集中空調水系統并聯水泵選型與流量調節特性

劉旭森 李愷晴 楊宏軍

（廣東海洋大學海洋工程與能源學院 湛江 524088）

0 引言

集中空調水系統的循環水泵是按設計工況選型的。實際運行時，空調系統大多數時間處于部分負荷工況，需要改變水泵運行臺數或轉速對水量進行調節。因此掌握水系統的流量調節特性對系統安全運行至關重要。目前空調水系統多采用多臺水泵并聯工作的模式，如圖1所示，分為完全并聯和局部并聯兩種形式。完全并聯是指性能曲線完全相同的水泵并聯（同型號的水泵并聯），局部并聯是指性能曲線不同的水泵并聯（不同型號的水泵并聯）[1,2]。并聯水泵有全部定頻、全部變頻、定變結合等多種方式。如圖2所示，定頻水泵裝置由電動機和水泵兩部分組成（虛線框內部分），變頻水泵裝置由水泵、電動機以及變頻器三部分組成（實線框內部分）[3]。

圖1 并聯水泵連接示意圖[4]Fig.1 Schematic diagran of parallel pump connection

圖2 定頻泵裝置與變頻泵裝置示意圖[3]Fig.2 Schematic diagran of constant frequency pumps and variable frequency pump

本文針多臺水泵并聯的空調水系統，主要探討以下幾個問題：（1）水泵選型時揚程和流量是否需要考慮富裕量，（2）并聯水泵選型是否需要對流量再次進行附加，（3）確定管網增加并聯水泵運行臺數時產生流量衰減的原因，（4）減少并聯水泵運行臺數時單臺水泵超載的原因及預防措施，（5）變速水泵流量調節時，流量比與轉速比的關系等。

1 并聯水泵選型

多臺水泵并聯工作的空調水系統，循環水泵設計選型的步驟如下[1-5]：

（1）確定系統的最大流量Qmax和相應的阻力ΔPmax。

（2）確定水泵設計總流量Q0和設計揚程H0，如公式（1）和公式（2）所示。

式中，α和β分別是指水泵流量和揚程的附加系數（或富裕系數）。

（3）確定并聯水泵的臺數n。

（4）確定單臺水泵的設計流量Q1和揚程H1。

1.1 水泵設計總流量和揚程的富裕量

圖3為兩臺水泵完全并聯的運行特性。曲線Ⅰ和曲線（Ⅰ+Ⅰ）分別是單臺水泵的性能曲線和兩臺水泵完全并聯的性能曲線，曲線1 是管網的性能曲線（文中用羅馬數字Ⅰ和II 表示水泵性能曲線，用阿拉伯數字1 和2 表示管網性能曲線，下同）。在設計工況下，系統的工作點為A0，單臺水泵的工作點為A1，工作揚程和工作流量分別是H0和QA1，而且有QA0=2QA1。

圖3 兩臺水泵完全并聯Fig.3 Two pumps in complete parallel

由上面的理論分析可以推論出，對于n臺水泵并聯運行的系統，水泵不考慮阻力和流量的富裕量，即公式（1）和公式（2）中，α=β= 0。單臺水泵的額定揚程相等，且等于系統最大設計流量對應的阻力，即H1=H0=ΔPmax。對于水泵完全并聯方式[6]，單臺水泵額定流量均相等，且等于設計流量的即對于水泵局部并聯方式，n臺水泵的額定流量之和等于系統最大總流量，即

關于水泵的富裕量，《實用供熱空調設計手冊》[2]推薦α和β的取值均為10%～20%，《流體輸配管網》[7]推薦α取值為5%～10%，β的取值為10%～15%，但是這兩份資料均沒有提及水泵流量和揚程附加的原因，以及附加系數確定原則。俞國泰等[8-10]認為，離心式水泵長期運行后，水泵各間隙之間的泄漏量增加和管道阻力增加，為了保證水泵工作的可靠性，很有必要對系統計算阻力和流量附加一定的富裕量作為最佳工作點選泵。同時他們也分析強調，過大的富裕量會造成能量浪費，而過小或沒有富裕量則無法保證水泵工作的可靠性，因此建議根據水泵比轉速不同，水泵的揚程和流量選用不同的附加系數。董哲生[11]認為，如果水系統的管網阻力是經過認真計算得到的，水泵選型參數盡可能接近設計流量值和設計揚程值，不用另乘系數，即取α=β= 0。甚至當額定揚程稍大于設計揚程時，水泵的額定流量可以稍小于設計流量。鐘國安[12]建議，在空調、供熱系統中，變頻循環水泵的選型可按照定頻水泵的選型方法來選擇揚程和流量等參數，無需提高揚程的富余量。

《通風與空調工程施工質量驗收規范》[13]規定，“空調冷（熱）水系統、冷卻水系統的總流量與設計流量的偏差不應大于10%”。也就是說，如果空調水系統的工作流量與實際流量的偏差為-10%，其結果是水系統的供回水溫差比設計值高0.5℃（設計供回水溫差通常按5℃計）[11]，這種情況是可以滿足工程需要的。而且空調系統絕大部分時間是在部分負荷下工作[14,15]，因此水系統的實際流量絕大部分時間是小于設計流量的，通常需要改變水泵運行臺數或轉速對水流量進行調節。綜上所述，筆者建議，空調水泵選型時揚程和總流量可以不考慮附加系數。

1.2 單臺水泵流量是否需要乘更大的系數

《中央空調設備選型手冊》[16]和《空調與制冷技術手冊》[17]規定，水泵選型時流量應乘以大于1的系數，“單臺水泵取1.1，兩臺水泵并聯工作時取1.2”，而且強調多臺水泵并聯選型時流量要乘更大的系數。筆者通過分析，這兩份資料之所認為“并聯水泵選型應選用更大流量的水泵才更可靠”[11]，很可能是對水泵并聯存在流量衰減現象的誤讀，也就是認為多臺水泵并聯，總流量會小于各水泵額定流量之和。

如圖4所示，曲線nⅠ和曲線nⅡ分別是指n臺Ⅰ型水泵和n臺Ⅱ型水泵完全并聯工作時的性能曲線。如果不考慮揚程和流量的富裕量，應選擇性能曲線為nⅠ并聯水泵，工作點為B0。如果對水泵流量附加，需要選擇性能曲線為nⅡ的并聯水泵，則預期的設計工作點為B1。根據圖4分析可得，系統的實際工作點為水泵性能曲線nⅡ與管網性能曲線1 的交點B2。

從圖4可以看出，Ⅱ型水泵的工作揚程大于其額定揚程，而工作總流量小于其額定流量之和，即QB2＜QB1，存在總流量衰減的情況。這是因為水泵額定流量大于設計值，導致管網流速增大，管網實際阻力大于設計值。實際工作時單臺水泵需要提供的揚程大于額定值，因此流量小于額定值。從圖4還可以看出，這種情況下，系統工作總流量仍然大于設計值，即QB2＞QB0，是滿足系統流量設計要求的。對流量進行附加，會導致水泵實際工作點偏離額定工況點，效率下降。綜上所述，n臺水泵完全并聯選型，單臺水泵的額定流量應為總設計流量的即不用根據并聯水泵臺數的多少，對流量乘大于1 的系數。

圖4 水泵選型流量考慮富裕量Fig.4 Consider the increased capacity when selecting pumps

2 增減水泵運行臺數的流量特性

2.1 確定系統增加水泵臺數

如圖5所示某一確定的管網，原設計單臺水泵，工作點為C0。水泵選型不考慮富裕量，則水泵的額定揚程為H0，流量為QC0。如果在管網中并聯增加一臺相同型號的水泵，不考慮管網性能曲線1 的變化，則系統的工作點變化為C2，此時單臺水泵的工作點為C1。從圖5可以看出，增加一臺并聯水泵后管網的總流量QC2并不是單臺水泵額定流量QC0的2 倍，而是小于這個值，即QC2＜2QC0。但此時總流量是單臺水泵實際工作流量QC1的2倍，即QC2=2QC1。

圖5 確定管網增加一臺并聯水泵Fig.5 Add a parallel pump to an existing network

究其原因，原管網并聯1 臺水泵后總流量增大，導致管網阻力增大，單臺水泵的揚程由H0增加為H1，工作流量由QC0減小為QC1，從而總流量由預期的2QC0減少為2QC1。可以分析，總流量減少包括兩部分，新增加并聯水泵的流量減少量和管網中原水泵由于揚程提高而導致的流量減少。可以預見，增加并聯水泵的臺數越多，管網阻力愈大，單臺水泵的工作流量QC1會愈小，總流量的實際增加量（n-1）QC1相比預期增加量（n-1）QC0會愈少。正如《實用供熱空調設計手冊》[2]指出，“對于一個確定的管路系統，其管路特性曲線已定，如果企圖通過增加水泵臺數的方法來獲取系統流量的提高，顯然是不合理的”。需要說明的是，這樣前提是增加水泵揚程與原設計揚程相等。但是，如果增加水泵的額定揚程較大，系統的流量是可以顯著提高的。

2.2 減少水泵運行臺數

以兩臺水泵完全并聯工作為例進行分析。如圖6所示，設計工況，空調滿負荷運行，水系統工作點為D0，單臺水泵工作點為D1。空調部分負荷運行時，1 臺冷水主機和1 臺水泵工作，若忽略冷水主機臺數減少引起的管網性能曲線變化，則系統工作點改變為D3。可以看出，對于單臺水泵而言，有QD3＞QD1，這說明減少并聯水泵運行臺數后，單臺水泵工作流量大于其額定流量，處于超流量運行狀態，有超載的危險，這對水泵的安全運行是一個隱患。

圖6 并聯水泵減少運行臺數Fig.6 Parallel pumps reduce the number of units in operation

在空調水系統管網中，由于冷水主機蒸發器（或冷凝器）阻力較大，減少冷水主機運行的臺數會影響管網的阻力，管網的性能由曲線1 變化為曲線2，如圖6所示。此時單臺水泵的實際工作點為D2，可以看出，QD1＜QD2＜QD3。這表明，此時雖然單臺水泵仍然處于超流量的運行狀態，但是相比理論分析的情況有所緩解。專著《空調水系統的優化分析與案例剖析》[18]指出，對于圖6所示的兩臺水泵并聯運行的空調水系統管網，應按照D2點的流量、揚程和效率對水泵在部分負荷工況下運行時所需要的電機功率進行校核，而不是D3點。否則很可能導致水泵電機功率配置過大，使電機整個空調季偏離設計工況運行，不利于節能。

目前解決水泵并聯超載的常用措施是在每臺水泵的出口安裝限流止回閥，當減少水泵運行臺數時，自動關小仍然在運行的水泵出口的限流止回閥，以增大阻力，使得管網曲線改變，而管網的阻力基本不變，因此運行的水泵依然處于高效區，這種方式的缺點是相對耗能。

另外還可以通過選擇合適的水泵類型以緩解超載問題。如圖7所示，兩臺水泵完全并聯工作，系統的工況點為E0。Ⅰ是性能曲線陡降型的水泵，Ⅱ是性能曲線平坦型的水泵。部分負荷工況下1 臺水泵工作，若不考慮管網特性曲線的變化，對于Ⅰ型水泵和Ⅱ型水泵兩種方案，單臺水泵的工作點分別是E3和E2。可以看出，QE3＜QE2，或者QE3-QE1＜QE2-QE1，這表明特性曲線較為陡峭的水泵，減少水泵運行臺數時其運行流量偏離額定流量較小。因此多臺水泵并聯，建議選擇陡降型特性曲線的水泵，以減小水泵超載的風險[18]。

圖7 陡降型水泵和平坦型水泵Fig.7 The high step down pump and the flat pump

3 水泵變速調節的流量特性

空調水系統廣義管網性能曲線方程為管網性能曲線方程如公式（3）所示：

式中，H為管網的阻力，m；H0固定阻力，m；S為管網的阻抗，kg/m7；Q為管網的流量，m3/s。

如圖8所示，設計工況下管網性能為曲線1，水泵額定轉速為n0，水泵的工作點為F0，流量為QF0。空調部分負荷時，采用改變水泵轉速的方式把流量從QF0調節到QF1。下面分析溫差控制法和壓差控制法兩種不同控制策略，系統流量調節的性能。

3.1 溫差控制法流量調節

溫差調節法是根據實際供回水溫度與預先設定的溫差進行比較，根據偏差值控制電動機頻率以及水泵轉速，從而對水系統流量進行調節。溫差調節管網的性能曲線不變，如圖8所示，水流量從QF0調節到QF1，水泵的工作點應由F0點調節到F1點，因此需要把水泵轉速由n0降低至n1。如果管網的固定阻力為0，即公式（3）中的H0=0。則水泵轉速調節前后工況相似，根據相似定律，有即流量的比與轉速比成正比關系。對于閉式空調水系統，如果采用溫差控制法調節流量，則流量調節過程滿足這種關系。

圖8 水泵變速流量調節Fig.8 Flow regulation variable speed pump

3.2 壓差控制法流量調節

壓差控制法流量調節是指水系統采用壓差信號控制水泵的轉速從而調節流量大小。如圖8所示，空調部分負荷時，末端設備調節閥開度根據室內負荷變化調節，管網性能由設計工況的曲線1 變化為曲線2。此時水流量由QF0調節到QF1，水泵的工作點需要由F0點調整到F2點。可以看出，水泵轉速由n0降低到n2，而不是n1[19,20]。由于水泵轉速調節前后工況不相似，因此即流量比與轉速比不是正比關系。

目前水泵變頻調速（VFD）節能技術在水系統中已得到廣泛應用[21]，在空調水系統中應用的研究熱點之一是并聯水泵節能優化群控[22-27]。以空調水系統并聯水泵最小能耗為目標，建立優化數學模型求解，需要流量比、揚程比與轉速比之間的數學關系。就筆者所檢索的文獻而言[22-27]，水泵變速調節流量比與轉速比均按水泵的相似定理計算，即認為兩者是正比關系，這種做法是否合理有待商榷，需要進一步研究。因為空調水系統并聯水泵變速調節，流量比與轉速比不一定都滿足相似定律，它與水系統流量調節策略有關[28,29]、是否有固定阻力有關（如開式水系統存在固定阻力，而閉式水系統沒有）。

4 結論

（1）對于空調水系統，工程上允許實際流量與設計流量有不大于10%的偏差，而絕大部分時間實際需要的流量是小于設計流量的，空調水泵選型時可以不考慮揚程和流量的富裕量。

（2）多臺水泵并聯運行，水泵選型時不需要對流量乘以大于1 的系數，以避免選型過大而造成浪費。

（3）對于確定的水系統，增加并聯水泵的臺數越多，總流量增加的幅度越少。因此通過增加水泵臺數的方法來獲取系統流量的提高是不合理的。

（4）減少并聯水泵運行臺數調節流量，運行水泵會處于超流量運行狀態。為避免水泵超載的風險，建議選擇陡降型特性曲線的水泵。

（5）水泵變速調節的流量調特性，與水泵轉速和系統流量調節策略有關。比如閉式空調冷凍水系統，如果采用溫差調節策略，流量比與水泵轉速比為正比關系。如果采用壓差調節策略，流量比與轉速比則不是正比關系。因此水泵變頻調節，不能盲目使用相似原理進行流量和能耗分析計算。