1　問題的提出

      熱水網供熱系統中，循環水泵的正確選擇，不僅涉及熱網運行的經濟性，而且影響供熱質量。目前，在熱水網供熱系統還沒有普及調速水泵的情況下，對大、中型熱水網，為適應采暖期室外大氣溫度變化對采暖建筑物設計室溫的影響，多采用中央質調節和分階段改變流量的質調節。分階段改變流量的質調節在運行節能方面優于中央質調節而被廣泛采用。此外，當供熱鍋爐房終期建設規模確定后，常因近期熱負荷不足、建設資金不足等原因，按終期負荷確定外網管徑，而熱源則分期建設。在采暖初、末期或熱源分期建設時，熱網實際循環流量均小于設計循環流量的低負荷情況下，相應的循環水泵揚程如何選擇，應進行仔細分析，合理確定。

      2　低負荷時水力工況分析

      一般情況下，在終期設計負荷時，熱水網主干線經濟比摩阻按60-80 pa/m選用。當采用分階段改變流量質調節或熱源分期建設，而外網按終期確定管徑時，若采用分階段改變流量的調節，宜選用揚程和流量不等的泵組。如果采用60～80 pa/m的經濟比摩阻去選擇低負荷時小流量泵的揚程。結果造成循環水泵選用功率過大，運行電耗高，系統運行工況不合理等弊病。

      由流體力學基本原理可知，閉路循環系統的水流量g與其計算管段的壓力損失δp有如下關系式：

      δp=kg2              （1）

      (2)

      式中：δpp為計算管段始、末端的壓力差，pa； g為介質循環流量，m3/s； k為管路綜合阻力特性數，kg/m7； λ為沿程阻力系數；σζ為局部阻力系數之和； l 為管道長度，m； d 為管內徑，m ； ρ為流體密度，kg/m3。

      從式（1）可見，當管網按終期管徑敷設完成后，只要不改變閥門開度，即ζ不變，對輸送一定密度、溫度的流體（對液體，當溫度和壓力變化不大時，可以認為其密度為常量）其管路綜合阻力特性為常數。管網系統的阻力損失δp僅決定于通過管路的循環水流量g，且壓降變化隨流量變化成平方關系增減。因此，若設管路終期設計流量為g1，設計工況下的壓力損失為δp1，在采暖初、末期或熱源分期建設中的實際流量為g2，相應壓力損失為δp2，則有："'?

      （3）

      例1.某市集中供熱鍋爐房熱水網終期設計流量為1 200 m3/h，熱網最遠環路單長（計算長度）4 300 m，熱源近期供熱負荷為終期設計負荷的1/3，投運兩臺20 t/h蒸汽爐換熱，供熱水網相應循環水量為400 m3/h。外管網按終期熱負荷一次建成供熱。原設計終期選用2臺（1備）流量1 200 m3/h，揚程80 m，電機功率355 kw水泵；近期低負荷時選用2臺流量400 m3/h，揚程50 m，電機功率75 kw水泵。

      分析：熱水網主干線經濟比摩阻取70 pa/m，則最不利環路壓降δpmax=4 300×2×70=0.6 mpa=60 m揚程G.}

      該系統為兩級換熱，取換熱器單級阻損0.05 mpa。換熱器（兩級）總阻損：2×0.05 mpa=0.1 mpa=10 m揚程，則終期循環水泵揚程為：

      δp?終=1.15×(60+10)=80 m揚程

       而近期實際總循環水量為400 m3/h，按式（2）求出其壓降δp2 =(400/1 200)2×800=88.9 kpa

      分析可見，由于近期循環水量僅為終期的1/3，相應總壓降只是終期的1/9，管路內流速很低，管路阻損很小。顯然，原設計在低負荷時所選揚程50 m明顯較大。若考慮留夠裕量等因素，按低負荷時運行兩臺蒸汽爐，選兩臺流量200 m3/h，揚程20 m泵，則相應電機功率為18.5 kw，其節電是明顯的。GY h W

      例2．若按分階段改變流量的質調節，采用大、小泵配合配置組合方案，在嚴寒期運行大流量水泵，初、末寒期運行小流量水泵，一般取小流量水泵循環水量為大流量水泵的60 %～70 %，取65 %，仍以上例嚴寒期循環水量1 200 m3/h 初、末寒期循環水量= 0.65×1200=780 m3/h則：

      δp2 =(780/1 200)2×800=338 kpao

      低負荷時可選用2臺流量400 m3/h，揚程50 m，電機功率75 kw水泵。低負荷時可節電：(335-75×2)/335=57.7 %。

      3　結　　論

      對低負荷工況，不可簡單地仍按熱水網主干線經濟比摩阻60-80 pa/m選擇低負荷用的循環水泵揚程，而應對具體工況進行具體分析，合理確定熱網低負荷時循環水泵的揚程、流量，不僅有利于節電，亦可避免大流量、低溫差不合理運行工況，保證供熱質量。