摘要： 对在供热、空调水系统中使用加压泵的可行性进行了分析，并导出了节能率计算公式，指出当最不利环路阻力较次最不利环路的阻力大30%以上时，可以考虑采用加压泵。探讨了一次泵空调系统中加压泵的控制方法，认为常规控制方法仍可沿用，提出了空调供冷和供热情形下加压泵的调节方法。

关键词： 供热空调 管网 加压泵 节能

在供热、空调水系统设计中，水环路的划分原则上应使各个环路的阻力基本平衡，但实际上由于建筑的多功能性，为便于分时管理，水环路的划分更多地考虑到供热或空调区域的使用功能。因此，设计中各个水环路的阻力有时相差较大，选择水泵的常规方法是，由最不利环路的阻力确定水泵扬程，尽管这一环路上的流量可能仅为系统总流量的很小一部分，也不得不选择大扬程泵，而其他环路就不得不依靠平衡阀或调节阀等阻力元件来平衡，从而造成水系统的能耗偏高。在供热、空调管网中用加压泵替代静态平衡阀，从节能角度，变传统的“抑好（向最坏的对象看齐）”的水力平衡方法为“提差（向较好的对象看齐）”，不仅可以起到节能的作用，而且其可靠性和经济性也已得到了初步的论证，说明这一设计方法具有工程实用价值[1]-[3]。然而在设计中，何种情况下宜采用这一方法，目前尚无一般性的结论，加压泵及其所在的供热/空调系统如何调节以适应负荷的变化，也需要进行研究。

设水系统有k个水环路，按照阻力从小到大的顺序排列为：H1,H2,…,Hk-1,Hk，相应的流量为Q1,Q2,…,Qk-1,Qk。用常规方法进行水泵选型时，应根据最不利环路选取水泵，即水泵流量为各个环路上的流量之和，扬程为最不利环路上的水力损失，再考虑到一定的富裕量。如果最不利环路的阻力与次最不利环路的阻力相差较大，则可以根据次最不利环路选取水泵（主循环泵或泵组）的扬程，而在最不利环路上再添加一加压泵，见图1。此加压泵的流量应为最不利环路上的设计流量，扬程为最不利环路上阻力与次最不利环路上阻力之差。这两种方案的电机输入功率分别为：

(1)

(2)

式中ρ,g为水的密度和重力加速度，Q为总流量，亦即各个环路上流量之和。η1，η2分别为两种主循环泵及其电机的运行效率；η为加压泵及其电机的运行效率。后一种方法相对于常规方法的节能率为：

(3)

水泵型号不一，设计效率和运行效率均会有一定的差异，但国内生产的新型泵或国外进口泵，效率均较高，差异不大。作为方案的评估和节能分析，可以忽略这些差异。因此，有：

(4)

显然，使用加压泵方案是节能的。节能率的高低与两个因素有关。最不利环路与次最不利环路的阻力之比愈大，节能率愈高；最不利环路上流量与总流量的比值愈小，节能率愈高，见图2。图中横坐标Hk/Hk-1为最不利环路与次最不利环路的阻力之比。当两者之比小于130%时，节能率一般不高于20%；当两者之比大于130%，最不利环路上的流量小于总流量的30%时，节能率不低于15%。显然，如果采用常规方法设计，这些本可以节约下来的能量就被最不利环路以外的其他环路上的平衡阀或调节阀所消耗掉了。

对于两个或两个以上环路上使用加压泵，也不难得到总的节能率。假设主循环泵的扬程根据第i个环路上的水力损失而确定，则第i+1,i+2,…,k个环路使用加压泵带来的节能为：

(5)

即某一环路采用加压泵的节能率和这一环路阻力与参考环路的阻力之比有关，和此环路上的流量与总流量之比有关。

供热、空调系统大部分时间内是在非设计工况下运行，与之相应的各个水环路上的流量也要发生变化，这一变化可能是通过冷热源的台数进行调节，也有可能直接对循环泵的转速进行调节。无论是哪一种调节方式，如果不考虑阀门开度变化引起管路上阻抗的变化，则各个环路上的流量应该等比一致地变化，以响应各个环路上的末端散热（冷）设备负荷等比一致变化的要求，即各环路间流量之比Qi/Qj和阻力之比Hi/Hj均不变。由于旁通的影响，部分负荷下任一环路上流量与总流量之比Qj/Q应小于设计工况情形。因此，由（5）式可见，部分负荷下的节能率不低于设计工况下的节能率。

采用加压泵方案，加压泵代替了最不利环路以外其它环路上的平衡阀，且由于按照次最不利环路选泵，信捷职称论文写作发表网，主循环泵较小，其投资可以得到降低。因此，加压泵方案与常规方案相比，在一次投资方面也相差无几。所以，当最不利环路阻力较次最不利环路的阻力大30%时，或阻力大20％，同时最不利环路上流量较小时，宜考虑采用加压泵方案。

目前工程中加压泵方案应用较少的原因，主要还在于人们对其控制管理的复杂程度有所顾虑。因此，探讨简便易行的控制方法就显得尤为重要。

空调一次泵系统如图1所示，为适应负荷变化，常规的控制策略是，负荷侧由温控器调节末端空气处理设备上的二通调节阀的开度，控制流过冷却盘管的水流量；冷源侧为保证通过冷水机组的流量恒定，根据供回水压差，调节旁通管上调节阀的开度和旁通流量，以维持供回水压差恒定。

对于使用加压泵的情形，仍然应该采用上述控制策略，即保持加压泵转速不变，调节末端设备上的调节阀开度以适应负荷的变化，尽管在部分负荷情况下，这将使得调节阀与加压泵的作用相互矛盾而有所抵消，也不得不如此。因为如果在最不利环路上将调节阀替换为变速泵，如图3所示，则加压泵的调速将不可避免地使得供回水总管的压降Hab发生变化，不能满足冷源侧水流量恒定的要求。可见，调节阀与压差控制器的联合使用，不仅有流量调节作用，而且还有环路间的解耦作用，使得各环路相对独立，当然这是以一定的能耗为代价的。应该指出，变速泵虽然节能，却无解耦作用，会使控制变得复杂。从这里可以看出，变速泵代替调节阀也是需要一定条件的。

如果主循环泵采用变频调速方案，原则上可以在最不利环路上用加压泵代替调节阀,但控制较为复杂，超出了本文的讨论范围。

如果系统中冷热水循环泵分设，由于通常热水循环泵的流量和扬程较冷水循环泵的流量和扬程小许多，从节能管理角度考虑，加压泵应该采用变频调速或变极调速来进行调节。加压泵所在管路的管路特性曲线可以表示为

（6）

式中Hab和H分别为供回水总管上的压差和加压泵扬程，Sk为最不利环路上负荷侧的管路阻抗。图4中曲线I和1分别对应于空调供冷时管路特性曲线和加压泵的性能曲线，A点为其工况点；曲线II和2分别为空调供热情形下管路特性曲线和加压泵调速时的性能曲线，B点为其工况点；Hab,冷和Hab,热为对应的供回水总管上压差，为确定值。空调供热时加压泵的转速可由水泵调速性能曲线方程[4]

(7)

及工况点A和B求出。即将空调供热时的工况点（Qk,热，Hk,热）代入上式，就可求得r，这里r为变速加压泵供热时转速与供冷时转速之比。上式中a0，a1和a2为性能曲线的拟合系数。由图可见，供热与供冷时相比，加压泵的流量减小较多，而扬程变化相对不大。

在空调供冷和供热时，变速加压泵只要进行一次性的初调节，就可确定加压泵的转速和电机的频率，除了供冷、供热季节之间转换外，不需要进行调节。实际上，由于水泵并不需要连续可调，因此，不一定需要配置变频器，用双速电机即可。可见采用加压泵方案，并没有增加控制方面的复杂程度，无论系统是否配有自控系统，均可采用。

加压泵一般可以安装在回水管上，只要膨胀水箱的高度大于加压泵的扬程，以保证加压泵吸入侧不会出现汽蚀现象，否则应安装在供水管上。

在供热、空调水系统设计中采用加压泵方案节能可行。节能率与两个比值有关，即最不利环路与次最不利环路的阻力的比值和最不利环路上流量与总流量的比值。当最不利环路阻力较次最不利环路的阻力大30%时，或阻力大20％，同时最不利环路上流量较小时，可以考虑采用加压泵方案。加压泵的控制方法可以沿用常规控制方法，空调供冷和供热情形下加压泵有简便的调节方法。

1. 江亿. 用变频泵/风机代替调节用水阀/风阀的技术经济分析. 暖通空调. 1997, 27(5):66-71

2. 狄洪发, 袁涛. 分布式变频调节系统在供热中的节能分析. 暖通空调. 2003, 33(2):90-93

3. 周英菁. 一次泵与加压泵结合的供热供冷站. 制冷技术, 2003,(2):41-43

4. 李苏泷,朱孟标,张国强.水泵变频调速方案计算机辅助论证.暖通空调,2005,35(3):83-85