区域供热2010.3期
热水采暖系统循环水泵选择分析及研究
机械工业第四设计研究院机械工业第九设计研究院
王宗林
王立平宋
宇
【摘要】本文对热水采暖系统循环水泵扬程、流量的选择；热水循环水泵并联运
水泵扬程
流量
水泵运行工况
行台数和流量的确定；循环水泵节能指标；循环水泵运行工况等，进行了探讨和分析。
【关键词】热水采暖系统
1概述水泵的扬程不应小于设计流量条件下热源、热力网、最不利用户环路压力损失之和。城市热力网设计规范给定的设计流量计算公式：
我国供热采暖基本上以热水采暖为主，供、回水温度一般为95℃/70℃。对于热水采暖系统来说，其运行费用，除了燃料之外，主要是锅炉房引风机、鼓风机、循环水泵、补给水泵等用电设备的电费，而其中循环水泵将占重要主要部分，特别是集中供热二次网热力站，更占到用电费用的绝大部分。
在我国热水锅炉房和热力站循环水泵的运行现状离运行最佳工况点相距甚远。很多循环水泵和热网实际运行流量不匹配；从水泵的选择上，实际运行远离最佳工况点，扬程选择又过于保守，大马拉小车的现象十分普遍。这样不仅增加了项目的初始投资，而且也增加了运行费用，浪费了电能，与国家节约能源的可持续发展战略不符。
G =3.6×Q /G （t 1-t 2）
式中：
——热力网设计流量，t/h；G —
——设计热负荷，kW ；Q —
——水的比热容，kJ/kg·C —℃; ——热力网供水温度，℃; t 1—
——热力网供水温度，℃. t 2—
G =3.6×145000/4.1868（110-70）=3117t/h设计中按表1-1选择循环水泵4台，其中3台运行，1台备用。流量系数为1.04，扬程系数为1.09，已运行多年，循环水泵运行处在最佳工况点附近，效果良好。
表1-1
型号
流量t/h扬程m 电机转数min 电机功率kW
2循环水泵流量和扬程的确定
以长春某区域供热锅炉房为例，供热总热负荷为145MW ，一次网供热参数为110℃/
14SA-10A
[1**********]
444851
1450
220
70℃，供热面积300万m 2，供热半径为2.5km ，主干管管径为DN600，总阻力损失为44m 。对
循环水泵扬程、流量的选择作如下分析。
根据城市热力网设计规范规定，循环水泵的总流量不应小于管网总设计流量，循环
然而，多年来部分专业书籍和手册，仍将热网总设计流量和总压力损失作为计算基数，再乘以1.1—1.2的系数，来选取循环水泵。上述实例，相当的工程按表1-2选择循环
-61-
区域供热2010.3期
水泵。流量系数为1.13，扬程系数为1.27。电量将增加27%。
表1-2
型号
流量t/h扬程m 电机转数min 电机功率kW
1332
52350S75A
1170561450
280
900
70
从城市热力网设计规范给定的设计流量计算公式中，设计热负荷已包括热水管网的输送热损失和漏损，因此管网总计算流量已包括管网输送热损失和漏损增加的流量。管网总压力损失主要为热源内部压力损失、管网压力损失（热源直接供热还应计算用户资用压力）。热源内部压力损失、用户资用压力损失实际工程设计中基本为估算，已包括一定余量。循环水泵的流量和扬程不应小于设计流量、扬程，可以理解为略有余量即可。
2.1循环水泵流量系数和扬程系数选取
要匹配
从流体力学来说，对于一个管线长度和管径一定的供热管网，其压力损失与流量的平方成正比，亦就是说循环水泵扬程系数应是流量系数的平方。例如：在前述实例中，循环水泵流量系数取1.05，则扬程系数应取
1.10；流量系数取1.1，则扬程系数应取1.21；流量系数取1.2，则扬程系数应取1.44；这样
循环水泵扬程和流量才匹配，否则采用相同的系数，将会造成扬程不够。
2.2循环水泵流量系数和扬程系数取值
要合理
水泵的轴功率与流量和扬程的乘积成正比。例如：循环水泵流量系数取1.05、扬程系数取1.10，则轴功率增加（1.05×1.1-1×1=
0.153）15.3%；流量系数取1.1、扬程系数取1.21，则轴功率增加（1.10×1.21-1×1=0.331）33.1%；流量系数取1.2、扬程系数取1.44，则轴功率增加（1.20×1.44-1×1=0.72）72%；从上
述计算中看出，循环水泵扬程系数和流量系数大小对其轴功率影响颇大。
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热网循环水泵扬程和流量系数的选取，应根据管网总设计流量和管网总压力损失直接选泵，然后计算运行工况点的流量和扬程，按规范规定略有余量，即：取热网循环水泵流量系数取1.05、扬程系数取1.10。
不应在管网总设计流量和管网总压力损失的基础上乘以1.1—1.2系数后再选择水泵，扬程和流量考虑略有余量，造成热网实际所需循环水泵扬程和流量人为增加两次余量，许多工程实践证明，选取的水泵规格比实际需要大一号，热网运行中出现大马拉小车的现象，造成运行电费的大幅增加，造成经济和能源上的极大浪费。
虽然性能的降低会使泵扬程和流量受到影响，但不能完全依靠增大循环水泵扬程和流量系数来解决。要采取如下措施解决：定期维修清除叶轮上的污垢，更换叶轮和泵壳之间的密封件；运行时间过长需更换水泵配件，如：叶轮；泵性能的降低过大要适时更换水泵。这些远比依靠增大循环水泵扬程和流量系数经济。
3
循环水泵并联运行时台数和流量的
确定
专业人员皆知道，关于循环水泵的台数，应优先采用1台运行，1台备用。
《全国民用建筑工程设计技术措施》（2007年节能专篇）中明确规定，单台锅炉小于、等于14MW 的热水锅炉房，“循环水泵同时运行台数不宜超过3台，应设1台备用。”《锅炉房设计规范》GB50041-2008中明确规定：“热水热力网采用分阶段改变流量质调节时，循环水泵不宜少于3台。笔者认为，分期投入的供热系统或当供热系统采用分阶段改变流量质调节时，循环水泵宜多台并联运行，循环水泵以2-4台为宜。
在一些专业书籍和设计手册中明确指出，多台水泵并联运行时，其单台水泵的流量要比单台运行时小，并定量写到2台水泵并联运行时，其单台水泵的流量要比单台运行
时小5%；3台水泵并联运行时，其单台水泵的流量要比单台运行时小16%；4台水泵并联运行时，其单台水泵的流量要比单台运行时小于29%。亦就是说水泵并联越多，其单台水泵的实际供给流量越少。水泵并联运行的台数不宜超过5台。
因而设计人员在供热系统循环水泵的选择简单采取加大流量的办法，缺乏科学依据造成循环水泵的选择的进一步放大。对于上述结论应该知道其应用的边界条件及其特定工况，其是在特定的固定的管路水力特性曲线下的结论，现按4台循环水泵并联运行水力特性曲线图1—1分析如下：
图1—14台循环水泵并联运行水力特性曲线图
图1—1中C 点为4台循环水泵并联运行的工况点，A 点为4台循环水泵并联运行时单台泵的工况点，B 点为同一管路特性下单台泵独立运行时的工况点。我们从图中可以看出，A 点流量低于B 点流量，既：在同一管路中，多台循环水泵并联运行时单台泵的流量，小于单台泵独立运行时的流量。前述结论就是这样得出的，但是，这不能成为选择循环水泵并联运行时需要加大流量的理由，因为这是对不同工况的分析。对于水泵来讲，其流量和扬程是相互制约的参数，扬程高，流量小；扬程低，流量大。前述结论仅仅是孤立的流量对比，A 、B 两点流量不同是由于扬程不同。为什么会出现图1—1中所示A 、B 两点的不同工况？因为，循环水泵并联运行时，流量增加，而管道摩擦阻力随流量增加而增加，需
区域供热2010.3期
要每台水泵提高它的扬程来克服增加的管道摩擦阻力，因此，A 点流量低于点B 点流量，是由于点A 扬程高、点B 扬程低造成的。
如果A 、B 两点扬程相同，流量也相同。A 点扬程是按工程需要选定的，在选择循环水泵并联运行时，是按A 点扬程选择循环水泵，而不是按B 点扬程选择循环水泵。在A 点扬程工况下，同1台水泵无论是并联运行，还是单台泵独立运行，流量是相同的。因此，工程设计中，供热系统采用多台循环水泵并联运行时，按单台泵所需扬程和流量即可，不需加大流量。
在工程实际中，经常会遇到供热系统采用多台循环水泵并联运行，总流量不是按单台水泵流量成倍增加，特别是2台循环水泵并联运行时，竟然会出现比单台水泵运行流量增加很少，甚至接近的现象。这种现象通常是设计中循环水泵扬程和流量选择偏大造成的，即出现严重的大马拉小车的现象。
例如：长春某小区区域供热锅炉房，一次网直接供热，供、回水温度为95℃/70℃，供热负荷8.4MW ，锅炉设计额定循环水量为
300t/h。供热系统总压力损失26m （水柱），设计按表1-3选择了IS150-125-315型水泵3
台，2台运行，1台备用。实际运行情况，2台并联运行时：流量为335t/h左右，扬程为32.4m （水柱）；单台运行时：流量为297t/h左右，扬程为25.5m （水柱）。二者仅仅相差13%，采暖期基本为1台泵运行。这种情况的出现，主要原因是系统压力损失计算和循环水泵选择不当造成的，不能理解成循环水泵并联运行的必然结果。如果大马拉小车的现象超过本例，就能出现2台循环水泵并联运行时的流量和单台循环水泵运行时的流量趋近一致的情况。
从表1-3可以看到单级离心水泵的重要
表
1-3
型号
流量t/h扬程m 电机转数min 电机功率kW
120
34IS150-125-315
200321450
30
240
29
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区域供热2010.3期
特性，既：当扬程变化较小时，流量变化较大。当扬程为32m （水柱）；流量为200t/h；当扬程升为34m （水柱）；流量减为120t/h，扬程升高
2m （水柱），流量减少40%；当扬程降为29m （水柱）；流量升为240t/h，是扬程升为34m （水
柱）时的2倍。也就是1台泵的流量相当于2台泵的流量。
单级离心水泵的这种特性，是同一管路系统，同一台水泵单台独立运行时的流量，高于多台循环水泵并联运行时流量的重要原因。因为，循环水泵单台独立运行，管路压力损失小，水泵扬程低，流量增加较多；循环水泵多台并联运行，管路压力损失大，水泵扬程高，流量减少较多。当1台循环水泵运行时的扬程比铭牌注明的扬程低较多时，就可能出现单台循环水泵运行时的流量和2台循环水泵并联运行时的流量趋近一致的情况。循环水泵的选择最佳方案，是将运行工况点的扬程处在循环水泵铭牌注明的附近，不能偏离过大，造成流量变化过大，偏离最佳运行工况点。同一管路系统中，多台循环水泵并联运行时流量，不会按单台循环水泵运行时的流量成倍增长，因为二者运行工况点扬程不同。
4用户资用压头和锅炉房内部压力损
失的确定4.1用户资用压头
用户的资用压头应不低于室内采暖系统压力损失和入口压力损失之和。部分专业手册推荐采用1-2米水柱，这显然是按照室内采暖系统水力计算值确定的，明显偏低。理论上讲，室内采暖系统压力损失计算值为1-2米水柱，但是，实际工程上是不能按理论计算值直接选取的，还应考虑室内采暖系统运行时，所产生的结垢现象，使管道阻力损失增加，对于管径较小的管道尤为明显。根据有关资料，当管内结垢厚度为1毫米时，DN25的管道比摩阻增加50%。除污器的压力损失计算值小于0.5米水柱，但除污器在运行过程中逐渐聚存污物，造成动力入口进水管和回水
-64-
管压差值增大，当压差值大于2米水柱时，要对除污器进行清洗。
因此，除污器的压力损失取水力计算值和实际值的平均值为宜，即：1米水柱。
综上所述用户的资用压头宜取4-5米水柱的估值，北京市《集中供热用户采暖系统节能技术标准》中规定：“循环水泵应能保证最不利用户5米水柱的压差”。
4.2锅炉房内部压力损失
锅炉房内部压力损失主要由锅炉本体、省煤器及锅炉房内部管路的压力损失构成。其中，锅炉本体、省煤器阻力损失为主。笔者认为大于选用7MW 以上锅炉必须按锅炉制造厂提供的锅炉内部水力计算书提供的阻力数据，还要考虑炉内结垢对锅炉内部阻力的影响，可取锅炉内部阻力1.1—1.2的系数予以修正。
锅炉制造厂提供的锅炉内部阻力数据是锅炉本体设计工况下的数据，当供热系统设计参数和运行参数偏离锅炉的设计工况时，要按实际供热系统设计参数和运行参数予以修正。例如：以长春某区域供热锅炉房，供热总热负荷为56MW ，采用一次网直接供热，选用14MW 热水锅炉4台，锅炉设计参数为
110℃/70℃，而实际供热系统按95℃/70℃运
行，锅炉的实际运行的循环水量远远超过锅炉设计的额定循环水量，使锅炉内部阻力大大增加。由省煤器进口至锅炉出口压差为30米水柱，远大于锅炉制造厂提供的锅炉内部阻力12米水柱数据。
当锅炉的实际运行的循环水量超过锅炉设计的额定循环水量时，其锅炉内部阻力可按下式计算：
P =H ×GS /GE
式中：
G —锅炉内部阻力，t/h；
GS —实际运行锅炉循环水量，t/h；GE —锅炉设计额定循环水量，t/h；
从上式可以看出锅炉内部阻力和实际运
行锅炉循环水量的平方成正比，所以锅炉房工程设计循环水泵的选取时，要充分考虑供热系统的实际运行参数，特别是高温水锅炉低温运行，谨慎防止锅炉的实际运行的循环水量超过锅炉设计的额定循环水量，锅炉内部阻力增加，而循环水泵扬程仍按额定循环水量时的锅炉内部阻力选取，造成循环水泵扬程选择过低，供热管网后部用户不热。
锅炉房内部管路的压力损失中，除污器、分水缸、流量计的阻力损失较大，其次是阀门和管路的阻力损失，应通过计算确定，特别强调的是除污器的阻力损失不能采用计算值。要考虑除污器在运行过程中逐渐聚存污物，造成除污器阻力损失的增加。
对于7MW 以下锅炉房，缺少资料时，可估算如下：除污器—可按1米水柱估算；分水缸—可按0.3米水柱估算；流量计—可按不同流量计形式估算（最低不小于1米水柱）；阀门和管路的阻力损失—可按1-2米水柱估算。
5循环水泵的节能
5.1供热系统调节方式的确定
供热系统调节方式宜采用分阶段变流量的质调节方式，循环水泵的选择要和运行调节方式相匹配。应避免采用“大流量，小温差”单纯质调节方式及间歇式供热方式。
5.2循环水泵采用变频调速装置
采用变流量的供热系统，一次网和二次网循环水泵宜采用变频调速装置。国家《民用建筑工程设计技术措施》（节能专篇）和吉林省地方标准DB22/T450—2007《居住建筑节能设计标准》已作明确规定。
5.3循环水泵的耗电输热比
循环水泵的耗电输热比，即：设计条件下输送单位热量的耗电量。为衡量输送单位热量循环水泵耗电的控制指标。
国家《民用建筑工程设计技术措施》（节能专篇）中给定的判别式如下：
EHR =ε·N ∑Q =τ
24q
·A ≤0.0056×（14+a ∑L ）Δt 区域供热2010.3期
HER ———设计条件下输送单位热量的耗电量，无因次；
∑Q ———
供热系统供热量，kWh ；ε———
循环水泵理论耗电量，kWh ；τ———
循环水泵运行时数，连续运行取24h ；N ———
循环水泵铭牌轴功率，kW ；q ———
采暖设计热负荷指标，kW/m2；A ———
系统供热面积，m 2；Δt ———
设计供、回水温差，（一次网宜采用40-50℃温差，二次网宜采用25℃温差）℃；
∑L ———
室外供热管网主干线总长度（包括供水管、回水管），m ；
a ———
系数∑L ———
小于、等于500m 时，a 取0.0115；∑L ———大于500m 、小于1000m 时，a 取0.0092；
∑L ———
大于、等于1000m 时，取0.0069。HER 值越大，说明输送单位热量的耗电
量越大，节能指标越低；HER 值越小，说明输送单位热量的耗电量越小，节能指标越高。
6结束语
我国城市采暖供热基本上以热水供热系统为主，随着社会发展进步，采暖地区将逐步扩大，城市热化率逐步提高，全国城市采暖面积以百亿平方米计。热水供热系统循环水泵选择是否合理，运行是否经济，将循环水泵的耗电输热比HER 降低5%—10%是可能的，在全国范围内，其经济效益和社会效益极其显著。本文是笔者对多年来供热系统工程设计的实践总结和热水采暖循环水泵研究课题的研究成果。由于学识水平有限，文中的提法和观点难免不妥，恳请同行、专家斧正。愿此文能够起到抛砖引玉的作用，亦介此机会向对本文的形成给予帮助的人们表示深深的谢意。
参考文献
［1］锅炉房设计规范GB50041-2008［2］城市热力网设计规范CJJ34-2002
［3］《热水供暖循环泵运行工况点简化计算法》阮文等
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区域供热2010.3期
热水采暖系统循环水泵选择分析及研究
机械工业第四设计研究院机械工业第九设计研究院
王宗林
王立平宋
宇
【摘要】本文对热水采暖系统循环水泵扬程、流量的选择；热水循环水泵并联运
水泵扬程
流量
水泵运行工况
行台数和流量的确定；循环水泵节能指标；循环水泵运行工况等，进行了探讨和分析。
【关键词】热水采暖系统
1概述水泵的扬程不应小于设计流量条件下热源、热力网、最不利用户环路压力损失之和。城市热力网设计规范给定的设计流量计算公式：
我国供热采暖基本上以热水采暖为主，供、回水温度一般为95℃/70℃。对于热水采暖系统来说，其运行费用，除了燃料之外，主要是锅炉房引风机、鼓风机、循环水泵、补给水泵等用电设备的电费，而其中循环水泵将占重要主要部分，特别是集中供热二次网热力站，更占到用电费用的绝大部分。
在我国热水锅炉房和热力站循环水泵的运行现状离运行最佳工况点相距甚远。很多循环水泵和热网实际运行流量不匹配；从水泵的选择上，实际运行远离最佳工况点，扬程选择又过于保守，大马拉小车的现象十分普遍。这样不仅增加了项目的初始投资，而且也增加了运行费用，浪费了电能，与国家节约能源的可持续发展战略不符。
G =3.6×Q /G （t 1-t 2）
式中：
——热力网设计流量，t/h；G —
——设计热负荷，kW ；Q —
——水的比热容，kJ/kg·C —℃; ——热力网供水温度，℃; t 1—
——热力网供水温度，℃. t 2—
G =3.6×145000/4.1868（110-70）=3117t/h设计中按表1-1选择循环水泵4台，其中3台运行，1台备用。流量系数为1.04，扬程系数为1.09，已运行多年，循环水泵运行处在最佳工况点附近，效果良好。
表1-1
型号
流量t/h扬程m 电机转数min 电机功率kW
2循环水泵流量和扬程的确定
以长春某区域供热锅炉房为例，供热总热负荷为145MW ，一次网供热参数为110℃/
14SA-10A
[1**********]
444851
1450
220
70℃，供热面积300万m 2，供热半径为2.5km ，主干管管径为DN600，总阻力损失为44m 。对
循环水泵扬程、流量的选择作如下分析。
根据城市热力网设计规范规定，循环水泵的总流量不应小于管网总设计流量，循环
然而，多年来部分专业书籍和手册，仍将热网总设计流量和总压力损失作为计算基数，再乘以1.1—1.2的系数，来选取循环水泵。上述实例，相当的工程按表1-2选择循环
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区域供热2010.3期
水泵。流量系数为1.13，扬程系数为1.27。电量将增加27%。
表1-2
型号
流量t/h扬程m 电机转数min 电机功率kW
1332
52350S75A
1170561450
280
900
70
从城市热力网设计规范给定的设计流量计算公式中，设计热负荷已包括热水管网的输送热损失和漏损，因此管网总计算流量已包括管网输送热损失和漏损增加的流量。管网总压力损失主要为热源内部压力损失、管网压力损失（热源直接供热还应计算用户资用压力）。热源内部压力损失、用户资用压力损失实际工程设计中基本为估算，已包括一定余量。循环水泵的流量和扬程不应小于设计流量、扬程，可以理解为略有余量即可。
2.1循环水泵流量系数和扬程系数选取
要匹配
从流体力学来说，对于一个管线长度和管径一定的供热管网，其压力损失与流量的平方成正比，亦就是说循环水泵扬程系数应是流量系数的平方。例如：在前述实例中，循环水泵流量系数取1.05，则扬程系数应取
1.10；流量系数取1.1，则扬程系数应取1.21；流量系数取1.2，则扬程系数应取1.44；这样
循环水泵扬程和流量才匹配，否则采用相同的系数，将会造成扬程不够。
2.2循环水泵流量系数和扬程系数取值
要合理
水泵的轴功率与流量和扬程的乘积成正比。例如：循环水泵流量系数取1.05、扬程系数取1.10，则轴功率增加（1.05×1.1-1×1=
0.153）15.3%；流量系数取1.1、扬程系数取1.21，则轴功率增加（1.10×1.21-1×1=0.331）33.1%；流量系数取1.2、扬程系数取1.44，则轴功率增加（1.20×1.44-1×1=0.72）72%；从上
述计算中看出，循环水泵扬程系数和流量系数大小对其轴功率影响颇大。
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热网循环水泵扬程和流量系数的选取，应根据管网总设计流量和管网总压力损失直接选泵，然后计算运行工况点的流量和扬程，按规范规定略有余量，即：取热网循环水泵流量系数取1.05、扬程系数取1.10。
不应在管网总设计流量和管网总压力损失的基础上乘以1.1—1.2系数后再选择水泵，扬程和流量考虑略有余量，造成热网实际所需循环水泵扬程和流量人为增加两次余量，许多工程实践证明，选取的水泵规格比实际需要大一号，热网运行中出现大马拉小车的现象，造成运行电费的大幅增加，造成经济和能源上的极大浪费。
虽然性能的降低会使泵扬程和流量受到影响，但不能完全依靠增大循环水泵扬程和流量系数来解决。要采取如下措施解决：定期维修清除叶轮上的污垢，更换叶轮和泵壳之间的密封件；运行时间过长需更换水泵配件，如：叶轮；泵性能的降低过大要适时更换水泵。这些远比依靠增大循环水泵扬程和流量系数经济。
3
循环水泵并联运行时台数和流量的
确定
专业人员皆知道，关于循环水泵的台数，应优先采用1台运行，1台备用。
《全国民用建筑工程设计技术措施》（2007年节能专篇）中明确规定，单台锅炉小于、等于14MW 的热水锅炉房，“循环水泵同时运行台数不宜超过3台，应设1台备用。”《锅炉房设计规范》GB50041-2008中明确规定：“热水热力网采用分阶段改变流量质调节时，循环水泵不宜少于3台。笔者认为，分期投入的供热系统或当供热系统采用分阶段改变流量质调节时，循环水泵宜多台并联运行，循环水泵以2-4台为宜。
在一些专业书籍和设计手册中明确指出，多台水泵并联运行时，其单台水泵的流量要比单台运行时小，并定量写到2台水泵并联运行时，其单台水泵的流量要比单台运行
时小5%；3台水泵并联运行时，其单台水泵的流量要比单台运行时小16%；4台水泵并联运行时，其单台水泵的流量要比单台运行时小于29%。亦就是说水泵并联越多，其单台水泵的实际供给流量越少。水泵并联运行的台数不宜超过5台。
因而设计人员在供热系统循环水泵的选择简单采取加大流量的办法，缺乏科学依据造成循环水泵的选择的进一步放大。对于上述结论应该知道其应用的边界条件及其特定工况，其是在特定的固定的管路水力特性曲线下的结论，现按4台循环水泵并联运行水力特性曲线图1—1分析如下：
图1—14台循环水泵并联运行水力特性曲线图
图1—1中C 点为4台循环水泵并联运行的工况点，A 点为4台循环水泵并联运行时单台泵的工况点，B 点为同一管路特性下单台泵独立运行时的工况点。我们从图中可以看出，A 点流量低于B 点流量，既：在同一管路中，多台循环水泵并联运行时单台泵的流量，小于单台泵独立运行时的流量。前述结论就是这样得出的，但是，这不能成为选择循环水泵并联运行时需要加大流量的理由，因为这是对不同工况的分析。对于水泵来讲，其流量和扬程是相互制约的参数，扬程高，流量小；扬程低，流量大。前述结论仅仅是孤立的流量对比，A 、B 两点流量不同是由于扬程不同。为什么会出现图1—1中所示A 、B 两点的不同工况？因为，循环水泵并联运行时，流量增加，而管道摩擦阻力随流量增加而增加，需
区域供热2010.3期
要每台水泵提高它的扬程来克服增加的管道摩擦阻力，因此，A 点流量低于点B 点流量，是由于点A 扬程高、点B 扬程低造成的。
如果A 、B 两点扬程相同，流量也相同。A 点扬程是按工程需要选定的，在选择循环水泵并联运行时，是按A 点扬程选择循环水泵，而不是按B 点扬程选择循环水泵。在A 点扬程工况下，同1台水泵无论是并联运行，还是单台泵独立运行，流量是相同的。因此，工程设计中，供热系统采用多台循环水泵并联运行时，按单台泵所需扬程和流量即可，不需加大流量。
在工程实际中，经常会遇到供热系统采用多台循环水泵并联运行，总流量不是按单台水泵流量成倍增加，特别是2台循环水泵并联运行时，竟然会出现比单台水泵运行流量增加很少，甚至接近的现象。这种现象通常是设计中循环水泵扬程和流量选择偏大造成的，即出现严重的大马拉小车的现象。
例如：长春某小区区域供热锅炉房，一次网直接供热，供、回水温度为95℃/70℃，供热负荷8.4MW ，锅炉设计额定循环水量为
300t/h。供热系统总压力损失26m （水柱），设计按表1-3选择了IS150-125-315型水泵3
台，2台运行，1台备用。实际运行情况，2台并联运行时：流量为335t/h左右，扬程为32.4m （水柱）；单台运行时：流量为297t/h左右，扬程为25.5m （水柱）。二者仅仅相差13%，采暖期基本为1台泵运行。这种情况的出现，主要原因是系统压力损失计算和循环水泵选择不当造成的，不能理解成循环水泵并联运行的必然结果。如果大马拉小车的现象超过本例，就能出现2台循环水泵并联运行时的流量和单台循环水泵运行时的流量趋近一致的情况。
从表1-3可以看到单级离心水泵的重要
表
1-3
型号
流量t/h扬程m 电机转数min 电机功率kW
120
34IS150-125-315
200321450
30
240
29
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区域供热2010.3期
特性，既：当扬程变化较小时，流量变化较大。当扬程为32m （水柱）；流量为200t/h；当扬程升为34m （水柱）；流量减为120t/h，扬程升高
2m （水柱），流量减少40%；当扬程降为29m （水柱）；流量升为240t/h，是扬程升为34m （水
柱）时的2倍。也就是1台泵的流量相当于2台泵的流量。
单级离心水泵的这种特性，是同一管路系统，同一台水泵单台独立运行时的流量，高于多台循环水泵并联运行时流量的重要原因。因为，循环水泵单台独立运行，管路压力损失小，水泵扬程低，流量增加较多；循环水泵多台并联运行，管路压力损失大，水泵扬程高，流量减少较多。当1台循环水泵运行时的扬程比铭牌注明的扬程低较多时，就可能出现单台循环水泵运行时的流量和2台循环水泵并联运行时的流量趋近一致的情况。循环水泵的选择最佳方案，是将运行工况点的扬程处在循环水泵铭牌注明的附近，不能偏离过大，造成流量变化过大，偏离最佳运行工况点。同一管路系统中，多台循环水泵并联运行时流量，不会按单台循环水泵运行时的流量成倍增长，因为二者运行工况点扬程不同。
4用户资用压头和锅炉房内部压力损
失的确定4.1用户资用压头
用户的资用压头应不低于室内采暖系统压力损失和入口压力损失之和。部分专业手册推荐采用1-2米水柱，这显然是按照室内采暖系统水力计算值确定的，明显偏低。理论上讲，室内采暖系统压力损失计算值为1-2米水柱，但是，实际工程上是不能按理论计算值直接选取的，还应考虑室内采暖系统运行时，所产生的结垢现象，使管道阻力损失增加，对于管径较小的管道尤为明显。根据有关资料，当管内结垢厚度为1毫米时，DN25的管道比摩阻增加50%。除污器的压力损失计算值小于0.5米水柱，但除污器在运行过程中逐渐聚存污物，造成动力入口进水管和回水
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管压差值增大，当压差值大于2米水柱时，要对除污器进行清洗。
因此，除污器的压力损失取水力计算值和实际值的平均值为宜，即：1米水柱。
综上所述用户的资用压头宜取4-5米水柱的估值，北京市《集中供热用户采暖系统节能技术标准》中规定：“循环水泵应能保证最不利用户5米水柱的压差”。
4.2锅炉房内部压力损失
锅炉房内部压力损失主要由锅炉本体、省煤器及锅炉房内部管路的压力损失构成。其中，锅炉本体、省煤器阻力损失为主。笔者认为大于选用7MW 以上锅炉必须按锅炉制造厂提供的锅炉内部水力计算书提供的阻力数据，还要考虑炉内结垢对锅炉内部阻力的影响，可取锅炉内部阻力1.1—1.2的系数予以修正。
锅炉制造厂提供的锅炉内部阻力数据是锅炉本体设计工况下的数据，当供热系统设计参数和运行参数偏离锅炉的设计工况时，要按实际供热系统设计参数和运行参数予以修正。例如：以长春某区域供热锅炉房，供热总热负荷为56MW ，采用一次网直接供热，选用14MW 热水锅炉4台，锅炉设计参数为
110℃/70℃，而实际供热系统按95℃/70℃运
行，锅炉的实际运行的循环水量远远超过锅炉设计的额定循环水量，使锅炉内部阻力大大增加。由省煤器进口至锅炉出口压差为30米水柱，远大于锅炉制造厂提供的锅炉内部阻力12米水柱数据。
当锅炉的实际运行的循环水量超过锅炉设计的额定循环水量时，其锅炉内部阻力可按下式计算：
P =H ×GS /GE
式中：
G —锅炉内部阻力，t/h；
GS —实际运行锅炉循环水量，t/h；GE —锅炉设计额定循环水量，t/h；
从上式可以看出锅炉内部阻力和实际运
行锅炉循环水量的平方成正比，所以锅炉房工程设计循环水泵的选取时，要充分考虑供热系统的实际运行参数，特别是高温水锅炉低温运行，谨慎防止锅炉的实际运行的循环水量超过锅炉设计的额定循环水量，锅炉内部阻力增加，而循环水泵扬程仍按额定循环水量时的锅炉内部阻力选取，造成循环水泵扬程选择过低，供热管网后部用户不热。
锅炉房内部管路的压力损失中，除污器、分水缸、流量计的阻力损失较大，其次是阀门和管路的阻力损失，应通过计算确定，特别强调的是除污器的阻力损失不能采用计算值。要考虑除污器在运行过程中逐渐聚存污物，造成除污器阻力损失的增加。
对于7MW 以下锅炉房，缺少资料时，可估算如下：除污器—可按1米水柱估算；分水缸—可按0.3米水柱估算；流量计—可按不同流量计形式估算（最低不小于1米水柱）；阀门和管路的阻力损失—可按1-2米水柱估算。
5循环水泵的节能
5.1供热系统调节方式的确定
供热系统调节方式宜采用分阶段变流量的质调节方式，循环水泵的选择要和运行调节方式相匹配。应避免采用“大流量，小温差”单纯质调节方式及间歇式供热方式。
5.2循环水泵采用变频调速装置
采用变流量的供热系统，一次网和二次网循环水泵宜采用变频调速装置。国家《民用建筑工程设计技术措施》（节能专篇）和吉林省地方标准DB22/T450—2007《居住建筑节能设计标准》已作明确规定。
5.3循环水泵的耗电输热比
循环水泵的耗电输热比，即：设计条件下输送单位热量的耗电量。为衡量输送单位热量循环水泵耗电的控制指标。
国家《民用建筑工程设计技术措施》（节能专篇）中给定的判别式如下：
EHR =ε·N ∑Q =τ
24q
·A ≤0.0056×（14+a ∑L ）Δt 区域供热2010.3期
HER ———设计条件下输送单位热量的耗电量，无因次；
∑Q ———
供热系统供热量，kWh ；ε———
循环水泵理论耗电量，kWh ；τ———
循环水泵运行时数，连续运行取24h ；N ———
循环水泵铭牌轴功率，kW ；q ———
采暖设计热负荷指标，kW/m2；A ———
系统供热面积，m 2；Δt ———
设计供、回水温差，（一次网宜采用40-50℃温差，二次网宜采用25℃温差）℃；
∑L ———
室外供热管网主干线总长度（包括供水管、回水管），m ；
a ———
系数∑L ———
小于、等于500m 时，a 取0.0115；∑L ———大于500m 、小于1000m 时，a 取0.0092；
∑L ———
大于、等于1000m 时，取0.0069。HER 值越大，说明输送单位热量的耗电
量越大，节能指标越低；HER 值越小，说明输送单位热量的耗电量越小，节能指标越高。
6结束语
我国城市采暖供热基本上以热水供热系统为主，随着社会发展进步，采暖地区将逐步扩大，城市热化率逐步提高，全国城市采暖面积以百亿平方米计。热水供热系统循环水泵选择是否合理，运行是否经济，将循环水泵的耗电输热比HER 降低5%—10%是可能的，在全国范围内，其经济效益和社会效益极其显著。本文是笔者对多年来供热系统工程设计的实践总结和热水采暖循环水泵研究课题的研究成果。由于学识水平有限，文中的提法和观点难免不妥，恳请同行、专家斧正。愿此文能够起到抛砖引玉的作用，亦介此机会向对本文的形成给予帮助的人们表示深深的谢意。
参考文献
［1］锅炉房设计规范GB50041-2008［2］城市热力网设计规范CJJ34-2002
［3］《热水供暖循环泵运行工况点简化计算法》阮文等
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