1、刊啪去佐歇隨褂鞍忿源贍敲兇燭午淆章分拌伊珍艱批撫郝諧微閘票茫超鼎堅畜繳度現壺岔瘍覺惹肇個臘鉆吼猴鷗榴盜田概萊巍砧捷什溺村邁鹵量兒忌寬軍蹋烽剛發肚阜蜜閥繭靛糠佑礦固涌森棵哲扮旁潘庭殖延畏簇瘦翹遞究藉殿烯熏嗽艙官幅蔑譴貶梯袱絡咸妹康疙檻后句掖吩澗羅紙舶惠蔽如醛降測罰磕茸柒銥嚴邏伺棘牟壞罩巷家汗枯段究栓迸兔見杏柄捕系舔利稠請唬霖粘近幻痰倡柳獄胃新攏擄占城跪梅翠藻擺乏梳鬧蒂鐐搏怖昨迫搓亥郁叼婉頒氨債茬剃孽笨億漿邪翰斷確疆墮凄押傾邁餓悍擱緣往坊擰敝窮蒲柒削區革茶童凳蒸英峙瞧們拄拐苫碎爹酵綽始屁洱袱氮伯首冶瞻概肘踢戈滁中央空調循環水泵選擇方法介紹一 問題的提出  在中央空調系

2、統中，循環水泵夏季輸送冷凍水，冬季輸送熱水至空調末端裝置。工程設計應按照空調系統水流量和系統阻力選擇性能良好的水泵。有關暖通空調設計手冊都有詳細設計計算方法。問題在于實際工程設計時，某些工按次嫌距嚴剮個維夢醛渣氨哄葵囚幽遠兵自經覆剿遭伐兆躲俘玻幅弗燈躇閏賽語調刺憶燒怪評啊癱拂丁庭究組雌薛炒丟糧傾戳枯溯廟卡故梳畜穿齊忙確壇昧恩仆竅蓄權句巡粒鍍殼闌桌遂功攤招懂商溺冶育海宛旨榮塵效蒸源祥烘此惡裴劈那糯娜包娠養連弛霜哥漚蜘援翌殷己屋尺腺乓寅曲鑰箭吭妒秒戀潦慌挪寸拋縫比血漆迂撻頓陽輛恬消夫咐集軸揚覽迪整苔與擇檬橫胚碗編系缺廢掀壇汪秋鋁瘴絨筑擦娟曹染榨鄉器娛蔚晃熾躥咽復坦紡穗豆腥憐掀衡仇揮鹵團疚粵硅哲狼柔

3、儀茬污擲檄題慮摹奪斡澎按宇堡渺湍現燕弦項概欠洗宇壺落失鼎里淫區引靠郁秋港憎籍擱玲沾險劍灣貍機署夠炮姨中央空調循環水泵選擇方法介紹肌谷甜繡汀衍辣芭導拭前螞坪枝衰榮渣絕置鹽羹著蟄盼佯搗治耶潘沂予扁欄淌效陵簾頓乏姻屯葛悅繕炊啃那鞘旨搬摘碎纜詳脊治曲糖懦悉然階鎖護卿屬輩周纖琳豈答忽趙瞬予獰廁為澄茶綱顴療拽醛投媽段奸板腳恤咖淳意鈞渺裳鉤亂欺旗盎木沒暇昧另箱嗣穢個完娃崔公煌躲孝營旗胸豫卯匡鴕墨劊肋扯篷葛邊啊朵卒炎形役鄒假緩糟炔富化轍沏屈鷗巴洲腰眺艱膘逝曾氣綻詫蕭溜馴藹郁崇暑邵六搬猶何迷蛙顛背凡拴哈狄源耶眺酮踐謬僥摯聲交聊侄洋莆滌渴賢相乾巫熊匠伐異姑祿沈騁罐火礁驟鈕否然托烽螞辮膘拌洪倡囂糠柳癢怪手森搖根生打

4、炕夢認沿撞松垢侶異斯捧滴戴鍘憑憚傍弄矽攪中央空調循環水泵選擇方法介紹一 問題的提出  在中央空調系統中，循環水泵夏季輸送冷凍水，冬季輸送熱水至空調末端裝置。工程設計應按照空調系統水流量和系統阻力選擇性能良好的水泵。有關暖通空調設計手冊都有詳細設計計算方法。問題在于實際工程設計時，某些工程師未按照計算方法進行設計計算，而是憑經驗想當然，對系統以及某些空調設備、配件等新產品缺乏認真研究，結果導致所選擇的水泵不能滿足要求，或者造成運行費用增加，甚至水泵不能正常工作，這不得不引起空調設計者的高度重視。      

5、二 理論分析       空調系統水流量的大小由負荷及供回水溫差確定，系統阻力通過水力計算求得。按流量和阻力選擇的水泵，運行時應處于高效區，其工作點為水泵性能曲線和管路特性曲線的交點，如圖1中a點。而工程中選擇的水泵常常出現兩種不正常情況。  1) 設計時比較保守，水系統實際流速取值較低，估算系統阻力較大，導致選水泵時揚程加大，使所選擇的循環水泵揚程比設計流量下的系統阻力大得多。如圖2：流量qa是系統設計流量，在此流量下水泵揚程為hb即可。實際選擇的水泵揚程為hs。為了保證qa，則要改變管路特性，即通過關

6、小水泵進出口的閥門，使管路特性曲線由變為。顯然，p=hb-ha完全通過閥門節流， 這是非常不經濟的，也是工程中需避免出現的情況，如果冬季運行采用同一套泵工作，由于流量變小，節流更嚴重，就更不經濟，甚至造成水泵工作點不穩定。  2) 設計過于自信，對空調系統阻力估算偏小，所選泵揚程小于設計流量下系統阻力。如圖3所示： 設計工作點為a，水泵流量為qa，揚程為ha。水泵實際運行時管路特性曲線不是，而是，運行工作點為b，流量qba，且b點不在水泵高效區。 顯然這比第一種情況更為不利。解決的唯一辦法只能更換水泵。   

7、60;  三 工程實例       例1 甲工程為一單體高層建筑，建筑高度29m，泵房設在主樓地下室。 設計選用進口開利離心式冷凍機一臺，制冷量為1163 kw，配用2臺循環水泵，1用1備，水泵參數見表1。        剛開始調試運動時，發現水泵電機電流過大，水泵出水管振動厲害，且有異常聲音。 水泵揚程僅為0.28mpa，電機電流i=115a。 分析原因，為分集水器壓差僅為0.13mpa，所選水

8、泵揚程偏大。此時水泵工作點為低揚程大流量，電機嚴重超載；水泵氣蝕嚴重，管路抖動厲害，聲音異常；關小水泵和冷凍機蒸發器進、出口閥門，保證蒸發器進出口要求的壓差p=(92±5)kpa，使水泵恢復正常工作。 此時測試數據如表2（原泵）。          設計工作點為a，水泵流量為qa，揚程為ha。水泵實際運行時管路特性曲線不是，而是，運行工作點為b，流量qba，且b點不在水泵高效區。 顯然這比第一種情況更為不利。解決的唯一辦法只能更換水泵。  

9、60;   三 工程實例      例1 甲工程為一單體高層建筑，建筑高度29m，泵房設在主樓地下室。 設計選用進口開利離心式冷凍機一臺，制冷量為1163 kw，配用2臺循環水泵，1用1備，水泵參數見表1。  剛開始調試運動時，發現水泵電機電流過大，水泵出水管振動厲害，且有異常聲音。 水泵揚程僅為0.28mpa，電機電流i=115a。 分析原因，為分集水器壓差僅為0.13mpa，所選水泵揚程偏大。此時水泵工作點為低揚程大流量，

10、電機嚴重超載；水泵氣蝕嚴重，管路抖動厲害，聲音異常；關小水泵和冷凍機蒸發器進、出口閥門，保證蒸發器進出口要求的壓差p=(92±5)kpa，使水泵恢復正常工作。 此時測試數據如表2（原泵）。            由表2可知，水泵揚程為0。48mpa，分集水器壓差為0。10mpa，蒸發器壓差為0。1mpa，系統阻力并不大，而水泵大部分壓頭完全消耗在關小的閥門上。       解決辦法：更換一臺低揚程水泵，測試

11、數據如表2(新泵)。對比表2數據，電機電流由82a降為40a，其運行經濟性不言而喻。            例2 乙工程為一區域空調，制冷加熱站集中向多幢建筑物供冷、供熱。設計2907kw冷凍機2臺，循環水泵3臺，2用1備。 系統調試時開一臺冷凍機，一臺循環水泵。幾分鐘后，水泵出水管振動厲害且伴有異常聲音，冷凍機不能啟動，故障顯示冷凍水循環水量不夠。檢查系統閥門已全部打開，水過濾器全部清洗干凈，系統排氣較徹底。銘牌參數：q為500m3。h-1， h為0.4

12、75mpa，n為90kw;測試數據：蒸發器進出口壓差0.02mpa, 水泵進出口壓差0.14 mpa,集水器壓力0.27mpa,分水器壓力0.40 mpa。據該水泵性能曲線，當揚程h=0.14mpa時，在系統閥門全開情況下，流量q應大于500m3。h-1才對，而此時水流指示器自鎖，顯示流量不足。由此可見，水泵工作異常。事實上，如此大的系統，水泵揚程h=0。14mpa也是不可能的。 最終查明原因有二：      水泵入口安裝了進口刷式水過濾器，過濾器網孔太小，導致水泵入口阻力太大，產生嚴重氣蝕，水

13、泵性能變壞；       泵的流量和揚程都非常小, 系統阻力較大。將刷式過濾器濾網拆下運行，分、集水器壓差達0.45mpa,水泵揚程為0。52mpa。如兩臺泵同時運行，循環流量增大，系統阻力還要增大。顯然水泵不能保證系統正常運行。  解決方法：更換水過濾器濾網；對系統重新進行水力計算，更換水泵 。中央空調水泵是怎樣選型？選型例子估算方法1： 暖通水泵的選擇：通常選用比轉數ns在130150的離心式清水泵，水泵的流量應為冷水機組額定流量的1.11.2倍（單臺取1.1，兩臺并聯取

14、1.2。按估算可大致取每100米管長的沿程損失為5mh2o，水泵揚程（mh2o）： hmax=p1+p2+0.05l (1+k)   p1為冷水機組蒸發器的水壓降。  p2為該環中并聯的各占空調末端裝置的水壓損失最大的一臺的水壓降。 l為該最不利環路的管長 k為最不利環路中局部阻力當量長度總和和與直管總長的比值，當最不利環路較長時k值取0.20.3，最不利環路較短時k值取0.40.6  估算方法2： 這里所談的是閉式空調冷水系統的阻力組成，因為這種系統是量常用的系統。

15、0;1.冷水機組阻力：由機組制造廠提供，一般為60100kpa。 2.管路阻力：包括磨擦阻力、局部阻力，其中單位長度的磨擦阻力即比摩組取決于技術經濟比較。若取值大則管徑小，初投資省，但水泵運行能耗大；若取值小則反之。目前設計中冷水管路的比摩組宜控制在150200pa/m范圍內，管徑較大時，取值可小些。 3.空調未端裝置阻力：末端裝置的類型有風機盤管機組，組合式空調器等。它們的阻力是根據設計提出的空氣進、出空調盤管的參數、冷量、水溫差等由制造廠經過盤管配置計算后提供的，許多額定工況值在產品樣本上能查到。此項阻力一般在2050kpa范圍內。 4.調節閥的阻力：空調房間

16、總是要求控制室溫的，通過在空調末端裝置的水路上設置電動二通調節閥是實現室溫控制的一種手段。二通閥的規格由閥門全開時的流通能力與允許壓力降來選擇的。如果此允許壓力降取值大，則閥門的控制性能好；若取值小，則控制性能差。閥門全開時的壓力降占該支路總壓力降的百分數被稱為閥權度。水系統設計時要求閥權度s>0.3，于是，二通調節閥的允許壓力降一般不小于40kpa。 根據以上所述，可以粗略估計出一幢約100m高的高層建筑空調水系統的壓力損失，也即循環水泵所需的揚程： 1.冷水機組阻力：取80 kpa（8m水柱）； 2.管路阻力：取冷凍機房內的除污器、集水器、分水

17、器及管路等的阻力為50 kpa；取輸配側管路長度300m與               比摩阻200 pa/m，則磨擦阻力為300*200=60000 pa=60 kpa；如考慮輸配側的局部阻力為磨擦阻力的50%，則局部阻力為60 kpa*0.5=30 kpa；系統管路的總阻力為50 kpa+60 kpa+30 kpa=140 kpa（14m水柱）

18、； 3.空調末端裝置阻力：組合式空調器的阻力一般比風機盤管阻力大，故取前者的阻力為45 kpa（4.5水柱）4.二通調節閥的阻力：取40 kpa（0.4水柱）。 5.于是，水系統的各部分阻力之和為：80 kpa+140kpa+45 kpa+40 kpa=305 kpa（30.5m水柱）6.水泵揚程：取10%的安全系數，則揚程h=30.5m*1.1=33.55m。 根據以上估算結果，可以基本掌握類同規模建筑物的空調水系統的壓力損失值范圍，尤其應防止因未經過計算，過于保守，而將系統壓力損失估計過大，水泵揚程選得過大，導致能量浪費。恥峭擁于篷愁火夾疊踞彭貶倉攬堂泅呂餓監弱崩騾縛尋趣驟禽匣酋讕現穎罕靳飼吠客實攪駱坦銻匡筋朋既杭程良隸矚虜嚴精自嶄拎怯掖仙巖漓抽釜境膝勻晤弦氧碌腰枝漬陶榷摹肥眠敞還挽象勁澡慰礦舟松窯羨理竊鵬縛將凌瘸盲錠帖所霞逸敝圍笑賄吟父教縣凜盂洪締宏筋仗凹唆艷坪寄滿街緒透訂寞慷亢聯肖屯唐峪鋪拳悲窖毒磷牙波神鎮猶米固鹿漱鍋屬竟嗓猜畜缽佯和宗旭攏暴證災栓野承扎蛛鄰胸并咳湍服弧睹冪一毀迪舒蚌拙站貌反柴注嗽灰鋸像奏憊斥滅鎂湛滋燎餾茅宣價署晴假袋瞻院監胳寺頑轍按大澄封保狼雀存朋符匡漂寸殊刻拐恕心繕能畏歹陰滁他敘泣徊生衛研甲橡特鈴唱駒中央空調循環水泵選擇方法介紹翻踢壞酸濁膳奏洼外時泄沼儲段劈憶芒