水泵变频运行的图解分析技巧.docx

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水泵变频运行的图解分析技巧

水泵变频运行的图解分析方法

作者：

变频器世界

1引言

水泵采用变频调速可以达到很好的节能效果，这在同行业中已经有很多人写了大量的论文进行论述。

但其结果却有很多不尽人意的地方，有很多结论甚至是错误的和无法解释清楚的，本文以简易的图解分析法来进行进一步的解释和分析。

2水泵变频运行分析的误区

2.1有很多人在水泵变频运行的分析中都习惯引用风机水泵中的比例定律

流量比例定律Q1/Q2=n1/n2

扬程比例定律H1/H2=（n1/n2）2

轴功率比例定律P1/P2=（n1/n2）3

并由此得出结论：

水泵的流量与转速成正比，水泵的扬程与转速的平方成正比，水泵的输出功率与转速的3次方成正比。

以上结论确实是由风机和水泵的比例定律中引导出来的，但是却无法解释如下问题：

（1）为什么水泵变频运行时频率在30~35Hz以上时才出水？

（2）为什么水泵在不出水时电流和功率极小，一旦出水时电流和功率会有一个突跳，然后才随着转速的升高而升高？

2.2绘制水泵的性能特性曲线和管道阻力曲线

很多人绘制出水泵的性能特性曲线和管道阻力曲线如图1所示。

图1水泵的特性曲线

图1中，水泵在工频运行的特性曲线为F1，额定工作点为A，额定流量QA，额定扬程HA，管网理想阻力曲线R1=KQ与流量Q成正比。

采用节流调节时的实际管网阻力曲线R2，工作点为B，流量QB，扬程HB。

采用变频调速且没有节流的特性曲线F2，理想工作点为C，流量QC，扬程HC;这里QB=QC。

按图1中所示曲线，要想用调速的方法将流量降到零，必须将变频器的频率也降到零，但这与实际情况是不相符的。

实际水泵变频调速时，频率降到30~35Hz以下时就不出水了，流量已经降到零。

2.3变频泵与工频泵并联

变频泵与工频泵并联运行时，由于工频泵出口压力大，变频泵出口压力小，因此怀疑变频泵是否会不出水？

是否工频泵的水会向变频泵倒灌？

3以上分析的误区

（1）相似定律确实是风机水泵在理论分析当中的一条很重要的定律，它表明相似泵（或风机）在相似工况下运行时，对应各参数之相互关系的计算公式。

而比例定律是相似定律作为特例演变而来的。

即两台完全相同的泵在相同的工况条件下，输送相同的流体，且泵的直径和输送流体的密度不变，仅仅转速不同时，水泵的流量、扬程和功率与转速之间的关系。

（2）在风机单机运行时，风门挡板不变且温度和密度不变时，管网阻力只与风机的流量有关，阻力系数为常数。

因此其运行工况与标准工况相同，可以应用比例定律。

但在风机并联运行时，由于出口风压受其它风机的风压的影响，出口流量也与总流量不同，造成工况变化，因此比例定律已经不再适用了。

（3）相似定律在引风机中，如果挡板不变但介质温度和密度发生了变化时，作为特例，其形式也发生了变化，与上述比例定律不同，必须进行温度或密度的修正。

（4）在水泵方面，比例定律仅适用于水泵的出水口和进水口之间没有高度差，即没有净扬程的情况。

比如在没有落差的同一水平面上远距离输水，水泵的输出扬程（压力）仅用来克服管道的阻力，在这种情况下，当转速降到零时，扬程（压力）也降到零，流量也正好降到零，这是理想的水泵运行工况。

图1中工作点A和C就完全适合这种工况，可以使用比例定律。

（5）但实际水泵运行工况不可能达到理想工况，水泵的出水口和进水口之间是有高度差的，有时还很大。

在水泵并联运行时，水泵的出水口压力还要受到其它水泵运行压力的影响。

并联运行的泵要想出水，水其扬程必须大于其他水泵当时的压力。

水泵出口流量并不是总管网流量，总管网流量为所有运行的水泵的流量和。

由于管网总流量增大和阻力增大，因此并联运行的水泵扬程更高，工况发生变化，因此比例定律在此也不再适用。

4单台水泵变频运行的图解分析

（1）单台水泵变频运行分析的关键，在于水泵进出口水位的高度差，也就是水泵的净扬程H0。

水泵的扬程只有大于净扬程时才能出水。

因此管网阻力曲线的起始点就是该净扬程的高度，见图2。

图2单台水泵变频运行特性曲线

图2中，额定工作点仍然为A，理想管网阻力曲线R1与流量成正比。

变频后的特性曲线F2，工作点B。

流量为零时的净扬程H0，变频运行实际工作点HB与净扬程的差△H=HB-H0，为克服管网阻力达到所需流量QB时的附加扬程。

由于管网阻力曲线与图1不同，因此不满足相似定律。

（2）图2中的工作点A为水泵额定工作点，满足水泵的额定扬程和额定流量。

因此R1成为理想的管网阻力曲线。

但是由于实际管网阻力曲线不可能为理想曲线，因此实际的最大工作点一定要偏离A点。

如果实际最大工作点向A点右下方偏移，则由于流量增加较大，容易造成水泵过载。

因此实际额定工作点应该向A点左上方偏移，见图3。

图3实际工作点向A点偏移

（3）图3中，在节流阀门全部打开，管网阻力曲线R2为实际管网阻力曲线。

变频器在50Hz下运行时的实际最大工作点C，实际最大流量QC（比水泵的额定流量QA小），最大流量时的扬程HC（比水泵实际额定扬程HA高）。

实际工作点C的参数只能通过实际测试才能得出。

当在变频器频率为F2时的特性曲线F2，实际工作点B。

实际工作点与净扬程的差△H=HB-H0=K2QB2，为克服实际管网阻力达到所需流量QB时的附加扬程。

工作点B的实际扬程HB=K2QB2+H0。

5相同性能曲线水泵工频并联运行时的图解分析

（1）两台或两台以上的泵向同一压力管道输送流体时的运行方式称为并联运行。

并联运行的目的是为了增加流体的流量，适用于流量变化较大，采用一台大型泵的运行经济性差的场合。

同时水泵并联运行时可以有备用泵，来保证系统运行的安全可靠性。

（2）水泵并联运行工况的工作点，由并联运行的总性能曲线和总的管道特性曲线的交点来确定。

并联运行的总性能曲线，是根据并联运行时工作扬程相等，流量相加的原则，在同一坐标扬程下，将每台泵性能曲线上相应的横坐标流量相加绘制而成的，见图4。

相加的原则，在同一坐标扬程下，将每台泵性能曲线上相应的横坐标流量相加绘制而成的，见图4。

图4水泵并联运行特性

（3）图4为两台相同性能泵并联工作的总性能曲线与工作点。

其中A为任意一台泵单泵运行时的工作点，净扬程H0。

B为两台泵并联运行时单台泵的工作点。

F2为两台泵并联运行时的总的性能曲线，在纵坐标相同的情况下，横坐标为单台泵性能曲线的两倍。

并联运行的工作点C点的流量QC=2QB，扬程HC=HB。

管网阻力曲线不变，只是两台泵并联运行时，流量为两台泵的流量和。

（4）两台相同性能的水泵并联运行有如下特点：

lHC=HB>HA：

即两台泵并联运行时扬程相同，且一定大于单台泵运行时的扬程。

lQC=2QB<2QA：

即两台并联运行的总输出流量为两台单泵输出流量之和，每台泵的流量一定小于单泵运行时的流量。

因此并联运行时的总流量，不能达到两台单泵的流量和。

l管网阻力曲线越陡，泵的性能曲线越平坦，并联后的每台泵的流量同单泵运行时的流量比较就越小，并联工作的效果越差。

l并联运行适合于性能曲线较陡，以及管网阻力曲线较平坦的场合。

6不同性能水泵并联运行的图解分析

6.1关死点扬程（或最大扬程）相同，流量不同的水泵并联运行时的性能曲线

图5扬程不同的水泵并联运行特性曲线

图5中：

（1）F1为大泵的性能曲线，大泵单泵运行时的工作点A1。

（2）F2为小泵的性能曲线，小泵单独运行时的工作点B1。

（3）F3为并联水泵的总性能曲线，工作点C，扬程HC，流量QC=QA2+QB2。

6.2关死点扬程（或最大扬程）相同，流量不同的水泵并联运行的特点

（1）HC=HB2=HA2>HA1>HB1：

即两台泵并联运行时扬程相同，且一定大于每台泵单泵运行时的扬程。

（2）QC=QA2+QB2

关死点扬程（或最大扬程）不同，流量也不同的水泵并联运行时的性能曲线如图6所示。

图6扬程不同、流量不同水泵并联特性曲线

（1）F1为大泵的性能曲线，大泵单泵运行时的工作点A1。

（2）F2为小泵的性能曲线，小泵单独运行时的工作点B1。

（3）F3为并联水泵的总的性能曲线，工作点C，扬程HC，流量QC=QA2+QB2。

6.4关死点扬程（或最大扬程）不同，流量也不同的水泵运行时特点

（1）HC=HB2=HA2>HA1>HB1：

即两台泵并联运行时扬程相同，且一定大于大泵单泵运行时的扬程HA1，更大于小泵单泵运行时的扬程HB1。

（2）QC=QA2+QB2

（3）两泵并联运行时，扬程低的水泵并联运行时流量减少更快。

（4）当管网阻力曲线变化时，容易发生工作点在D的位置，该点的扬程高于小泵的最大扬程，造成小泵因扬程不足不出水，严重时会发生汽蚀现象。

7变频泵与工频泵并联运行时的图解分析

7.1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7变频泵与工频泵并联运行特性曲线

（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），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。

7.2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。

8水泵运行时的特例

8.1变频泵与工频泵并联运行特例之一，是频率F2=F1=50Hz

图8变频泵在50Hz时与工频泵并联运行特性曲线

（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为变频和工频泵并联运行时总的性能曲线。

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。

8.2变频泵与工频泵并联运行特例之二是F2=MIN

图9变频泵在最低频率下与工频泵并联运行特性曲线

（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=MIN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时总的性能曲线，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，因此变频泵最好不要工作在这种工况中。

（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打开，使泵保持一定的最小流量，但这样做使泵的能耗增加。

8.3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（见图10）。

图10没有管网阻力时变频泵与工频泵并联运行特性曲线

（1）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。

（2）图10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10中可以看出，随着频率的减少，微小的频率变化ΔF会引起很大的流量变化ΔQ。

性能曲线越平坦，ΔF引起的ΔQ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。

（3）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。

（4）FMIN越高，F1-FMIIN就越小，流量和功率随频率的变化就越大。

9结束语

经过以上分析，就可以解释上面2.1-2.3当中的一些问题了：

（1）水泵在30~35Hz以上时才能出水，是因为水泵性能曲线的最高扬程必须大于水泵的净扬程，或者大于并联运行的工频泵的工作扬程，该频率对应于水泵变频运行时的最低频率F2=FMIN。

（2）频率在最低频率以下时，水泵不出水，没有有效功率输出，其损耗仅为水泵的空载损耗，因此电机的电流和功率都非常小，此时水泵效率降到最低。

一旦运行频率大于最低频率，水泵出水后的流量一方面要克服管网阻力做功，另一方面还要克服净扬程做功，因此水泵功率大幅度增加，电机电流也大幅度增加，有一个突跳。

然后才随着频率的增加继续增加。

只要运行频率大于最低频率FMIN，水泵就不会不出水。

这是因为只要水泵性能曲线的最高扬程大于净扬程或其它泵工作扬程，水泵就一定会出水。

不要总以为变频泵的扬程比工频泵的扬程低，其实变频泵与工频泵并联运行时的扬程是一样的，只是性能曲线中的最高扬程不同，性能曲线不同，因此流量不同。

（3）由于变频泵始终有流量，因此不存在工频泵的流量向变频泵倒灌的现象。

何况管道中还有逆止阀的存在，如果变频器的频率低于最低频率，则变频泵不出水，逆止阀自动关闭。

（end）

一般的水泵改造变频，由于水泵（含电动机）并非专用的变频型号，所以不能无限降频，而是要设置一个最低频率下限（比如30HZ）

调试方法大致是这样的：

以单机单泵为例，当分集水器之间的旁通阀关闭，水泵工作在30HZ时，逐渐关闭各末端设备的调节阀，使系统水量继续减小，分集水器之间的压差逐渐增大，此时经过主机的流量也在减小，随着末端的逐渐关闭，直至主机的靶流开关动作，此时的分集水器压差就是系统在水泵最低频率时所不允许达到的供回水压差（达到这个压差主机就不能运行了），那么一般就在这个压差的基础上再稍微减少一点（算是增加保险系数吧），作为压差旁通阀的动作设定值。

自控上的程序大致是这样的：

水泵全频运行时，当末端负荷减小，控制系统控制水泵降频（比如末端压差控制），当负荷继续减小，水泵降频到下限后，此时压差旁通阀进入工作‘门槛’，当末端继续关闭，因水泵以不能降频，导致分集水器压差开始上升，达到设定压差之后，分集水器的旁通阀打开，维持主机安全流量。

我做过极端实验，就是最终末端全部关闭（当然在实际运行中一般不会发生）后，水泵降频到底，压差旁通阀打开，水泵的流量全部在主机侧循环，而保证主机不发生靶流开关动作的事故。

当然，前提是水泵下限频率时的扬程依然能克服主机侧的阻力，满足安全流量。

不过一般这个没什么大问题，毕竟冷冻站内（含主机）的阻力比之全系统来说已经小了。

冷冻水压差旁通系统的选择计算

1：

冷水机组2：

冷冻水泵3：

压差旁通阀4：

压差控制器5：

电动二通阀6：

末端设备

图一：

变水量冷冻水系统图

在冷冻水循环系统设计中，为方便控制，节约能量，常使用变流量控制。

因为冷水机组为运行稳定，防止结冻，一般要求冷冻水流量不变，为了协调这一对矛盾，工程上常使用冷冻水压差旁通系统以保证在末端变流量的情况下，冷水机组侧流量不变。

系统图如图一。

在这种系统设计中，压差旁通系统的作用是通过控制压通旁通阀的开度控制冷冻水的旁通流量，从而使供回水干管两端的压差恒定。

根据水泵特性我们可得知，泵送压力恒定时，流量亦保持恒定。

显然旁通阀3的口径要满足最大旁通水量的要求。

如一图，当末端负荷减小时，电动二通阀5关小，供水量减小，而旁通水量增加。

当旁通水量持继增加，直到系统负荷减小到设计负荷的一半，则冷水机组1关闭一台，冷冻水泵2同样关闭一台，供回水压差减小，旁通阀3再度关上。

因此旁通阀的最大旁通水量就是系统负荷减小到一台冷水机组停机时所需的旁通水量。

表面上看，最大旁通水量就是一台冷水机组的额定流量，其实不然，因为冷冻水量并不一定会与负荷同比例匹配，而应考虑末端设备的热特性与控制方式，如下：

1、

图二：

盘管负荷随水流量变化图

采用比例或比例积分控制的空调器。

控制器精确控制二通阀的开度以调节盘管出力。

根据盘管热特性（如图二），当负荷减小时，所需流量减小速率更快，当负荷为50%时，水流量仅需13%左右，即旁通水量需87%。

2、风机盘管一般均采用二位控制，二通阀全开或全闭，即水流量在设计工况下换热。

当负荷减小时，水流量同比率减小。

甚而小负荷时，风机盘管可能转至小档运行，风量减小，水温差减小，水流量增大，而旁通水量减小。

在一般系统中，这两种情况均会出现，此时就需综合考虑空调器与风机盘管水量的比例，部分负荷时间，来选择旁通阀旁通水量。

在一些典型的场合如商场，旁通水量甚至会超过一台冷水机组（共三台机组时）额定水量的两倍。

旁通阀口径的选择计算，在许多文章均有论及，此处简述如下：

G——流量。

m3/h

Kv——流通能力，与所选择的阀门有关。

△P——阻力损失。

Bar

例：

一台制冷量500RT的冷水机组，额定冷冻水量302m3/h，接管口径250mm。

旁通水量取350m3/h，供回水计算压差为2bar（约2x105Pa）。

DN125旁通阀流通能力250，计算如下：

（m3/h）>350

所以采用DN125旁通阀即可满足要求。

旁通阀都具有高流通能力，所以一般其口径可比冷水机组接管口径小二个规格。

压差控制系统的控制方式有比例控制（Honeywell），输出比例变化的电阻信号，有三位控制（Johnson，Erie），输出进、停、退信号。

比例控制的精度较高，价格也高，需根据不同的精度要求选配。

两种方式所配套的执行器也不同。

旁通阀执行器与阀门需根据不同的系统压差，配套不同系列的阀门，例如某品牌VBG阀门+VAT执行器适用的最大工作压差为2bar，而DSGA阀门+MVL执行器的最大工作压差则为8bar。

若定货时未指明，厂商一般均会按较高压差配套。

总之，在压差旁通系统的选型中，要认真考虑各种因素，阀门特性，压差，流通能力，执行器都需考量。

在有的工程中，只是简单地按冷水机组口径选择旁通阀径，往往会造成浪费。

简介：

本文就空调冷冻水系统中压差调节阀的重要性及其调节原理进行了，并对其选型进行了详细阐述，得出一些结论和选择计算时应注意的。

关键字：

冷冻水压差控制器旁通调节阀

前言　　为保证空调冷冻水系统中冷水机组的流量基本恒定；冷冻水泵运行工况稳定，一般采用的是：

负荷侧设计为变流量，控制末端设备的水流量，即采用电动二通阀作为末端设备的调节装置以控制流入末端设备的冷冻水流量。

在冷源侧设置压差旁通控制装置以保证冷源部分冷冻水流量保持恒定，但是在实际工程中，由于设计人员往往忽视了调节阀选择计算的重要性，在设计过程中，一般只是简单的在冷水机组与用户侧设置了旁通管，其旁通管管径的确定以及旁通调节阀的选择未经详细计算，这样做在实际运行中冷水机组流量的稳定性往往与设计有较大差距，旁通装置一般无法达到预期的效果，为将来的运行管理带来了不必要的麻烦，本文就压差调节阀的选择计算方法并结合实际工程作一简要分析。

一、压差调节装置的工作原理　　压差调节装置由压差控制器、电动执行机构、调节阀、测压管以及旁通管道等组成，其工作原理是压差控制器通过测压管对空调系统的供回水管的压差进行检测，根据其结果与设定压差值的比较，输出控制信号由电动执行机构通过控制阀杆的行程或转角改变调节阀的开度，从而控制供水管与回水管之间旁通管道的冷冻水流量，最终保证系统的压差恒定在设定的压差值。

当系统运行压差高于设定压差时，压差控制器输出信号，使电动调节阀打开或开度加大，旁通管路水量增加，使系统压差趋于设定值；当系统压差低于设定压差时，电动调节阀开度减小，旁通流量减小，使系统压差维持在设定值。

二、选择调节阀应考虑的因素　　调节阀的口径是选择计算时最重要的因素之一，调节阀选型如果太小，在最大负荷时可能不能提供足够的流量，如果太大又可能经常处于小开度状态，调节阀的开启度过小会导致阀塞的频繁振荡和过渡磨损，并且系统不稳定而且增加了工程造价。

　　通过计算得到的调节阀应在10％－90％的开启度区间进行调节,同时还应避免使用低于10％。

　　另外，安装调节阀时还要考虑其阀门能力PV（即调节阀全开时阀门上的压差占管段总压差的比例），从调节阀压降情况来分析，选择调节阀时必须结合调节阀的前后配管情况，当PV值小于0.3时，线性流量特性的调节阀的流量特性曲线会严重偏离理想流量特性，近似快开特性，不适宜阀门的调节。

三、调节阀的选择计算　　调节阀的尺寸由其流通能力所决定，流通能力是指当调节阀全开时，阀两端压力降为105Pa,流体密度为1g/cm3时，每小时流经调节阀的流体的立方米数。

进口调节阀流通能力的表示方式通常有cv和kv两种，其中kv=c,而cv是指当调节阀全开时，流通60oF的清水，阀两端压力降为1b/in2时每分钟流过阀门的流量，cv=1.167kv。

　　压差旁通调节装置示意图如下:

（1）确定调节阀压差值（⊿P）

　　如上图所示,作用在调节阀上的压差值就是E和F之间的压差值,由于C-D旁通管路与经过末端用户的D-U-C管路的阻力相当,所以E-F之间的压差值应等于D-U-C管路压差（指末端用户最不利环路压差）减去C-E管段和F-D管段的压差值。

（2）计算调节阀需要旁通的最大和最小流量

　　对于单机组空调机系统,根据末端用户实际使用的最低负荷就可以确定最小负荷所需的流量,从而确定最大旁通流量,其公式为:

　　G=（Q-Qmin）*3.6/CP*⊿T

（1）

　　公式中,G为流量单位为（m3/h），Q为冷水机组的制冷量（KW）,Qmin空调系统最小负荷（KW）,CP为水的比热,CP=4.187kJ/kg.oC,⊿T为冷冻水供回水温差,一般为5oC

　　根据实际可调比RS＝10（PV）1/2

（2）

　　即可算出调节阀的旁通最小流量

　　（3）计算压差调节阀所需的流通能力C

　　C=316G*（⊿P/ρ）-1/2（3）

　　公式中,ρ为密度,单位为（g/cm3）,G为流量，单位为（m3/h）,⊿P为