一些对公共建筑集中空调系统的能耗调查测试表明，集中空调系统的夏季用电量中，大约２５％～３０％消耗于冷水泵及冷却水泵的输配上。空调水系统的合理配置对冷水机组的正常、高效运行有较大影响，因此合理地设计空调水系统是保证集中空调系统节能运行的关键。
随着ＧＢ５０１８９—２００５《公共建筑节能设计标准》的实施，目前空调水系统基本采用末端设置两通阀的负荷侧变流量系统，对冷源侧而言，常规的冷水机组高效稳定运行的前提是流经蒸发器、冷凝器的水量保持恒定。长期以来，采用常规冷水机组的水系统主要有冷水机组定流量一级泵系统和二级泵系统，近年来，一些设备制造商研发出了蒸发器在一定范围内变流量运行时制冷效率不会改变很多的冷水机组，给空调水系统节能运行带来了新的突破。
笔者在从事工程设计及图纸审查的工作中，发现空调水系统在管路连接、阀门设置、设备选型等方面存在设计不够合理的现象。
笔者结合工作体会，对负荷侧变流量的闭式空调冷水系统中常见的３种水系统形式，即冷水机组定流量、负荷侧变流量的一级泵系统，二级泵系统，冷水机组变流量一级泵系统进行分析比较，总结了各系统的特点和适用条件，系统设计时应注意的问题，供同行参考。
冷水机组定流量、负荷侧变流量一级泵系统
ＧＢ５０７３６—２０１２《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》已将定流量一级泵系统（即负荷侧定流量的系统）严格限制在“设置一台冷水机组的小型工程”范围内，除此之外的空调水系统均应通过在末端装置设置水路电动两通阀来实现负荷侧的变水量调节。实际工程中风机盘管、空气处理机组等空调末端装置基本都采用两位控制的电动两通阀或连续调节的电动调节阀进行水路控制，即负荷侧是变流量系统。
然而对于空调冷源侧来说，流经冷水机组蒸发器的水量控制在一定的范围内是保证冷水机组高效稳定运行的主要因素：当蒸发器的流量逐渐减小到使其管束内流动由湍流变为层流时，蒸发器的传热效果会恶化，使冷水机组效率明显降低，流量过小时制冷机会自动停机保护以防蒸发器内冻结和铜管的破裂；当蒸发器的流量逐渐增大到使其管束内流速超过最大允许流速时，会对铜管产生冲蚀作用，增加泄漏事故率，缩短机组使用寿命。
图１为一个典型的冷水机组定流量一级泵系统。解决冷水机组定流量与负荷侧变流量的矛盾的办法是在冷源侧和负荷侧之间的供回水管上设置由供回水压差控制的电动调节阀（简称压差旁通阀），其作用是通过阀门调节维持负荷侧供回水之间压力恒定，即负荷侧阻力Δｐｆ保持不变，由于冷源部分阻力Δｐｙ没有改变，冷水循环泵需克服的阻力（水泵扬程）ΔｐＺ＝Δｐｙ＋Δｐｆ保持不变，因而水泵流量Ｑ不变，即流经蒸发器的水量保持恒定。
图２为上述水系统的水泵流量－压力特性曲线与管网流量－阻力特性曲线关系图，
单台水泵的特性曲线为（Ｑ－Ｈ ）１，２台水泵并联工作的特性曲线为（Ｑ－Ｈ）２，管网特性曲线为Ｐ。当系统在设计工况下运行时，压差旁通阀关闭，系统的工作点在曲线（Ｑ－Ｈ）２与曲线Ｐ的交点Ａ 处，系统水流量为ＱＺ，每台水泵流量Ｑ１＝０.５ＱＺ，Ｑ１也是单台冷水机组蒸发器的额定流量，管路总阻力为ΔｐＺ。假设在设计工况时（２台制冷机运行）系统冷源侧管网阻抗为Ｓｙ，负荷侧管网阻抗为Ｓｆ，则管路阻力与系统流量的关为：
Δｐｙ ＝ＳｙＱ２Ｚ （１）
Δｐｆ＝ＳｆＱ２Ｚ （２）
ΔｐＺ ＝ＳＺＱ２Ｚ＝ （Ｓｙ＋Ｓｆ）Ｑ２Ｚ （３）
在部分负荷时，有一部分末端空气处理装置的电动两通阀处于关闭或调节状态，负荷侧阻抗Ｓｆ增大，供回水之间的压差监测值大于设定值Δｐｆ，系统总阻力ΔｐＺ增加，管网曲线向左偏移，系统流量有减小的趋势，此时压差控制器指令旁通阀开启调节，减小负荷侧阻抗，维持Δｐｆ不变，ΔｐＺ也不变，系统流量保持恒定。
实际运行中，当负荷侧流量改变时，压差旁通阀的调节过程是通过改变阀门的开度，旁通水量的同时抵消负荷侧阻抗的变化，使管网特性曲线不会过多地偏移设计工况，整个系统一直在Ａ点附近运行，单台水泵流量Ｑ１即流经蒸发器的水量保持在一个相对稳定的范围内。当整个系统冷负荷减小一半时，手动或自动关闭１台冷水机组及相应的冷水泵，此时压差旁通阀关小或全部关闭，由于负荷侧电动阀关闭较多，管路特性曲线变陡，如图２中曲线Ｐ１，整个系统在压差旁通阀的作用下在Ｂ点附近运行，运行的１台冷水机组冷水量保持在Ｑ１附近。
没有设置压差旁通阀的系统，当２台泵运行时，在部分负荷状态下，管网特性曲线向左偏移，如图２中Ｐ′，系统工作状态点偏移到Ａ′，流量减小，制冷机效率降低，当单台机组流量减小到冷水机组允许的最小流量时，冷水机组会自动停机保护。不同的冷水机组允许的最小流量不同，一般在３０％～４０％之间，由于多台冷水机组并联运行时为台数控制，单台机组流量减小到冷水机组允许的最小流量导致停机的情况不多，所以没有压差旁通阀的系统的主要缺点是部分负荷时制冷效率降低，不节能。
笔者审图及工程回访中发现一些工程在压差旁通阀上并联了一个检修阀门（如图３所示），目的是在检修压差旁通阀时打开这个检修阀旁通水量。
这种做法是错误的，由于检修阀作用压力很大（是整个负荷侧的阻力），该阀打开后造成系统大量水旁通，负荷侧水量不够，系统阻力减小，工作状态点偏移到Ａ″，流量增大，会对冷水机组蒸发器铜管产生冲蚀，也会造成水泵电动机过载。如果运行人员误操作长期打开这个阀门，会造成蒸发器泄漏及水泵电动机烧坏事故，这比关闭旁通回路的危害要大。
定流量一级泵系统主要的节能手段是根据系统冷负荷对冷水机组及相应的水泵进行台数控制，因此流经压差旁通阀的最大流量（阀门全开时）是系统中最大一台循环水泵的流量，压差旁通阀全开时作用压力为经过计算的设计工况下负荷侧阻力减去其两边检修阀的阻力，因此，压差旁通阀的流通能力为：
式中 Ｋｖ为调节阀的流通能力；Ｑ１为系统中最大一台冷水机组对应的循环水泵流量，ｍ３／ｈ；Δｐｆ为负荷侧计算供回水压差，Ｐａ；Δｐｊ为旁通管上其他阀门和管道本身的阻力，Ｐａ。
工程设计中，应根据Ｑ１及Ｋｖ值来选择压差旁通阀的口径。不少工程中设计人员没有经过计算，直接按旁通管管径来选择阀门口径，甚至按水泵或冷水机组接管管径来选择阀门口径，造成旁通阀Ｋｖ值选大了，成为快开阀，没起到控制压差的作用。
综上所述，在部分负荷时，冷水机组定流量一级泵系统是通过压差旁通阀旁通水量来适应负荷侧的水量变化，循环水泵提供的一部分能量都消耗在旁通水路上，因此它适用于中小规模、系统流量和阻力都不大，即单台水泵功率小的工程。
二级泵系统
冷水机组定流量、负荷侧变流量一级泵系统的主要缺点是将循环水泵的一部分能量消耗在旁通水路上，相对来讲，负荷侧系统规模越大（即单台水泵功率大）、冷水机组部分负荷运行时间越长，一级泵系统能量浪费越严重。从２０世纪９０年代开始，由于水泵变频控制器的日益普及，采用变频控制的二级泵系统在我国广泛使用。
图４为将图１的一级泵系统变成二级泵后的系统示意图，其中２台一级泵的总流量无论在设计工况还是部分负荷工况均为ＱＺ，扬程均为冷源侧阻力Δｐｙ，能耗没有变化；２台二级泵在设计工况总流量为ＱＺ，扬程为负荷侧阻力Δｐｆ，当系统冷负荷减小时，一些末端装置关闭，末端压差监测值会增大到大于设定值，通过控制令变频器降低二级泵频率，二级泵由于转速降低，流量、扬程减小，能耗降低。
二级泵变频采用末端压差控制较为节能，就是将恒定压差信号点设置在负荷侧最不利末端（见图５，Δｐ２），当系统负荷降低、流量减小时，管道阻力降低，维持最不利末端压差所需的负荷侧作用压差Δｐ１也会低于Δｐｆ，水泵为变压差运行，但这需要在系统多个末端设置压力传感器，随时检测比较、控制，投资相对较高。实际有较多工程的压差调节信号并不是取自系统最不利末端，而是取自靠近分集水器的供回水干管处（见图５，Δｐ１），这样做的结果是负荷侧总压差Δｐｆ保持不变，变频控制只是改变了二级泵流量，不能降低水泵扬程，削弱了节能效果。
二级泵系统中，保证冷源侧和负荷侧都正常运行的关键因素是合理地设置平衡管，平衡管的作用是在保证冷源侧、负荷侧循环流量的同时将冷水机组的制冷量全部提供给负荷侧。平衡管应设在供回水总管之间冷源侧和负荷侧分界处（见图５）。一级泵和二级泵流量在设计工况完全匹配时，平衡管内无水量通过即接管点之间无压差。实际运行时多数情况下（冷水机组部分负荷运行时）一级泵流量大于二级泵流量，一级泵多余的水量从平衡管旁通回到冷水机组。为使不完全同步调节的各级泵之间流量达到平衡，应尽量减小平衡管阻力，保证旁通流量，因此平衡管管径应尽可能加大。
如果水泵选型不合适或运行控制不佳造成二级泵流量较大时，负荷侧空调系统回水也会直接从平衡管旁通进入供水管。笔者几年前参与设计的一个综合写字楼设计项目，建筑面积约８５０００ｍ２，冷源选用３台３ ０００ｋＷ离心式冷水机组和１台１４００ｋＷ 螺杆式冷水机组，空调冷水系统设计为二级泵系统，选用的一级泵扬程为２０ｍ，二级泵扬程为２２ｍ，二级泵变频由负荷侧供回水总管压差控制，系统投入运行后发现负荷侧供水温度经常比冷水机组出水温度高１℃以上，分析原因是二级泵变频由近端供回水压差控制，且压差设定值（为１８０ｋＰａ）大于实际阻力，空调系统的回水直接从平衡管旁通进入供水管，导致冷水系统供水温度逐渐升高。后来运行人员将压差设定值降低至１６０ｋＰａ，情况有所好转，但由于水泵扬程选择偏大，变频控制总是在较低扬程运行，效率降低的问题没有解决。
实际工程中，应尽量避免由于二级泵扬程选择过大造成冷水系统供水温度逐渐升高，末端无法满足要求而不断加大二级泵转速的“恶性循环”情况发生。设计二级泵系统时，应进行详细的水力计算，以保证平衡管两端的压力平衡，使一级泵流量满足冷水机组高效运行的同时二级泵变速控制提供系统需要的水量。
二级泵系统的水泵输送能耗是否比一级泵系统低也要经过分析比较，增加了一级泵，相应也会增加约５０ｋＰａ的阀门阻力（其中止回阀阻力较大），相当于水泵电动机功率提高一挡，水泵和变频器的投资也增加了，因此中小规模的工程不一定适合采用二级泵系统。相关标准规定“系统作用半径较大、阻力较高”的工程宜采用二级泵系统，在《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》条文说明中给出冷水机组定流量一级泵系统“一般适用于最远环路总长度在５００ｍ之内的中小型工程”的判断标准。目前借助建筑能耗模拟软件，还可以计算建筑的全年逐时冷负荷，并根据逐时冷负荷计算不同系统方案的全年运行能耗，分析和比较各方案的技术和经济性，确定最合理的系统。
冷水机组变流量一级泵系统
与冷水机组定流量一级泵系统相比，二级泵系统的负荷侧水泵能耗减小，但对冷源侧而言，循环水泵只能随着冷水机组根据负荷的变化进行台数控制，在冷水机组部分负荷运行时，制冷机进出口温差减小，一级泵流量、扬程不变，水泵电耗没有减少。
随着制冷机控制技术的改善，一些设备制造商已经生产出允许蒸发器流量在一定范围内变化的冷水机组，其中有的设备制造商承诺蒸发器流量在５０％～１００％范围内变化时制冷机效率基本不会降低或效率降低增加的能耗远小于水泵降低的能耗，这就为冷水机组变流量一级泵系统的发展提供了可能。
与二级泵系统相比，冷水机组变流量一级泵系统主要有以下优点：
１）系统简单、初投资低，节省的二级水泵及附件的费用大于一级水泵的变频器和控制元件增加的费用。
２）节省机房占地面积。
３）运行节能潜力较大，减少了二级泵系统中冷源侧旁通水量的能耗及二级水泵附加阀门等增加的能耗，同时因为二级泵系统中的一级泵通常是大流量低扬程，而一级泵系统的水泵均是大流量高扬程，其固有的效率一般高于同等流量低扬程的水泵。
与冷水机组定流量、负荷侧变流量一级泵系统和二级泵系统相比，冷水机组变流量一级泵系统在部分负荷运行时回水温度相对较高，冷水机组的平均运行效率较高。但是，冷水机组变流量一级泵系统也存在一些需要解决的问题：
１）当各区域阻力相差悬殊时，与二级泵系统相比，没有各区域采用不同扬程水泵的节能优势。
２）制冷机和冷水泵独立控制（不同于冷水机组定流量系统的联锁控制），如二者结合不好，系统将处于不稳定状态。
３）对制冷机的要求高，特别是制冷机对流量变化的处理能力———允许流量变化率要求高，制冷机允许的单位时间相对设计流量的变化率越高，水系统进出水温达到稳定的时间越短，对空调末端水温波动的影响越小。一些制造厂家的产品较难达到要求。
４）控制复杂，如制冷机蒸发器的最小流量控制和制冷机的分级启停等，容易出故障。
图６为冷水机组变流量一级泵系统示意图，制冷机和水泵台数不必一致，采用共用集管连接，每台制冷机接管上应设置与之联锁的电动隔断阀。
水泵变频控制仍采用末端压差控制。由于有制冷机蒸发器最小流量限制，应在供回水总管之间设置旁通管，按最大一台制冷机允许的最小流量来确定旁通管与控制阀。与冷水机组定流量、负荷侧变流量一级泵系统不同，由于此旁通阀保证的是冷水机组最小流量，在冷水机组变流量一级泵系统中是必须设置的，并要精确设计选择阀门，精确控制，否则运行时水泵变频调速到制冷机允许的最小流量时，前述的停机保护情况就会发生。
冷水机组变流量一级泵系统的复杂性在于它的控制环节对制造商、设计师、运行人员都提出了很高的要求，且越复杂的控制系统越容易出故障。因此，应进行技术和经济比较，在与其他系统相比节能潜力大（即单台水泵功率大，变频控制节省能量多），设备的适应性、控制方案和运行管理可靠的前提下采用。
随着制冷机技术和控制水平的进一步提高，制冷机适应负荷变化能力的增强，冷水机组变流量一级泵系统应有更加广阔的发展前景。
结论
１ 冷水机组定流量、负荷侧变流量一级泵系统是通过压差旁通阀旁通水量来适应负荷侧的水量变化的，循环水泵提供的一部分能量都消耗在旁通水路上，因此它适用于中小规模、系统流量和阻力都不大的工程，系统设计的关键是保证运行时冷水机组的流量保持基本恒定。
２ 采用普通冷水机组、规模较大、系统阻力较高的工程适宜采用二级泵系统，系统设计的关键是通过一级水泵、二级水泵阻力的合理分配，二级水泵变频的合理控制，最大限度地降低能耗。
３ 随着制冷机技术和控制水平的改善，冷水机组变流量一级泵系统具有很大的节能潜力和广阔的发展前景。根据目前的技术水平，当冷水机组允许的流量变化与系统负荷相适应时，经过技术和经济比较，与其他系统相比节能潜力较大，在控制方案和运行管理可靠的前提下可以采用冷水机组变流量一级泵系统。
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