由熱源、輸配管網和散熱系統組成的供熱系統是一個系統、一個整體，忽略任何一部分都會嚴重影響用戶的供熱效果。隨著我國城鎮集中供熱事業的發展，節能、環保已經成為供熱行業第一要素。集中供熱系統中循環水泵是向用戶輸送熱媒的主要設備，也是系統中耗電量比較大的設備，其用電量約占供熱行業總用電量的50％-70％。實際運行過程中，循環水泵偏大的現象較為普遍，有的甚至達到實際運行參數的2倍以上，如果循環水泵的流量和揚程偏大，會造成電能的嚴重浪費。在供熱系統中循環水泵的選擇至關重要。
一、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，我國的供熱行業還不是很發達，單位能耗是發達國家的3－5倍。對于大、中型集中熱水網，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，多采用中央質調節和分階段改變流量的質調節方式運行。分階段改變流量的質調節在運行節能方面優于中央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。
二、一級熱網主循環泵的選擇：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30-70Pa/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質調節，宜選用揚程和流量不等的泵組。如果采用30-70Pa/m的經濟比摩阻去選擇低負荷時小流量泵的揚程。結果會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=kG
2 （1）
（2）
ΔP：為計算管段始、末端的壓力差，Pa；
G ：介質循環流量，m
3/h；
k ：管路綜合阻力特性數，Pa/(m
3/h)
2；
λ ：沿程阻力系數；Σζ為局部阻力系數之和；
L ：管道長度，m；
d ：管內徑，m ；
ρ ：流體密度，kg/m
3。
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，則輸送一定密度、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G
1，設計工況下的壓力損失為ΔP
1，在采暖初、末期或熱源分期建設中的實際流量為G
2，相應壓力損失為ΔP
2，則有：
ΔP
1/ΔP
2=（G
1/ G
2）
2 （3）
例1：某集中供熱換熱站設計流量為1200m
3/h，供熱半徑（計算長度）2000m，熱源近期供熱負荷為終期設計負荷的1/3，熱網相應循環水量為400m
3/h。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1用）流1200m
3/h，揚程80mH
2O，電機功率185KW的水泵；近期低負荷時選用2臺流量400m
3/h，揚程50mH
2O，電機功率75kW的水泵。
分析：熱水管網主干線經濟比摩阻取70Pa/m，則最不利環路壓降ΔP
max=2000×2×70=0.28MPa=28mH
2O。
該系統為兩級換熱，取換熱器單級阻損0.05MPa。換熱器（兩級）總阻力損失：2×0.05MPa=0.1MPa=10mH
2O，則終期循環水泵揚程為：
ΔP
終=1.15×(28+10)=43.7mH
2O
而近期實際總循環水量為400m
3/h，在管路阻力特性系數一定的情況下按式（3）求出其壓降
ΔP
2=(400/1200)
2×437=48.5KPa
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50mH
2O明顯較大。若考慮留夠余量等因素，選兩臺流量200m
3/h，揚程20mH
2O泵，則相應電機功率為18.5KW，其節電是明顯的。
也可以采用分布式變頻技術，一次網主循環泵按中期選擇，在初期應用比較合理，在發展期可以在換熱站中一次側加裝加壓泵。
三、二級換熱站水泵的選擇：一般換熱站的水泵選擇采用一用一備的方式，采用分階段改變流量質調節進行運行調節。由于供熱初末期，流量為設計流量的1／2左右，管路按照最大流量設計。可以將水泵選擇為兩用互備，而每臺泵的流量可按設計流量的50%-60%進行選擇。
四、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30-70Pa/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，這樣做不僅有利于節電，亦可避免大流量、低溫差的不合理運行工況，保證供熱質量，實現節能降耗。
