）、（7）代入（5）式，可以求出最大输出流量为531m3/h，即可得出泵输出扬程H=54.60mH2O，管网此时损失为32.01
mH2O，也就是说，通过阀门节流损失为22.59 mH2O，此时流量及出口压力均能满足供热需求，即二台泵并联通过阀门节流调节后，可以满足供热需求。
分析结果与近六年的运行情况完全吻合。二台泵运行虽然能满足供热要求，但同时由于阀门的节流损失至少为41.4%，有必要进行节能改造。
单泵运行时，将最大输出额定功率69.4kW与方程（6）、（7）代入（5）式，可以求出最大输出流量为412m3/h，即可得出泵输出扬程H=49.21mH2O，管网此时损失为19.26
mH2O，也就是说，通过阀门节流损失为29.95 mH2O，此时流量及出口压力均不能满足供热需求。
二台并联运行时，按每台泵的出力完全相同，即都能输出最大功率考虑。将2×69.4kW与方程（6）、（7）代入（5）式，可以求出最大输出流量为531m3/h，即可得出泵输出扬程H=54.60mH2O，管网此时损失为32.01
mH2O，也就是说，通过阀门节流损失为22.59 mH2O，此时流量及出口压力均能满足供热需求，即二台泵并联通过阀门节流调节后，可以满足供热需求。
分析结果与近六年的运行情况完全吻合。二台泵运行虽然能满足供热要求，但同时由于阀门的节流损失至少为41.4%，有必要进行节能改造。
6 循环泵节能改造选型
本文所讨论的供热站现有负荷需要循环流量450m3/h、扬程23mH2O，代入（5）式得出水泵轴功率35.9kW（水泵效率取80%），水泵配用电机45kW，单台运行即可满足现有热负荷的需求。考虑到近期要增加3MW热负荷，负荷增加后需要循环流量520m3/h，扬程按32mH2O考虑，则需要水泵轴功率57.8kW，水泵配用电机功率65kW即可，考虑到不是标准电机和要充分利用已有的水泵配电系统及管线阀件及水泵基础，最终确定水泵配置电机功率为75kW，流量、扬程及效率见表2：
此水泵装置曲线为：
H-G：H=18.25+0.08G-10-4G2（8）
η-G：η=49.75+0.11G-10-4G2（9）
建立方程组：
H＝h＝1.14×10-4G2Ne＝■H=18.25+0.08-10-4G2η＝49.75+0.11G-10-4G2方程组Ⅱ
解方程组Ⅱ或对选用泵利用作图进行校核（图表3）：在现有负荷时工作点C的工况参数为（G=544m3/h，H=h=32.44mH2O，η=79.98%，Ne=60.2kW），流量与扬程均能满足现有负荷及预增负荷的需要，且节电（1-60.2/2×69.4）=756.64%。
本文所讨论的供热站现有负荷需要循环流量450m3/h、扬程23mH2O，代入（5）式得出水泵轴功率35.9kW（水泵效率取80%），水泵配用电机45kW，单台运行即可满足现有热负荷的需求。考虑到近期要增加3MW热负荷，负荷增加后需要循环流量520m3/h，扬程按32mH2O考虑，则需要水泵轴功率57.8kW，水泵配用电机功率65kW即可，考虑到不是标准电机和要充分利用已有的水泵配电系统及管线阀件及水泵基础，最终确定水泵配置电机功率为75kW，流量、扬程及效率见表2：
此水泵装置曲线为：
H-G：H=18.25+0.08G-10-4G2（8）
η-G：η=49.75+0.11G-10-4G2（9）
建立方程组：
H＝h＝1.14×10-4G2Ne＝■H=18.25+0.08-10-4G2η＝49.75+0.11G-10-4G2方程组Ⅱ
解方程组Ⅱ或对选用泵利用作图进行校核（图表3）：在现有负荷时工作点C的工况参数为（G=544m3/h，H=h=32.44mH2O，η=79.98%，Ne=60.2kW），流量与扬程均能满足现有负荷及预增负荷的需要，且节电（1-60.2/2×69.4）=756.64%。
7 运行效果分析
2009-2010采暖期，供热站采用一台新更换的循环水泵运行，运行效果良好，末端用户积气现象明显减少、室温普遍提高，投诉率降低。供热站耗电量由改造前的3600kWh/天降低到1200kWh/天，节电率66.67%，高于预期。
2009-2010采暖期，供热站采用一台新更换的循环水泵运行，运行效果良好，末端用户积气现象明显减少、室温普遍提高，投诉率降低。供热站耗电量由改造前的3600kWh/天降低到1200kWh/天，节电率66.67%，高于预期。
8 结 论
利用水泵虚拟工作点，不但能够定量分析水泵运行工况，查找问题存在的原因，确定合理运行调节模式，还能够优化水泵选型，实现节能最大化，同时改变了采用定性分析模式造成选泵型号偏差过大、与系统匹配性差而导致的供热效果差、运行费用高等问题。--- 新疆油田公司供热公司 王成军 罗豫军 王喜良
利用水泵虚拟工作点，不但能够定量分析水泵运行工况，查找问题存在的原因，确定合理运行调节模式，还能够优化水泵选型，实现节能最大化，同时改变了采用定性分析模式造成选泵型号偏差过大、与系统匹配性差而导致的供热效果差、运行费用高等问题。--- 新疆油田公司供热公司 王成军 罗豫军 王喜良
