热水网低负荷时循环水泵扬程的选择方法

  1　问题的提出

        热水网供热系统中，循环水泵的正确选择，不仅涉及热网运行的经济性，而且影响供热质量。目前，在热水网供热系统还没有普及调速水泵的情况下，对大、中型热水网，为适应采暖期室外大气温度变化对采暖建筑物设计室温的影响，多采用*质调节和分阶段改变流量的质调节。分阶段改变流量的质调节在运行节能方面优于*质调节而被广泛采用。此外，当供热锅炉房终期建设规模确定后，常因近期热负荷不足、建设资金不足等原因，按终期负荷确定外网管径，而热源则分期建设。在采暖初、末期或热源分期建设时，热网实际循环流量均小于设计循环流量的低负荷情况下，相应的循环水泵扬程如何选择，应进行仔细分析，合理确定。

    2　低负荷时水力工况分析

        一般情况下，在终期设计负荷时，热水网主干线经济比摩阻按60-80Pa/m选用。当采用分阶段改变流量质调节或热源分期建设，而外网按终期确定管径时，若采用分阶段改变流量的调节，宜选用扬程和流量不等的泵组。如果采用60～80Pa/m的经济比摩阻去选择低负荷时小流量泵的扬程。结果造成循环水泵选用功率过大，运行电耗高，系统运行工况不合理等弊病。

    由流体力学基本原理可知，闭路循环系统的水流量G与其计算管段的压力损失ΔP有如下关系式：

   ΔP=kG2            

    （2）

　　式中：ΔPp为计算管段始、末端的压力差，Pa； G为介质循环流量，m3/s； k为管路综合阻力特性数，kg/m7；λ为沿程阻力系数；Σζ为局部阻力系数之和； L 为管道长度，m； d 为管内径，m ； ρ为流体密度，kg/m3。

       从式（1）可见，当管网按终期管径敷设完成后，只要不改变阀门开度，即ζ不变，对输送一定密度、温度的流体（对液体，当温度和压力变化不大时，可以认为其密度为常量）其管路综合阻力特性为常数。管网系统的阻力损失ΔP仅决定于通过管路的循环水流量G，且压降变化随流量变化成平方关系增减。因此，若设管路终期设计流量为G1，设计工况下的压力损失为ΔP1，在采暖初、末期或热源分期建设中的实际流量为G2，相应压力损失为ΔP2，则有：

    （3）

        例1.某市集中供热锅炉房热水网终期设计流量为1200 m3/h，热网zui远环路单长（计算长度）4 300 m，热源近期供热负荷为终期设计负荷的1/3，投运两台20t/h蒸汽炉换热，供热水网相应循环水量为400 m3/h。外管网按终期热负荷一次建成供热。原设计终期选用2台（1备）流量1 200m3/h，扬程80 m，电机功率355 kW水泵；近期低负荷时选用2台流量400 m3/h，扬程50 m，电机功率75 kW水泵。

    分析：热水网主干线经济比摩阻取70 Pa/m，则zui不利环路压降ΔPmax=4300×2×70=0.6 MPa=60 m扬程

       该系统为两级换热，取换热器单级阻损0.05MPa。换热器（两级）总阻损：2×0.05 MPa=0.1 MPa=10 m扬程，则终期循环水泵扬程为：

    ΔP终=1.15×（60+10）=80 m扬程

    而近期实际总循环水量为400 m3/h，按式（2）求出其压降ΔP2 =（400/1200）2×800=88.9 kPa

       分析可见，由于近期循环水量仅为终期的1/3，相应总压降只是终期的1/9，管路内流速很低，管路阻损很小。显然，原设计在低负荷时所选扬程50m明显较大。若考虑留够裕量等因素，按低负荷时运行两台蒸汽炉，选两台流量200 m3/h，扬程20 m泵，则相应电机功率为18.5kW，其节电是明显的。

   例2．若按分阶段改变流量的质调节，采用大、小泵配合配置组合方案，在严寒期运行大流量水泵，初、末寒期运行小流量水泵，一般取小流量水泵循环水量为大流量水泵的60%～70 %，取65 %，仍以上例严寒期循环水量1 200 m3/h 初、末寒期循环水量= 0.65×1200=780 m3/h则：

    ΔP2 =（780/1 200）2×800=338 kPa

    低负荷时可选用2台流量400 m3/h，扬程50 m，电机功率75kW水泵。低负荷时可节电：（335-75×2）/335=57.7 %。

    3　结　　论

       对低负荷工况，不可简单地仍按热水网主干线经济比摩阻60-80Pa/m选择低负荷用的循环水泵扬程，而应对具体工况进行具体分析，合理确定热网低负荷时循环水泵的扬程、流量，不仅有利于节电，亦可避免大流量、低温差不合理运行工况，保证供热质量。热水网低负荷时循环水泵扬程的选择