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管道泵超电流
点击次数:1047 更新时间:2014-01-04

1 选择管道离心泵问题的提出

      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*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*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,常因近期热负荷循环水泵不足、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 管道离心泵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:

   (3)

       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,合理确定循环泵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。