在火力发电厂中，水泵也是极其重要的辅机设备。由于在热力系统中所使用的水泵的工作条件有很大的差异，不同的使用条件，对水泵的性能和结构要求也就不一样，其中给水泵、循环水泵、凝结水泵是发电厂完成热力循环最为重要的辅机设备，要求这些水泵连续运转。否则会直接影响发电机组的安全和经济运行。这些水泵数量多，总装机容量大，耗电量约占全部厂用电量的60％左右。因此，提高水泵的运行效率，降低水泵的电耗对降低厂用电率具有举足轻重的意义。与风机一样，由于设计中层层加码，留有过大的富裕量，造成大马拉小车之外，由于采用节流调节，为满足生产工艺上的要求，造成更大的能源浪费现象。

    与风机系统不同的是：风机系统由于没有反压的存在，满足三个相似条件，其阻力曲线是一条通过坐标原点的二次抛物线，所以可以使用比例定律的三个公式进行节能计算；而水泵系统由于都有较大静扬程的存在，其阻力曲线是一条具有较高起点的二次曲线，所以水泵系统已经不是相似系统，因此不能直接套用比例定律的三个公式进行节能计算，必须首先求出各个工作点的相似工况点后再进行计算，就使得水泵系统的节能技术较为复杂。

    2 水泵系统的流量控制方法

    2.1 入口阀门控制

    与风机系统相似，当水泵系统采用入口阀门调节流量时，改变的是水泵的性能曲线，其性能曲线呈一组梳子状的曲线簇，每一个入口阀门开度对应一条性能曲线。这一条性能曲线与系统阻力曲线的交点即为工作点，它的坐标决定水泵系统的出口压力和流量值。但是对于水泵系统来讲，由于采用入口阀门控制流量时容易引起水泵的气蚀，所以水泵系统一般都采用出口阀门控制流量。

图1 水泵系统采用入口门控制时工作点的变化

    2.2 出口阀门控制

图2 水泵系统采用出口阀门控制流量时工作点的变化

    由图2可见，采用出口阀门控制流量时，改变的是系统的阻力曲线，会在出口阀门上产生很大的节流损耗，使泵效降低，能耗增加。如图4中所示，在工作点M₃^，点，很明显相对于入口门控制和调速控制来讲，采用出口门控制时多消耗的能量就是矩形H₃^,-M₃-M₃^,-H₃^,所围成的面积，有些系统甚至占到了总消耗能量的40%以上。

    出口阀门上产生的节流损耗就等于出口阀门前后的压力差与流量的乘积。因此只要知道了出口门前后的压力或压力差，以及当时的工作流量，就可以算出出口门上的节流损耗（电功率）了，再除以根据当时的工作电流算出的实际功率，就是节电率！在一般的水泵系统中，压力和流量数据是比较容易采集到的。

    具体计算时，可按式：ΔN = k(ΔP×Q) 计算出口阀门的节流损耗（单位为kW）。式中：若流量Q的单位取m³/s，差压ΔP的单位取kPa时，系数k取1；若流量Q的单位取m³/h，差压ΔP的单位取MPa时，系数k取0.278（=1000/3600）。

    2.3 调速控制

    水泵系统调速控制流量的方法，可以采用定速电动机驱动，液力耦合器改变水泵的转速实现，也可以通过变频器改变电动机输入供电电源的频率，从而改变电动机（水泵）的转速来实现。图3所示是水泵系统采用调速控制时工作点的变化情况及相似抛物线的求法。

    2.4 三种控制方式的比较

    图4将设备（水泵、风机）、系统和控制方式有机的结合在一起了，希望能通过它演绎出水泵（风机）系统流量控制的真谛！

    由图4可以看出：只要系统的阻力曲线不改变，无论采用哪种控制方式，满足系统流量和压力要求的工作点都是一样的。当流量控制在Q₃时，扬程(压力)为H₃^，，工作点为M₃^，，无论是调速控制还是入口阀门控制都一样，即使是出口阀门控制，其工作点虽然达到了M₃，也就是说其阀前压力达到了H₃，但是其阀后压力则还是H₃^,，因为其阀后的阻力曲线并没有改变，压力都降在了阀门上了！

    出口阀门节流损耗的计算见上述2.2。但是这也并不说明调速控制和入口门控制的能耗是一样的，因为调速控制比入口门控制时的泵效要高得多了，所以即使是采用入口门控制的系统（例如风机系统），在采用调速控制时也是有很大的节能潜力的。节能的真谛就在于不同控制方式之间的效率差。

图3 水泵系统采用调速控制时工作点的变化和相似抛物线的求法

图4 水泵系统采用三种控制方式时工作点的变化情况综合

    3 水泵系统变频调速节能计算方法

    值得注意的是：水泵系统由于静扬程的存在，所以比例定律三大关系式的使用是有条件的，在实际使用中，水泵由于受系统参数和运行工况的限制，并不能简单地套用比例定律来计算调速范围和估算节能效果。

    当管路阻力曲线的静扬程（或静压）等于零时，即H_ST=0（或P_ST=0）时，管路阻力曲线是一条通过坐标原点的二次抛物线，它与过M点的变转速时的相拟抛物线重合，因此，M与M^＇又都是相似工况点，故可用比例定律直接由M点的参数求出M^＇点的参数。对于风机，其管路静压一般为零，故可用相似定律直接求出变速后的参数。而对于水泵，其管路阻力曲线的静扬程（或静压）不等于零时，即H_st≠0（或P_st≠0）时，转速变化前后运行工况点M与M^＇不是相似工况点，故其流量、扬程（或全压）与转速的关系不符合比例定律，不能直接用比例定律求得。而应将实际工况转化为相似工况后，才能用比例定律进行计算。

    水泵系统由于静扬程的存在，阻力曲线不是相似曲线，因此图4中转速变化前后的运行工况点M与M^＇不是相似工况点，故其流量、扬程（或全压）与转速的关系不符合比例定律，不能直接用比例定律求得。但当管路性能曲线的静扬程（或静压）等于零时，即H_ST=0（或P_ST=0）时，管路性能曲线是一条通过坐标原点的二次抛物线，它与过M点的变转速时的相拟抛物线重合，因此，M与M^＇又都是相似工况点（比如风机），故可用比例定律直接由M点的参数求出M^＇点的参数。

    特别是对于给水泵系统，其静扬程（汽包压力）特别大，一般可达额定扬程的60～80%，所以变速前后流量比不再等于转速比，而是流量比恒大于转速比。管路性能曲线的静扬程越高，水泵性能曲线和管路性能曲线的夹角就越小，则变速调节流量时，改变相同流量时的转速变化就越小，其轴功率的减小值也越小，还有可能引起管路的水击，因此水泵的调速节能效果比风机要差一些。由于计算比较困难，每一个工况点都要首先进行相似折算后才能用比例定理计算，工作量巨大。下面给大家提供一种简单的查表法：一般可以在算出流量百分比和静扬程占额定扬程的百分比后用查表的方法得出转速、轴功率和节电率来。这时只要知道额定流量、工作流量、额定扬程和静扬程4个参数就可以通过简单的查表就得到所要的结果了。

    表1 水泵系统在不同静扬程和不同流量时转速、轴功率和节电率：

       2.表中最上边一栏为水泵系统的实际流量与额定流量的百分比；

       3.本表所列数据系根据某典型水泵特性得出，与实际的泵有一定误差。

    以上讨论的只是单泵运行的给水系统的情况，目前一般的供水系统都采用多泵并列运行，大小泵搭配，以及采用泵的台数调节等经济运行手段，其运行的经济性也很好。在此基础上再进行变频调速节能改造，其节能潜力已不是很大了，对于这一点应当有一个清醒的认识，不要过分夸大水泵变频调速的节能效果，否则将适得其反。

    高性能离心式水泵由于采用了三元流动，进口导叶等先进技术，离心式水泵的特性曲线已经做得非常平坦，高效率的工作区域很宽，这也正是水泵生产厂家努力追求的目标。但是这样的水泵在定压供水工况下，其调速的范围很小。见图7所示。供水系统的静扬程越大，也就是空载功率所占的比例越大，水泵特性越平坦，调速范围就越小，调节转速的节能效果也就越差。

    对于定压供水系统的高效离心水泵群如果采用“一变多定”配置的控制方案，则会引起一些问题，甚至不能正常工作。因为水泵的特性曲线非常平坦，变频器的调速范围非常小。且因为供水压力小的波动，新的工作点会发生剧烈变动，虽然在控制程序中可以采用软件滤波的方法改善不稳定的情况，但变、定速水泵配置方案运行匹配较为困难，且节能效果有限却是肯定的，这也是和采用变频节能控制的初衷相违背的。因此对于实际工程中的高性能离心泵机群，所有的运行泵都采用变频调速控制才是最合理的。

    如果出于经济原因的考虑，调速泵的台数应是最常开泵的台数，其它泵则采用工频备用。如果还要减少调速泵的台数的话，则一定要使扬程最高、流量最大的泵调速运行，才能取得较好的效果。