供水系统变频调速节能改的可行性分析报告.docx

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供水系统变频调速节能改的可行性分析报告

供水系统变频调速节能改造的可行性研究

1引言

风机和水泵在国民经济各部门的数量众多，分布面极广，耗电量巨大。

据有关部门统计，全国风机、水泵电动机装机总容量约为35000MW，耗电量约占全国电力消耗总量的40%左右。

目前，风机水泵的耗电量中还有很大的节能潜力，其潜力挖掘的焦点是提高风机和水泵的运行效率。

据估计，提高风机和水泵系统运行效率的节能潜力可达300～500亿kW·h/年，相当于6～10个装机容量为1000MW级的大型火力发电厂的年发电总量。

离心式的风机水泵的负载特性属平方转矩型的负载，即其轴上需要提供的转矩与转速的二次方成正比。

风机水泵在满足三个相似条件：

几何相似、运动相似和动力相似的情况下遵循相似定律；对于同一台风机（或水泵）。

当输送流体的密度ρ不变仅转速改变时，其性能参数的变化遵循比例定律：

流量与转速的一次方成正比；压头（扬程）与转速的二次方成正比；轴功率则与转速的三次方成正比。

如果水泵转速是其额定转速的50%时，则功耗只有额定值的12.5%，节能率可达87.5%。

果真如此吗？

否。

风机水泵比例定律的三大关系式的使用是有条件的，在实际使用中，风机水泵由于受系统参数和运行工况的限制，并不能简单地套用比例定律来计算调速范围和估算节能效果，而应将实际工况转化为相似工况后，才能用比例定律进行计算。

其结果的差别还是很大的。

作为变频器的生产厂家，特别是专门研究变频控制的专家学者，必须明明白白地告诉用户，风机水泵的变频节能到底是怎么一回事，而不能有意无意地误导读者，片面夸大节能效果。

2风机水泵的相似定律

2.1风机（水泵）的几何相似，运动相似和动力相似

两台泵（风机）若几何相似，就是说它们的形状完全相同，只是大小不同，其中一台泵（风机）相当于另一台泵（风机）按一定比例的放大或缩小。

举个形象的例子：

两张不同比例尺的中国地图，它是几何相似的，但大小相差一定的倍数。

应指出的是：

本书所说的两泵（风机）几何相似，是指通流部分的几何相似，并不是要求泵（风机）之间的轮廓外形也必须几何相似。

两台泵（风机）的运动相似是指两台几何相似泵（风机）通流部分各对应点的速度三角形相似。

显然，只有当两台泵（风机）的通流部分几何相似，才有可能运动相似，但满足几何相似条件的，不一定满足运动相似的条件，只有当两台几何相似泵（风机）都在相似工况点运行时（例如：

都运行在最高效率工况点时），才是运动相似，所以运动相似又称工况相似。

两台风机（水泵）的动力相似则是指作用于两台泵（风机）内各对应点上力的方向相同，大小成比例。

作用于泵（风机）内流体的力主要有惯性力、粘性力的总压力。

因此，为使泵（风机）中的动力相似，必须对应点上的惯性力与弹性力（或压力与密度）之比相等，惯性力与粘性力之比相等。

2.2离心式风机（水泵）的相似定律

叶片式泵与风机的相似定律是两台泵（或风机）在满足几何相似和运动相似的前提下导出的。

它给出几何相似的泵（或风机），在相似工况点的流量之间、扬程（或全压）之间、功率之间的相互关系为：

即把泵的线性尺寸几何相似地均放大一倍时，对应工况点的流量、扬程、轴功率将各增到原来的8倍、4倍和32倍。

例2某台离心式风机采用变速调节方式，当其转速降低到原来额定转速的一半时，其对应工况点的流量、全压、轴功率各降到原额定转速时的多少倍？

（设气体密度不变）

解由比例定律式（7）~式（9）得

即当风机的转速降低到原额定转速的一半时，对应工况点的流量、全压、轴功率各下降到原来的1/2、1/4和1/8，换句话说，用变速调节方式调节流量可使轴功率值大大下降，这也就是变速调节方式可以大幅度节电的原因。

应该指出的是本题中的n＇/n=2＞1.3，所以计算的结果可能会有一定误差。

例3已知Y4-73No28型锅炉引风机在抽送140oC的烟气时所需的轴功率为636kW，试问若用以输送20oC的空气时所需的轴功率为多少？

已知烟气在140oC时的密度为0.85kg/m3，空气在20oC时的密度为1.2kg/m3。

解由相似定律（3-8）得在20oC空气时风机所消耗的轴功率p为：

故在考虑引风机电动机的功率时，应注意到引风机在冷态起动时所需的轴功率值。

2.3求出几何相似风机（水泵）之间的相似工况点。

相似定律只适用于几何相似泵（风机）对应工况点之间的关系，因此，在应用相似定律之前，需要先找到对应工况点关系。

对应工况点又称相似工况点，可以通过下面两种方法求几何相似泵（风机）的相似工况点。

（1）根据相似工况点的效率相等求相似工况点间的关系，相似定律式（4）~式（6）是在假设相似工况点各效率对应相等的前提下得出的，这就是说，相似工况点的效率必相等。

下面根据这一思路求相似工况点间的关系。

两台几何相似泵（风机）的最高效率是相等的，且每台泵（风机）都只有一个最高效率点，所以各几何相似泵（风机）的最高效率点是相似工况点；进一步看，在各几何相似泵（风机）的性能曲线上最高效率点的右侧（大流量侧）也彼此有一个效率相等的工况点，它们也都是相似工况点，同理在最高效率的左侧（小流量侧），又可找到彼此效率相等的相似工况点。

（2）求出各相似工况点的连接曲线——相似抛物线。

下面以求同一台泵在转速变化时的相似抛物线为例说明，若某泵在额定转速n下某工况点的流量为q＇v，扬程为H＇，需要求当转速变化时，与其对应的各相似工况点。

设与工况点（q＇v,H＇）对应各相似工况点的流量为qv，扬程H，qv与H随着转速的变化而改变。

因为相似工况点间都满足相似定律和比例定律，故由式（7）qv/q＇v=n/n＇与式（8）H/H＇=（n/n＇）2联立求解，消去转速比n/n＇项得：

式（10）即为一条经额定转速n某工况点（q＇v,H＇）的相似抛物线。

其上各点为变转速时的各相似工况点。

如图1所示，当转速为n1、n2……时，对应的相似工况点为（qv1,H1）、（qv2,H2）······。

图1过（q＇v,H＇）点的相似抛物线.

同理，（通）风机变转速时，过（q＇v,p＇）点的相似抛物为

（11）

2.4.风机（水泵）的转速变化时，风机（水泵）装置的运行参数将如何变化？

风机与水泵转速变化时,其本身性能曲线的变化可由比例定律q＇v/qv=n＇/n,H＇/H=（n＇/n）2[或p＇/p=（n＇/n）2>作出，如图2所示。

因管路性能曲线不随转速变化而变化，故当转速由n变至n/时，运行工况点将由M点变至M/点。

图2转速变化时风机（水泵）装置运行工况点的变化

（a）泵（当管路静扬程Pst≠0时）；（b）风机（当管路静压Pst=0时）

应注意的是：

当管路性能曲线的静扬程（或静压）不等于零时，即Hst≠0（或Pst≠0）时，转速变化前后运行工况点M与M＇不是相似工况点，故其流量、扬程（或全压）与转速的关系不符合比例定律，不能直接用比例定律求得。

但当管路性能曲线的静扬程（或静压）等于零时，即HST=0（或PST=0）时，管路性能曲线是一条通过坐标原点的二次抛物线，它与过M点的变转速时的相拟抛物线重合，因此，M与M＇又都是相似工况点，故可用比例定律直接由M点的参数求出M＇点的参数。

例4某锅炉给水泵装置的性能曲线如图3所示，其在额定转速下运行时的运行工况点为M，相应的qv.M=380m3/h。

现欲通过变速调节，使新运行工况点M＇的流量减为190m3/h，试问其转速应为多少？

（额定转速为2950r/min）

解变速调节时管路性能曲线不变，而泵的运行工况点必在管路性能曲线上，故M＇点可由qv.M/=190m3/h处向上作垂直线与管路性能曲线相交得出（见图3），由图可读出M＇点的扬程HM/=1670m。

M/与M不是相似工况点，需在额定转速时的H-qv曲线上找出M＇的相似工况点A，以便求出M＇的转速。

过M/点作相似抛物线，由式（10）得

图3某给水泵装置的性能曲线和管路性能曲线

为把相似抛物线作到图3-4上，上式（H=0.046q2v）中H与qv的关系列表如下：

qv（m3/h）0100200220240

H（m）0460184022262650

把列表中数值作到图3上，此过M＇点的相似抛物线与额定转速下H-qv相交于A点。

由图可读出qvA=227m3/h，HA=2360m，故得

上述两式得出的结果略有不同是因作图及读数误差引起的。

从计算结果知，此泵装置因管路静扬程Hst很高，故当流量减少到原流量的50%时，其转速只降到原转速的2469/2950=83.7%，而不是50%。

泵或风机系统管路性能曲线中静扬程（静压）所占比例的大小，与调速装置节能效果的大小相关。

当静扬程所占比例很大时，即使泵系统的工作流量变化很大，但调速装置的转速变化范围并不大，结果变速调节的节能效果也不大。

这是因为静扬程（静压）不等于零时，管路性能曲线与变转速时的相似抛物线不重合，故变速前后各工作点间的关系并不符合比例律，即流量比不等于转速比。

当静扬程（静压）为正值时，流量比恒大于转速比。

例如DG500-180型锅炉给水泵，其最高转速n=2950r/min，相应qv=500m3/h,H=1800m。

若泵系统的静扬程Hst=1500m。

则变速调节流量至60%最大流量（300m3/h）时，相应转速为最高转速的89%（2625r/min）。

可见这比静扬程为零时流量比为60%时，转速比也为60%时要高多了。

因此，管路性能曲线的静扬程越高，则变速调节流量时，其轴功率的减少值也越小。

如图4所示某离心泵在不同静扬程下采用变速调节及出口阀门调节方式时流量比qv/qvn和所消耗轴功率比P/Pn的关系。

所以说，对于有较大静扬程的泵或风机，只用工作流量变化范围大小确定节能效益的大小就不正确了，应根据转速变化范围确定节能效益的大小才是正确的。

图4泵系统在不同静扬程下的轴功率流量特性

图中——线转速调节；······线出口阀门调节

例5若例4中的锅炉给水泵电动机的额定功率为2300kW，额定转速时的实际出力为2000kW，试估算其节能效果。

由图3可以看出，此给水泵的出口压力为25MPa，锅炉气包压力为15MPa，由上例计算结果，当转速下降到2469r/min，即额定转速的83.7%时，流量为190t/h，即额定流量的50%，压力为16.7MPa，略高于锅炉汽包压力，为了保证汽包顺利进水，转速已不能再下降了。

所以其调速范围为83.7%~100%，根据式（9）P/P＇=（n/n＇）3，其轴功率P＇=1173kW，最大节能率为41.4%。

若给水泵的流量余量以15%计算，当流量为190t/h时，锅炉的负荷约为58.8%左右。

作为一般的机组，也已经接近最低不投油稳燃负荷了。

正巧，由以上计算数据看出，给水泵的调速能耗率与锅炉的负荷率是基本一致的，也即能耗与流量的一次方成正比。

所以，可依据锅炉的负荷率来粗略估算给水泵的调速节能率。

电站水泵的静扬程都不等于零，所以其调速范围和节能效果都不能简单地采用比例定律计算，都要先求出相似曲线，然后才能进行计算。

除了锅炉给水泵外（汽包压力为其静扬程），对循环水泵则水塔高程为其静扬程，对于凝结水泵，凝结水出口母管压力为其静扬程。

因为凝结水泵除了调节凝汽器热井水位恒定外，还要保证凝结水出口母管压力足够大（一般＞0.75MPa），以防止空气由排水阀经凝结水再循环管进入凝汽器中，而破坏汽轮机真空。

电站风机，则由于其静压很小，所以可以直接用比例定律估算其调速范围和节能效益，只是要求以输出风压作为调速范围的校验指标。

3风机水泵的并联运行

泵或风机并联运行的主要目的是增大所输送的流量。

但流量增加的幅度大小与管路性能曲线的特性及并联台数有关。

图5所示为两台及三台性能相同的20Sh-13型离心泵并联时，在不同陡度管路性能曲线下流量增加幅度的情况，从图可见，当管路性能曲线方程为Hc=20+10q2v时（qv单位为m3/s），从图中查得：

一台泵单独运行时：

qv1=730L/s（100%）

两台泵关联运行时：

qv2=1160L/s（159%）

三台泵并联运行时：

qv3=1360L/s（186%）

当管路性能曲线方程为Hc=20+100q2v时，从图可查出：

一台泵单独运行时：

qv1=450L/s（100%）

二台泵并联运行时：

qv1=520L/s（116%）

三台泵并联运行时：

qv1=540L/s（120%）

图5不同陡度管路性能曲线对泵并联效果的影响

比较两组数据可以看出：

管路性能曲线越陡，并联的台数越多，流量增加的幅度就越小。

因此，并联运行方式适用于管路性能曲线不十分陡的场合，且并联的台数不宜过多。

若实际并联管路性能曲线很陡时，则应采取措施，如增大管径、减少局部阻力等，使管路性能曲线变得平坦些，以获得好的并联效果。

3.1.如何作出并联泵（或风机）的性能曲线（H-qv）或（P-qv）

两台或两台以上泵（风机）向同一压出管路压送流体的运行方式称为并联运行，如图6（a）所示。

图6两泵并联及并联性能曲线（H-qv）并

（a）两台泵并联示意图；（b）并联性能曲线作法。

泵（或风机）并联运行的基本规律是：

并联后的总流量应等于并联各泵流量之和；并联后产生的扬程与各泵产生的扬程都相等。

因此，泵（风机）并联合成后的性能曲线（H-qv）并或（P-qv）并的作法是：

把并联各泵（或风机）的（H-qv）或（p-qv）曲线上同一扬程（或全压）点上流量值相加，以图6两台泵并联为例，先把这两台泵的性能曲线（H-qv）i和（H-qv）a以相同的比例尺绘在同一坐标图上，然后把各个同一扬程值的流量分别相加，如图6所示，取扬程值为H、H＇、H〃、……，对应于（H-qv）i和（H-qv）a，上分别为1、1＇、1〃……和2、2′、2″……取qv1+qv2、qv＇1+qv＇2、qv〃1+qv〃2……得3、3′、3″……连接3、3′、3″……各点即得合成后泵并联性能曲线（H-qv）并，同法可得风机并联性能曲线。

3.2.当并联泵（或风机）中的一台进行变速调节时，如何确定并联运行工况点？

如图7所示，Ⅰ、Ⅱ两台性能相同的泵并联运行。

但泵Ⅰ与泵Ⅱ有一台为变速泵，另一台为定速泵。

当变速泵与定速泵以相同的额定转速运行时,Ⅰ和Ⅱ的并联性能曲线（H-qv）并为Ⅲ，并联运行工况点为M。

但当变速泵的转速降低时，并联性能曲线变为如图7中的虚线所示，其并联运行工况点也相应地变为M′、M″、……

从图7可以看出，当变速泵的转速降低时，变速泵的流量减小，但定速泵的流量却增大。

当变速泵的转速降低到某一转速值时，其输出流量为零，这时并联运行实际上相当于一台定速泵单独运行。

若变速泵转速进一步降低，且变速泵出口管路又未设置逆止阀时，就会出现定速泵部分流量向变速泵倒灌，这种现象在实际上是不容许产生的。

从图可见，当变速泵的转速由额定转速降低到该泵输出流量为零的转速时，定速泵的流量将由qvN增大到qvB，这可能会导致定速泵产生过载或泵内汽蚀。

为防止定速泵的过载和汽蚀，可在定速泵出口管路设置调节阀，必要时控制其流量。

4供水系统的水泵运行工况分析

4.1多泵并联运行

一般的供水系统都采用多台泵并联运行的方式，并且采用大小泵搭配使用，目的是为了灵活地根据流量决定开泵的台数，降低供水的能耗。

供水高峰时，几台大泵同时运行，以保证供水流量；当供水负荷减小时，采用大小泵搭配使用，合理控制流量，晚上或用水低谷时，开一台小泵维持供水压力。

多台并联运行的水泵，一般采用关死点扬程（或最大扬程）相同，而流量不同的水泵。

这些泵并联运行时，每台泵的出口压力即为母管压力，且一定大于每一台泵单泵运时的出口压力（或扬程）：

HN=HA2=HB2=HC2……＞HA1、HB1、HC1……

并联运行泵的总出口流量为每台泵出口流量之和，且每台泵的流量一定小于该泵单泵运行时的流量：

QN=QA2＋QB2＋QC2……＜QA1＋QB1＋QC1＋……

若并联运行的泵的扬程不同，则在并联运行时扬程低的泵的供水流量会比单泵运行时减小很多。

当管网阻力曲线变化时，容易发生不出水和汽蚀现象。

4.2静扬程对调速范围的影响。

供水系统的静扬程H0，即供水母管的最小压力（水泵在静扬程下消耗的功率称为空载功率：

在流量为零时，水泵所消耗的最大功率）。

十分明显的是，静扬程越高，空载功率所占的比例越大，调速范围越小，调节转速的节能效果就越差。

静扬程可由水泵进水口和出水口的落差形成，也可由管网阻力曲线形成，也可由用户要求的供水压力来决定。

（如锅炉给水泵，必须大于汽包压力才能进水。

）当然也可由变/定速水泵并列运行的定速水泵的出口压力造成！

4.3变频泵与工频泵的并联运行分析

4.3.1变频泵与工频泵并联运行时总的性能曲线，与关死点扬程（最大扬程）不同，流量也不同的水泵并联运行时的情况非常类似，可以用相同的方法来分析

图8中：

（1）F1为工频泵的性能曲线，也是变频泵在50Hz下满负荷运行时的性能曲线（假定变频泵与工频泵性能相同，如图9所示），工频泵单泵运行时的工作点A1。

（2）F2为变频泵在频率F2时的性能曲线，变频泵在频率F2单独运行时的工作点B1。

（3）F3为变频和工频水泵并联运行的总的性能曲线，工作点C，扬程HC，流量QC=QA2＋QB2。

4.3.2变频泵与工频泵并联运行时的特点

（1）F2不仅仅是一条曲线，而是F1性能曲线下方偏左的一系列曲线族。

F3也不仅仅是一条曲线，而是在F1性能曲线右方偏上的一系列曲线族。

（2）F2变化时，F3也随着变化。

工作点C也跟着变化。

因此变频泵的扬程HB2，流量QB2，工频泵扬程HA2，流量QA2，以及总的扬程HC=HB2=HA2，和总流量QC=QA2＋QB2都会随着频率F2的变化而变化。

（3）随着变频泵频率F2的降低，变频泵的扬程逐渐降低。

变频泵流量QB2快速减少；工作点C的扬程也随着降低，使总的流量QC减少；因此工频泵的扬程也降低，使工频泵流量QA2反而略有增加，此时要警惕工频泵过载。

4.3.3变频泵与工频泵并联运行特例之一，是频率F=F1=50Hz

图10变频泵最低频率下与工频泵并联运行时总的性能曲线图11没有管网阻力时变频泵与工频泵并联运行时的特性

图9中：

（1）F1为工频泵的性能曲线，也是变频泵F2=F1=50Hz下满负荷运行时的性能曲线（假定变频泵与工频泵性能相同），工频泵和变频泵单泵运行时的工作点A1。

（2）F3为变频泵和工频泵并联运行的总的性能曲线，工作点C，扬程HC=HB2=HA2等于每台泵的扬程，每台泵的流量QA2=QB2，总流量QC=QA2＋QB2=2QA2。

即当F2=F1=50Hz时，变频泵与工频泵并联运行时的特性，与两台性能相同的泵并联运行时完全一样。

4.3.4变频泵与工频泵并联运行特例之二，是F2=Fmin（变频泵设置的最低工作频率）。

图10中：

（1）F1为工频泵的性能曲线，工频泵单泵运行时的工作点A1。

（2）F2=Fmin为变频泵最低频率下单泵运行时的性能曲线。

（3）F3为变频和工频泵并联运行的总的性能曲线，工作点C不与F3相交，只与F1相交，扬程HC=HA1=HA2=HB2等于每台泵的扬程，工频泵的流量QA2=QA1，总流量QC=QA2=QA1，QB2=0。

即当F2=MIN时，变频泵的扬程不能超过工频泵的扬程，因此变频泵的流量为零。

变频泵与工频泵并联运行时总的性能曲线，与单台工频泵运行时的性能曲线相同，变频泵没有流量输出，但仍然消耗一定的功率。

（4）在此运行状况中，变频泵的效率降到最低，因此变频泵不能工作在这种工况中。

（5）在这种特例中，变频泵极易产生汽蚀现象，易造成泵的损坏，解决的办法是将再循环阀门打开，使泵保持一定的最小流量，但这样做使泵的能耗增加。

水泵变频不论是单泵运行还是并联运行都有一个极端理想的特例，就是只有净扬程，没有管网阻力，或者管网阻力与净扬程相比可以忽略，则管网阻力曲线可以看成是一条与净扬程点平行的一条直线。

水泵将水通过粗管道垂直向上打入一个开口的蓄水池就是属于这种情况。

电厂锅炉给水泵系统中，由于给水压力极高，管网阻力相对较小，因此采用变频运行时也可以看成属于这种情况，如图11所示。

F1为变频器最高运行频率性能曲线。

工作点A，F2和F3为变频运行性能曲线。

H0为实际扬程。

图9中不论怎样调节频率，扬程都恒定不变，只是流量变化。

水泵的输出功率只随流量的变化而变化。

从图11中可以看出，随着频率的减少，微小的频率变化∆F会引起很能大的流量变化∆Q。

性能曲线越平坦，∆F引起的∆Q就越大。

因此频率越低，流量越小时这种变化就越大。

所以说频率与流量之间的关系为QA/（F1－Fmin）。

是一种非线性的很难说是几次方的关系。

由于功率与流量成正比。

功率与频率的关系为H0QA/（F1－Fmin），也很难说与频率是几次方的关系。

在这种情况下进行变频运行时，流量不宜太小，以防止微小的频率或转速的变化引起流量较大的变化，造成水泵流量不稳定。

Fmin越高，F1－Fmin就越小，流量和功率随着频率的变化就越大。

4.4高性能离心泵群的变频控制方案

4.4.1恒压供水的控制特点

供水控制，归根结底，是为了满足用户对流量的需求。

所以，流量是供水系统的基本控制对象，但流量的检测比较困难，费用也较高。

考虑到在动态供水情况下，供水管道中水的压力P的大小与供水能力和用水需求之间的平衡情况有关：

当供水能力大于用水量时，管道压力上升；当供水能力小于用水量时，则管道压力下降；当供水能力等于用水量时，则管道压力保持不变。

可见，供水能力与用水需求之间的矛盾具体地反映在供水压力的变化上。

从而压力就成了用来作为控制流量大小的参变量，也就是说，保持供水系统中某处压力的恒定，也就保证了使供水能力和用水需求处于平衡状态，恰到好处地满足了用户的用水要求，这就是恒压供水所要达到的目的。

4.4.2高性能离心泵的变频控制方案。

高性能离心式水泵由于采用了三元流动，进口导叶等先进技术，离心式水泵的特性曲线已经做得非常平坦，高效率的工作区域很宽，这也正是水泵生产厂家努力追求的目标。

但是这样的水泵在定压供水工况下，其调速的范围很小。

供水系统的静扬程越大，也就是空载功率所占的比例越大，水泵特性越平坦，调速范围就越小，调节转速的节能效果也就越差。

对于定压供水系统的高效离心水泵群如果采用“一变多定”配置的控制方案，则会引起一些问题。

图11是定压供水系统中变频水泵的调速特性曲线图，从图中容量看出，在定压供水系统中，变频水泵新的工况点也就是变频泵特性曲线和等压线的交点。

因水泵的特性曲线非常平坦，变频器的调速范围非常小。

且因为供水压力小的波动（这在供水系统中是很常见的）。

新的工况点会发生剧烈变动，工况点极不稳定，虽然在控制程序中可以采用软件滤波的方法改善不稳定的情况，但变、定压水泵配置方案运行匹配较为困难，且节能效果有限却是肯定的，这也是和采用变频节能控制的初衷相违背的。

因此对于实际工程中的高性能离心泵机群，所有泵都采用变频调速控制才是合理的。

4.4.3变、定水泵并列运行

在实际工程中，考虑到投资的可能性和运行工况的必要性，也常设计变、定水泵的并列运行方式，但应考虑以下方面的因素。

首先，在满足最大设计水量的基础上，尽量使调速高效特性曲线接近系统的特性曲线，也就是说，尽量将各种调速泵组合的高效区能套入出现机率最高的工作段或点上。

调速水泵的台数，应是全年内运行工况中开泵运行时间最长的台数，而备用泵则采用工频定速泵。

当一台调速泵出现故障时，可以允许一台工频定速泵运行，其综合效率会稍有降低，而扬程则会有所增加。

在变、定速泵并列运行时，供水工作压力应保证定速泵工作