水泵并联变台数运行分析
空调水泵选型
水泵简介：
冷冻水泵： 在冷冻水环路中驱动水进行循环流动的装臵。 我们知道，空调房间内的末端（如风机盘 管，空气处理机组等）需要冷水机组提供 的冷水，但是冷冻水由于阻力的限制不会 自然流动，这就需要水泵驱动冷冻水进行 循环以达到换热的目的。
冷却水泵： 在冷却水环路中驱动水进行循环流动的装臵。 我们知道，冷却水在进入冷水机组后带走 制冷剂一部分热量，而后流向冷却塔将这 部分热量释放掉。而冷却水泵就是负责驱 动冷却水在机组与冷却塔这个闭合环路中 进行循环。外形同冷冻水泵。
水管路比摩阻计算图 （1mmH2O=9.80665Pa）
局部阻力： 水流动时遇到弯头、三通及其他配件时， 因摩擦及涡流耗能而产生的局部阻力计算 公式为： Hd＝ζ×(ρ×V2/2) 式中ζ——局部阻力系数，见下面的表格 V——水流速，m/s。
阀门及管件的局部阻力系数（ζ）表
三通局部阻力系数
③水管总阻力 水流动总阻力H（Pa）包括沿程阻力Hf和 局部阻力Hd，即: H=Hf＋Hd
（3）补水泵扬程： 扬程为定压点与最高点距离+水泵吸水端和 出水端阻力+3～5mH2O的富裕扬程。 例题： 一幢约100m高的高层建筑，安装有海尔水 冷螺杆HX300数台，采用闭式空调水系统， 试估算冷冻水泵所需的扬程。
解答： 1.冷水机组蒸发器阻力，查产品样册：60 kPa（6m水柱）； 2.管路阻力：取冷冻机房内的除污器、集水器、分水器及管路等 的阻力为50 kPa；取输配侧管路长度300m与比摩阻300 Pa/m，则摩 擦阻力为300*300=90000 Pa=90 kPa；如考虑输配侧的局部阻力为 摩擦阻力的50%，则局部阻力为90 kPa*0.5=45 kPa；系统管路的总 阻力为50 kPa+90 kPa+45 kPa=185 kPa（18.5m水柱）； 3.空调末端装臵阻力：空气处理机组的阻力一般比风机盘管阻力 大，故取前者的阻力为45 kPa（4.5m水柱）（可以参照产品样册确 定）； 4.二通调节阀，Y型过滤器等的阻力：取40 kPa（4.0m水柱）。 5. 水系统的各部分阻力之和为：60 kPa+185kPa+45 kPa+40 kPa=330 kPa（33m水柱） 6.水泵扬程：取15%的安全系数，则扬程 H=33m*1.15=37.95m。 根据以上估算结果，可以基本掌握类同规模建筑物的空调水系统的压 力损失值范围，尤其应防止因未经过计算，过于保守，而将系统压力 损失估计过大，水泵扬程选得过大，导致能量浪费。
主排水泵联合试运转试验报告 (最终版)
一水文地质情况矿区位于塔克玛扎背斜东端南翼水文地质单元的补给区，地貌形态为中山，地形切割强烈。
地势呈东高西低，海拔高程+1552～+2040m，阳霞河在矿区西界外约1.25km处，由北向南流迳，河床标高为+1326.82～+1327.81m，流量每年可达4.01亿m3。
区内地表大部分为第三系地层覆盖，侏罗系地层仅在矿区北西角出露。
区内发育有一条近东西向沟谷，在洪水期沟中有短暂水流。
大气降水为本矿区地下水的唯一补给源。
1、井田内主要含水层根据矿区内地层岩性特征，矿区的含水层段主要有：）孔隙含水层段1、第三系（N1岩性以浅褐色砾岩、砂岩为主，厚度较大，胶结较差，以潜水为主。
在浅部为透水不含水层，在区内大面积覆盖于侏罗系中统克孜努尔组地层之上。
k2）孔隙－裂隙含水组段2、侏罗系中统克孜努尔组上段（J2由该层段薄层粗砂岩、砾岩组成，层间含多层泥岩、粉砂岩，故各含水层间相互补给性较差，大气降水为其唯一补给源，在浅部为透水不含水层。
2、矿井充水因素分析目前，虽然矿区生产矿井和废弃矿井中无水、水文地质条件简单，但是未来矿井还存在以下几项充水水源和途径。
大气降水沿煤层露头流入井下，煤层露头在局部自燃后，形成地下“空洞”，岩石受火烧烘烤，体积缩小，坍塌、破碎，形成较厚的裂隙带，为地下水提供了良好的赋存空间。
3、矿井涌水量预计由于矿井开采一水平时，井下无涌水。
矿井开采下水平时，本次设计以相邻玉鑫煤矿涌水量（正常涌水量451.44m3/d，最大涌水量677.16m3/d）作为设计依据。
4、井田水文地质类型矿区为一倾向东南的单斜构造，区内未发现断裂构造，构造形态简单，煤层位于当地侵蚀基准面之上，地势陡峭，各含水层不利于地下水储集，根据上述分析，矿区水文地质条件为孔隙、裂隙类简单型。
5、水患类型及威胁程度分析矿区煤层位于当地侵蚀基准面（阳霞河）之上170～550m左右区间，山体陡峻，地形坡度大。
大气降水为地下水的唯一补给源，大气降水顺陡峭山坡快速向下游汇集于冲沟之中，流出矿区西南界，汇入阳霞河，仅有很少部分大气降水渗入地下，沿地层倾向由北西向南东迳流。
热网循环水泵的选型及运行节能分析_郭震环
科技情报开发与经济SCI-TECH INFORMATION DEVELOPMENT＆ECONOMY2010年第20卷第35期1供热系统的运行调节1.1供热系统的热平衡城市集中供热的主要热负荷是建筑物的采暖热负荷。
采暖热负荷随室外气温的变化而变化，供热系统供出的热量应满足不同室外气温时采暖热负荷需求。
因此，供热系统必须根据不同室外气温对供热量进行调节。
供热系统供出的热量由下式计算：Q=13.6Gρc（t1-t2）（1）式中，Q为建筑物的采暖热负荷，k W；G为热网的热水流量，m3/h；ρ为热水的容重，t/m3；c为热水的比热容，kJ/（kg·℃）；t1为热网的供水温度，℃；t2为热网的回水温度，℃。
1.2热水管网及水泵的特性［1］热水管网的水力特性：ΔP=S·G2（2）式中，ΔP为热水管网管段的压降，Pa；S为管段的阻力特性系数，Pa/（m3/h）2；G为管段的流量，m3/h。
水泵的特性（叶轮型水泵）：G =n；H=n2；N=n3（3）式中，n为水泵设计工况下的转速，r/min；H为水泵设计工况下的扬程，m；N为水泵设计工况下的轴功率，kW；G为水泵设计工况下的流量，m3/h；N′为水泵在不同运行工况时的轴功率；H′为水泵在不同运行工况时的扬程；G′为水泵在不同运行工况时的流量。
水泵的轴功率由下式计算：N′=G′H′367η′（4）式中，η为设计工况水泵的效率，％；N、G、H、N′、H′、G′同式（3）。
由以上各式看出，热水管网的水力特性与水泵工作点的特性是相同的。
水泵的流量与水泵转速成正比，水泵的扬程与水泵流量的平方成正比，水泵的轴功率与水泵流量的立方成正比。
1.3供热系统的运行调节由式（1）看出，调节供热系统供出的热量，可以调节热网流量，也可调节供、回水温度。
调节方式主要有以下5种：第一，质调节。
保持热网流量不变，改变供、回水温度。
其优点是调节方便，操作简单。
其缺点是循环水泵始终在大流量下运行，电耗很大。
离心泵的串并联讲义
离心泵的串并联实验讲义一、实验目的1.了解离心泵结构与特性，学会离心泵的操作2.测量不同转速下离心泵的特性曲线。
3.测量离心泵串联时的压头和流量的关系。
4.测量离心泵并联时的压头和流量的关系。
二、实验原理1.单台离心泵的特性曲线离心泵的特性曲线是选择和使用离心泵的重要依据之一，其特性曲线是在恒定转速下泵的扬程H 、轴功率N 及效率η与泵的流量V 之间的关系曲线，它是流体在泵内流动规律的外部表现形式。
由于泵内部流动情况复杂，不能用数学方法计算这一特性曲线，只能依靠实验测定。
1)扬程H 的测定与计算在泵进、出口取截面列柏努利方程：gu u Z Z g p p H 221221212-+-+-=ρ 式中：p 1,p 2——分别为泵进、出口的压强 N/m 2 ρ——流体密度 kg/m 3u 1, u 2——分别为泵进、出口的流量m/s g ——重力加速度 m/s 2当泵进、出口管径一样，且压力表和真空表安装在同一高度，上式简化为：gp p H ρ'1'2-= 由上式可知：只要直接读出真空表和压力表上的数值，就可以计算出泵的扬程。
2)轴功率N 的测量与计算轴的功率可按下式计算： w N ∙=94.0式中，N —泵的轴功率，W w —电机输出功率，W由上式可知：测定泵的轴功率，只需测定电机的输出功率，乘上功率转换中的倍率即可。
3)效率η的计算泵的效率η是泵的有效功率Ne 与轴功率N 的比值。
有效功率Ne 是单位时间内流体自泵得到的功，轴功率N 是单位时间内泵从电机得到的功，两者差异反映了水力损失、容积损失和机械损失的大小。
泵的有效功率Ne 可用下式计算：Ne=HV ρg 故η=Ne/N=HV ρg/N4）离心泵性能参数的换算泵的特性曲线是在指定转速下的数据，就是说在某一特性曲线上的一切实验点，其转速都是相同的。
但是，实际上感应电动机在转矩改变时，其转速会有变化，这样随着流量的变化，多个实验点的转速将有所差异，因此在绘制特性曲线之前，须将实测数据换算为平均转速下的数据。
水泵并联流量和扬程变化的关系
水泵并联流量和扬程变化的关系水泵并联，听起来像是个高深的技术名词，其实就是把几台水泵一起工作，让水流得更快、更稳。
这就像你跟朋友一起打游戏，四个人合力总比一个人强吧？咱们先说说流量，流量就像是水泵每分钟能“吐”出来的水的量。
你想啊，如果你家水龙头开得大，水流得贼快，那就是高流量。
如果流量低，那就是涓涓细流，恨不得等个天荒地老。
水泵在并联的时候，每台水泵都在努力往外“输出”，所以流量叠加起来，哇塞，简直就是水流的狂欢派对！多台水泵在一起，流量就像是开了挂，直线上升。
可别以为水泵并联只有流量变化，扬程也是个大事儿。
扬程呢，就是水泵把水“抬”起来的高度。
想象一下，要把水从一楼搬到十楼，你得费多大劲啊。
水泵就像个力气大的搬运工，越强的水泵，能搬得越高。
可是，水泵并联后，扬程可不是简单地叠加的。
你可能会想，咱不就是把几个水泵一起用嘛，结果怎的扬程反而降低了呢？这就好比你请了几位朋友一起搬家，大家一起干活倒是快，但搬的东西还是得看每个人的力气。
水泵并联的时候，流量叠加，扬程却保持不变，这让人感慨万千，真是奥妙无穷啊！你可能会问，为什么流量会增加而扬程却不变？这里面有个“道理”，简单来说，就是水泵的特性决定了它们的工作状态。
每台水泵都有自己的特性曲线，流量和扬程之间的关系像是恋爱，波动起伏，受各种因素影响。
当你把水泵并联在一起的时候，流量就像是小鸟飞出了笼子，尽情翱翔，而扬程则相对稳重，不会轻易改变。
就像是一群小伙伴在操场上奔跑，热闹得不得了，但要想一起爬上那个高高的秋千架，得看谁的力气足够。
水泵的并联，就像是拼尽全力的团队合作，大家齐心协力，流量增加，乐趣多多，但扬程却不会随意变动，真是妙不可言。
水泵并联并不是一帆风顺的，有时候会遇到一些“小麻烦”。
比如，某一台水泵状态不佳，可能会拖后腿。
这时候，流量虽然还在增长，但扬程可能会受影响，整个系统的效率就会打折扣。
就像是参加运动会，有个队员不在状态，团队的表现自然受影响。
电机并联支路数
电机并联支路数一、引言在电气工程领域，电机并联支路数是一个重要的概念。
它指的是将多个电机连接在一起，并通过并联的方式分担负载。
通过合理地选择并联支路数，我们可以提高系统的可靠性、效率和灵活性。
本文将详细探讨电机并联支路数的意义、选择原则以及一些实际应用案例。
二、电机并联支路数的意义2.1 增加系统负载能力在某些应用场景下，单个电机可能无法满足系统的负载需求。
此时，可以通过将多个电机并联来增加系统的负载能力。
并联支路数可以平均分担负载，使每个电机承受的负载减少，提高系统的可靠性。
2.2 提高系统效率电机并联支路数的增加可以减少单个电机的负载，从而降低电机自身的功率损耗。
同时，通过并联支路数的增加，系统可以更好地适应负载变化，提高系统的效率。
2.3 增加系统灵活性通过并联支路数的灵活调节，系统可以根据实际需求进行合理配置。
当某个电机发生故障时，可以通过调节并联支路数，将故障电机从系统中移除，保持系统的运行。
这种灵活性使得系统更加可靠且易于维护。
三、电机并联支路数的选择原则在选择电机并联支路数时，需要考虑诸多因素。
下面将介绍一些常用的选择原则。
3.1 系统负载需求首先需要了解系统的负载需求。
通过对负载特性的分析，可以确定所需的并联支路数。
如果负载需求较高，应选择较高的并联支路数；反之，如果负载需求较低，可以选择较少的并联支路数。
3.2 电机功率和性能电机的功率和性能是选择并联支路数的重要考虑因素。
如果使用的电机功率较小，则需要增加并联支路数以满足系统负载需求；反之，如果使用的电机功率较大，则可以减少并联支路数。
3.3 经济性和可靠性经济性和可靠性也是选择并联支路数的重要因素。
较多的并联支路数可以提高系统的可靠性，但也会增加系统的成本。
因此，需要综合考虑经济性和可靠性，选择合适的并联支路数。
3.4 系统控制策略系统控制策略对选择并联支路数也有一定的影响。
不同的控制策略可以对电机的负载进行灵活调整，从而影响并联支路数的选择。
水泵的流量以及压力确定原则
水泵的流量以及压力确定原则
水泵流量的确定
(1)水泵流量G(m³/h)
可按下式计算：
Q=1.1Q
Δt∗C∗ρ
式中Q：担负系统的总负荷，W；
Δt：系统的供、回水温差，℃；
Ρ:水的密度，kg/m³；
C：水的比热容，J/kg·℃；
1.1：安全系数。
(2)水泵压力(扬程)h(m)的确定
ΔP=(1.1~1.2)Σ(ΔP m+ΔP j) ；
h=ΔP
ρg
式中ΔP:水泵压力，Pa
Σ(ΔP m+ΔP j) :系统摩擦阻力和局部阻力损失的总和，Pa；
Ρ:水的密度，kg/m³；
g:重力加速度，m/s²；
1.1~1.2:安全系数。
确定G和h值后，可按照水泵特性曲线选择水泵型号和配套电机。
2.水泵的选择原则及注意事项
(1)首先要满足最高运行工况的流量和扬程，并使水泵的工作状态点
处于高效率范围。
(2)泵的流量和扬程应有10%~20%的富裕量。
(3)当流量较大时，宜考虑多台并联运行，并联台数不宜过多，一般
不超过3台。
(4)多台泵并联运行时，应选择同型号水泵。
(5)多台并联运行的泵，应考虑部分台数运行时，系统工作状态点变
化对泵工作点的影响，并采取应对措施。
(6)选泵时必须考虑系统静压对泵体的作用，在选用水泵时应注明所
承受的静压值。
多泵并联恒压供水水泵的合理配置
多泵并联恒压供水水泵的合理配置由多泵并联恒压供水原理，一台变频泵与多台工频泵并联恒压供水，其最大供水流量等于各并联泵在恒压工频转速下流量之和。
在恒压供水过程中，工频泵的流量是恒定的(恒压工频转速下的流量)，变频泵的流量随用水流量而变化。
为保证能在零到最大流量范围内均能获得恒压供水，在配泵时要求变频泵是所有泵中的最大者。
考虑到变频器的价格与其功率成正比，最经济的配泵方案是所有泵的大小、型号相同。
6 多泵并联恒压供水时各泵的自动投入和退出方式由多泵并联恒压供水原理可知，多泵并联恒压供水，只要变频泵在所有泵中是最大的，即可实现恒压供水。
随用水流量变化，各并联泵可自动投入或退出。
其自动投入或退出的方式有二种:(1) 以工频状态自动投入或退出第一种方式是基本方式，各台工频泵以工频状态自动投入或退出。
具体方式如下，当用水流量增加，变频泵的转速上升，当上升到工频转速，如用水流量继续增加，下一台工频泵以工频状态自动投入，反之，在多泵并联恒压供水过程中，当用水流量减少，变频泵转速下降，当其转速下降到零流量的阈值，最后投入的一台工频自动停泵退出，采用这种控制方式的电控系统比较简单、可靠，是一种工程实用的控制方式。
设有变频恒压供水控制硬件、软件的abb变频器采用的是这种控制方式。
如果要实现变频泵与工频泵定时轮换，可以利用abb变频器的pfc应用宏控制软件以达到所要求的定时轮换控制。
在这种情况下，每台泵可由变频驱动也可由工频驱动，由变频控制以实现定时轮换。
(2) 循环软起动并按先开先停的原则进行控制第二种方式称之为循环软起动并按先开先停的原则进行控制。
具体控制过程如下:当用水流量增加，变频泵转速上升，当转速上升到工频转速，由变频控制器控制使该变频泵切换到工频运行，然后由控制器控制变频软起动一台新泵，新起动的泵是变频泵，它与工频泵并联运行以实现恒压供水。
当用水流量减少，变频泵的转速下降，当转速下降到零流量的阈值，由变频控制器控制使最先开启的一台泵停泵，以实现先开先停的控制原则，要实现先开后停的原则，变频控制器中要应用单片机，由以上可见，采用这种控制方式，其控制系统要复杂得多，其性价比如何尚有待使用实践的检验。
污水泵站集水池相关设计水位的确定 (1)
２．１ 最低（ 停泵） 水位 污 水 泵 站 中 的 污 水 泵 主 要 是 卧 式 、立 式 泵 及 潜 污 泵 ，
常用的有 ＷＬ 和 ＷＴＬ 型立式污水泵， ＭＮ 和 ＭＦ 型立、卧 式污水泵， ＰＷ 和 ＰＷＬ 型号卧、立污水泵及 ＷＱ 型潜水污 泵（ 详见《给水排水设计手册·材料设备》续册．第 ２ 册） 。不 同水泵机组的停泵水位不同， 一般取决于不同类型水泵 吸水喇叭口的安装条件以及叶轮的淹没深度， 确定的最 低水位应该同时满足不高于按照集水池最高水位和集水 池有效容积推算的最低水位， 以及满足管道、泵站养护管 理需要的最低水位。卧式离心泵及立式轴流泵最低水位 的确定方法可参照手册［２］， 潜污泵的最低水位则在保证淹 没泵蜗壳顶部的同时， 还应考虑抽水过程形成旋涡使水 位降低对水泵运行造成的影响。若仅以泵蜗壳顶部确定 最低水位， 可能会导致水泵抽气不抽水， 使水泵空载运 行， 对水泵运行不利， 因此确定的最低水位应该淹没叶轮 ０．１～０．２ｍ。对于小功率潜污泵（ 如配套电机功率≤１８．５ｋＷ 时）， 泵体一般不设自动冷却功能， 如南京蓝深泵业的 ＷＱ－ １００－ ３０－ １８．５ 型潜水排污泵（ 具体参考厂家） ， 所以其 最低水位可以考虑淹没泵体， 这样可以省去冷却及管理 的需要。 ２．２ 单泵启动水位
〔收 稿 日 期 〕２００６— ０９ —１３ 〔作者简介〕黄群初（ １９５８－ ） ， 男（ 汉族） ， 广东兴宁人， 高级工程师， 主要从事给排水设计工作， （ Ｔｅｌ） １３５２７５７６０５０。
２００６ 年第 ６ 期
黄群初， 陈金锥： 污水水科泵学站与集工水程池技相术关设计水位的确定
·４５·
位传感器（ 水标尺） 反应不够灵敏， 会影响到水泵机组的 ３ 工程实例
循环水泵电机双速节能改造分析
循环水泵电机双速节能改造分析摘要：循环水泵在工作过程中如果效率低、运行方式不合理可能直接影响到循环水系统甚至还能影响到整个冷端系统的节能运行。
在市场经济条件的趋势下，从实际操作性的角度出发，可对循环水泵的电机进行双速节能改造，改造后的运行方式可进行循环水水量的调节，从而提高企业的经济效益，本文对循环水泵电机双速节能的改造进行了详细分析，以达到节能减排目的。
关键词：循环水泵；电机；节能；改造循环水泵的低效运行不利于节能减排的理念，严重导致能量的损失浪费。
近年来，根据国内循环水泵电机双速改造的经验，通过改变端部绕组的连接方法，达到近极双速度运行的目的，改造后节能效果明显，所以循环水泵电机双速运行方式是降低能耗，提高效益的有效途径。
一、循环水泵电机双速节能改造的优点分析循环水泵配用的双速电机可增加循环水量的灵活性，满足不同季节的供水需求，避免运行水泵工作点的严重偏移，提高水泵的运行效率。
对于循环水泵双速节能的改造其优点有以下几点：1.操作简单方便。
风机、水泵电机所带负载受到气温的影响，如夏季可用高速，冬季可用低速，一年对电机改变2次极，操作的时候只需要将电机出线盒联接片换接即可，简单易操作从而可以达到电机变极的目的。
2.先进的设计方案。
采用计算机电磁方案程序设计，对节能双速电机高、低2个速度的磁负荷基本一样，在高、低2种速度下电机的功率因数、效率、最大转矩、启动转矩、启动电流这5个性能指标均达到了相应单速电机的标准值。
其低速状态下发热因数比高速时低20%多，从而是运转更可靠。
3.运行过程中有较高的安全可靠性。
双速电机结构与普通常规的单速电机相同，其结构简单，后期维护方便，使用寿命长，运行安全可靠性高。
通过对电机节能改造，还可以将电机运行中出现的其他故障一并加以改造。
比如：绝缘老化的问题可以通过对绕组的方法进行更新来提高电机的使用寿命；还可以对电机进行漏油的改造。
与其他变频调速、串极调速等节能电机系统相比，双速电机使用时具有可靠性高的特点。
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闭式水循环系统多泵并联变台数调节的流量计算与预测：
1.流量调节方法：
随着节能和室内环境要求的提高，供暖和空调系统广泛采用了变流量技术，即用改变动力或改变阻力的方式调节系统、支路以及末端设备的流量，使之与经常变化的动态热(冷)负荷相匹配。
（1）利用改变阻力进行调节，是传统的流量调节方法，亦即用阀门节流。
（2）利用改变动力进行调节：泵与风机的变速调节、采用多台并联通过改变运行台数的调节、变速与变台数相结合的调节等。
2.计算方法：
设有N0台相同的水泵在一个闭式水循环系统中并联运行，设计工况下泵的扬程为H0（m）；单台流量为q0（m3/h）；系统的总流量为Q0=N0q0（m3/h）。
设系统特性曲线为：Hs=SQ2 (1)
将设计工况下系统的阻力损失Hs=H0，系统的总流量Q=Q0代入上式，可得系统阻抗S=H0/Q02，则系统的特性曲线为：Hs=(H0/Q02)Q2 (2)
当需要调节流量，减为N台并联运行时，则根据单台水泵的特性曲线H=f(q)，可求出N台并联的特性曲线为：H=f(Q/N) (3)
令Hs=H，由(2)(3)式即可解得Q，即N台泵的流量之和，也是系统的总流量。
那么单台泵的流量为q=Q/N。
为了便于总结规律，用无因次量表达计算结果。
令减台运行工况单台泵的流量q与设计工况单台泵的流量q0的比值：q=q/q0 (4)称为单台相对流量。
令减台运行工况系统总流量Q与设计工况系统总流量Q0的比值：
=Q/Q0=Nq/N0q0=(N/N0)(q/q0)=Nq (5)
称为系统的相对流量。
式中N=N/N0，称为相对台数。
根据给出的泵的特性以及设计工况（包括系统设计工况下泵的并联运行台数及单泵流量和扬程），就可以求出单泵流量q和系统流量Q
随运行台数N的变化规律，进而求出q和Q随N的变化规律。
3.计算实例及分析
选取品牌XX-ISG型单级单吸离心泵，首先对样本上给出的比转数ns 在66附近的各型号水泵进行计算。
水泵的额定工况如表1所示。
图1是根据计算结果绘制的q随N的变化曲线。
可以看到，几条曲线是相当接近的。
在N=0.5时，的的最大差值为0.103。
也就是说，在比转数大体相同的情况下，q随N的变化规律也大体相同。
如果用几条曲线的算术平均所得到的曲线，作为比转数ns为66左右的代表
性曲线(见图2)，计算表1所列比转数各型号水泵的q，在N≥0.5时误差不超过5％。
用同样的方法，对比转数在23、33、47、94、132、187附近的ISG 型水泵进行计算，结果如图2所示。
根据图2，得出结论：
比转数愈大，曲线愈往下方；比转数愈小，曲线愈往上方。
即比转数
愈大，N相同的情况下，单台泵的流量相对于设计工况，增加愈少，不但变台数调节有较好的效果，而且超载的可能愈小，因而愈适于并联运行；反之，比转数愈小，在N相同的情况下q愈大，愈不适于并联运行。
下面根据图2的结果，对N=1/2，N=2/3，N=3/4这几种情况进行分析：（1）N=1/2，即由设计工况的2台并联运行减为一台运行，或由设计工况的4台并联运行减为2台并联运行，或由设计工况的6台并联运行减为3台并联运行等。
由图2可知，这种情况下，各种比转数的泵，q都大于1.5，即单台泵的流量都将增加50％以上，如果泵的电机功率是按照稍大于额定工况的功率配置，就会发生超载现象，并且比转数愈小超载愈多。
（2）N=2/3，即由设计工况的3台并联运行减为2台并联运行，或由设计工况的6台并联运行减为4台并联运行等。
由图2可知，这种情况下的范围为1.32～1.47，即单台泵流量增加的幅度在32％～47％之间。
比转数愈大，增加的幅度愈靠近这个范围的下限；反之则愈靠近
上限。
应当说，这种情况有很大的超载可能，更准确的判断应当是根据q求出泵的流量，然后由功率与流量的关系曲线，查出实际功率，与电机的配置功率进行比较。
（3）N=3/4，即由设计工况的4台并联运行减为3台并联运行，或由设计工况的8台并联运行减为6台并联运行等。
由图2可知，这种情况下q的范围为1.23～1.31，即单台泵流量增加的幅度在23％～31％之间。
显然，这种情况也是有超载可能的。
图3是根据计算结果绘制出的系统流量Q与相对台数N的关系曲线。
这个图的作用是了解台数调节过程中系统的流量变化，以判定流量是否能够满足要求。
图2和图3所表达的结果，实质上是相同的，由一个可以推出另外一个。
式(5)是它们之间的桥梁。
4.流量预测方法
对于凯泉ISG型单级单吸离心泵，可直接根据相对台数N和比转数ns在图2上查出q，则单台泵的流量q=q0q，系统流量Q=Nq。
或者根据相对台数N和比转数ns,在图3上查出Q，则系统流量Q=QoQ，单台泵的流量q=Q/N。
为了能够运用计算工具直接计算以及编制软件的需要，对ns≥66，0.5≤N≤1范围内的计算结果，进行拟合得到q与N、ns 的关系式如下：q=-0.002766ns N2 +1.109N2+0.005676nsN-3.026N-0.002921ns+2.92 (6)
(6)式与(5)式相联立，又可求出Q0。
(6)式的误差，经我们的核算，在8％以内。
水泵并联运行的流量增量及相关问题分析：
1.水泵并联可能出现的问题
水泵并联运行的作用：（1）增大系统的流量。
（2）通过开启不同台数来进行系统的流量调节。
可能出现的问题：
1）对于一个确定的管路系统,如果对泵选型不当,则可能出现开两台(或多台)泵并联运行比单台运行,流量增加很少的情况。
2）减台运行时的单机流量就会大大增加，使单机工况严重偏离合理工作区，效率降低，从而使轴功率显著增大，有可能导致电机超载。
2.水泵并联运行的流量增量的相关影响因素
1）泵的特性对流量增量的影响
泵的特性曲线越陡(比转数越大)，△G（流量增量）越大，越适宜于并联工作。
反之，泵的特性曲线越平坦(比转数越小)，△G越小，越不适宜于并联工作。
2）管路阻抗对流量增量的影响
管路阻抗S越大，并联的流量增量△G越小；反之，S越小△G越大。
减小管路系统的阻抗，可以提高水泵并联的流量增量。
管路阻抗越小(特性曲线越平坦)，越适宜于水泵的并联工作。
管路阻抗越大(特性曲线越陡)，越不适宜于水泵的并联工作。
3）泵的特性与管路阻抗对流量增量的综合影响
泵曲线的陡降型与管路曲线的缓升型结合，△G较大(图3a)；泵曲线的平坦型与管路曲线的陡升型结合(图3d)，△G较小；其它两种组合，△G居中。
4）同型号，同水位水泵并联台数对流量增量的影响
同型号同型号水泵并联，可以通过改变开启水泵台数的不同，来达到进行系统流量调节的目的，因此在设计中被广泛采用，但是，对于一个确定的管路系统来说，不能简单的理解为并联的水泵台数增加一倍流量就会增加一倍。
如两台同型号水泵在一个吸水池中抽水，两处吸口到交汇处的管径相同，各泵通过的流量为Q／2，因此两台泵并联的结果是，在同一扬程下流量的叠加。
用等扬程下流量叠加的方法绘制两台水泵并联后的特性曲线B。
同型号、同水位水泵三台并联原理与两台水泵相同，特性曲线可用一条等值水泵的C曲线来表示。
曲线A、B、C与曲线Σh相交于A’，B’，C’，两台水泵运行时，Q不等于2Q，三台水泵运行时Q也不等于3Q，同时三台水泵并联时的流量增量小于两台水泵并联时的流量增量即△Q3<△Q2。
如果在继续增加并联水泵的台数量，则可能出现多台并联运行与单台运行相比，流量增加很少的情况。
3.采用台数调节可能出现的超载问题与流量增量
如果水泵的并联流量增量△G过小，改变开启台数时有可能造成水泵电机的超载。
并联工况是设计工况，并联运行时的单台泵工况B应在合理工作区（高效区），而单台运行工况C往往偏离合理工作区，效率降低。
△G越小，C与B就相距越远,两工况的效率差也就越大。
因此，△G的
过小，将使C工况的轴功率大大超出B工况，在单台运行时就有可能发生超载现象。
实例：采用KQL125/300一11/4型水泵,流量推荐区间为55~110m³/h。
GC比GB增大86.4%，且C工况严重偏离推荐工作区，效率一定低于B工况，所以C工况所需要的功率将大大超过B工况。
如果水泵电机是按流量推荐区域配置，单台运行时一定会超载。
4.并联水泵的选型及系统设计中应注意的几个问题
1)应尽量不要采用性能曲线太平坦的水泵，并注意减小系统阻抗，以增大并联运行与单台运行的流量差△G。
2)对泵的选型，应尽量使并联运行和单台运行的泵都在高效率区工作。
3)水泵选型时不能只考虑并联工况，必须校核单台运行工况，流量是否能够满足调节要求，以及是否有超载的可能。
4)如果单台运行有超载可能，最好的办法是装设自力式限流止回阀，在单台运行时，限流止回阀自动改变开度，增大阻抗，减小流量。