由热源、输配管网和散热系统组成的供热系统是一个系统、一个整体，忽略任何一部分都会严重影响用户的供热效果。随着我国城镇集中供热事业的发展，节能、环保已经成为供热行业第一要素。集中供热系统中循环水泵是向用户输送热媒的主要设备，也是系统中耗电量比较大的设备，其用电量约占供热行业总用电量的50％-70％。实际运行过程中，循环水泵偏大的现象较为普遍，有的甚至达到实际运行参数的2倍以上，如果循环水泵的流量和扬程偏大，会造成电能的严重浪费。在供热系统中循环水泵的选择至关重要。
一、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，我国的供热行业还不是很发达，单位能耗是发达国家的3－5倍。对于大、中型集中热水网，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，多采用中央质调节和分阶段改变流量的质调节方式运行。分阶段改变流量的质调节在运行节能方面优于中央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。
二、一级热网主循环泵的选择：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30-70Pa/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质调节，宜选用扬程和流量不等的泵组。如果采用30-70Pa/m的经济比摩阻去选择低负荷时小流量泵的扬程。结果会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=kG
2 （1）
（2）
ΔP：为计算管段始、末端的压力差，Pa；
G ：介质循环流量，m
3/h；
k ：管路综合阻力特性数，Pa/(m
3/h)
2；
λ ：沿程阻力系数；Σζ为局部阻力系数之和；
L ：管道长度，m；
d ：管内径，m ；
ρ ：流体密度，kg/m
3。
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，则输送一定密度、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G
1，设计工况下的压力损失为ΔP
1，在采暖初、末期或热源分期建设中的实际流量为G
2，相应压力损失为ΔP
2，则有：
ΔP
1/ΔP
2=（G
1/ G
2）
2 （3）
例1：某集中供热换热站设计流量为1200m
3/h，供热半径（计算长度）2000m，热源近期供热负荷为终期设计负荷的1/3，热网相应循环水量为400m
3/h。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1用）流1200m
3/h，扬程80mH
2O，电机功率185KW的水泵；近期低负荷时选用2台流量400m
3/h，扬程50mH
2O，电机功率75kW的水泵。
分析：热水管网主干线经济比摩阻取70Pa/m，则最不利环路压降ΔP
max=2000×2×70=0.28MPa=28mH
2O。
该系统为两级换热，取换热器单级阻损0.05MPa。换热器（两级）总阻力损失：2×0.05MPa=0.1MPa=10mH
2O，则终期循环水泵扬程为：
ΔP
终=1.15×(28+10)=43.7mH
2O
而近期实际总循环水量为400m
3/h，在管路阻力特性系数一定的情况下按式（3）求出其压降
ΔP
2=(400/1200)
2×437=48.5KPa
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50mH
2O明显较大。若考虑留够余量等因素，选两台流量200m
3/h，扬程20mH
2O泵，则相应电机功率为18.5KW，其节电是明显的。
也可以采用分布式变频技术，一次网主循环泵按中期选择，在初期应用比较合理，在发展期可以在换热站中一次侧加装加压泵。
三、二级换热站水泵的选择：一般换热站的水泵选择采用一用一备的方式，采用分阶段改变流量质调节进行运行调节。由于供热初末期，流量为设计流量的1／2左右，管路按照最大流量设计。可以将水泵选择为两用互备，而每台泵的流量可按设计流量的50%-60%进行选择。
四、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30-70Pa/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，合理确定热网低负荷时循环水泵的扬程、流量，这样做不仅有利于节电，亦可避免大流量、低温差的不合理运行工况，保证供热质量，实现节能降耗。
