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*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*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60-80Pa/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60～80Pa/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            

    （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1200 m3/h，熱網zui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20t/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 200m3/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zui不利環路壓降ΔPmax=4300×2×70=0.6 MPa=60 m揚程

       該系統為兩級換熱，取換熱器單級阻損0.05MPa。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 =（400/1200）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50m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18.5kW，其節電是明顯的。

   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 kPa

    低負荷時可選用2臺流量400 m3/h，揚程50 m，電機功率75kW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60-80Pa/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。熱水網低負荷時循環水泵揚程的選擇