随着我国经济的持续发展，中央空调在商业和民用建筑中越来越普及，其能耗在社会总能耗中所占比例也在不断上升。暖通空调系统耗能约占建筑总能耗的65%左右，而在中央空调系统中，水泵作为为整个水循环提供动力的装置，其耗电量在空调系统耗电量中又占有相当的比重，因此，水泵的合理选择和匹配，是空调水系统正常运行调节、实现节能的关键。水泵的选择主要是依据空调系统所需的流量和扬程等来确定的，但在设计过程中，经常会出现水泵设计失误的问题，本文对中央空调系统水泵设计的一些问题进行探讨。
2 合理选择水泵的扬程
空调系统中的水泵总是与特定的管路相连，其工作状态点由水泵的性能曲线与管路的特性曲线共同决定（见图1）。
在设计空调水系统时应进行必要的水力计算，根据设计流量计算出在该流量下管路的阻力，以确保选用水泵的扬程合理。在对流量和扬程乘以一定的安全裕量后，进行水泵的选择。有些设计人员未进行设计计算，认为扬程大一些保险，或因选不到合适型号的泵而选用扬程过大的泵，导致所选择的水泵不能满足要求，或者造成运行费用增加，甚至水泵不能正常工作，对此我们进行如下分析：
如图2，曲线I为管路的特性曲线，流量Qa是系统设计流量，在此流量下，管路的阻力为Ha，即水泵的扬程为Ha，应选用性能曲线如图中曲线1所示的水泵，使工作点落在水泵性能曲线1和管路特性曲线I的交点A上。但若未进行水力计算或为求保险而使所选水泵扬程过大，实际选用了额定流量为Qa，扬程为Hc的性能曲线为2的水泵的话，若不对管路进行调节，则水泵的工作点将移至曲线2和I的交点B处，则此时系统中的水流量将大于设计流量Qa，达到Qb，系统中出现大流量小温差的工作情况，且由于泵2的扬程大于泵1。其所配电机功率也大，使得能源消耗增多，运行不经济。如某工程，设计选用离心冷冻机一台，水流量为181 m3/h，配用两台循环水泵，一用一备，计算得设计流量下系统最大阻力为24m水柱高度，若采用上海凯泉KQL系列单级立式离心泵的话，可选用KQL150/300-22/4型（水泵参数见表1），由管路特性曲线和水泵性能曲线可知：水泵的工作点将为流量190m3/h，扬程27m，水泵轴功率19KW；但若认为扬程大些保险而选用KQL150/400-45/4（水泵参数见表1），则作图可知：水泵的工作点为流量250 m3/h，扬程46m，水泵轴功率44KW，从水泵轴功率的对比可以看出，两者耗电量相差甚远。
表1水泵性能参数
对已配置好电动机的水泵来说，其电动机额定功率是一定的，轴功率随着水泵的工作状态点的变化而变化，当流量大于额定流量时，就会出现水泵轴功率大于电动机的额定功率，也就是电动机过载的情况，当然，水泵厂为水泵配置电动机会适当考虑过载的问题，配置的电动机会大一些，但是，当流量增大很多，过载严重的时候，同样可能出现损坏电动机的情况。
为了保证流量等于设计流量Qa，则应改变管路的特性曲线，通过关小水泵出口的阀门，使管路特性曲线由I变为II，使水泵的工作点落在曲线2和II的交点C处，此时流量Qc=Qa，扬程Hc>Ha，这种做法可以使系统流量满足要求，且电动机不发生过载现象。根据泵的轴功率N=γQH/η（式中N为泵的轴功率W，γ为输送液体的容重N/m3, Q为流量m3/S，H为扬程m，η为效率），水泵的一部分功率由于阀门的节流阻力ΔH=Hc-Ha而浪费，加大了能量的损失，这是非常不经济的。同样以上例来说明，如果选用了KQL150/400-45/4型水泵，为使流量保持设计流量181 m3/h，则应通过调节阀门改变管路特性曲线，使水泵的工作点落在流量181 m3/h，扬程51m的点上，此时水泵轴功率为34W，阀门上消耗的阻力为51-24=27m，能量浪费严重。
另外，由于国产阀门调节性能较差，很难平稳地调节水泵的扬程。有可能出现阀门开大一些，电动机就过载，而关小一些流量就不够的情况。
3 冬夏季水泵的选取
很多空调设计都是冬夏两用的，即随着季节的变化，为盘管供应冷水或热水。冬季热负荷一般比夏季冷负荷小，且空调水系统供回水温差夏季一般取5℃，冬季取10℃，根据空调水系统循环流量计算公式G=0.86Q/ΔT（式中Q为空调负荷KW，ΔT为水系统温差℃，G为水系统循环流量m3/h），则夏季空调循环水流量将是冬季的2-3倍。假设冬季流量为夏季流量的1/3，系统设计采用双管制系统，即管路特性曲线冬夏季是一致的，由H=SQ2，得到H1/H2=Q12/ Q22，则冬季水泵流量为夏季的1/3，扬程为夏季的1/9。如用同一组定速泵则只能通过关小阀门的方法使系统正常运行，如图3所示，为保证冬季的流量，则应将管路特性曲线由夏季的I调整为冬季的II，这必然 浪费大量的电能。为节约能源，可考虑设计两组定速泵分别供冬夏季使用，也可采用调速泵的运行方式。如果设计中冬季用泵和夏季用泵分别设置,并联运行，冬季工况运行低扬程泵，将获得显著的节能效果。如某大厦冬夏季计算负荷分别为840KW和1002KW，循环水温度夏季为7/12℃，冬季为60/50℃，循环水量夏季180 m3/h，冬季80 m3/h，夏季最不利环路损失为230KPa，根据公式H1/H2=Q12/ Q22，可得冬季的最大损失为45.4 KPa，现采用两种设计方案：方案一是冬夏季不同负荷及部分负荷时共用循环水泵，采用三台KQL100/150-11/2型号泵（水泵参数见表2），夏季两用一备，冬季运行时只需一台泵的流量就能满足要求，而水泵的扬程远大于实际所需的压头，只能靠关小阀门来消耗掉。方案二是冬夏季分设不同的水泵并联，采用阀门切换，此工程冬季用泵可选择KQL80/90-2.2/2型号泵（水泵参数见表2）三台，两用一备。
表2两种方案水泵设置情况
冬夏共用泵组 冬夏分设泵组
夏季 KQL100/150-11/2(两台工作)
流量93.5m3/h，扬程28m，电机功率11KW KQL100/150-11/2
（两台工作）
冬季 KQL100/150-11/2
（一台工作） KQL80/90-2.2/2（两台工作）
流量44.7m3/h，扬程10m，电机功率2.2KW 设空调系统全年冬季运行时间为600小时，若采用方案一，则整个冬季水泵运行耗电为11×600=6600KW•h，方案二为2.2×2×600=2640 KW•h，两者相差3960 KW•h，设电价为0.90元/ KW•h，则一年的运行费用将节省3564元。可见，冬季选用小流量，低扬程的循环水泵可降低耗电量，节省运行费用，但冬夏季采用两组循环泵或采用调速泵会增加初投资，因此，实际空调水系统泵组方案的选择要根据实际条件通过综合经济比较确定，一般回收年限以2-3年为宜。除分设泵组及采用调速泵的方案外，文献4还提出可通过计算，将水泵内的叶轮经车床进行精确切割。从而改变水泵的性能特性，因此，还可根据冬夏季的工况不同而采用直径不等的两套叶轮运行以解决冬夏季对水泵要求不同的问题。
4 多台水泵并联的设计与运行
一般工程项目中配置的冷水机组都在2至4台之间，对于规模很大的工程项目，甚至需要5台以上的冷水机组并联工作。制冷站内的主机与水泵的匹配一般来说是一机对一泵，以保证冷水机组的水流量及正常运行，因此，目前我国空调水系统大多为有2台或2台以上水泵并联的定流量系统或一次泵变流量系统。空调设计时，都是按最大负荷情况来进行设备选择以保证最不利情况时的需要。在实际运行中，空调负荷变化很大，不仅随季节变化，而且一天24小时都在变，绝大多数时间空调设备是在低于额定值情况下运行，设计的高峰负荷出现的时间很短，也就是说，空调水系统经常只有部分水泵工作，或只有单台水泵工作，这将引起水泵的轴功率也发生较大的变化，甚至会造成水泵电动机过载，如图4所示。
图4为三台相同型号的水泵并联工作的情况，曲线1为单台泵工作时的性能曲线，曲线2为两台泵并联工作时的性能曲线，曲线3为三台泵并联工作时的性能曲线。管路的特性曲线如图I示，在设计流量下，水泵的工作点为曲线3和I的交点A，此时系统流量为设计流量为3Q0，扬程为H0，每台水泵都在额定流量Q0，额定扬程H0下工作。假如停掉一台泵而不对管路进行调整的话，这时水泵的工作点沿曲线I下降至与曲线2的交点B处，由图可知，此时系统的流量将大于两台泵的额定流量2Q0，出现过载；如果再停一台水泵，只剩一台水泵运行的话，工作点再下降至C点，过载情况将更加严重。因此，水泵的运行人员应在停掉一台机后，将水泵出口阀关小一些，即增大管路的阻抗，使管路特性曲线由I变为II，在单台泵运行时，将阀门再关小一些，使管路特性曲线更陡，变为III，让水泵工作在额定流量下。相对于国产水泵而言，进口水泵配置的电动机普遍小一些，一旦流量大于额定流量，极易损坏电动机，因此，对于水泵运行人员来说，了解水泵并联特性并正确操作是非常重要的。
在设计过程中还应注意并联工作水泵的性能曲线，平坦型特性曲线的水泵，其扬程发生很小的变化就会引起很大的流量变化，从而引起水泵轴功率很大的变化。如图5所示，泵1和泵2的额定流量和额定扬程都相同，但泵2的性能曲线较泵1平坦，曲线11和22分别表示两台泵1和两台泵2并联工作时的情况。在2台泵并联运行时，水泵的工作点的扬程与流量相同，但在一台泵工作时，泵1的流量变化为ΔQ1，泵2的流量变化为ΔQ2，从图中容易看出，ΔQ1<ΔQ2，即泵2过载的情况更加严重。因此在选择并联水泵时，除要注意设计工况时的性能参数外，还应重视水泵的性能，尽量选择性能曲线陡的水泵并联工作。
5 正确选择水泵的安装位置
空调水系统中，水泵的安装方式通常有压出式和吸入式两种。见图6和图7，吸入式水系统是高层建筑常用的空调水系统方式，其特点是能减小制冷机蒸发器及冷凝器承受的压力，因而被广泛采用。但吸入式系统并不适用于所有情况，如某工程建筑高度为20m，冷热水机组布置在一楼，冷却塔及膨胀水箱布置在屋顶，采用图6所示的吸入式系统，因冷冻水、冷却水系统静压仅20m，而冷凝器、蒸发器的阻力损失为14~18m，加上管道系统的阻力，导致循环水泵吸入口处出现负压，从而产生气蚀和水击现象，系统不能正常运行。将吸入式系统改为压出式系统后，水系统恢复正常。
普通的制冷机的蒸发器和冷凝器工作压力一般为1MPa，笔者认为，静压小于50米的空调水系统采用压出式系统方式较合理，不会造成蒸发器和冷凝器承压过大，也不会产生气蚀，当空调水系统静压大于50米时，则采用吸入式水系统以降低系统工作压力。
6 结论
6.1 在设计空调水系统时应进行必要的水力计算，确保选用水泵的扬程合理。对水泵扬程的选取不能认为越大越保险，而要重视运行的经济性，避免随意加大扬程。
6.2要重视中央空调循环水流量变化的特点，在夏季与冬季水量变化很大时，采用分设循环水泵方案，或用调速水泵，或采用直径不等的两套叶轮，以节约能源，保证系统可靠高效运行。
6.3 在循环水泵采用并联运行方式时，选择水泵一定要按管路特性与水泵并联特性曲线进行选型计算。选型时，除应注意水泵在设计工况时的性能参数外，还应关注水泵的特性曲线，尽量选择特性曲线陡的水泵并联工作。运行人员应注意工况转换时对阀门的调节。
6.4 在设计中，应根据空调水系统的静压值，合理选用压出式或吸入式系统。