项目简介：
空调面积：～17754m2，计算总负荷630RT，装机容量332RT*2=664RT。WCFX-B36螺杆冷水机组两台，单台制冷量332RT，冷水流量195m3/h。冷冻水泵38～44m，187～243m3/h。系统末端均为新风机＋风机盘管，两处最不利环路计算阻力为4.26m和4.7m4。由于一台主机检修，故作者仅就单台运行工况做了测试。

变频25Hz工况测试如下;

作者的改造方法是：
大泵改小泵，改选26m，220m3/h泵。
1。在分集水器之间加装压差旁通阀，工频运行；
2。在1基础上采用一次泵变频控制。

问题：
1。测量表计读数精度不足。
2。不能确保所有表计读数的正确性。
3。末端负荷不同时，管网特性曲线不同，反映到集分水器两端的压差也会不相同。正如文章在第3.1节中所描述的那样，“当末端负荷变小后，末端的两通阀关小，供回水压差将会提高而超过设定值，….”。遗憾的是文章没有将这一机理贯穿整个系统的分析思维过程。可见文章依据图1给出的测量数据得出“即水泵在工频状态时，冷水系统的真实阻力只有26m。”的结论，并以此作为改造选型H=26m，Q=220m3/h的依据难免有以偏概全之嫌。
起码的设计要求应该是：工频工况要满足的是系统100％负荷时所有末端对水量的服务要求，而最低变频工况（该项目选择了25Hz）则要满足部分负荷条件下，最不利环路对水量的需求。需要强调的是，上述100％负荷至少应是总负荷630USRT，而不仅仅是一台主机的装机容量332USRT。

集水器压力表反映的是系统末端压头余压＋管网高度水柱－回水管阻力，其中余压和阻力是变量，与水泵工作点相关。可是从图1和图2给出的集水器压力始终维持在0.70不变，在实践工程中出现这样的工况可能会伴随个别甚至部分末端失压现象的出现，可惜这一点并没有引起作者的关注。
其实到底能不能满足所有末端资用压头并不是仅仅蹲在机房抄抄表就可以确定的，而是要爬到最不利末端去测量的。同时所谓最不利端的位置可能会随末端负荷的变化而变化的。
末端负荷的主动性变化（包括负荷大小、空间位置和控制方式等等）才是导致空调系统工况变化的主要矛盾，才是事务的本质。这就是“机房控制派”的死穴。与其相反的“末端主动派”则强调暖通空调系统的复杂性主要取决于末端负荷的多样性、可变性和未知性。

不错，学习中，请继续

在管径一样情况下,流量减小时,流速减小,阴力也会减小,所以才出现26m扬程

学习了！！！！！！！！！！

在管径一样情况下,负荷不同，管阻不同，流量不同怎么保证这个26m？

其实，系统实际流量并不是文章图1－1中的原来设计流量Q1（A1），而是原配H=38～44m，Q=187～243 m3/h，约37kw水泵在大流量工作点Q2（A2）时所对应的管网特性。