采暖系统中循环水泵存在的几大问题分析

机械循环热水采暖系统的循环水泵是供热企业向各热用户输送热媒的关键设备，也是耗电量较大的设备，应当合理的选择。下面从水泵的容量、台数、连接方式等几方面进行分析与讨论。

循环水量过大，在我国是相当普遍存在的问题，其容量常常达到实际需要的2倍 ～ 4倍，浪费非常严重。其原因是多方面的：

1、设计热负荷偏大。由于设计上存在着不健全的计算方法和保守思想，往往使热负荷偏大50％ ～ 100％。例如：建筑热指标达到80 ～ 90W/ m2（70～80 kcal/ m2·h）或更大一些，而实际上只需要Q = 50 ～ 60W/ m2 （45 ～ 50 kcal/ m2·h）。这样就使水泵的流量偏大很多。

2、管网系统的循环阻力采用估计的方法，往往比实际大一倍以上。

3、采暖系统中的静水压力问题：采暖系统是只有充满水才能运行的。因此，循环压力只需克服管网的阻力即可；但有的设计却把静水压力也计入循环阻力之内，这当然会使循环水泵的容量加大。

4、管网系统的水力平衡问题：由于设计时不认真进行室内外管网的水力平衡计算，施工后又进行初调节，往往会造成水力失调及前热后不热的现象。不少工程单位认为是水泵的力量达不到，而采用加大水泵压力的方法。

5、循环水泵的节能问题。为了克服循环水泵容量过大的现象，国家《民用建筑节能设计标准》作了具体的规定。

循环水泵的出口不应当安装逆止阀。逆止阀的造价和电力消耗虽然不算太大，但也应该节省下来。这是因为循环水泵是在充满水的状态下运行的，没有倒灌的现象。在水泵出口关断阀背后的逆止阀是很实用的。正确的操作能够避免水的冲击和对水泵的损害，所以逆止阀是很需要的。

另一方面，如果发生短路，或在操作者没有预先关闭出口阀门而停止水泵的电动机时，突然地停运阀门而停止水泵的电动机时，突然地停运可能猛烈地关闭逆止阀而产生危险。另外，还存在着其它的缺点。

操作者知道，有逆止阀保护水泵，当它将某台水泵停止运行时，就根本不去关闭水泵的出口阀门。这可能是最大的误操作之一，会发生损坏水泵和管路的事件。因此，不宜采用逆止阀，因为其利少弊多。

我国最为普遍选择方法的是，在强制循环热水系统中至少应选用两台循环水泵，特别是中、小型采暖系统，两台相同型号的水泵，一台运行，一台备用。备用系数为100％。显然这种做法存在着缺点。采暖系统必须在任何时候都满负荷运行，在部分负荷下进行流量调节，以节约电能。对水泵系统来说，最好是安装两台不同的水泵，一台供给水流量，另一台能供给75％的计算水流量。后者供室外气温较高时使用。

当水泵以75％的计算水流量进行运转时，其所需水头减少至计算水头的56％，而水泵主机的功率减少至多42％。在这种情况下，电能的消耗减少了一半以上。

在大的区域性热水系统中，这种阶梯状的水流量不应小于三个：60％、80％及100％，相应能供给这样的水流量水泵功率为22％、51％、及100％。

所有水泵在一定程度上均可相互代替，因此无需安装备用水泵。如果同时安装两台水泵，每一台都能承担满负荷，另一台纯备用。另一方法是：每一台水泵都按水泵最大容量的2/3或是3/4选用。所以，在平常的天气情况下，一台水泵就足够了，在严寒天气时可使用两台水泵。同样，如果安装三台水泵，若其中两台能够承担设计负荷就足够了。

除了很小的系统外，最好安装两台容量不同的循环水泵，其中一台为设计负荷的容量。这样，在采暖季的大部分时间可使用70％，新系列几乎每差一种尺寸，其效率平均相差10.6％。

多台水泵并联运行，占地面积较大，造价也较高。应当综合考虑工程的具体条件，不能盲目的采用多台水泵并联的方式。

我国《工厂热水采暖操作规范》中说明：“在热水采暖系统中，系统的水力工况不可能绝对平衡，尤其是在用户入口装置没有自动的情况下，热水采暖系统的水力失调不可能完全避免。由于系统的水力失调，系统的实际流量将大于计算流量。其结果是设计的工作点向G - H特性曲线的右方偏移，工作点偏移的程度与系统水力失调的大小有关。”

水泵的工作点选择在最佳工作点的左面，这是为了允许工作点向右偏移（这再实际运行中是不可避免的），以防止水泵“实际的”工作点越出水泵制造厂给定的工作范围，处于不经济的工作条件下。水泵所产生的压力降低，这对热水采暖系统的环路（一般为处于网络末端的用户）是不利的。这将促使该环路的流量进一步降低。因此，希望循环水泵在流量变化很大时，压力的变化较小。

如果选用具有陡降的G - H 特性曲泵，当工作点向右偏移时，因水泵所产生的压力下降很多，处于系统最不利环路的网路末端热用户中的流量将大大减少，这对热水采暖系统水力工况的平衡是不利的。BA型、SH型和SA型水泵的G - H 特性曲线比较平坦，在热水采暖系统中，宜选用这种型号的水泵作为网路循环水泵。

1、选择循环水泵的依据：

（1）、流量依据：

G =（1.1～1.2）×  3.6  ×  Q / [Cp  × （tg - th）]，t / h 。

式中：

Q：热负荷W；

tg - th：供回水温差℃；

Cp：水的比热，一般取4.1868 KJ / Kg ℃

（2）、扬程选择：

H = H1 + H2 + H3 + 2 ～ 3

式中：

H1：锅炉房内系统压力损失；

H2：外管网供、回水压力损失；

H3：最不利环路系统用户内压力损失，一般为2m ～ 4m。

2、选择补水泵的主要依据：

（1）、流量选择依据：

闭式系统，外网循环水量的3％ ～ 5％；

（2）、开式系统：

热水用户耗水量与渗透量之和。

（3）、扬程选择依据：

H = Hj + △Hb - h，m

式中：

H：补水泵扬程m ；

Hj：系统静压值，可按系统最高高度加2m计算；

△Hb：补水系统管路压力损失m ；

h：补水箱位置与水泵位置高度差m 。

3、单台水泵的特性曲线，通常可用下列函数式表示：

△P = a + bv + cv2 + dv3 ……

式中：a、b、c、d：根据水泵的特性曲线数据拟会的数值。

热网压降公式：△P = SV2，与水泵的特性曲线公式：△P = a + bv + cv2 ……

联立，即：△P = SV2

△P = a + bv + cv2 + dv3 ……

可求得：△P和V

也可用曲线求得△P和V（如下图），即 A为工作点。

4、变频调速：

（1）、变频与转速的关系：

n = 60 f（1- SN ）/ P；

式中：

n：水泵转速  r/min ；

f：电流频率  Hz ；

P：电动机的极对数；

SN：电动机额定转差，即定子旋转磁场与转子转速之差比值，一般为5％。

（2）、水泵流量、扬程和功率与转速的关系（比例定律）：

G1/G2 = n1/ n2    H1/H2 = n12  / n22     N1/N2 = n13/ n23

（3）、相似抛物线：

5、水泵的并联特性曲线（两台规格完全相同）：

两台同规格的循环水泵并联运行时，其特性曲线由每个扬程相对应单台水泵流量的两倍（2 GB1 = GB）为工作点组成。但实际运行时水泵工作点与热网有关系，针对某一热网，单台水泵运行时，其工作点在A点；当两台水泵运行时流量增加（GB＞GA），扬程增加（HB＞HA），造成了水泵工作点的左移，每台水泵工作点在B1点（GB1＜GA）。因此，两台水泵运行的流量小于单台水泵运行流量的两倍，而非效率所致。

来源：筑龙暖通

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