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管道泵超電流-電機發燙-如何正確選擇管道離心泵

2013年07月24日 09:52:18人氣:1879來源:太平洋泵業集團有限公司

 

1 選擇管道離心泵問題的提出

      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,在熱水網供熱系統還沒有普及調速水泵的情況下,對大、中型熱水網,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*質調節和分階段改變流量的質調節。分階段改變流量的質調節在運行節能方面優于*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,常因近期熱負荷循環水泵不足、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。

2 管道離心泵低負荷時水力工況分析

      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60-80 Pa/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調節,宜選用揚程和流量不等的泵組。如果采用60~80 Pa/m的經濟比摩阻去選擇低負荷時小流量泵的揚程。結果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=kG2   (1)

     (2)

  式中:ΔPp為計算管段始、末端的壓力差,Pa; G為介質循環流量,m3/s; k為管路綜合阻力特性數,kg/m7; λ為沿程阻力系數;Σζ為局部阻力系數之和; L 為管道長度,m; d 為管內徑,m ; ρ為流體密度,kg/m3。

       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,對輸送一定密度、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G1,設計工況下的壓力損失為ΔP1,在采暖初、末期或熱源分期建設中的實際流量為G2,相應壓力損失為ΔP2,則有:

   (3)

       例1.某市集中供熱鍋爐房熱水網終期設計流量為1 200 m3/h,熱網遠環路單長(計算長度)4 300 m,熱源近期供熱負荷為終期設計負荷的1/3,投運兩臺20 t/h蒸汽爐換熱,供熱水網相應循環水量為400 m3/h。外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)流量1 200 m3/h,揚程80 m,電機功率355 kW水泵;近期低負荷時選用2臺流量400 m3/h,揚程50 m,電機功率75 kW水泵。

     分析:熱水網主干線經濟比摩阻取70 Pa/m,則不利環路壓降ΔPmax=4 300×2×70=0.6 MPa=60 m揚程

      該系統為兩級換熱,取換熱器單級阻損0.05 MPa。換熱器(兩級)總阻損:2×0.05 MPa=0.1 MPa=10 m揚程,則終期循環水泵揚程為:

    ΔP終=1.15×(60+10)=80 m揚程

    而近期實際總循環水量為400 m3/h,按式(2)求出其壓降ΔP2 =(400/1 200)2×800=88.9 kPa

    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50 m明顯較大。若考慮留夠裕量等因素,按低負荷時運行兩臺蒸汽爐,選兩臺流量200 m3/h,揚程20 m泵,則相應電機功率為18.5 kW,其節電是明顯的。

   例2.若按分階段改變流量的質調節,采用大、小泵配合配置組合方案,在嚴寒期運行大流量水泵,初、末寒期運行小流量水泵,一般取小流量水泵循環泵循環水量為大流量水泵的60 %~70 %,取65 %,仍以上例嚴寒期循環水量1 200 m3/h 初、末寒期循環水量= 0.65×1200=780 m3/h則:

     ΔP2 =(780/1 200)2×800=338 kPa

    低負荷時可選用2臺流量400 m3/h,揚程50 m,電機功率75 kW水泵。低負荷時可節電:(335-75×2)/335=57.7 %。

3 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60-80 Pa/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,合理確定循環泵熱網低負荷時循環水泵的揚程、流量,不僅有利于節電,亦可避免大流量、低溫差不合理運行工況,保證供熱質量。
 
 

關鍵詞:管道離心泵
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