在传统的供暖系统设计中，通常仅在热源处设置循环水泵，其扬程根据最不利环路的阻力确定，各用户通过调节阀门消耗多余的资用压头来进行流量分配，这样会在运行时存在过多的无效电耗。为解决这一问题，我们采用了分布式循环水泵的设计，取消了独立的热网循环泵，热源处设置的循环泵的功能是承担热源内部的水循环，而换热站内的循环泵既有承担热网循环泵的热媒输送功能，又有在热用户建立必要的资用压头的功能，并能通过变频装置实现变流量调节。此设计基本上消除了无效电耗，不用安装电动调节阀，减少了初投资。在实际运行中该系统不但降低了能耗，而且利于热网水力平衡，取得了很好的效果。
1 工程概况
该工程为泰安市东部区域集中供热工程，规划总供暖面积389.8万m2，其中现有非节能建筑热指标为63W/m2，现有节能建筑和预发展节能建筑热指标为45W/m2，综合热指标为51.3W/m2，采用分布式循环水泵供暖系统，共建设31座换热站，供、回水设计温度为110℃/70℃，设计压力1.6MPa。热源建设与热负荷相对应，最终规模为3台70MW热水锅炉。
2 系统设计
本文只说明分布式循环水泵供暖系统中对热源循环泵、换热站内一级网侧循环泵及补水系统的设计，不涉及对其他部分的设计。
2.1 热源循环泵设计
热源循环泵的选择，重点是确定设计扬程，即热源内部水循环系统的总压力损失，一般取12～15m。而设计流量的确定与传统设计方法相同，即为供暖系统的总设计流量，其值取决于供暖系统总热负荷和供、回水的设计温度。循环水泵扬程、流量一般不需要增加余量系数。
2.2 换热站一级网循环泵设计
换热站内的一级网变频循环泵设置在回水管上，这样可以不需要采用高温水泵，减少初投资。选择2台循环泵同时使用不设备用，均为变频，单台泵的流量按设计流量的60%，扬程按设计扬程100%选型，设计扬程为从热源至该换热站的供、回水沿程阻力损失与站内损失之和，应根据水力计算确定。运行初期和末期只启动一台泵，最冷月时同时启动2台并保证同频运行，若此时一台泵发生事故，根据水泵特性曲线，另一台泵的流量和扬程仍可满足事故状态下的供热量保证率。
现以最不利用户22号换热站为例，采暖面积20000m2，地热采暖且均为节能建筑，采暖负荷为：
Q=■=900kW（1）
设置两台循环水泵，均为变频，单台泵流量为设计流量的60%，扬程为设计扬程的100%。
单台一级网循环泵设计流量为：
G＝■×60％＝11.61t/h（2）
一级网循环泵扬程为：
H=Hw+Hy（3）
H——一级网循环泵的扬程，m；
Hw——网路主干线供、回水管的压力损失，根据水力计算得Hw =49.76m
Hy——换热站站内阻力损失，取15m，则：
H=49.76+15=64.76m
单台一级网循环泵选型参数取整为，流量：12t/h，扬程：65m
2.3 关于系统补水
本工程为间接连接系统，补水主要采用“一补二”方式。系统的特点是回水压力比供水高，若换热站只有低区供热，则可以通过在一级网回水与二级网回水之间设置连通管来实现补水定压，定压点为二级网循环水泵吸入口处，换热站内不设补水泵；若换热站存在高区供热，则需要在换热站内设高区补水泵和补给水箱，若二级网高区失水，则先将二级网低区回水引入补给水箱，最后经由补给水泵加压给二级网高区补水，避免一级网高温回水直接进入水箱，损坏水箱。需要强调的是“一补二”方式需要在热源处设置补水泵，本工程中热源内两台补水泵均采用变频，为双变频自动补水控制系统，补水泵的选型依照远期规划并考虑同时使用系数，以节约初投资。补水流量按一级网流量的3%考虑，扬程根据实际运行静压线计算。
3 系统水压图的绘制
本工程共建设31个换热站，绘制其系统水压图首先确定系统的静压线，静压线的确定需保证系统不汽化、不倒空、不超压。本工程采用分布式回水加压设计，静压线分为控制静压线和实际静压线。
控制静压线的确定：以热源首站标高为基准标高±0.0m，考虑到热源供热参数为110℃/70℃运行，110℃水汽化压力4.6m，最高处热力站比循环水泵出口高26.4m，换热站充水高度4m，另外考虑3~5m富裕值，可以确定本工程控制静压线为40m。
实际静压线的确定：控制静压线与最不利环路供水管压力损失及换热站内的压力损失之和，为实际静压线高度。表1给出了由水力计算得到的各站沿程阻力损失及流量，其中最不利环路供水管压力损失为24.88m，换热站内的压力损失15m，可以确定本工程实际静压线为79.88m。
取热源内部水循环系统的总压力损失为15m，结合传统水压图绘制方法即可画出该系统主干线水压图，见图1。
4 系统的节能分析
本文对该系统的节能分析主要与传统的设计方法做对比，为此需要分别计算传统供暖系统热源循环泵轴功率Pn和分布式系统的循环泵轴功率Pm。
假设系统供回水管道完全对称，共有j个用户，第j个热用户为最不利热用户， 各热用户的资用压头相等，根据特兰根定律，则传统供暖系统热源循环泵轴功率Pn的计算式为：
Pn=■（4）
其中，H=Δhs+Δhu+HA
Pn——传统供暖系统热源循环泵的轴功率，kW
q——热源循环泵的流量，m3/h
H——热源循环泵的扬程，m
η——热源循环泵的效率，取70%
Δhs——热源内的压力损失，取15m
Δhu——换热站内的压力损失，取15m
HA——最不利环路总沿程阻力损失，m
由表1可知，q=5495.2m3/h，H=79.76m，代入式（4），计算得Pn≈1709.4kW
当采用分布式系统设计时，除分支点外各管段中间无变径，零压差点位于热源出口处。此时热源循环泵提供的扬程只用于克服热源内部压头损失，此时循环泵总的轴功率为热源循环泵及各站一级网循环泵的轴功率Pm的总和。
Pm=■qΔhs+■qi（Δhu+Hi）（5）
Pm——分布式系统循环泵的轴功率，kW
q——热源循环泵的流量，m3/h
qi——第i个换热站循环泵的流量，m
Hi——第i个换热站与热源之间的总沿程阻力损失，取70％
η——循环泵的效率，取15m
n——热用户总数
Δhs——热源内的压力损失，取15m
Δhu——换热站内的压力损失，取15m
又根据表1，计算得Pm≈1286.35kW
节能423kW，节电率β=■=■≈24.75%
以上分析中计算流量是按供、回水温度为110℃/70℃时的取值，但是实际运行时需要进行运行调节，各站的流量会发生变化。因此整个采暖期中计算循环水泵的实际轴功率时，计算流量还要在设计流量上乘以平均系数k。
k=■（6）
tn—采暖室内设计温度，取18℃
tpj—采暖期室外平均温度，取-3℃
tw—采暖期室外计算温度，取tw=-9℃
k=0.78，又根据式（4）和（5）及表1，得
传统供暖系统热源循环泵的实际轴功率Pn’=1333.3kW
分布式系统循环泵的实际轴功率Pm’=1003.35kW
节能330kW，节电率β’=■=■≈24.75%，数值不变。
5 结论
该工程于2009年11月末已经投入运行换热站6座，取得了很好的节电效果。
通过总结得到以下几点结论：
（1）对于分布式循环水泵系统，热用户越多、流量越大、供热距离越长，节能效果越好，节能率越大。但是当热用户数目一定时，流量改变，节能率不变。另外需要注意的是，本系统运行时实际静压线较高，造成热源补水泵扬程较大，耗电量增加，但是只占总耗电量的一小部分，影响不大。
（2）零压差点位于热源出口处时，系统的节能率最高，与供暖系统的供热规模、热负荷分布、系统形式都是无关的。但是实际工程中对于规模较大的热网，换热站数量较多，为了节省初投资可以考虑零压差点位移，但是节能率会降低，零压差点的具体位置应通过技术经济分析确定［4］。
（3）分布式循环水泵的方案基本上消除了无效电耗，没有多余的资用压头需要节流，不需要采用电动调节阀。各换热站一级网流量通过各换热站内分布式回水加压泵的变频装置调节，节约了投资，但是实际工程中不可能完全消除无效电耗，因此在站内可以设置手动调节阀作为变频水泵调节能力的补充，有利于热网的水力稳定性。-哈尔滨医科大学基建处白振宇；哈尔滨热力规划设计研究院有限公司 段立丰； 泰安市泰山城区热力有限公司 王 磊；哈尔滨工程大学 孙 刚
参考文献：
［1］王红霞，石兆玉，李德英．分布式变频供热输配系统的应用研究［J］．区域供热，2005，（1）：31—38．
［3］王芃，邹平华，方修睦.单热源枝状热网分布式水泵系统的节能率分析［J］．暖通空调，2008，38（11）：13—16
1 工程概况
该工程为泰安市东部区域集中供热工程，规划总供暖面积389.8万m2，其中现有非节能建筑热指标为63W/m2，现有节能建筑和预发展节能建筑热指标为45W/m2，综合热指标为51.3W/m2，采用分布式循环水泵供暖系统，共建设31座换热站，供、回水设计温度为110℃/70℃，设计压力1.6MPa。热源建设与热负荷相对应，最终规模为3台70MW热水锅炉。
2 系统设计
本文只说明分布式循环水泵供暖系统中对热源循环泵、换热站内一级网侧循环泵及补水系统的设计，不涉及对其他部分的设计。
2.1 热源循环泵设计
热源循环泵的选择，重点是确定设计扬程，即热源内部水循环系统的总压力损失，一般取12～15m。而设计流量的确定与传统设计方法相同，即为供暖系统的总设计流量，其值取决于供暖系统总热负荷和供、回水的设计温度。循环水泵扬程、流量一般不需要增加余量系数。
2.2 换热站一级网循环泵设计
换热站内的一级网变频循环泵设置在回水管上，这样可以不需要采用高温水泵，减少初投资。选择2台循环泵同时使用不设备用，均为变频，单台泵的流量按设计流量的60%，扬程按设计扬程100%选型，设计扬程为从热源至该换热站的供、回水沿程阻力损失与站内损失之和，应根据水力计算确定。运行初期和末期只启动一台泵，最冷月时同时启动2台并保证同频运行，若此时一台泵发生事故，根据水泵特性曲线，另一台泵的流量和扬程仍可满足事故状态下的供热量保证率。
现以最不利用户22号换热站为例，采暖面积20000m2，地热采暖且均为节能建筑，采暖负荷为：
Q=■=900kW（1）
设置两台循环水泵，均为变频，单台泵流量为设计流量的60%，扬程为设计扬程的100%。
单台一级网循环泵设计流量为：
G＝■×60％＝11.61t/h（2）
一级网循环泵扬程为：
H=Hw+Hy（3）
H——一级网循环泵的扬程，m；
Hw——网路主干线供、回水管的压力损失，根据水力计算得Hw =49.76m
Hy——换热站站内阻力损失，取15m，则：
H=49.76+15=64.76m
单台一级网循环泵选型参数取整为，流量：12t/h，扬程：65m
2.3 关于系统补水
本工程为间接连接系统，补水主要采用“一补二”方式。系统的特点是回水压力比供水高，若换热站只有低区供热，则可以通过在一级网回水与二级网回水之间设置连通管来实现补水定压，定压点为二级网循环水泵吸入口处，换热站内不设补水泵；若换热站存在高区供热，则需要在换热站内设高区补水泵和补给水箱，若二级网高区失水，则先将二级网低区回水引入补给水箱，最后经由补给水泵加压给二级网高区补水，避免一级网高温回水直接进入水箱，损坏水箱。需要强调的是“一补二”方式需要在热源处设置补水泵，本工程中热源内两台补水泵均采用变频，为双变频自动补水控制系统，补水泵的选型依照远期规划并考虑同时使用系数，以节约初投资。补水流量按一级网流量的3%考虑，扬程根据实际运行静压线计算。
3 系统水压图的绘制
本工程共建设31个换热站，绘制其系统水压图首先确定系统的静压线，静压线的确定需保证系统不汽化、不倒空、不超压。本工程采用分布式回水加压设计，静压线分为控制静压线和实际静压线。
控制静压线的确定：以热源首站标高为基准标高±0.0m，考虑到热源供热参数为110℃/70℃运行，110℃水汽化压力4.6m，最高处热力站比循环水泵出口高26.4m，换热站充水高度4m，另外考虑3~5m富裕值，可以确定本工程控制静压线为40m。
实际静压线的确定：控制静压线与最不利环路供水管压力损失及换热站内的压力损失之和，为实际静压线高度。表1给出了由水力计算得到的各站沿程阻力损失及流量，其中最不利环路供水管压力损失为24.88m，换热站内的压力损失15m，可以确定本工程实际静压线为79.88m。
取热源内部水循环系统的总压力损失为15m，结合传统水压图绘制方法即可画出该系统主干线水压图，见图1。
4 系统的节能分析
本文对该系统的节能分析主要与传统的设计方法做对比，为此需要分别计算传统供暖系统热源循环泵轴功率Pn和分布式系统的循环泵轴功率Pm。
假设系统供回水管道完全对称，共有j个用户，第j个热用户为最不利热用户， 各热用户的资用压头相等，根据特兰根定律，则传统供暖系统热源循环泵轴功率Pn的计算式为：
Pn=■（4）
其中，H=Δhs+Δhu+HA
Pn——传统供暖系统热源循环泵的轴功率，kW
q——热源循环泵的流量，m3/h
H——热源循环泵的扬程，m
η——热源循环泵的效率，取70%
Δhs——热源内的压力损失，取15m
Δhu——换热站内的压力损失，取15m
HA——最不利环路总沿程阻力损失，m
由表1可知，q=5495.2m3/h，H=79.76m，代入式（4），计算得Pn≈1709.4kW
当采用分布式系统设计时，除分支点外各管段中间无变径，零压差点位于热源出口处。此时热源循环泵提供的扬程只用于克服热源内部压头损失，此时循环泵总的轴功率为热源循环泵及各站一级网循环泵的轴功率Pm的总和。
Pm=■qΔhs+■qi（Δhu+Hi）（5）
Pm——分布式系统循环泵的轴功率，kW
q——热源循环泵的流量，m3/h
qi——第i个换热站循环泵的流量，m
Hi——第i个换热站与热源之间的总沿程阻力损失，取70％
η——循环泵的效率，取15m
n——热用户总数
Δhs——热源内的压力损失，取15m
Δhu——换热站内的压力损失，取15m
又根据表1，计算得Pm≈1286.35kW
节能423kW，节电率β=■=■≈24.75%
以上分析中计算流量是按供、回水温度为110℃/70℃时的取值，但是实际运行时需要进行运行调节，各站的流量会发生变化。因此整个采暖期中计算循环水泵的实际轴功率时，计算流量还要在设计流量上乘以平均系数k。
k=■（6）
tn—采暖室内设计温度，取18℃
tpj—采暖期室外平均温度，取-3℃
tw—采暖期室外计算温度，取tw=-9℃
k=0.78，又根据式（4）和（5）及表1，得
传统供暖系统热源循环泵的实际轴功率Pn’=1333.3kW
分布式系统循环泵的实际轴功率Pm’=1003.35kW
节能330kW，节电率β’=■=■≈24.75%，数值不变。
5 结论
该工程于2009年11月末已经投入运行换热站6座，取得了很好的节电效果。
通过总结得到以下几点结论：
（1）对于分布式循环水泵系统，热用户越多、流量越大、供热距离越长，节能效果越好，节能率越大。但是当热用户数目一定时，流量改变，节能率不变。另外需要注意的是，本系统运行时实际静压线较高，造成热源补水泵扬程较大，耗电量增加，但是只占总耗电量的一小部分，影响不大。
（2）零压差点位于热源出口处时，系统的节能率最高，与供暖系统的供热规模、热负荷分布、系统形式都是无关的。但是实际工程中对于规模较大的热网，换热站数量较多，为了节省初投资可以考虑零压差点位移，但是节能率会降低，零压差点的具体位置应通过技术经济分析确定［4］。
（3）分布式循环水泵的方案基本上消除了无效电耗，没有多余的资用压头需要节流，不需要采用电动调节阀。各换热站一级网流量通过各换热站内分布式回水加压泵的变频装置调节，节约了投资，但是实际工程中不可能完全消除无效电耗，因此在站内可以设置手动调节阀作为变频水泵调节能力的补充，有利于热网的水力稳定性。-哈尔滨医科大学基建处白振宇；哈尔滨热力规划设计研究院有限公司 段立丰； 泰安市泰山城区热力有限公司 王 磊；哈尔滨工程大学 孙 刚
参考文献：
［1］王红霞，石兆玉，李德英．分布式变频供热输配系统的应用研究［J］．区域供热，2005，（1）：31—38．
［3］王芃，邹平华，方修睦.单热源枝状热网分布式水泵系统的节能率分析［J］．暖通空调，2008，38（11）：13—16
