研究生入学考试内蒙古工业大学 工程硕士专业学位论文 - 世界大学城

关于城市热水集中供热系统中间加压泵设置位置的研究摘要

本文针对新建、改扩建大型城市集中供热管网在设计、运行过程中，为降低工程造价和运行费用而增设中间加压水泵这一业内普遍关心的问题，在分析、比较工程实例的根底上，通过对管网水力工况和能耗状况的分析，建立并求解影响变量与中间加压泵位置之间的数学模型，得到了设置中间加压水泵最正确位置的结论。本文的研究结论，通过工程实例对其正确性和准确性的检验，说明对指导城市集中供热工程新建、改扩建的设计、运行具有良好的实用性和经济价值。关键词：供热管网中间加压泵 水力工况能耗状况最正确位置目录第一章概述 1.1城市集中供热的开展概况 1.2课题的由来 1.3研究的内容与意义第二章中间加压泵设置实例分析 2.1工程实例 2.2工程实例分析、研究 2.3工程实例分析、研究结论第三章中间加压泵位置优化研究 3.1水力工况对中间加压泵位置的要求 3.2降低能耗对中间加压泵位置的要求第四章结论 4.1研究结论 4.2应用说明 4.3工程实例检验退出第一章概述城市集中供热的开展概况

集中供热理论的提出可追溯到一百五十多年以前，早在1845年，伟大的导师恩格斯就预见到分散取暖形式必然被集中供热取代。他说：“就拿取暖来说吧，不知浪费了多少劳动和物质，每个房间必须有一个大火炉，每个火炉必须分别生火、添煤和照顾；必须把燃料送每一个房间，而炉灰还得加以去除，可是像目前的一些大的公共建筑物，如工厂、教堂等，装置一个巨大的总的取暖设备，比方用一个发热中心和一些蒸汽管子来代替这些单独的火炉，那是多么简单和廉价。〞而我们现在就是采用这样一种供暖形式，即通过管道把热能输送到每一个建筑物、每个用户中，减少了室内空气的污染，降低了人力浪费，提高了室内的舒适程度，这是人类的一个巨大进步。集中供热系统最早是在18世纪的美国费城开展起来的，当时由本杰明·富兰克林〔BenjaminFranklin〕开发成功，这个系统从一个中心热源向附近的一些居民进行供热。1877年，世界上第一个商业化运行的集中供热系统在纽约的洛克港〔Lockport〕成功建成，该系统由博德希尔·霍利(BirdsillHolly)设计，从一个中央锅炉房向临近的一些居民和其他用户供给蒸汽。这种供热形式很快在西方兴旺国家得到普及，但由于当时科技水平和制造技术的限制，锅炉容量小、效率低、污染物排放量大、供热范围及为有限。自上个世纪三十年代以来，一些西方兴旺国家〔如比利时、美国、英国等〕先后发生的烟雾事件，使大规模的城市集中供热系统被逐步推广和普及，特别是1952年12月5日—8日发生在英国伦敦的“煤烟型〞烟雾事件造成4000多人死亡后，城市集中供热开展很快，但由于受当时设备、材料和技术条件的限制，供热系统的规模较小、供热距离较短、供热参数较低，因此绝大多数热源厂建在城市人口稠密区，尽管对缓解城市大气环境污染起到了一定的作用，但仍未得到根本解决。随着经济的快速开展、科学技术的进步、新型设备材料的创造，这些兴旺国家以其雄厚的经济实力在较短的时间内，将设在城市人口稠密区的小锅炉房撤除，取而代之的是远离城市人口稠密区的大型、高效、环保的热源厂，使城市集中供热系统逐步向大规模、长距离、高参数方向开展。我国的城市集中供热事业起步较晚，且曾一度停滞开展，使我国北方的绝大多数城市居民在“烟雾缭绕〞的空气中度过漫长的严冬。近年来，随着城市化进程的加快及保护环境、节约能源观念的增强，在借鉴国内外城市集中供热系统规划、设计、施工、运行成功经验和失败教训的根底上，城市集中供热在“三北〞地区开展很快，尤其在国家实施西部开发战略以来，西部的很多城市相继新建、改建或扩建了城市集中供热系统，使我国的城市集中供热系统逐步向大规模、长距离、高参数方向开展。目前，我国集中供热热水管网的设计温度已到达150℃，设计压力为～，最大供热半径达，最大管径到达1400mm；蒸汽管网最高温度已达300℃，压力一般为，最大供热半径为6～7km，最大管径到达1000mm；截止到2001年底，全国663个城市中有294个城市建有集中供热系统，供热总面积已到达146328×104m2(其中：住宅为95799.33×104m2)；年供热量为137847×104GJ〔其中：蒸汽37655×104GJ，热水100192×104GJ〕；在年供热量中，锅炉房供热量为74209×104GJ，约占74.2%，其余由热电联产工程承担；供热管道总长度到达53109km〔其中：蒸汽管道9183km，热水管道43926km〕，从业人数到达22.094×104人；严寒地区的热化率一般为60～90%，对缓解日趋严重的城市大气污染、改善城市居民的生活质量和提高能源的综合利用率起到了重要的作用。此外，对于投入运行多年的城市集中供热系统，由于城市化进程的加快使城市的人口迅速增加和城市的规模不断扩大，在原有集中供热系统供热范围内其热负荷增加很快，为了满足热负荷增加的需要，就必须对原有的城市集中供热系统进行适当的挖潜和改造。但由于国家和地区经济的相对落后及城市集中供热工程涉及面广、投资较大、建设周期较长等因素不可能大量地扩建、更新原有管道。这样，只能依靠提高供水温度或者增加循环水泵的流量和扬程加以解决，致使原有城市供热系统的供热规模和热媒参数不断提高，输送距离不断加长。高效、环保的热源厂，使城市集中供热系统逐步向大规模、长距离、高参数方向开展。我国的城市集中供热事业起步较晚，且曾一度停滞开展，使我国北方的绝大多数城市居民在“烟雾缭绕〞的空气中度过漫长的严冬。近年来，随着城市化进程的加快及保护环境、节约能源观念的增强，在借鉴国内外城市集中供热系统规划、设计、施工、运行成功经验和失败教训的根底上，城市集中供热在“三北〞地区开展很快，尤其在国家实施西部开发战略以来，西部的很多城市相继新建、改建或扩建了城市集中供热系统，使我国的城市集中供热系统逐步向大规模、长距离、高参数方向开展。目前，我国集中供热热水管网的设计温度已到达150℃，设计压力为～，最大供热半径达，最大管径到达1400mm；蒸汽管网最高温度已达300℃，压力一般为，最大供热半径为6～7km，最大管径到达1000mm；截止到2001年底，全国663个城市中有294个城市建有集中供热系统，供热总面积已到达146328×104m2(其中：住宅为95799.33×104m2)；在年供热量中，锅炉房供热量为74209×104GJ，约占74.2%，其余由热电联产工程承担；供热管道总长度到达53109km〔其中：蒸汽管道9183km，热水管道43926km〕，从业人数到达22.094×104人；严寒地区的热化率一般为60～90%，对缓解日趋严重的城市大气污染、改善城市居民的生活质量和提高能源的综合利用率起到了重要的作用。此外，对于投入运行多年的城市集中供热系统，由于城市化进程的加快使城市的人口迅速增加和城市的规模不断扩大，在原有集中供热系统供热范围内其热负荷增加很快，为了满足热负荷增加的需要，就必须对原有的城市集中供热系统进行适当的挖潜和改造。但由于国家和地区经济的相对落后及城市集中供热工程涉及面广、投资较大、建设周期较长等因素不可能大量地扩建、更新原有管道。这样，只能依靠提高供水温度或者增加循环水泵的流量和扬程加以解决，致使原有城市供热系统的供热规模和热媒参数不断提高，输送距离不断加长。年供热量为137847×104GJ〔其中：蒸汽37655×104GJ，热水100192×104GJ〕；课题的由来

由于供热规模的扩大、热媒参数的提高、输送距离加长，对热网循环水泵和管道及其附件的材质提出了更高的要求，而热网循环水泵的扬程和管道及其附件的材质直接关系到工程的造价和运行费用。如何在满足供热要求的前提下尽量降低热网造价和运行费用就成为目前供热行业科研人员关注的焦点，有关这一问题尽管有些论文进行了定性的探讨，但始终未对其进行定量的分析、比较和论证。

研究的内容与意义

研究内容通过工程实例的比照、分析，筛选出设置中间加压泵站的主要影响因素，将这些影响因素间的内在关系通过建立数学模型进行表达，求解这些数学表达式中间加压泵站设置的最正确方案。研究意义近年来，我国城市集中供热事业开展十分迅猛，集中供热的规模越来越大、热媒参数越来越高、输送距离越来越长。为了降低新建、改扩建热网工程造价及减少热网主循环水泵容量、降低运行费用，国内外的通行做法是在热网的适当位置增设中间加压泵站可得到较为圆满的解决，而适当位置究竟设在何处最为适当，成为本课题所要解决的问题，这一问题的解决对于指导城市集中供热工程新建、改扩建的设计、运行具有重要的现实意义和经济意义。第二章中间加压泵位置实例分析工程实例我国北方某城市大型热电联产集中供热系统的管道平面布置图及管道水力计算图详见附图1和附图2。该供热系统的供热面积为861×104m2，供热面积热指标为65W/m2，设计热负荷为2021GJ/h，年供热时间为4320小时，年供热量为4559940GJ，供回水温度为130/70℃，循环流量8021t/h；定压点设在热电厂中央换热站主循环水泵入口处，定压值为370kPa；该工程设置热力站49座〔其中：新建热力站17座，利用旧锅炉房进行改造32座〕，各热力站的供热面积及一次网流量见表，一、二次管网全部采用间接连接。表2.1热力站汇总表(1)编号热力站位置供热面积（×104m2）热负荷（GJ/h）一次网流量（t/h）所在位置供热范围近期远期近期远期近期远期101J10J1012.2619.0028.6944.46114.24177.04102H12H1214.0817.9632.9542.03131.20167.35103G12G1218.3219.3242.8745.21170.70180.02104G11G1112.8313.9730.0232.69119.55130.17105H11H11、J813.7817.1332.2540.08128.40159.62106G10G1013.6114.0031.8532.76126.82130.45107G10G9、G1017.3717.9240.6541.93161.85166.98108H10H9、H11、J814.3119.7633.4946.24133.34184.12109G9G918.2119.0042.6144.46169.68177.04110H9H9、J717.5221.4041.0050.08163.25199.40111G9G917.7318.5041.4943.29165.21172.38112G8G7、G815.7519.3236.8645.21146.76180.02113H7H7、H8、J69.8918.5223.1443.3492.15172.57114G6G5、G67.4417.4717.4140.8869.33162.78115H5H5、H6、J4、J510.2819.9524.0646.6895.79185.89表2.1热力站汇总表(2)编号热力站位置供热面积（×104m2）热负荷（GJ/h）一次网流量（t/h）16.5744.7265.97178.06所在位置供热范围近期远期近期远期近期远期118D1D19.4719.5022.1645.6388.24181.70119C0C0、C19.2219.0021.5744.4685.91177.04120J10J9、J1013.6218.6831.8743.71126.91174.06121J9J916.9319.0039.6244.46157.75177.04122K8K810.5416.3124.6638.1798.21151.97123K8K810.5316.3024.6438.1498.12151.88124K7K6、K711.4719.2126.8444.95106.88179.00125D5D517.8018.8541.6544.11165.86175.64126D4D48.0512.5718.8429.4175.01117.13127E7E7、E814.3321.1133.5349.40133.53196.70128F6F5、F6、G75.6814.0813.2932.9552.93131.20129E6D3、E66.1811.7814.4627.5757.58109.76130E5D2、E57.4116.7717.3439.2469.05156.26131F3F3、F45.7717.1713.5040.1853.76159.99132G3G3、H36.7617.1315.8240.0862.99159.62133F2F23.0711.117.1826.0028.61103.52表2.1热力站汇总表(3)编号热力站位置供热面积（×104m2）热负荷（GJ/h）一次网流量（t/h）15.0249.4759.82196.98所在位置供热范围近期远期近期远期近期远期136E3E3、E45.3015.9412.4037.3049.38148.53137E2E26.5819.3815.4045.3561.31180.58138C8C83.8912.549.1029.3436.25116.85139C7C78.2918.4319.4043.1377.25171.73140A4A46.6918.0415.6542.2162.34168.09141C6C611.4217.6226.7241.23106.41164.18142C5C4、C517.2618.6040.3943.52160.83173.31143A3A35.8115.2213.6035.6154.14141.82144B4B4、C413.8019.9632.2946.71128.59185.98145A2A26.0818.6214.2343.5756.65173.50146B3B3、C312.2920.0128.7646.82114.52186.45147A1A13.6810.618.6124.8334.2998.86148C2B2、C26.9421.2616.2449.7564.67198.10149B1B1、B2、C18.7418.0020.4542.1281.44167.72合计511.99860.841198.052014.374770.678021.21该供热系统的热源为距离市区中心处的东郊热电厂，厂内装设2台300MW抽汽凝汽机组，其机炉配置情况见表~表。厂区的中央换热站出口管管径为DN1200mm，主干线总长度为13630m，其中：从热电厂出口至A1节点段为架空敷设，其余管道均采用有补偿直埋敷设。为降低热电厂主循环水泵的扬程和管道及其附件的压力等级，该工程在节点A1前设置了回水加压泵站。表2.2锅炉技术条件表项目锅炉型号DG-1025/17.6-540/540-YM型式亚临界、一次再热、自然循环汽包锅炉、固态排渣最大蒸发量1025t/h额定过热蒸汽出口压力17.5Mpa(g)（表压）额定过热蒸汽出口温度540℃再热蒸汽进口流量840.256t/h再热蒸汽进出口压力3.899/3.510Mpa再热蒸汽进出口温度327.3/540℃给水温度280.5℃排烟温度131℃效率92.8%结构全钢结构表2.3汽轮机技术条件表项目汽轮机型号C300/220-16.67/537/537型式亚临界、中间再热、单抽汽、冷凝式转速3000r/min主汽门前蒸汽压力16.67Mpa主汽门前蒸汽温度537℃再热冷/热段蒸汽压力3.899/3.510Mpa再热冷/热段蒸汽温度327.3/537℃进汽量（纯凝/额定抽汽/最大抽汽）944.5/894.8/1025t/h发电功率（纯凝/抽汽）300/232.197MW低压缸排汽压力（纯凝/抽汽）4.9/3.43Kpa采暖抽汽压力0.35Mpa采暖抽汽量（额定/最大）430/620t/h抽汽焓（额定/最大）2959/2934.7KJ/Kg采暖供热量（额定/最大）1019.53/1454.95GJ/h2.2工程实例分析、研究为了全面分析、比较循环水泵的设置对热网建设及其运行的影响，本课题针对中间加压泵可能出现的四种情况〔即：不设置中间加压泵、在供水管上设置中间加压泵、在回水管上设置中间加压泵、在供回水管上均设置中间加压泵〕并按靠近〔在节点A1前距热电厂4360米处——位置一〕和远离〔在节点A16~A17之间距热电厂8990米处——位置二〕热电厂分别设置中间加压泵共七个方案进行分析、研究。根据实例工程管网各管段的设计流量、管径、长度按下式[1]对管道沿程阻力、局部阻力和总阻力进行计算。ΔP=ΔPy+ΔPj=ΔPy+αΔPy=ΔPy(1+α)=R·L×(1+α)×103(2-1)式中ΔP——管道阻力〔KPa〕ΔPy——管道沿程阻力〔KPa〕，ΔPy=R·L×103(2-2)ΔPj——管道局部阻力〔KPa〕，ΔPj=αΔPy(2-3)α——局部阻力与沿程阻力的比值，DN≤400mm的管道取，DN>400mm的管道取[1]。R——管道实际比摩阻〔Pa/m〕L——计算管段长度〔m〕按式〔2-1〕~〔2-3〕对管网主干线进行水力计算，各个方案的计算结果详见附表1~4，其主要结果数据见表。水力计算方案说明中间泵位置始端压力与压差（KPa）末端压力与压差（KPa）供水回水压差供水回水压差一不设中间泵——1924.0370.01554.01197.01097.0100.0二在供水管上设中间泵X=4360888.6370.0518.61197.01097.0100.0X=89901448.8370.01078.81197.01097.0100.0三在回水管上设中间泵X=43601394.7370.01024.7667.7567.7100.0X=89901448.8370.01078.8721.8621.8100.0四在供回水管上均设中间泵X=4360888.6370.0518.6667.7567.7100.0X=89901448.8370.01078.8959.4859.4100.0注：X表示距热电厂中换热站的管线长度〔m〕

表2.4各方案水力计算主要结果数据水压图

根据定压点压力〔370KPa〕、供回水管末端压差〔100KPa〕以及水力计算成果绘制的各方案主干线的水压图见图、图、图、图、图、图、图。

通过对以上各图的分析，当管网规模和定压点一定时，在满足整个管网以及各热用户水力工况的前提下，可以得到如下结论：1.在供热管网上增设中间加压水泵可有效地降低管网的运行压力，使管道及其附件的选择更加容易、造价更为低廉。如图不设中间水泵的情况下，管道及其附件必须采用压力等级的产品；增设中间加压泵后，除图反映的情况外，其余均可采用压力等级的管道及其附件，使管网的建设投资得以有效降低。2.当位置一定的情况下，在供水管和回水管上同时设置中间加压水泵对降低管网运行压力最为有效。但在供水管上设置中间加压水泵需采用耐高温产品，对水泵生产企业的要求较高，目前在工程实践中没有应用的先例，可采取在回水管上设置中间加压泵站。1、水泵的流量G与扬程H：按照下面公式[16]进行计算。G=1.1Q0

m3/s(2-4)Δt•c•ρ式中G——循环水泵的流量〔m3/s〕；Q0——水泵负担的总供热量〔W〕；Δt——供回水温度差〔℃〕；C——水的比热〔J/kg•℃〕；ρ——水的密度〔kg/m3〕；水泵轴功率1.1——平安裕量。

H=1.1~1.2ΔPmH2O(2-5)ρg式中H——水泵的扬程〔mH2O〕ΔP——管道阻力〔KPa〕；g——重力加速度〔m/s2〕；1.1~1.2——平安裕量，本课题取。根据公式〔2-4〕和〔2-5〕以及水力计算成果计算得到各个方案的中央主循环泵和中间加压循环泵的流量和扬程数据见表。2、水泵的轴功率：按照下面公式[16]进行计算。N=KA•ρ•G•HKW(2-6)102η式中N——水泵的轴功率〔KW〕；KA——电机容量平安系数，N>100KW时，KA，本课题取；η——水泵总效率，为研究方便，本课题不考虑水泵构造产生的影响，故将其值取为；其它符号意义同前。根据公式〔2-6〕以及各个方案的中央主循环泵和中间加压循环泵的流量和扬程数据计算得到的各方案中央主循环泵和中间加压循环泵的轴功率见表。方案位置扬程（mHO2）流量（t/h）轴功率（KW）工作温度（℃）主泵中间泵主泵中间泵主泵中间泵合计主泵中间泵一——193.9——8822——4938.0——4938.070——二X=436072.5121.4882277101846.82701.64548.470130X=8990138.255.7882230683519.3493.44012.770130三X=4360131.862.0882277103357.81381.14738.97070X=8990138.255.7882230683519.3493.44012.77070四X=436072.559.3882277101846.81320.54548.47013062.177101381.170X=8990138.227.9882230683519.3246.74012.77013027.93068246.770注：表中水泵扬程已考虑的平安系数。表2.5水泵流量、扬程、计算轴功率比照表通过对各个方案水泵的流量、扬程、轴功率的分析、计算和比照，可以得出以下结论：1、在满足水力工况要求的前提下，不设中间加压水泵时，即只在热源厂中央换热站设置主循环水泵时，供热管网水循环所需总轴功率最大，到达4938KW，中央换热站主循环水泵的扬程最高，达194mHO2。这样高扬程、大容量的热水循环水泵，目前国内外还没有连续、稳定、可靠运行的成功先例。2、在满足水力工况要求的前提下，在供回水管上增设中间加压水泵可以有效地降低供热管网水循环所需的总轴功率〔主循环泵与中间加压泵轴功率之和〕，且中间加压泵离热源厂越远，管网水循环所需的总轴功率越小。3、在其它条件不变的情况下，管网水循环所需的总轴功率与中间加压水泵的设置位置有关，而与设在供水管还是回水管上关系不大。通过对以上四种方案七种情况下管网的水力工况、水泵能耗的分析、比较和研究后可以定性结论如下：1.在供水管和回水管上增设中间加压泵均可以有效地降低管网的压力水平，但其工作条件和水力工况差异较大。在供水管上设置中间加压泵，管网的压力水平尽管有所降低，但仍高于在回水管上设置中间加压泵的压力水平，而且其热媒的工作温度高达130℃，远高于回水温度70℃，这种大容量的耐高温水泵不仅难以选择，而且难以保证平安、可靠、经济有效地运行，目前还没有成功的设计和运行实例。因此，在大型高温水城市集中供热系统的设计中，为使水泵平安、可靠、经济有效地运行，同时在满足供热要求的前提下尽可能降低管网的压力水平，将中间加压泵设在回水管上是经济、合理的选择。2.在满足水力工况和供热要求的前提下，尽可能使中间加压泵远离热源厂，使管网水循环所需总轴功率尽可能减小。工程实例分析、研究结论通过对工程实例的分析和比较可以看出，对于大型高温水城市集中供热系统而言，从技术、经济及平安可靠性考虑，在供水管上设置中间加压泵是不科学和不可行的，且实用意义和价值不大。因此本课题只对回水管上设置中间加压泵进行优化研究和探讨。水力工况对中间加压泵位置的要求水力工况要求对于一、二次管网全部采用间接连接且地势相对平坦的城市供热管网，其回水加压泵站的设置需满足的主要条件为：1、在回水加压泵站进口处，应保证其回水管动水压不低于50kPa，以防该处回水管吸入空气。2、在回水加压泵站出口处，应保证其回水管动水压与该处供水管动水压之差不低于该处热力站的资用压头。第三章中间加压泵位置优化研究中间加压泵的位置

按照上述第一条要求，是中间加压泵站沿管道敷设中心线至热源厂的最近位置，此时由图可以得到：HZB=△Hmin+Hj-50(3-1)式中HZB——中间加压泵的扬程〔kPa〕；△Hmin——中间加压泵站沿管道敷设中心线至热源厂的最小水平距离Xmin对应的加压泵站至热源厂供水管或回水管阻力损失〔kPa〕，△Hmin=XminR(1+α)；Hj——管网的静压值〔kPa〕；Xmin——满足水力工况要求的情况下，中间加压泵站沿管道敷设中心线至热源厂的最小距离〔km〕；其它符号意义同前。Xmin=HZB-Hj+50

km(3-2)R(1+α)将△Hmin=XminR(1+α)代入式(3-1)经整理后得到：按照上述第二条要求，是中间加压泵站沿管道敷设中心线至热源厂的最远位置，此时由图可以得到在最大距离Xmax时：

△Hy=Hgmax-△Hmax-Hj〔3-3〕而Hgmax=Hg-△Hmax〔3-4〕且Hg-Hj=2△Hw+△Hy-HZB〔3-5〕式中:△Hy——主干线末端热力站资用压头〔kPa〕Hgmax——中间加压泵站沿管道敷设中心线至热源厂的最大距离Xmax对应的加压泵站处供水管的压力〔kPa〕；△Hmax——中间加压泵站沿管道敷设中心线至热源厂的最大距离Xmax对应的加压泵站至热源厂供水管或回水管阻力损失〔kPa〕；Hj——管网的静压值〔kPa〕；Hg——热源厂出口供水管压力〔kPa〕；△Hw——外网主干线供水或回水管总阻力〔kPa〕；HZB——中间加压泵的扬程〔kPa〕。将式〔3-3〕、〔3-4〕和〔3-5〕经整理后得到：Xmax=2△Hw-HZBkm(3-6)2R(1+α)

式中R——主干线平均比摩阻〔Pa/m〕；α——局部阻力当量长度百分比，一般为；其它符号意义同前。由公式〔3-2〕和〔3-6〕可以得出中间加压泵站沿管道敷设中心线至热源厂的距离X〔中间加压泵站的位置〕应满足下式：Xmin≤X≤Xmax〔3-7〕中间加压泵的扬程由公式〔3-2〕和〔3-6〕可以看出，中间加压泵的扬程HZB越大，那么Xmin越大而Xmax越小，因而一定存在一个临界值HL，使得Xmin=Xmax，即：HL-Hj+50=2△Hw-HL

R(1+α)2R(1+α)也就是说，只要中间加压水泵的扬程不大于临界值HL，即可满足水力工况对其位置的要求。由此可以得到按水力工况要求，中间加压泵的扬程为：HL=2△Hw+Hj-100（kPa）

(3-8)3HZB≤2△Hw+Hj-100（kPa）

(3-9)3降低能耗对中间加压泵位置的要求设置中间加压泵站目的，不仅是为了降低管道及其附件的工作压力等级，使管网建设费用降低，而且在满足供热要求的前提下尽可能使管网动力消耗最少。为此，必须建立热网主循环泵、中间加压泵的计算轴功率与中间加压泵站位置之间的函数关系式。主干线流量分布的简化为了建立热网主循环泵、中间加压泵的计算轴功率与中间加压泵站位置之间的函数关系式，现将主干线流量分布进行如下简化处理：如图，在实际工程中，管网主干线输送的热水流量从热源厂出口〔节点A〕开始沿主干线至末端并非均匀减少，而是在节点B、C、D处经过三次变化后将剩余热水送往最后一个热力站。在本课题研究中，为建立数学模型，假设主干线输送的热水流量从热源厂出口开始沿主干线至末端是连续均匀减少的，即主干线上接出的所有支干线和支线〔B——热力站1，C——热力站2等〕均可以认为是由主干线上连续均匀地接出无数等流量的细小管线聚集而成，如图中细线表示的无数管线。

GZB=Gm+（Gw-Gm）（L-X）(3-10)L根据上述假设，中间加压泵站的流量GZB可以表达为：

式中Gm——主干线末端的流量；Gw——主干线始端的流量，即设计总流量；L——主干线的长度〔km〕；X——中间加压泵站沿管道敷设中心线至热源厂的距离〔km〕；其它符号意义同前。3最小能耗对中间加压泵位置的要求NZB=K[Gm+（Gw-Gm）（L-X）][2△Hw-2R(1+α)X](3-11)L由公式〔3-6〕可以得到：HZB=2△Hw-2R(1+α)X，那么中间加压泵的计算轴功率NZB=KGZBHZB为：将上式整理后得：NZB=2K△HwGw-2KGwR(1+α)X-2K△Hw（Gw-Gm）X+2KR(1+α)（Gw-Gm）X2LL热源厂热网主循环泵的计算轴功率为：Nw=KGwHw=KGw〔△Hr+2△Hw+△Hy-HZB〕〔3-12〕式中Hw——热源厂热网主循环泵的扬程；△Hr——热源厂管线的总阻力；其它符号意义同前。将HZB=2△Hw-2R(1+α)X代入式〔3-12〕经整理后得：Nw=KGw[△Hr+△Hy+2R(1+α)X]〔3-13〕这样，热网水循环所需水泵的总计算轴功率为：N=NZB+Nw〔3-14〕将公式〔3-11〕、〔3-13〕代入〔3-14〕经整理后得到：N=KGw(2△Hw+△Hr+△Hy)-2K△Hw（Gw-Gm）X+2KR（Gw-Gm）(1+α)X2LL令dX=0，則：dN将上式对X求导数，并令其等于零即得到热网主循环泵、中间加压泵计算轴功率之和的最小值对应的中间加压泵站至热源厂的距离，即：-2K△Hw（Gw-Gm）+4KR（Gw-Gm）(1+α)X=0LL整理后得X=△Hw

（3-15）2R(1+α)X=△Hw=LR(1+α)=1L（3-16）2R(1+α)2R(1+α)2将△Hw=LR(1+α)代入〔3-15〕式后得到：热网主循环泵、中间加压泵计算轴功率之和的最小值对应的中间加压泵站至热源厂的距离为：工程实例检验

由第二章分析、研究结果可以查到上述工程实例主干线水力计算〔详见附表1〕的有关资料为：△Hw=727kPa，L=13630m，Hj=370kPa，那么：R=△Hw=727000=53.34

Pa/mL(1+α)13630(1+α)(1+α)将有关资料代入公式〔3-18〕得到：HZB≤2△Hw+Hj-100=2×727+370-100=574.66

kPa33

Xmin=HZB-Hj+50=（575-370+50）/53.34=4.78

kmR(1+α)

Xmax=2△Hw-HZB=（2×727-575）/（2×53.34）=8.24

km2R(1+α)1L=6.82km2通过前面对设置中间加压水泵所涉及的水力工况以及能耗情况的全面比较、分析和研究，将分析、研究结果进行综合，即可得到中间