石兆玉教授培训资料

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供热技术讲课提纲
1.供热系统工况分析 1.1何为热力工况、水力工况
研究供热系统供热量、温度等参数的分布状况称为热力工况。

在热力工况 究中，热用户室内温度的分布状况的分析尤为重要， 室内实际温度是否达到设计温 度直接关系到供热效果的好坏；当供热成为商品时，
室温是否达标，将变为衡
热这个商品质量优劣的唯一标尺。

因此，无论供热系统的设计，还是供热系统 行，分析供热系统的热力情况都是头等重要的任务。

研究供热系统压力、流量等参数的分布状况称为水力状况。

供热系统的供
是通过热媒（亦称介质，为热水、蒸汽、空气等）输送的。

因此，热媒的输送状况, 直接影响供热量的分布状况，进而影响室内温度的分布状况。

而热媒的输送状况, 通常是通过其压力、流量等来描述的。

由于水力状况是用来分析热媒传送状况的, 因此，水力状况是热力工况的源头，研究热力工况，必须着手研究水力状况。

1.2热力工况与水力工况的关系
公式（1）表示了热力工况与水力工况之间的关系:
式中J----热用户室内温度，C,
t g -----供热系统的供水温度，C,
W s
C s G s
t
w
室外温度，C,
W s
表示系统循环流量大小的热当量， KJ/h , °C,其值由（2）公式表示:
的研
的运 t n
n
W s t g / q v n W s / q v
(1.1 )
(1.2 )
C s ----- 热媒（水）的比热，KJ/kg, °C； q x —建筑物在室内外流量为1时的热耗失量，wrc ；
%散热器换热的有效系数，6的计算公式从略，详见参数文献【1】。

表1.1 水力工况与热力工况的关系计算
表
1.1热热系统水平失调时热力工况计算
从公式（1・1）和表（1・1）可以看出，当建筑物，散热器固定不变时，对应一定的室 外温度几和系统供水温度。

时，建筑物室内温度的高低，只取决于系统循环流量G 、（比） 的大小。

也就是说，在特定的供热系统里（建筑物、散热器、系统管线一致），在相同的 运行条件下（室外温度、供水温度一定），供热系统的热力工况完全决定于水力工况。

在供热行业里，通常困扰我们的最大难题就是冷热不均，处于热源近端的室温过热， 被迫开窗户；靠近热源末端的室外过冷。

表1・1告诉我们：凡是室外过低的，都是进入散 热器的循环流量远大于设计流量造成的。

进一步分析，还可得出以下结论：凡室温低于4.5 的，其循环流量不是设计流量的20%；凡室温在10左右的，流量约为设计值的30%左右; 凡室温在16以上时，流量均在设计流量的70%以上；凡实际流量超过设计流量1・2倍以 上的，室温都将超过20以上。

式中G,
系统循环流量，kg/h ；
1.4热力工况与水力工况的稳定性
供热系统最佳的供热效果，是在追求整个供热季节，各用户室温都能达标，实现设计
室温。

当热源供热量满足热用户热负荷时，各热用户室温皆为设计室温时，称为热力工况稳定，否则，为热力工况失调。

热力工况稳定性常用热力工况失调度X r表示，其值为实
际室温t n与设计室温t 'n的比值表示：
X r t nt （1.3）当X r >1，表示室温过热；X r<1，则室温过冷，供热系统存在冷热不均的热力失衡现象。

表1.2,给出了实现热力工况稳定时的最佳循环流量值。

表1.2表明：实现热力工况稳定，供热系统在整个运行期间，并不是始终维持设计
流量（最大循环流量）进行定流量运行，而是随着室外温度的升高逐渐减少系统循环流量。

在表1.2的实例中，当室外温度t w为设计外温t w 18 C时，保持热力工况稳定的循环流
量为设计运行流量，此时，各热用户皆为室温18C。

当外温升至-4.1 C （当地供暖季的平
均外温）时，维持热力工况稳定的循环流量是设计流量的89% （即失调度X s 0.89 ）,而
不是设计流量。

我们把特定外温下，维持热力工况稳定所对应的循环流量称为最佳循环流量。

供热系统只有在最佳循环流量下运行，才能保持系统热力工况稳定。

系统循环流量小于最佳循环流量，则上层过热，下层过冷（指上供下回系统）；系统循环流量大于最佳循
环流量，则上层过冷，下层过热（指上供下回系统）。

通常把实际循环流量G与设计流量G'的比值X s G/G'称为水力失调度。

X S>1或
X S<1，均称为水力失调。

但通过上述最佳循环流量的论述，可以明确指出：真正能真实反映水力稳定（平衡）的是相对水力失调度乂，而不是水力失调度X s。

其相对水力失调度XZ可用下式表示：
G/G'
X^ - G/G min （1.4）
G min / G
式中，G min 表示最佳循环流量。

采用相对失调度表示水力稳定性，其物理意义更加清晰。

当灭=1时，表示实际循环流量
等于最佳循环流量，此时热力工况稳定，因此水力工况亦而稳定达到了要求的水力平衡状态。

否则“>1，“<1都将引起热力工况失调，因此水力工况没有实现平衡，形成水力失调。

表1.2采用相对水力失调度XI表示，则如表1.3所示，则物理意义更加明确。

表1.3相对水力失调度表示热力工况的稳定性
1.1 1.2
最佳循环流量，根据参考文献【1】，可分别按公式（1.5 ）, （1.6 ）进行计算:
公式（1.5 ）适用于双管系统，公式（1.6 ）适用于单管系统，在推广供热计量技术后, 室内供热系统多采用双管系统，所以公式（1.5 ）应用更多些。

表1.4给出了我国不同地区最佳循环流量的变化原因。

表
不同地区供暖系统最佳循环流量值（最小值）
2.供热系统的输送动力
2.1传统循环水泵设置的存在问题
传统循环水泵设置在供热（供冷）系统的热源（冷源）处，同时担负着热源（冷源） 循环，外网输送循环和热用户（冷用户）的循环三项功能。

该循环水泵的选择，其循环流 量的系统总流量，仍然为最不利环路的总压降。

如图
2.1所示：
图2.1分布式设计文章插图
t n
1/3
t
w
t'n t'w
(1.5)
B/1 B
t n t w
t'n t'w
(1.6)
21 22 23 24 25 26 27
28 29 30
通过图2.1，不难看出，传统循环水泵的设置，明显存在着如下两方面的问题:
(1)造成水力分配不均，是水力工况、热力工况失调的主要原因。

如图 2.1所示，传统 循环水泵的流量只与系统热源的总供回水母管的流量一致，都大于系统其它各支路流量；
其扬程只与系最不利环路的压降相等，对于其它各循环回路都是偏大的。

从设计水压图上 观察，若设各热力站的资用压头均为 10m HO,则只有最远端热力站的实际资用压头与设 计资用压头一致，其余各热力站资用压头全部超量：离热源最近的第一热力站资用压头超
量50m,第二热力站超量40m ，第三热力站超量30m ......... ，如果系统不采取任何调节措 运行的结果，必然是热源近端的热力站循环流量超量过大，远端的热力站循环流量不足。

因为循环水泵选型一定，总循环量不可能有太大出入，运行结果必然是近端热力站抢走了 远端热力站的循环流量。

从水压图上看，实际运行的水压图(虚线表示)远远偏离设计水 压图，导致系统末端资用压头几近为 0,系统热媒都不流动了，房间还能热吗？通过上述 分析，可以很明显的说明：几十年来，供热系统一直存在的水力失调，导致热力失调进而 冷热不均，最主要的原因是循环水泵设置不合理。

(2)造成无效电耗过大，导致系统输送效率低下。

在近端热力站入口安装适当的调节阀 是必要的。

通过调节阀的节流作用，消耗掉近端过多的资用压头。

但是，必须指出，调节 阀节流消耗掉的资用压头，完全等于无效电耗，这是传统循环水泵输送效率过低的根本原
综上所述，传统循环水泵在实现系统传送功能的同时，不但输送效率不高，而且导致工况 失调，严重影响供热效果。

为了提高供热系统为工艺水平，这种落后的设计理念必须改变
30t/h 80mHO
循环 水泵
1
|)30t/h []30t/h
]30t/h [ ]30t/h
「
30t/h
口30讪
[]30t/h [ ]30t/h
10
30t/
施, 50 10mHO 40
11 12 13 14 15 16 17 18 19 20
2.2大流量小温差运行方式的利弊
在上世纪五六十年代，调节技术还不成熟的情况下，为了缓解冷热不均的困扰，我国供热行业自行摸索出一种土办法，称为大流量小温差的运行方式。

这种运行方式的基本做法是当供热系统出现冷热不均的失调现象时，对系统不做任何调节，只将原来的系统小循环水泵换成大循环水泵。

借以期盼供热效果的改善。

这种运行方式，曾在当时的供热界，引起过激烈的争议，其中一部分人持肯定态度，一部分人持反对态度，双方坚持不下。

为此，我们清华专门进行了课题研究。

研究结果，在我写的《供热系统运行调节与控制》一书中，做了详细的论述。

(1)首先，应该承认大流量小温差运行方式，能够缓解冷热不均的现象。

表 2.1很清楚表
明：当以供热系统失调时，热用户室温分别为4.4、11.5、17.5和19.9、20.2。

不做任何调节，只将热源处循环流量提高1.4倍(热源恒热源运行)，则各热用户室温分别为8.5、13.6、18.0、20.0和20.7，而且明显看出：末端不热用户室温提高的幅度大，近端末端
呈现填平补齐的作用。

若继续提高循环流量，冷热不均的状况会进一步得到改善。

当循环
流量增到无穷大时，各热用户室温均达到18，冷热不均彻底清除。

当然循环流量受到能耗与经济条件的限制，不可能无限增大，但加大循环流量确实能改善供热效果是不争的事实。

加大流量之所以能消除冷热不均的现象，主要是由于散热器的散热特性决定的。

循环流量过小，遇到了散热器的散热量，随着循环流量的增加，散热器的散热能力得到充分发挥，室温自能得到提高，但近端热用户的散热器循环流量远远大于设计流量，散热器的散热量早已饱和，在恒热源的运行下，由于供水温度的下降，近端室温下降就成为很自然的现象。

5 2.25 1 18
（2）大流量小温差运行方式有是大能耗大热源低产出的落后运行方式
①大电耗
流量增加一倍，电耗增加八倍。

根据目前的实际工程，供热系统输送动力的电耗约为I O.35w/m2。

折合成热耗量，电耗占热耗的2.5%。

若供热系统循环流量提高1.4倍，则电耗占热耗升为6.9%;若循环流量增加到一倍，电耗占热耗的比例上升为20%显然是难以承受的。

②大热耗
在冷热不均的情况下，近端过热开窗户，末端不热，采取别的热源补充，里外都是热量浪费；当增大循环流量受到限制时，为改善末端供热效果，常常采取提高供水温度的做法，此时，所有热用户室温普遍提高，将会造成更大的浪费。

表2.2表明，这种热量浪费通常情况下，都在20-30%之间。

③大热源
提高供水温度，必然增加供热量，亦即增加锅炉设备，否则在大流量运行下，供水温度的提高是难以实现的。

大热源的出现，又必然造成单位蒸吨所带供热面积的减少，以及推广连续供热的困难，致使供热行业管理水平的低下。

2.3分布式水泵供热系统
（1）分布式水泵的基本理念与特点
①避免无效
②实现有源式水力平衡（变频调速技术为依托）
③热媒输送由“推着走”变为“推着走”（水压图供水压力高于回水压力变为供水压力低于回水压力）
（2）分布式水泵供热系统的设计
（3）分布式水泵供热系统设计运行中应注意的问题
（4）多级分布式水泵供热系统的设想
3.供热系统运行调节与调控
3.1运行调节与控制的“三个平衡”原则
（1）热量平衡
无论“一对一”供热系统，还是多热源联网供热系统，运行中的第一要务，实现供热平衡，即热源供出的热量要与热用户的需要热量相等。

这是运行调节的首要任务---实现室温达标。

（2）流量平衡
流量平衡即水力平衡。

水力平衡有节流式水力平衡与有源式水力平衡两种。

①节流式水力平衡
《供热系统运行调节与控制》对国内外的调节手段总结了十种方法，重点介绍三种方法：
a.自动式调节阀，包括自动式限流阀和差压调节阀
b.模拟分析法
c.简易快速调节阀
②有源式水力平衡
水泵变频调速即为有源式水力平衡法。

与节流式水力平衡法比较，没有节流能量损失。

（3）压力平衡供热系统正常安全运行，必须实现压力平衡，做到压力的四个保证：保证不倒
空、不气化、不压坏和一定的资用压头3.2实现变压变流量的变温调节
供热系统传统的调节方法有质调节（即定流量调节）、量调节、分阶段变流量的质调节等。

由于技术水平的限制，长期以来人们习惯于定流量调节。

对于变流量调节，也只是在改变水泵并联台数的基础上实现分阶段变流量调节。

自从变频调控技术的成熟和供热计量技术的推广以来，供热系统已经不在是定流量运行了。

在新的供热技术革新的情况下，供热系统的运行调节与控制也必须相应的进行创新。

（1）实行无级集中变流量调节：集中变流量调节与局部变流量的区别
（2）变压差、变流量的控制决策
（3）变压差、变流量的变温调节
3.3多热源的联网运行
（1）“三个平衡”原则在多热源联网运行运行中的应用
（2）多点补水旁道定压
4.供热系统热源
本节重点不讲各种热源的工艺结构。

只从能源的合理利用方面做一些分析研究。

4.1不同品味能源的合理利用
（1）热电联产供热的伏越性----低品位能源的合理利用
在节能技术的研究中，为了说明节能效益，常常同时从能量的质量和数量两个方面进行分析。

能量数量，一般是在同一单位（为焦耳、大卡等）下，由数量大小判断。

能量质量，则是比较能量作为能力的大小来说明。

这里所说功能力，是指能量转换的机械能的大小。

通常机械能包括动能、势能、推动能、膨
胀能等。

电能多数由机械能转换而成。

就能量而言，主要有化学能、机械能和势能。

我们行业研究的供热空调制冷，主要研究热能与机械能之间的转换关系。

所谓势能的质量、品位高低，就是指热能转换的机械能的能力大小。

衡量热能质量质量或品位高低，在热力学
中通常用也的参数衡量，有时也称为能质系数。

曲或能质系数可用下式表达：
e (h h o) T°(S S O)(4.1)
式中e x----工质的柯值，KJ/kg ；
h---- 工质的焓值，KJ/kg ；
s---- 工质的熵值，KJ/kg.h
h o、S o、T o，分别为环境状态下的焓、熵和绝对温度。

在一般情况下，常
常把O C, 20C作为环境状态，此时环境状态的绝对温度分别为T o=273.16K,或T°=20+273.16K。

从公式看出，工质具有的热能不能完全转换成机械能(由暫表示，而必须有的T o (S S o)能量损失。

我们研究能量转换，最主要的目的就是尽量减少转换过程的能量损失。

在供热系统的研究中，常常碰到锅炉、换热站等传热设备。

在这些设备的传热过程中，由于有能量损失，所以在传热过程中，做功能力都有下降。

也就是说，在传热过程中，热量的质量、品位或刨值都会降低。

10 t 2g
(1 ------ lim ——)
e out out t2g -t2h t2h
EX e t0t1
e'n in(1-— lim -51)
t1g - t1h t1h
e out ----输出侧的 二值，KJ/kg ； e n ----输入侧的 值，
KJ/kg ；
out
----输出侧的能质系数;
T ig , T ih -- 分别输入侧的绝对供、回水温度，k ；
根据上述关系式，可对热电厂进行一下的能效分析
(4.2
)
电站锅炉
发电机
冷凝器
式中,
in
输入侧的能质系数;
T
2g
， T
2h
分别输出侧的绝对供、回水温度，k ；
图4.3发电厂热力循环示意图
表4.1火力发电厂（凝气机组）能效分析
a.从发电效率上分析，分析法（即能量质量）与热量分析法（表量）是一样
的。

对于小机组（发电容量为6, 12,25mw）发电效率在23%与26%之间；对于大机组（发电容量为300mw 600mW发电效率为34.5%。

发电效率指做功能力，两种分析方法本质是相同的。

b.在发电工艺中，无论汽轮机不可逆损失，还是管道、汽轮机和发电机的机械
损失，热量分析法（数量）、（质量）分析法，其值相差不大。

主要是锅炉（热源）、泠凝器（冷源）的数值差别很大。

对于I処值分析，最大的损失在锅炉（热源），一般在50-60%。

因为在锅炉中，燃料的理论燃烧温度为2000C，换热生
成的主蒸汽温度为550E，温差接近1500C,过大的温差导致做功能力的大小损失。

而冷凝器（冷源）热量损失很大，占45-50%,但品位低（温度一般为36C 左右），」值损失只占2.5-5.0%左右。

因此，提高•值效率的途径在热源锅炉。

c.冷凝器一端，提高效率的潜力有限，但热量数量的浪费庞大，而供热
行业
正是吸纳低品位热量的极大领地。

因此，发展热电联产供热，热量利用率一般都在70-80%以上。

（2）供热系统各环节的参数配置
这里主要讨论热用户（即散热器）供水温度如何确定的问题，当然连带的会涉及到热源的供水温度的确定问题。

我国设计规范一直延用苏联时代的设计值，热用户供回水温度为95/70 C。

曾经经过一次大讨论，后改为95/70 C, 85/60 C 并用。

最近，最新一次变动，改为75/50 C。

供回水设计温度一次一次的下降，概括起来，大体上有这样几个原因：
a.建筑外墙保温的设置，维护结构保温性能的改善，导致供热负荷的减少，适合降低供回水设计温度是应该的，
b.设计供回水温度与运行供回水温度的不符。

由于这一原因，降低供回水设计温度是错误的。

作者曾多次指出，这种设设计值与运行值的不符，是因为设计的失误与运行的失误引起的。

改正的应该是提高设计运行水平，而不是相反。

如果错误的采取降低设计供回水温度，设计运行中的失误依然如故，其结果必然恶性循环。

c.我国钢产过剩，适当增加散热器数量无碍大局。

这是无稽之谈。

任何时候，适当减少金属耗量，总是应该追求的一个经济指标，不能忘记，减少金属耗量是节能的一个重要途径。

d.可以降低管网热损失。

这是欧洲采用低温供热的重要原因。

可是我国的国情与欧洲的国情有很的不同。

欧洲的建筑密度小，单位供暖面积的管网敷设率低，为了减少管网热损失，采用低温供热是符合他们的国情的。

而我国建筑密度高，单位供暖面积的管网敷设率也高。

在这种情况下，降低供水温度，带来的弊端可能更大。

e.是提高空效率的重要途径。

这一点，又陷入了一个误区，下面就这一问题,
谈一些不成熟的看法
表4.2、表4.3给出了供热系统有关工艺环节温度参数的值以及换热过程的翅I效率。

表4.2换热过程的火用效率分析
表4.3供热系统有关工艺环节温度参数的■■值
诚然，能够看出：当热用户供回水温度为65/50 C （散热器）和50/40 C （地板辐射采暖）时，与室内温度18C的换热删效率分别为35.6%和44%优于
95/70 C的效率26.7%和85/60 C的，效率29.5%。

但判断能量是否合理，光
看热用户末端是远远不够的。

如果系统热用户、热力站和热源，就会发现：最大的炯损失是在热源，当热源的供回水温度为130/70 C时，刪效率只有26.7%, 也就是说，此时型值损失了70沖上。

如果为了提高热用户处的I删效率，一味降低热力站，热源处的供回水温度，则在热源处的测损失很更低(当热源处供回水温度为85/60 C,翅值损失近80%，显然是不合理的。

再从绝对的炯值观察，当室内温度为18C，其刪值为0.062，能量品位是很低的。

从能量品位的合理利用分析，采用低品位的能源供热是最合理的，上节讨论热点联产供热就是一例。

反之，对于区域锅炉房，燃料燃烧后(如煤、天然气)直接供热，是最不合理的。

但目前完全排斥区域锅炉房供热，也不现实。

合理的做法，是尽量提高热源供回水温度。

这样做，虽然整个供热系统的p\ 效率并未提高，但带来的好处是减少了系统循环流量，降低了管网造价，这从另一方面得到了一定弥补，总比片面降低供水温度要全面的多。

f.吸收式热泵供热的需要。

此内容下节详述。

4.2热泵在余热利用中的应用
热量从低温向高温传递的机械设备称为热源。

余热有相当数量的品位是比
较低的。

为了实现低品位余热供热，热泵技术常常是不可或缺的。

(1)电热泵供热
a.电热泵的节能条件
b.水电热泵的优势
(2)热热泵---吸收式热泵供热
热热泵一般指溴化锂吸收式热泵。

热媒可以是蒸汽，也可以是热水。

主要由
发生器、蒸发器、冷凝器、吸收器和节流装置等。

在发生器溴化锂溶液被热水
或蒸汽加热，水蒸发为汽，在经过冷凝，蒸发等过程，实现制冷制热过程。

其中溴化锂溶液中的
水为制冷剂。

目前利用吸收式热泵供热，已有不少实际工程。

主要工作原理：是在热电厂首站，利用发电机组泠凝器中的冷却水（约35C）和汽轮机低压抽汽，通过吸
收式热泵，板换组合，产生130/25 C的高温热水，向供热系统供热。

各热力站同样通过吸收式热泵和板换组合，将135/25 C的一级网参数交换成65/50 C的二级网供回水温度供热。

吸收式热泵供热的最大优点是充分利用冷凝器冷却水和汽轮机低压抽汽产生130/25 C高温热水供热，不但合理利用了低品位热能，而且大大增加了供回水温差（温差为105C）,进一步提高了管网供热的输送能力，其节能效果和经济效果明显。

吸收式热泵供热的热电厂首站和各换热站的工艺流程见图 4.4和图4.5
图4.4热电厂首站吸收式热泵机组流程
二级供热网
图4.5吸收式热泵热力站流程
通过処效率计算，热电厂首站的也效率为1.66，热力站I爛效率为0.78.全供热系统的也眩率接近1.0，总体评估，热量利用率是合算的。

但应该指出，溴化锂溶液在热泵循环过程中，其溶液必须在58-62%之间,
否则结晶。

这就限制了其优势的发挥。

应该开发更有效的热泵机组。

也因同样原因，在浓度在62%寸，过热水蒸气温度为96C，这就限制了二级网供水温度不能过高(一般为
65°C)，否则热泵供热系统不能正常运行。

为此应单独进行系统设计，不应“因噎废食”，整体降低供水温度。

5.供热系统节能潜力和节能技术
5.1能耗指标以及换算
(1)单位面积耗热量
指一个供暖季单位供暖面积的耗热量a。

7000b r a. 2
(5.1 )
q a w ---------------------- g--- w/m .a
0.86 24 Z
q a GJ
6
10 w/m .a (5.2 3.6 24 Z
)
式中，da----单位供热面积的煤耗量，kg (标)/m 2.a ; --------------- .----锅炉、外网的效率，%
g
Z ----供暖季的供暖天数；
以GJ 为单位，q aGJ :
式中q h w ----以w 为单位的单位面积概算热指标，w/m ；
Ch----当地的度日数，
t'n ,t'w ----室内外设计温度,
(2)单位面积煤耗量，b ra
(3) 单位面积概算热指标，q h
7000». g . (t'n 化)
0.86 24 D 18
(4) 最大小时数，h Qa q a 0.68 24 Z 7000 2
，kg (标)/m .a
(5.4) q a GJ q h w 3.6 24 D 18
t' t' 106
2 ，GJ/ma
(5.3) w/nfa
(5.5
)
（5.6 ） 5.2节能潜力（见《供热系统节能潜力与节能技术》）
5.3节能技术（见《供热系统节能潜力与节能技术》）
6.供热计量技术（见《供热计量技术的推广如何实现健康发展》
）
6.1供热计量技术的基本内容
6.2供热节能的基本指标
6.3供热计量的热量分摊方法
h ' 24D i8 t'n t'w ,h
，
6.4示范、推广工程的技术条件。