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真空设备/泵 |
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热水网低负荷时循环水泵的扬程选择 |
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作者：彭彦华 张永振 |
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关键词 热水网 低负荷 水泵扬程 节电
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，多采用中央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中央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60-80 Pa/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60～80 Pa/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
(1) 
(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：
例1.某市集中供热锅炉房热水网终期设计流量为1 200 m3/h，热网最远环路单长（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20 t/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1 200 m3/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，则最不利环路压降ΔPmax=4 300×2×70=0.6 MPa=60 m扬程
该系统为两级换热，取换热器单级阻损0.05 MPa。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 =(400/1 200)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50 m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18.5 kW，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75 kW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60-80 Pa/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。(end)
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(11/24/2004) |
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