在傳統的供暖系統設計中，通常僅在熱源處設置循環水泵，其揚程根據最不利環路的阻力確定，各用戶通過調節閥門消耗多余的資用壓頭來進行流量分配，這樣會在運行時存在過多的無效電耗。為解決這一問題，我們采用了分布式循環水泵的設計，取消了獨立的熱網循環泵，熱源處設置的循環泵的功能是承擔熱源內部的水循環，而換熱站內的循環泵既有承擔熱網循環泵的熱媒輸送功能，又有在熱用戶建立必要的資用壓頭的功能，并能通過變頻裝置實現變流量調節。此設計基本上消除了無效電耗，不用安裝電動調節閥，減少了初投資。在實際運行中該系統不但降低了能耗，而且利于熱網水力平衡，取得了很好的效果。

1 工程概況
      該工程為泰安市東部區域集中供熱工程，規劃總供暖面積389.8萬m2，其中現有非節能建筑熱指標為63W/m2，現有節能建筑和預發展節能建筑熱指標為45W/m2，綜合熱指標為51.3W/m2，采用分布式循環水泵供暖系統，共建設31座換熱站，供、回水設計溫度為110℃/70℃，設計壓力1.6MPa。熱源建設與熱負荷相對應，最終規模為3臺70MW熱水鍋爐。

2 系統設計
      本文只說明分布式循環水泵供暖系統中對熱源循環泵、換熱站內一級網側循環泵及補水系統的設計，不涉及對其他部分的設計。
      2.1 熱源循環泵設計
      熱源循環泵的選擇，重點是確定設計揚程，即熱源內部水循環系統的總壓力損失，一般取12～15m。而設計流量的確定與傳統設計方法相同，即為供暖系統的總設計流量，其值取決于供暖系統總熱負荷和供、回水的設計溫度。循環水泵揚程、流量一般不需要增加余量系數。
      2.2 換熱站一級網循環泵設計
      換熱站內的一級網變頻循環泵設置在回水管上，這樣可以不需要采用高溫水泵，減少初投資。選擇2臺循環泵同時使用不設備用，均為變頻，單臺泵的流量按設計流量的60%，揚程按設計揚程100%選型，設計揚程為從熱源至該換熱站的供、回水沿程阻力損失與站內損失之和，應根據水力計算確定。運行初期和末期只啟動一臺泵，最冷月時同時啟動2臺并保證同頻運行，若此時一臺泵發生事故，根據水泵特性曲線，另一臺泵的流量和揚程仍可滿足事故狀態下的供熱量保證率。
      現以最不利用戶22號換熱站為例，采暖面積20000m2，地熱采暖且均為節能建筑，采暖負荷為：
        Q=■=900kW（1）
      設置兩臺循環水泵，均為變頻，單臺泵流量為設計流量的60%，揚程為設計揚程的100%。
      單臺一級網循環泵設計流量為：
        G＝■×60％＝11.61t/h（2）
      一級網循環泵揚程為：
      H=Hw+Hy（3）
      H——一級網循環泵的揚程，m；
      Hw——網路主干線供、回水管的壓力損失，根據水力計算得Hw =49.76m
      Hy——換熱站站內阻力損失，取15m，則：
      H=49.76+15=64.76m
      　　單臺一級網循環泵選型參數取整為，流量：12t/h，揚程：65m
      2.3 關于系統補水
      本工程為間接連接系統，補水主要采用“一補二”方式。系統的特點是回水壓力比供水高，

若換熱站只有低區供熱，則可以通過在一級網回水與二級網回水之間設置連通管來實現補水定壓，定壓點為二級網循環水泵吸入口處，換熱站內不設補水泵；若換熱站存在高區供熱，則需要在換熱站內設高區補水泵和補給水箱，若二級網高區失水，則先將二級網低區回水引入補給水箱，最后經由補給水泵加壓給二級網高區補水，避免一級網高溫回水直接進入水箱，損壞水箱。需要強調的是“一補二”方式需要在熱源處設置補水泵，本工程中熱源內兩臺補水泵均采用變頻，為雙變頻自動補水控制系統，補水泵的選型依照遠期規劃并考慮同時使用系數，以節約初投資。補水流量按一級網流量的3%考慮，揚程根據實際運行靜壓線計算。

3 系統水壓圖的繪制
      本工程共建設31個換熱站，繪制其系統水壓圖首先確定系統的靜壓線，靜壓線的確定需保證系統不汽化、不倒空、不超壓。本工程采用分布式回水加壓設計，靜壓線分為控制靜壓線和實際靜壓線。
      控制靜壓線的確定：以熱源首站標高為基準標高±0.0m，考慮到熱源供熱參數為110℃/70℃運行，110℃水汽化壓力4.6m，最高處熱力站比循環水泵出口高26.4m，換熱站充水高度4m，另外考慮3~5m富裕值，可以確定本工程控制靜壓線為40m。
      實際靜壓線的確定：控制靜壓線與最不利環路供水管壓力損失及換熱站內的壓力損失之和，為實際靜壓線高度。表1給出了由水力計算得到的各站沿程阻力損失及流量，其中最不利環路供水管壓力損失為24.88m，換熱站內的壓力損失15m，可以確定本工程實際靜壓線為79.88m。
      取熱源內部水循環系統的總壓力損失為15m，結合傳統水壓圖繪制方法即可畫出該系統主干線水壓圖，見圖1。

4 系統的節能分析
      本文對該系統的節能分析主要與傳統的設計方法做對比，為此需要分別計算傳統供暖系統熱源循環泵軸功率Pn和分布式系統的循環泵軸功率Pm。
      假設系統供回水管道完全對稱，共有j個用戶，第j個熱用戶為最不利熱用戶，

各熱用戶的資用壓頭相等，根據特蘭根定律，則傳統供暖系統熱源循環泵軸功率Pn的計算式為：
      Pn=■（4）
      其中，H=Δhs+Δhu+HA
      Pn——傳統供暖系統熱源循環泵的軸功率，kW
      q——熱源循環泵的流量，m3/h
      H——熱源循環泵的揚程，m
      η——熱源循環泵的效率，取70%
      Δhs——熱源內的壓力損失，取15m
      Δhu——換熱站內的壓力損失，取15m
      HA——最不利環路總沿程阻力損失，m
      由表1可知，q=5495.2m3/h，H=79.76m，代入式（4），計算得Pn≈1709.4kW
      當采用分布式系統設計時，除分支點外各管段中間無變徑，零壓差點位于熱源出口處。此時熱源循環泵提供的揚程只用于克服熱源內部壓頭損失，此時循環泵總的軸功率為熱源循環泵及各站一級網循環泵的軸功率Pm的總和。
      Pm=■qΔhs+■qi（Δhu+Hi）（5）
      Pm——分布式系統循環泵的軸功率，kW
      q——熱源循環泵的流量，m3/h
      qi——第i個換熱站循環泵的流量，m
      Hi——第i個換熱站與熱源之間的總沿程阻力損失，取70％
      η——循環泵的效率，取15m
      n——熱用戶總數
      Δhs——熱源內的壓力損失，取15m
      Δhu——換熱站內的壓力損失，取15m
      又根據表1，計算得Pm≈1286.35kW
      節能423kW，節電率β=■=■≈24.75%
      以上分析中計算流量是按供、回水溫度為110℃/70℃時的取值，但是實際運行時需要進行運行調節，各站的流量會發生變化。因此整個采暖期中計算循環水泵的實際軸功率時，計算流量還要在設計流量上乘以平均系數k。
          k=■（6）
      tn—采暖室內設計溫度，取18℃
      tpj—采暖期室外平均溫度，取-3℃
      tw—采暖期室外計算溫度，取tw=-9℃
      k=0.78，又根據式（4）和（5）及表1，得
      傳統供暖系統熱源循環泵的實際軸功率Pn'=1333.3kW
      分布式系統循環泵的實際軸功率Pm'=1003.35kW
      節能330kW，節電率β'=■=■≈24.75%，數值不變。
      5 結論
      該工程于2009年11月末已經投入運行換熱站6座，取得了很好的節電效果。

通過總結得到以下幾點結論：
      （1）對于分布式循環水泵系統，熱用戶越多、流量越大、供熱距離越長，節能效果越好，節能率越大。但是當熱用戶數目一定時，流量改變，節能率不變。另外需要注意的是，本系統運行時實際靜壓線較高，造成熱源補水泵揚程較大，耗電量增加，但是只占總耗電量的一小部分，影響不大。
      （2）零壓差點位于熱源出口處時，系統的節能率最高，與供暖系統的供熱規模、熱負荷分布、系統形式都是無關的。但是實際工程中對于規模較大的熱網，換熱站數量較多，為了節省初投資可以考慮零壓差點位移，但是節能率會降低，零壓差點的具體位置應通過技術經濟分析確定［4］。
       
      （3）分布式循環水泵的方案基本上消除了無效電耗，沒有多余的資用壓頭需要節流，不需要采用電動調節閥。各換熱站一級網流量通過各換熱站內分布式回水加壓泵的變頻裝置調節，節約了投資，但是實際工程中不可能完全消除無效電耗，因此在站內可以設置手動調節閥作為變頻水泵調節能力的補充，有利于熱網的水力穩定性。-哈爾濱醫科大學基建處白振宇；哈爾濱熱力規劃設計研究院有限公司 段立豐； 泰安市泰山城區熱力有限公司 王 磊；哈爾濱工程大學  孫 剛
 
參考文獻：
      ［1］王紅霞，石兆玉，李德英．分布式變頻供熱輸配系統的應用研究［J］．區域供熱，2005，（1）：31—38．
       ［3］王芃，鄒平華，方修睦.單熱源枝狀熱網分布式水泵系統的節能率分析［J］．暖通空調，2008，38（11）：13—16