循环水泵工作原理

循环水泵工作原理（共5篇）

篇1：循环水泵工作原理

循环水泵

今天给大家讲解的是壁挂炉内部的一个大件，水泵。希望大家都看过昨天发的预告，里面有很多值得大家看的内容，今天讲的，有些内容我会重新提出来，有的就不再说了，有兴趣的可以看看“瑞帝安”公众号下的历史消息。昨天的内容相当多，我们的培训资料上是五页半的内容，有不少的图表，都是来自水泵厂家的。如果说壁挂炉的热交换器是胃的话，水泵毫无疑问就得比喻成心脏了，循环水泵在系统中（采暖热水）的循环动力，克服系统管道中的沿程阻力和局部阻力，为了水的流动。壁挂炉系统中的循环水泵一般都是采用屏蔽泵，相对来讲噪音小，流量扬程配比比较合适。使用的循环泵基本上都是格兰富、威乐或者新沪，其他也有几家国产品牌，基本上用量不大，进口壁挂炉当中也有一点其他品牌，我记得有一个ASKOL（？）之类的。

现在的循环泵上提供的不仅仅是水泵的进水和出水接头，格兰富威乐和新沪都有水力集成的组件，在水泵上加了膨胀水箱、压力表、自动旁通、采暖安全阀、注水阀等接口，还有接板换的很多集成接口。特别是原装进口壁挂炉水泵基本上都是一家一个样子，电极部分一样，但是后面的塑料部分基本上都是不一样的。但是反观格兰富和威乐提供给国内的水泵产品大多都是标准版，说明我们的壁挂炉生产厂家太懒或者格兰富威乐他们太强势。事实上应该是一家一个产品是符合厂家利益的，不可互换性是欧洲已经走过的路子，我们也会走的，零配件的利润将来是很大的，售后服务的利润来自零配件的不可替换，大路货想挣点钱都难。现在欧洲已经不再使用（6月1号以后）普通的壁挂炉循环泵了，欧盟内部。他们都使用节能泵了。这个普通的水泵只会用于卖到欧盟以外国家的市场了，而且将来水泵上不能打CE标识了。普通的循环泵卖到国内来，是不是格兰富和威乐可以把一些非标准版的产品推给国内的一些大佬呢？例如小松鼠、万和、万家乐、海顿、戴纳斯蒂等？我觉得厂家和像格兰富李继伟这样的关键人物需要推动一下。

西屋康达空调～浙江～柴晓军：牛顺便说一下，六月一号之后欧盟在壁挂炉上不使用普通屏蔽泵，而是只采用节能泵，节能泵确实是很节能的（但是价格死贵），我们冷凝炉上采用节能泵，整机耗电功率78W，我做说明书的时候以为老外写错了，发邮件问了两次，水泵在6-7米之间。现在威能好像有的产品用节能泵。瑞帝安的冷凝产品全部采用节能泵，为了和欧洲同步冷凝产品。单是这个水泵和普通水泵相比，成本增加了600多块钱。还是很贵的，冷凝产品我们想试一试。其他普通产品还是威乐和格兰富，但是瑞帝安从六月一号以后出口到中国的产品全部采用格兰富，不再使用威乐。原因你懂的（其实格兰富更贵）。向下的是水泵的特性曲线，现在壁挂炉内部常用的UP15-5（18-24-28千瓦）,15-6（32千瓦）和UP15-7（用的不多），瑞帝安18千瓦用的5米，24用的6米，其他全部7米。水泵特性曲线趋势都是一样的，起点不一样。向上的是系统特性曲线，取决于系统的外部阻力。他们的交叉点就是水泵的工作点

成都大金安美--叶新民：@李伟瑞帝安北京辛苦李总，讲述非常专业，透彻，细腻。

焦儿„：@李伟瑞帝安北京：好密闭系统的系统曲线起点从0,0点开始，开式系统的系统特性曲线在（X,0)上为起点。对于系统曲线来讲，流量降低一半，压头降至四分之一。

一堆公式大家看预告吧。而且水泵的曲线一半有三个（三档），格兰富和威乐新沪都是可以三档调速的。

水泵是通过调节转速来改变性能和能耗，水泵转速和流量是一次方关系，和扬程是二次方关系，和功率是三次方关系，也就意味着水泵转速降低一半，扬程为四分之一，功率为原来八分之一。前几天林大侠讲了不少内容，太多记不住，到是记住了为了满足国标关于地暖管流速的限制大于等于0.45m/s情况下，20管需要的流量是180升/小时，16管110还是105升/小时？@张保红@黄国仓查查规范的表，看看系统的沿程阻力是多少？

在等待的时候，我说一下水泵的并联和串联，以前没有混水和耦合罐时候大家都是为了怕壁挂炉水泵不够大，串联一个水泵也有并联一个水泵的，但是效果并不好，内容请参照讲解预告。

现在对于串联和并联有一个慨念就可以，基本上没有直接连接的。耦合罐和混水的使用使得系统的动压平衡变得完全不一样了。@申国强做了不少的实验。我最近也准备发两台炉子到格兰富的工厂实验室，验证一下不同系统阻力条件下，水泵曲线和系统曲线的交点变化，看看有什么特别的影响没有。现在地暖界一个观点（@郭春雨），地暖必须混水（同时还强调现在混水都不行，我也不知道什么样的混水行还是不行，但是我觉得可以用的就行）。我的观点是需要边界条件的。6-7个回路120-140平方米的完全没有必要使用混水，大于这个的需要混水加外置水泵。制约唯一的一点就是水泵不够大，天天扯温度和负荷和效率那些事情的完全不对，温度和负荷有关系吗？启停机频繁也就是因为水泵不够大，热量散发不出去引起的，140平方米7个回路，6米（最好7米）水泵完全没问题，有前提是 1.分水器离炉子近2.管子20不要超过85米，16不要超过75米，可以商榷 3.各回路长短均衡

@黄国仓@张保红，压力损失在哪里？其他人查查表，看看180和110升/销售时候管长85米和75米的压力损失？

说实话最让人受不了的是分水器上面还加一个流量计，干啥用啊？

系统太大肯定需要混水和外置泵的，这点我从来都是承认需要，甚至必须。各位做地暖的，160平方米不要外置泵的有没有？180平方米不用外置泵的有没有？效果怎么样？我觉得应该还是有的，至少还是可以热的。要和别人观点不一样是我觉得蛋炒饭要会做，到做好。舒适性是相对的，热和节能是硬道理。将来在讲到系统的时候，特别是地暖系统的时候我们在多家一些系统图和实例来阐明这个。也希望大家考虑一下，大师们讲的高大上的内容你用的上吗？我就觉得耦合罐简单实用，加个外置泵（UP25-80）的解决大问题，有很多耦合罐后面加个15-70的水泵，我就觉得可加可不加，@申国强@梅工@万和@老郭可以做点试验。刚才打电话张保红和黄国仓都不在办公室，哪位可以查一下地暖的标准，看看阻力是多少？

篇2：循环水泵工作原理

由流体力学可知，P（功率）=Q（流量）╳

H（压力），流量Q与转速N的一次方成正比，压力H与转速N的平方成正比，功率P与转速N的立方成正比，如果水泵的效率一定，当要求调节流量下降时，转速N可成比例的下降，而此时轴输出功率P成立方关系下降。即水泵电机的耗电功率与转速近似成立方比的关系。例如：一台水泵电机功率为55KW，当转速下降到原转速的4/5时，其耗电量为28.16KW，省电48.8％，当转速下降到原转速的1/2时，其耗电量为6.875KW，省电87.5％.变频水泵的功率因数补偿节能

无功功率不但增加线损和设备的发热，更主要的是功率因数的降低导致电网有功功率的降低，大量的无功电能消耗在线路当中，设备使用效率低下，浪费严重，由公式

P=S╳COSФ，Q=S╳SINФ，其中S－视在功率，P－有功功率，Q－无功功率，COSФ－功率因数，可知COSФ越大，有功功率P越大，普通水泵电机的功率因数在0.6-0.7之间，使用变频调速装置后，由于变频器内部滤波电容的作用，COSФ≈1，从而减少了无功损耗，增加了电网的有功功率。

变频水泵的软启动节能

由于电机为直接启动或Y/D启动，启动电流等于（4-7）倍额定电流，这样会对机电设备和供电电网造成严重的冲击，而且还会对电网容量要求过高，启动时产生的大电流和震动时对挡板和阀门的损害极大，对设备、管路的使用寿命极为不利。而使用变频节能装置后，利用变频器的软启动功能将使启动电流从零开始，最大值也不超过额定电流，减轻了对电网的冲击和对供电容量的要求，延长了设备和阀门的使用寿命。节省了设备的维护费用。浅谈水泵选型及调速引言根据gbj13-86室外给水设计规范，取水泵站选泵设计时应考虑供水保证率达到90~99%[1]的最低原水水位和泵站供水规模的最大出水量。然而由于自然界的规律，我国冬季12~3月为河流的枯水期，届时江河水位最低，水泵所需的静扬程高，泵站供水量小，如图1、2中a点所示;7~9月夏季高峰供水时，江河水位由于丰水期的来临而上升，虽然泵站供水量增大了不少，但水泵的静扬程有所下降，如图1、2中b点所示。室外给水设计规范依据的最大供水量和最低水位这两个因素存在着明显的季节差异，同时出现的概率很小，照搬教条按规范设计的取水泵站的扬程和流量参数选择会非常不合理，造成泵站绝大部分时间的实际运行工况与设计参数存在较大的差别，运行能耗和基建投资的浪费较大[2]。但若只考虑正常年份的水位水量变化而不按规范要求设计，万一在夏季高峰供水时出现干旱，江河水位下降至最低，而此时供水量又要求最大;或冬季枯水期时由于某种特殊情况而需要最大供水量，如图1、2中c点所示，那么投资巨大的取水泵站将不能发挥应有的作用。水位、水量的变化以及存在问题以南京地区的长江水位变化为例，夏季丰水期平均高水位为9.50m(吴淞标高，下同)。冬季枯水期平均低水位为2.50m，而设计时考虑的极限低水位

1.42m，几乎很难出现。一年中供水量较大的时间集中在7、8、9月份，此时江河的水位较高，而低水位时的12、1、2、3月份需水量比较少。在很多场合，设计人员往往偏重考虑安全供水因素，一般都按规范要求进行选泵设计，即按供水保证率达到90~99%[1]的最低取水水位和泵站供水规模的最大出水量(图1、2中c点工况)设计。水厂反应池标高是恒定的，但江河水位随季节更迭而变化且幅度比较大时，水泵的静扬程也发生较大的变化。理想状态的设计认为可以做到仅靠调节水泵并联运行台数来适应实际运行中的流量、扬程的变化，如图1、2中a、b、c点所示。但据笔者调查大多数的取水泵站需要调节管路阀门的开度配合水泵并联运行台数的增减来适应流量及扬程的变化.如图3中a1，b1点所示，那么a1-a,b1-b之间剩余扬程的能量消耗在阀门上，长年累月能量的浪费是十分惊人的。

图1 江河枯/丰水期水位变化及冬/夏季源水泵站供水量变化1图2 江河枯/丰水期水位变化及冬/夏源水泵站供水量变化2图3 大多数泵站的实际工况曲线

因此按百年一遇(即供水保证率90~99%)的极限低水位和最大供水量来选择水泵的取水泵站肯定会出现闲置的水泵台数较多，水泵绝大部分时间不在工况点运行而需依靠关小阀门开度来调节。大量闲置的固定资产和日常运行的高能耗使取水泵站的经济性无从谈起。经济性水泵选型和调速设计的原则水泵额定数据是对应于水泵效率最高点的各项参数，在该点左右两侧不低于最高效率10%的一定范围内，都属于效率较高的区段[3]。最理想的设计方案应该是泵站的流量、扬程变化范围在所选水泵的高效区内，但实际上不一定能选择到满足理想条件的水泵。而且在工程实际中，经常遇到单台水泵的高效区无法覆盖泵站流量、扬程变化范围的情况，这时就需要依靠多台水泵并联运行来完成。水泵并联时按扬程不变，流量叠加的原理工作(如图4所示)。水泵q-h曲线变得越来越平缓，因而更适应流量变化比较大而扬程变化比较小的泵站。

图4 水泵并联工况图图5 水泵调速的特性变化与江河水位变化之管道特性曲线变化

江河水位的升高，表现在水泵静扬程的减少，管道特性曲线平行下移。此时工况点往往会移出水泵的高效区。如果能同时改变水泵转速，水泵特性曲线q-h同时平行下移，那么水泵特性曲线q-h和管路特性曲线这两族曲线就能在abcd(如图5所示)的区域内相交，在这块区域内的各个工况点上，无论是流量还是扬程，水泵都能适应它们的变化。从而充分利用了水位的势能，节省电耗。按水泵相似工况定律, 有:qn/ q0= nn/n0(1)hn/ h0=(nn/n0)2(2)pn/ p0=(nn/n0)3(3)式中:n0，q0，h0，p0分别为全速泵之转速，流量、扬程、功率。nn，qn，hn，pn分别为变速泵之转速，流量、扬程、功率。所以调速恰恰能弥补水泵并联运行时q-h曲线变得平缓而不能适应原水水位变化大但流量变化小的短处。从图1、2的两种情况可以看出，取水泵站的常规运行是在夏季高水位低扬程大水量的b点和冬季低水位高扬程小水量的a点及其区间里。则经济性选泵和调速原则的出发点可以分为两种1)以图1中b点为选泵的基准点，且水泵在b点运行适应位于其相应高效区的右侧，若b点水量是单台水泵是可以满足的，而a点及a-b之间区域的经济运行可以依靠降低水泵机组运行速度来解决;若b点水量必须数台泵并联运行才能达到时，则a点及a-b之间区域的经济运行可以用减少并联水泵台数[2]、降低水泵机组速度的组合方法来解决。(2)以图2中a点作为选泵的基准点，且水泵在a点运行适应位于其相应高效区的左侧，若a点水量是单台水泵可以满足的，则b点及a-b之间区域的经济运行可以依靠降低水泵机组运行速度来解决;若a点水量必须数台泵并联运行才能达到时，则b点及a-b之间区域的经济运行可以用减少并联水泵台数[2]、降低水泵机组速度的组合方法来解决。可靠性水泵选型和调速设计的对策根据gbj13-86的设计规范，取水泵站选泵设计时应考虑供水保证率达到90~99%的最低水位和泵站供水规模最大时的出水量，即图1、2中c点的要求。但正如本文前面分析所述，取水泵站由于自然界的规律而经常运行于a-b之间的区

域内，只有在夏季高温干旱或冬季出现特大供水量需求的特殊条件下，才会出现c点的情况，这就是源水泵站选泵设计的可靠性所在。水泵机组采用变频调速技术，并且在a-b之间正常运行区域内时均采用低于50hz的变频运行状态，按实际情况需要时将运行频率上调至55hz甚至更高一点的超工频运行状态，则根据式(1)、(2)、(3)的规律，可以满足c点的运行工况。需要注意的事项(1)电动机功率的匹配由于式(3)的关系，在采用调高频率进行超过额定转速运行时，必须对水泵和电动机的功率进行校核。因为水泵的轴功率是随着流量、扬程的变化而变化，水泵配置的电动机功率均按水泵单机运行的最大轴功率选择。由图4可见，两台水泵并联运行时的工况点f，其流量为q1+2，扬程为h2。折算到单台水泵时的扬程仍为h2，流量为q1，2。该流量小于单台水泵工作时的流量q1;其轴功率p1，2也小于单泵工作时的轴功率p1。多台水泵在并联运行时的功率更小于单泵运行时的功率[3]。所以在选配电动机时，其功率按常规配置就足够了。但应校核水泵在并联且调速运行时，其电动机的输出功率一般不小于75%的额定值。以保证调速状态下的电动机也处于高效区内。在多台水泵并联运行还不能满足最大流量最高扬程(即c点)的工况，而需要将频率调至55hz时按式

(3)pp=(55/50)3 p1=1.13 p1=1.331 p1(4)反之，p1=0.751 pp(5)所以当水泵并联运行时，可在电动机功率不超载的前提下，实现前述超速的安全运行。(2)水泵汽蚀余量的校核由于水泵的npsh(必需的汽蚀余量)在实行超速运行工况时，会随着转速的上升而上升，但水泵的安装高度是恒定的，c点的工况条件是最低水位时的最大流量，所以在为满足c点要求采取的对策时，npsh的校核是保证泵站安全运行的必备条件。(3)电动机功率因数当水泵并联运行时电动机处于轻载状态，其功率因数cosф有一定的下降，这可以通过电容补偿的方法来解决。在为实现c点运行要求而进行超速运行时，电动机功率会随着负载的加重而逐渐向满载甚至轻微超载的状态靠拢，功率因数也逐渐上升，就有可能出现功率因数过补偿而不经济的状况。但因为c点是非正常的极端情况，发生的机会很少，即使功率因数不经济也同样作为小概率事件可以忽略不计。(4)机械强度的考虑目前国内水泵、电动机的机械强度能满足上述小范围超速运行的需要。因为在为50hz的工况条件下生产水泵及电动机时，制造者仅需改变工艺参数设计而保持原有的机械结构不变。结束语当江河水位变化较大时，水泵静扬程变化也较大。冬季低水位时供水量小，夏季高水位时供水量大，这是自然界的规律。取水泵站选泵设计应分别根据实际情况按正常年份冬季水位水量和夏季水位水量来选取合适的泵型再配以变频调速，以确保泵站的高效运行，这才符合选泵和调速设计的经济性的要求;同时还应校核设计规范要求的在最低水位情况下，泵站能否满足最大供水量的要求，这是选泵和调速设计的可靠性所要求的。

篇3：高炉循环水系统循环水泵节能改造

高炉循环水泵房为高炉冷却系统提供冷却循环用水, 是保证高炉设备安全、长寿运行的关键, 其用电量很大。高炉循环水是高炉的血液一刻也不能停, 在实际运行中, 一旦供水泵出现故障将直接影响高炉生产, 导致高炉非计划性休风。针对系统出现的问题, 车间采取相应的措施, 取得了较好的效果并且通过技术改造, 挖掘设备潜力, 达到了节能降耗目的。

该泵站主要水泵有事故用柴油机主供水泵一台, 软水主供水泵3台, 2用1备, 风口小套增压供水泵3台, 1用2备, 风口中套、热风阀供水泵2台, 1用1备, 软水补水泵3台, 1用2备。其中软水主供水泵主要负责高炉炉体冷却及热风阀的冷却, 共有高压供水泵三台。高压水泵型号为DFSS350-510型, 额定流量为2020 m3/h, 额定扬程59m, 配套功率500k W, 日常2用1备。按照水泵额定流量2020 m3/h计算, 两台泵同时开启流量达4000 m3/h以上, 实际流量3400m3/h, 完全满足系统需要流量, 但在实际运行中当阀门开度达到百分之五十时电机实际电流超出额定电流高达44A, 为保证安全稳定运行只能通过关闭出口阀门的方式进行控制, 实际运行中出口阀门开度约30%, 才能保证电流在40A以下。长期这种运行方式使水泵转子承受较大轴向力, 增大了水泵震动及噪音, 降低了水泵的使用寿命, 造成水泵输水能力降低, 而且由于电流过大给设备稳定运行带来极大隐患。另外直接导致电能的浪费。

水泵是泵站中最主要的设备。水泵的选型配套、安装运行、维护管理的好坏与节约能源、降低成本、提高经济效益有着密切关系。为了使泵站正常运行, 既保证生产生产的日供水量及系统压力要求, 又可保证设备的安全运行, 降低生产成本, 决定对水泵进行技术改造。

二、改造技术内容

通过对循环水泵站运行情况的研究, 软水主供水泵属于实际扬程低、而所选水泵扬程偏大、水泵长期偏离高效区运行的情况。改变水泵性能有两种方式, 一是改变水泵转数, 这样就需要加装变频器。但是变频器价格昂贵, 不容易维修, 这样就会占用大量备件费用。而且一旦变频器发生故障将导致水泵停运, 影响高炉生产。二是车削水泵叶轮, 这是一种既简单而又经济的水泵节能措施, 特别适宜于扬程变化很小, 但偏离水泵额定扬程甚远的离心泵。根据水泵叶轮切削定律, 当叶轮切削在很小一个范围时, 水泵性能曲线会发生相应变化。其流量扬程曲线将向左移动且明显变陡, 从理论上说流量减少, 而扬程变化不大, 符合实际改造需要。因此决定对水泵叶轮进行切削处理。

在一定条件下, 叶轮经过切削后, 其性能参数的变化与切削后轮径存在下列关系, 即水泵叶轮切削律:

Q、H、N分别为切削前叶轮直径为D时水泵流量、扬程、轴功率, Q'H'N'分别为切削后叶轮直径为D'时水泵流量、扬程、轴功率。

根据水泵叶轮切削律理论, DFSS350-510型泵比转数ns=3.65n√Q/H3/4=79, 最大允许切削量15%~20%之间。通过计算, 循环泵站三台水泵叶轮直径由原330mm切屑至300mm, 切削量为 (330-300) /330×100%=9%<15%, 在允许车削范围内, 因此采用车削叶轮的节能方法是适用的。

三、运行情况

水泵进行改造投入运行后, 出水阀门打到全开位置, 运行电流33A保持在36A以内。开启1#水泵, 输水量为2000m3/h, 2#水泵输水量为1800 m3/h。由此可见, 改造后2#水泵运行电流降低, 输水量减小, 并且由于阀门处于全开位置, 水泵噪音及震动都明显减小, 设备运行状态良好。在2#水泵成功改造的基础上, 对1#水泵、3#水泵进行了同样的改造。目前循环泵站3台软水主供水泵正常运行, 电流在正常范围内, 系统流量及压力均满足系统要求。

四、实施效果

按照现场实测数据, 改造后提升泵运行电流由原控制的40A降低为36A。

年节电量:2台×√3×I×U×0.8 5×2 4小时×3 6 0天=2×√3× (4 0-3 6) ×10×0.85×24×360=100万k Wh。

改造后, 设备运转平稳, 备件、材料消耗降低, 出口阀门处于全开位置, 大大降低了阀门结垢及故障的检修率, 年节约备件材料费用和维修费用约几万元。

该项目投资少, 改造简单, 具有显著的经济效益。并且由于降低了设备故障率, 保证了高炉的正常运行和稳定高产。

参考文献

篇4：浅析循环水泵自启动应用

摘要：通过将循环水泵控制方式改变为自启动方式，节省备用水泵投用时间，降低由于断水造成压缩机组由于风温高连锁停机的频率，避免装置氮气压力波动，确保装置长周期运行。

关键词：循环水泵;原因分析;自启动措施

0 引言

兰州石化公司8000Nm3/h制氮装置由兰州寰球工程公司设计，2012年9月建成投产，该装置生产能力为8000Nm3/h，给炼油区生产装置提供生产过程所需的氮气和压缩空气， 8000Nm3/h制氮装置设计了独立的循环水单元，供制氮装置内换热设备进行热量交换，循环水单元共有循环水立式自吸泵两台，相互备用，工程建设时未设计单台循环水泵故障后备用水泵自启动功能，在使用过程中由于循环水泵开泵需要调整时间明显大于受循环水影响的压缩机机间风温升高联锁时间，即当循环水泵故障时，还未来得及启动备用泵，已经导致压缩机因机间风温升高而联锁停车，从而影响装置的平稳运行，造成氮气压力波动，经设计变更，将循环水泵启动控制方式改为备用泵在运行泵故障停机或循环水单元压力降至0.2MPa时自行启动方式，来缩短备用泵开启时间，防止因循环水单元水压低而影响装置的正常运行，提高8000Nm3/h制氮装置平稳运行率。

1 现象描述

目前，8000Nm3/h制氮装置共有换热器20台，由于循环水压力低、流量小造成设备联锁的换热器共10台。循环水泵故障，在备用水泵开启过程中，会造成循环水压短暂波动，引起部分换热效果下降，温度升高造成相关运行设备联锁停车，从而影响8000Nm3/h制氮装置的正常运行。2012年11月2日8时17分巡检人员发现1#循环水泵轴承处有冒烟现象，并伴有焦糊味，判断水泵轴承故障，立即启动循环水泵故障应急预案，立即开启2#循环水泵，由于该泵开泵时厂家要求水泵出口蝶阀在35度时开启循环水泵，且循环水泵房离操作室距离有一段距离，正在操作人员进行操作时，1#压缩机二级风温在8时18分58秒开始上升，8时19分43秒二级风温到达联锁值54 ℃，机组联锁停车，时间为45秒，在此期间压缩机润滑油温由43.3℃一直上升至46℃，未达到润滑油高温联锁值54℃。由于当班操作人员及时开启备用水泵及备用压缩机组，应急措施得当，未对装置产生明显影响，保证了装置的平稳运行，但从此次故障中也反映出了循环水泵突发故障，开启备用水泵时间的长短，直接影响压缩机机间风温升高，有明显影响，故十分有必要降低此风险，分析温度升高原因，找出解决办法。

2 机组中间冷却器温度高的原因分析

造成机间风温高的原因主要有：循环水量的影响、循环水温的影响、循环水压的影响和循环水质原因造成冷却水管内水垢多，有机物堵塞的影响。

循环水量造成的影响：供水量不足。空气的热量不足以被冷却水带走，造成温度升高。在运行中一般通过监控冷却水温度和控制供水量以及水压来保证换热效果。供水温度太高，水温高使水、气之间温差缩小，传热冷却效果差，同样的冷却水量，使气体冷却后温度仍然很高。

当下级吸气量减少时，造成前一级压出的气量无法全部“吃进”，容易使前一级的工作进入喘振区，在该级发生喘振。通过长时间的操作摸索，笔者认为中间冷却器的温度应控制在30～38℃之间为宜，故循环水压及循环水量的波动直接影响压缩机组级间风温，而8000Nm3/h制氮装置循环水单元压力及循环水单元水量波动往往是由于循环水泵故障，备用水泵未及时开启，造成循环水单元循环水压力波动。

3 循环水泵控制方式改造

8000Nm3/h制氮装置循环水泵为一开一备，开启方式为现场操作柱进行现场操作，循环水单元压力在DCS上只有显示功能，没有实际操作功能，现改为压力控制循环水泵1/1和泵1/2。在泵1/1（或泵1/2）正常运行时，当运行泵出口压力PI8101<0.20 MPa值时，开启备用循环水泵1/2（或泵1/1），联系仪表人员在DCS中设置泵1/1、泵1/2自动/手动软开关切换按钮，在电气人员的配合下将信号（常开接点）送至8000Nm3/h制氮装置变电所循环水泵电气控制柜中。

手动状态：由操作人员现场开启泵1/1、泵1/2。

自动状态：由运行参数出口压力PI8101控制泵1/1、泵1/2至DCS给8000Nm3/h制氮装置变电所循环水泵电气控制柜中输出常闭接点控制泵1/1、泵1/2启动（正常情况下仪表给电气控制柜常开接点），具体接点引至8000Nm3/h制氮装置变电所循环水泵电气控制柜。在完成自启动控制方式改造后车间进行了相应的循环水泵的自启动实验，在运行泵正常运行时，将备用水泵在DCS上的显示状态改为自动状态，并将循环水泵的出口阀门控制在30度，由操作人员在现场控制柱上突然停运运行泵，待循环水单元压力降低至0.20MPa时，备用循环水泵自行启动，在此过程中备用循环水泵在运行泵停下到备用泵正常运行共持续时间为17秒，判断出循环水泵控制方式改为自启动后，压缩机组的级间风温从32.4℃升至最高至36℃需要27秒，至风温上升至联锁值54℃的时间大于31秒，可满足降低循环水单元压力波动对级间风温的影响。

4 结束语

车间完成了循环水泵自启动控制系统改造及循环水泵电流引入DCS的工作，现场模拟运行循环水泵故障，备用水泵自行启动，在运行泵故障31秒后，备用泵就已启动并完全保证循环水压力及流量达到正常用量，实现了备用水泵及时投用，保证了循环水单元压力及流量，进而保证了空分装置平稳运行。

参考文献：