in the parallel bus systems
摘要：根据水泵调速原理，结合电厂实际应用，探讨了调速泵与工频泵并网运行的可行性
Abstract: According to principle of pump speed adjusting. It is discussed that the feasibility of the running parallel of converter pump and general pump in the application of the power plant
关键词：调速泵与工频泵 母管
Keywords: converter-pump and general-pump parallel bus systems
1、引言
在公共母管制的水系统中，变频泵与工频泵的混合使用效率低的问题，一直是在节电和节约资金两难的境地当中，几乎所有在母管制的系统中，变频泵的节能效果都是在牺牲效率或加大并行工频泵的负担下计算出来的。然而在江苏某一发电厂中，结合以往的节能调节措施找出了一个工频泵和变频泵的共母管运行的合理方法。
以该发电厂汽轮机凝汽器循环水为例
汽轮机的经济运行方式与循环水泵流量关系如图1所示
循环水泵随机组长期连续运行，由于长江水温受季节变化的影响以及机组负荷的变化，即使在同一负荷的情况下，不同的外部环境也使得循环水流量的需求不同。因此需要及时调整循环水流量，以保证机组的安全经济运行。汽轮机的真空度主要依靠调节冷却水流量来控制，为提高机组运行的经济性，真空度提高汽轮机功率的增量ΔΝ1应大于为增加循环水量所多消耗的功率ΔΝ2。
净增功率ΔN=ΔN1-ΔN2
ΔN1汽轮机功率增量
ΔN2增加水泵水量所多消耗的功率
Dw为冷却水流量
p为汽轮机的凝汽器真空
ΔN是随冷却水量的增大而增大到达a点时，如果再进一步增大冷却水流量，ΔN反而开始减小，直至为零。当到达c点时，汽轮机末级喷嘴的膨胀能力已达极限，汽轮机功率不会再增加，故c点为极限真空。由a点引等水量线与凝汽器压力线相交于b点所对应的真空之Peco是最有利真空，a点所对应的冷却水水量Deco就是最佳冷却水水量。从中可以看到，合理的调节循环水流量，是提高汽轮机效率的一个重要手段。
2、在能够改变泵叶片角度中的应用
一般情况下，系统的服务压力变化不大，泵房压力的变化主要决定于供水流量和管路摩阻系数，而各类泵房的管路长度、管径和材质各不相，其管路特性也各异。同一水泵在不同的系统调速运行，会有不同的工况点，工作效率有较大的变化。若系统的流量与扬程关系按照水泵的相似规律变化，则在允许的调节范围内水泵的工作效率始终保持在同一点，如果水泵选型合理，在整个调速范围内可保持最高效率，水泵调速运行节能效果最好。若系统的流量与扬程关系不是按照水泵的相似规律变化，则在允许的调节范围内水泵的工作效率将随着转速的改变而变化，水泵的高效调速区将缩小，水泵调速运行节能效果变差，在管路特性曲线为一水平线时，即水泵出口无管路的情况，则水泵只能在很小的范围内调速。因此管路特性的改变，水泵特性的合理配置，是管网共母管制高效运行的关键。
在母管供水的管网中，现在普遍采用的以泵房出口压力为控制对象的恒压力控制系统，在配水泵上使用，将使水泵工作在恒压力状态，水泵的工况相当于工作在具有高几何扬程的系统，水泵的工作效率随流量的变化而沿着Q-η曲线变化，没有起到扩大高效区的作用，高效调速范围很窄。水泵的整机效率较低，达不到节能降耗的目的，只起到流量调节的作用，因其控制的压力不能直接反映管网的压力，其对稳定管网压力的作用不明显。
江苏某电厂，2×135MW机组，循环水为单元母管制，由长江边#3泵房，3×1000kW循环水泵供水，该泵组合是为2×125MW机组设计。设计正常方式为两开一备。传统的泵站设计仅着眼于满足最大的供水量，而以不同规格、不同容量的泵机组合来提供不同的流量和扬程。在这种情况下，因为流量减少会引起扬程升高，造成了能量的浪费。该厂2002年进行了低压缸扩容改造，改造后单元容量为2×135MW。冷却水量相应增加。为了适应冬夏季节变换和负荷波动，提高汽轮机运行效率，以及汽轮机冷凝器对不同温度水量的要求。该厂的三台水泵的叶片角度可以从+2°～-8°调节。从而达到调控和节能的目的。
图2是水泵叶片角度-8°～+2°H—Q曲线。
图中 n1为泵叶片角度+2°H—Q曲线
n2为泵叶片角度0°H—Q曲线
n8位泵叶片角度-8°H—Q曲线
改造后，管网阻特性不变，但在同样转速下水量变小，水压降低。
夏季（7～9月份）两台工频运行泵组合为n1、n2，从图中可以看出当两台泵分别以0°和+2°运行时，出水量Q=Q1+Q2，其中+2°的泵常常超负荷运行。电机电流分别是叶片角度0°泵87A，叶片角度+2°泵130A。当两台泵均在+2°运行时，两台泵出水量为2Qn，出口水压为0.125Mp，电机电流在124A。两种运行方式中2Qn≈Q1+Q2，运行电流总和87+130＜2×124，所以在输入电压不变时，功率消耗2×（+2°）＞0°+（+2°）。当两台泵均运行在泵叶片角度0°时，此时出水量约为2×Q1＜2Qn，运行电流104A。这种方式，在夏季高峰负荷时水量不能满足要求，特别是125MW机组增容为135MW机组以后。经常需要开备用泵补充水量不足。因此，为节约电能和系统足够备用容量，常用运行泵组合为n1、n2（0°+（+2°）），或2×（+2°）组合。
冬季，晚低峰负荷，开一台（+2°）泵就可满足要求。高峰负荷时，一台泵最大方式运行流量偏小，在旧机组没有改造前，用旧机组的一台300kW水泵作为补充。总电流I=110A+26A=136A。自从2002年旧机组拆掉后，就必须用两台1000kW泵运行。运行方式是，两台泵都调至叶片最小角度（-8°）（工作点Q3），水量满足高峰负荷要求，电机工作电流为I=2×70A=140A，。接近大泵加小泵的工作工况，是比较理想的。此时的功率因数仅为0.63。但在晚低峰负荷时，需要开起（+2°）泵，停下（-8°）的两台泵，再将其中一台泵叶角度摇到+2°，作为事故热备用，操作比较繁琐。
为了适应节电需要和随负荷调整方便，在其中#9泵加装了Diamond—HV06/1250高压变频，Diamond—HV变频器具有调节范围宽，过载能力强，功耗低的特点。特别适应机房就地安装而不能建独立设备间的安装方式。
经运行测试得到图2 H—Q运行曲线
水泵调速是根据水泵的相似原理（n/n1=Q/Q1、n2/n12=H/H1、n3/n13=P/P1，n—水泵额定转速、n1—水泵调节后转速、H—水泵设计扬程、H1—水泵调节后扬程、Q—水泵设计流量、Q1—水泵调节后流量、P－水泵设计轴功率、P1－水泵调节后轴功率），通过改变水泵的转速使其特性曲线改变，水泵的工况点也跟随改变。这就可使水泵的特性曲线与系统的管路特性曲线相交于需要流量，避免阀门节流或管网压力升高造成富余扬程，同时有可能使越出高效区的水泵工况点回到高效区内。
水泵调速只能改变水泵的特性曲线并不能改变水泵的性能和管路特性，工程上采用水泵调速调流之所以节能，实质是把水泵运行中存在的富余扬程降低或改变水泵的工况点使原来越出高效区的工况点回到高效区内。因此能否改变水泵在管网中的特性曲线，适应服务点参数的变化，所进行改造的水泵扬程的欲量是改造可行性的首要条件。
该厂设计的3台循环水泵，设计扬程18米，管网水压可在0.085Mp～0.12Mp之间波动，因此也给管网水泵配置和调速节能留有了很大空间。
图中n1、n2、n3为变频泵不同转速下H—Q曲线，其中n1、＞n2、＞n3
图中， N曲线为改变泵叶角度（-4°）的工频泵H—Q曲线。n1泵叶片角度为+2°，变频电机运行在50Hz时的H—Q曲线，与工频50Hz运行曲线一致。
夏季，正常运行时，高峰期，变频泵运行在Qn，工频泵运行在Q1。低谷时，变频泵和工频泵分别运行在Q2，变频泵与工频泵出水量基本相等。此时变频泵工作在42Hz，均工作在两台泵高效区内。汽轮机冷凝器进水压力可以在一定范围内波动，所置换的热量与汽轮机排气量、冷却水的温度、水量有关，也就是与同一季节同一负荷下水的流速有关。在满足母管水压的同时，降低频率低于40Hz以下时，工频泵出水量大于变频泵，并且效率开始降低。在本系统中，工频泵最小叶片角度，变频泵最大叶片角度。变频泵运行频率最低可调至35Hz。继续降低变频泵将由于压差太大而不出水，并且会因为闷泵而引起振动。两台泵在这种配合下最佳区域为42Hz～48Hz。
为了适应冬季对循环水量变化的要求，以及工频泵与变频泵的理想配置，工频泵的泵叶片角度一般在-6°（H—Q曲线N’），变频泵仍在+2°。这种组合方式可以使组合的效率曲线左移，保证在更低频率运行时，仍能工作在高效区。而且在低频30Hz以上不会出现闷泵现象。
低峰负荷，变频泵单独变频运行，可在42Hz～50Hz范围内调节。若发电机组单台运行，可在38Hz～46Hz范围内运行。高峰时，两台泵（-6°+（+2°））组合，变频泵工作在45Hz，工作电流I=68+70=138A。如此，变频泵作为主泵运行，备用泵，一台+2°，一台-6°。满足了工况要求的同时，使调节手段和节能空间以及循环水备用容量有了更大的改观。
3、在不能变换叶片角度泵中的应用
对于不能变换叶片角度的水泵，如果水泵经控制阀连到母管上，则母管压力与水泵流量的关系发生了变化。如图4中代表母管压力与水泵流量的关系，图中原平坦的特性n1，经阀门降压后变为n2，表示该泵在母管上压力特性n2变陡了。如果变频泵出口阀门全开，那么变频泵仍然是特性n1，当变频泵调速运行时，H—Q特性曲线平行下移如n3，这样通过关小阀门控制使特性变陡的工频泵和调频泵可在很大范围内找到母管压力平衡点，也就是变频泵的调速范围变大，但阀门上的能量损失较大。图4中，n1特性到n2特性间的压力损失与相应流量的乘积，即损失在阀门上的能耗。[1]
从上述内容可以看出，相同特性的变频泵与工频泵并网，在原特性较平坦时，变频泵很难降频供水，如工频泵原来已人为加上阀门特性变陡后并网，虽然可以降频减少送水，但网管不能稳压且变频泵调速所节能不一定能补偿阀门增加的损失。解决的方法是提高变频泵的压力及容量以增加可调节供水量，提高效率并保持管网恒压。
保持管网恒压，不是有效调节水泵在高效区工作的完全必要方法，尽管可使并网的每台泵工作在给定的压力下，却可能某些泵出水很少或根本不出水，特别是对于轴流泵，在闷泵临界点上，会出现振动，严重影响管网稳定和水泵运行安全
另一方面，注意电机的负载率是否合适，若转速较低，即使水泵的效率较高，但电机的负载率太低，则整机效率也会很低，达不到节能的目的。
水泵调速最理想的控制方式应是水泵的供水量能保持管网的服务压力不变，水泵转速的变化使水泵的Q-H曲线与管路特性曲线相吻合。这样水泵在有效调节范围内始终工作在高效区。实际上是很难做到这样调节的。为此，可采取模拟管路特性的控制方法，即在控制软件中输入经实际测得的管路特性曲线，采用水泵出口压力和水泵流量两个变量对水泵转速进行自动控制，使压力和流量按输入的曲线变化。[2]
4、结束语
从上述两种情况可以看出，H—Q特性较陡或经采取措施改变水泵在管网中H—Q特性，即管路压力损失占总扬程的大部分或服务压力变化较大的系统，可采用水泵调速，变频调速控制以后，可以使泵机在低速小流量时维持或降低出口压头，实现高效节能运行。管路水压损失占总扬程的比例较小和服务压力变化较小的系统，采用水泵调速不一定是经济合理的；管路水压损失占总扬程的比例很小和服务压力变化很小的系统水泵不宜调速运行。
