區(qū)域供冷系統(tǒng)冷卻水管路水力仿真優(yōu)化

曠金國 王朝暉 羅曙光 陳盛階 葉 圳 許 健

(深圳市前海能源科技發(fā)展有限公司,深圳)

0 引言

我國公共建筑面積超過130億m2,推廣高效空調(diào)制冷機房是實現(xiàn)大型公共建筑節(jié)能減碳的重要抓手與主要技術路徑[1]。我國在高效制冷機房方面已經(jīng)進行了大量實踐[2-10],使用以全年系統(tǒng)能效為設計目標的建筑制冷系統(tǒng)正逐漸成為行業(yè)共識[11-12]。區(qū)域供冷系統(tǒng)的優(yōu)勢是通過采用大規(guī)模的高效制冷站實現(xiàn)建筑園區(qū)規(guī)模幾十棟建筑的整體節(jié)能[13-15]。

區(qū)域供冷系統(tǒng)的高效運行需要各子系統(tǒng)的高效與可控運行,包括冷卻水、冷水、乙二醇等子系統(tǒng)。設計高效制冷機房需要優(yōu)化水力管路,降低流動阻力及水泵功耗。精確的水力計算是設計高效傳輸水路系統(tǒng)及按設計參數(shù)運行的關鍵。實際運行中往往由于達不到設計的流量分布,導致難以達到設計預期的能量平衡,而基于能量平衡計算的過程控制也就無從談起。

大量實踐表明,無論是常規(guī)冷水集中空調(diào)系統(tǒng)還是區(qū)域供冷系統(tǒng),管路設計預期與項目竣工后的水力學性能往往有較大差別,建成項目的水泵設計揚程遠高于實際需要揚程,水泵運行流量遠大于設計流量[16]。造成這種情況的原因是設計過程中考慮了一些不確定性因素,但實際上這些不確定因素可能并不存在,比如考慮管線路由的變化采用了1.1 的阻力安全系數(shù)。事實上,在施工圖設計階段,主要設備參數(shù)已基本確定,比如冷凝器、冷卻塔、止回閥、過濾器、蝶閥等均在設計選型時確定了壓降,異徑管、三通、彎頭幾何參數(shù)與位置,以及管道流量、直徑與長度也基本確定,在施工圖深化設計階段,即使對管線布置與管線長度作適當調(diào)整,增減少量的彎頭,或者改變管件間距,也不會對管路水力性能造成太大變化,尤其是采用BIM工具后,施工圖深化時的改動越來越少。由此看來,在設備的精確水力選型基礎上,施工圖設計階段的管路系統(tǒng)水力計算模型不準確是造成管路水力學性能偏離的主要原因。

在暖通專業(yè)設計中,傳統(tǒng)的管路水力計算采用Excel表格作為計算工具[17]?；谥饕O備包括冷凝器、冷卻塔、止回閥、過濾器等的壓降由設計選型確定[4],施工圖設計中水泵揚程的不確定性影響主要是管道沿程阻力與其他管件局部阻力的計算。根據(jù)文獻[18]的綜述,傳統(tǒng)設計采用簡化的固定局部阻力系數(shù),通常沒有考慮管件幾何形狀和流場的影響,計算總壓降往往與實際值偏差較大,造成施工圖設計結果的偏差,同時由于不能準確反映每個管件的壓降影響因素,可能造成某些管件阻力優(yōu)化的性價比太低。

成熟的商業(yè)化水力學計算軟件已成為復雜工業(yè)動力系統(tǒng)的常用設計工具,這些軟件系統(tǒng)整合了權威文獻中的物性數(shù)據(jù)、各種設備性能模型、管件阻力系數(shù)模型等,同時還配有強大的方程求解器,從大系統(tǒng)范圍對所有部件的聯(lián)立方程進行迭代求解,提高了計算的準確性,大大縮短了設計周期。比如文獻[19]利用AFT Fathom流體仿真軟件對核電廠實際系統(tǒng)流程和布置搭建了水力計算模型,提升了計算精度和深度,實現(xiàn)了核電廠的精細化設計;文獻[20]采用FlowMaster軟件進行仿真模擬,對變頻器冷卻系統(tǒng)水冷管路進行了優(yōu)化設計,優(yōu)化后的管路總壓降減小了10.4%;文獻[21]采用AFT Fathom流體仿真軟件對電廠管道阻力進行精細化計算,大大提高了阻力計算的效率和準確性,為設備選型、管徑選擇和管道布置提供了優(yōu)化設計依據(jù);文獻[22]采用AFT Fathom流體仿真軟件對大型復雜循環(huán)水系統(tǒng)進行管網(wǎng)計算,得到了最優(yōu)的主控支路設定方案;文獻[23]基于PDMS(工廠設計管理系統(tǒng))管道三維模型,建立了水頭損失的自動化計算工具,減少了計算工作量,提升了工作效率,提高了計算的精確度;文獻[24]采用FlowMaster軟件對空調(diào)水系統(tǒng)的初步設計缺陷診斷及優(yōu)化設計進行了嘗試。

商業(yè)水力計算軟件的核心是精確的設備與管件水力學模型,其依據(jù)的實驗數(shù)據(jù)基本來自幾個經(jīng)典的文獻[18]。相對于復雜工業(yè)動力系統(tǒng)及城市供水管網(wǎng)系統(tǒng),區(qū)域供冷系統(tǒng)的冷卻水管路簡單,在不需要進行系統(tǒng)水力平衡狀態(tài)迭代計算的情況下,依托準確的局部阻力系數(shù)模型,也可以利用Excel對水系統(tǒng)進行精細化水力計算,包括管路減阻。由于計算過程數(shù)據(jù)的開放性,相比商業(yè)軟件來說,利用Excel計算更有利于理解管路系統(tǒng)的水力學現(xiàn)象,便于工程實踐。

本文建立了冷卻水管路精細化水力仿真模型,采用理論分析與實驗相結合的方法,對已建成的深圳前海區(qū)域供冷10號制冷站1期冷卻水系統(tǒng)的設計與運行數(shù)據(jù)進行分析,采用Excel軟件計算分析管路阻力分布,利用實際運行數(shù)據(jù)校核驗證仿真模型,提出高效機房管路減阻的優(yōu)化分析方法。

1 冷卻水系統(tǒng)水力計算模型

圖1為深圳前海區(qū)域供冷10號制冷站1期雙工況制冷機冷卻水系統(tǒng)的軸測圖。10號制冷站1期原設計采用3臺單臺制冷量7 737 kW(2 200 rt)雙工況制冷機,每臺制冷機冷卻水流量為1 585 m3/h。圖1顯示了B3#冷卻水泵(65)出水口到C9#冷卻塔(40),再到水泵進水口的流程。水泵出水口即漸擴管(1)入口,水泵進水口即漸縮管(64)出口。這個管路包括了止回閥、冷凝器、過濾器、冷凝器在線清洗接頭、各種蝶閥、90°三通、90°彎頭、異徑管、噴頭、集水盤、冷卻塔等主要設備與管件,以及連接這些設備或管件的管道,合計64個部件、62個連接這些部件的管道,以及124個管道節(jié)點。管道節(jié)點即每個部件的進出口節(jié)點,用I表示進口,O表示出口,比如I2與O2分別表示第2個部件的進口節(jié)點與出口節(jié)點。冷卻塔(40)相當于噴頭到集水盤的連接通道。

圖1 冷卻水系統(tǒng)軸測圖

與圖1對應的涉及管徑與流量變化的關鍵節(jié)點參數(shù)見表1。

表1 冷卻水管路管徑及流量分布

根據(jù)圖1的流程建立水力計算模型。模型中考慮了各個設備、管件與管段的機械能損失,總機械能表示為

(1)

式中ρ為密度,kg/m3;H為總水頭,m;g為自由落體加速度,m/s2;p為壓力,Pa;v為參考截面流速,m/s,根據(jù)文獻[18],90°三通取最大流量截面流速,漸縮漸擴取最大流速截面流速;z為海拔,m;下標i表示節(jié)點。

根據(jù)伯努利方程,設備、管件或管段的總水頭損失ΔHi定義為

ΔHi=HIi-HOi

(2)

式中 下標Ii表示第i個設備、管件或管段的入口截面;下標Oi表示第i個設備、管件或管段的出口截面。

B3#水泵揚程為圖1管路所有設備、管件與管段的總水頭損失之和,計算公式為

(3)

式中 ΔHead3為B3#水泵的揚程,m;ΔHOi_I(i+1)為第i個設備或管件出口到第i+1個設備或管件入口的連接管道沿程總水頭損失,m。

通常測量水泵揚程時,壓力傳感器的測點布置在漸擴出口的下游和漸縮入口的上游,圖1中傳感器分別放置于軟連接出口O2、90°彎頭入口I62。漸擴+軟連接、90°彎頭+軟連接+漸縮2段管路的阻力引起的機械能損失將造成水泵揚程測量偏差,在實際測量水泵揚程時需要對這部分機械能損失進行補償。式(3)可表示為

(4)

對設備或管件內(nèi)部復雜的流體流動狀態(tài)進行簡化,其總水頭損失采用局部阻力系數(shù)計算,表示為

(5)

式中ξi為第i個設備或管件的局部阻力系數(shù)。

90°三通、90°彎頭、漸擴漸縮、蝶閥等管件的局部阻力系數(shù)參考文獻[18]取值,結果見表2。需要說明的是,文獻[18]中的數(shù)據(jù)參考了幾十年來國際上教科書、工程手冊、設計規(guī)范、商業(yè)軟件的主要數(shù)據(jù),而文獻[25]也對各種形狀的彎頭和三通進行了系統(tǒng)的理論分析。本文采用文獻[18]中的基礎數(shù)據(jù)作為后續(xù)仿真分析的依據(jù)。鑒于我國缺乏這些基礎數(shù)據(jù),筆者正在采用CFD理論分析結合實驗測試的方法,對各種管件的局部阻力系數(shù)進行研究,目前已完成Y形過濾器的分析。相比文獻[18]的數(shù)據(jù),由于利用了現(xiàn)代計算機技術,可以考慮更多的幾何維度,結果更精確,可用于工程設計與選型。

表2 局部阻力系數(shù)取值

根據(jù)文獻[18],90°三通的局部阻力系數(shù)取決于分流比q和面積比a。q的計算式為

(6)

式中Q1為變流向的支管段流量,m3/h;Q3為總流量,m3/h。

本文計算用分流比根據(jù)設計流量分布或者實測流量分布確定,實際運行時不同工況對應不同分流比。

(7)

式中A1為變流向的支管截面積,m2;A3為總管截面積,m2;D1為變流向的支管直徑,m;D3為總管管徑,m。

表2中90°三通的局部阻力系數(shù)考慮了面積比和分流比的影響。對于已建成系統(tǒng)來說,每個三通的面積比a是固定的,而分流比q會隨不同運行工況變化,筆者根據(jù)Miller手冊[26]數(shù)據(jù)對不同面積比a時局部阻力系數(shù)隨分流比q的變化進行了修正,而傳統(tǒng)設計時,局部阻力系數(shù)取值與分流比和面積比均無關。

式(1)～(7)為管路水力計算與分析的通用模型,通過變化部件組合、各部件幾何形狀、各部件水力工況、管路邊界條件等,該模型可以用于不同管路的水力學分析。

在施工圖設計時,冷凝器、冷卻塔、過濾器、止回閥等的阻力系數(shù)均可根據(jù)設計數(shù)據(jù)計算得到。根據(jù)采購參數(shù),制冷機冷凝器流量為1 585 m3/h時,壓降為5.49 m,計算得到冷凝器的阻力系數(shù)為21.8。實際建設過程中,施工單位較少重視對過濾器與止回閥選型技術參數(shù)采購壓降的要求,由此導致不同項目過濾器與止回閥的實際壓降與設計要求差別很大。本文通過實驗數(shù)據(jù)獲取過濾器與止回閥的局部阻力系數(shù),結果分別為4.8和3.6。實際計算過程中,冷卻塔壓降在冷卻塔設計揚程的基礎上,根據(jù)集水盤水位深度作了修正。

2 模型計算與驗證

2.1 模型計算

根據(jù)第1章水力計算模型,本文首先對3臺水泵同時工頻運行的工況進行仿真模擬與實驗測試。本文只分析圖1中管路的水力特性,不考慮管路與水泵的耦合及不同支路間的耦合,通過實驗測量獲得模型計算中用到的不同管段的冷卻水流量分布。

實驗分別測量了圖1中B1#～B3#冷卻水泵支路的流量、C1#～C9#冷卻塔支路的供水量。對2次測量的數(shù)據(jù)取平均值,B1#～B3#水泵對應流量分別為1 973、1 948、1 942 m3/h;C1#～C9#冷卻塔對應流量依次為586、657、653、662、640、641、742、687、596 m3/h。用超聲波流量計測量流量時需考慮管段長度,3臺水泵支路的直管段較長,接近流量計的測量要求,冷卻塔支路的直管段較短,用超聲波流量計測量的誤差較大,本文根據(jù)3臺水泵支路流量總量,對冷卻塔的水量進行了修正。根據(jù)流量測量數(shù)據(jù)得到圖1所示冷卻水管路的流量分布,見表1。由表1可見,水泵實際運行流量遠大于設計工況流量。

圖2顯示了計算得到的冷卻水回路3的水頭分布。根據(jù)圖2仿真模擬結果,可以精細化分析冷卻水管路整體及局部的水力學特性,同時還可以指導實驗測量結果的分析。

圖2 冷卻水回路3計算水頭曲線與實驗壓力水頭曲線

圖2結果顯示,水泵揚程為25.66 m。測量水泵揚程的2個傳感器位置間的總水頭差計算結果為24.63 m,與計算水泵揚程差了1.03 m,需要根據(jù)式(4)進行修正。

從總水頭曲線可以看出,止回閥(4)、冷凝器(7)、冷卻塔(40)和過濾器(60)4個主要設備與管件產(chǎn)生的水頭降是整個管路的主要水頭降,合計達到17.97 m,占水泵揚程的70%。在設計中,4個主要設備與管件的水頭降特性是確定的,由此看來,如果其余管件和管道的水頭降計算偏大33%,則整個水泵揚程計算將偏大10%;如果水泵計算揚程偏大30%,則其余管件和管道的水頭降計算偏大100%。

單個管件水頭降較大的還有漸擴(1),達到0.73 m,原因及優(yōu)化措施在3.1節(jié)分析。

圖2中測壓管水頭與總水頭的差即為動壓,當兩者差距較大時,說明流速較大。

壓力水頭值是壓力傳感器測得的表壓,當為了獲得某一位置的壓力而測量另一個位置的壓力時,除了要考慮這2個位置間的總水頭損失及高度落差外,還要注意流速變化引起的壓力變化。比如在水泵入口需要經(jīng)常監(jiān)測汽蝕余量,但是一般壓力傳感器測點均在漸縮入口的上游,如圖1所示,測點放置于90°彎頭入口(I62),進行高度補償后,水泵入口測壓管水頭比測點的測壓管水頭還低1.45 m。模型計算表明,該工況的動壓頭從90°彎頭入口(I62)的0.37 m變化到漸縮出口(O64)的1.57 m,變化達到1.20 m,同時90°彎頭+軟連接+漸縮管路的機械能損失為0.25 m。由此可以看出,2個位置速度的變化是引起2個測點壓差較大的主要原因,需要在實際運行壓力監(jiān)測過程中加以校正,見式(8)。

(8)

式中pm、Hm、vm、zm分別為壓力、總水頭、截面流速、海拔的測量值。

式(8)等號右邊Hi-Hm可以根據(jù)模型計算獲得,右邊其他變量通過測量獲得。

對于水泵來說,隨著冷卻水流量的增大,入口壓力減小。當沿程有某個部件不正常工作時,比如過濾器嚴重堵塞,或者閥門異常關小,會造成水泵入口壓力達到汽蝕壓力,此時冷卻水回水達到最大驅(qū)動力,流量達到最大流量。

2.2 模型實驗驗證

對本文提出的水力計算模型進行了實驗校核。3臺水泵工頻運行時的流量分布見表1。同時測量了B3#水泵支路的4個壓力傳感器壓力,即圖1中的傳感器3、傳感器10、傳感器59和傳感器61,分別位于水泵連接漸擴段出口、冷凝器出口、過濾器入口和過濾器出口,也測量了每個冷卻塔集水盤水位高度。

壓力傳感器精度為±0.3%量程;在每個冷卻塔集水盤布置了水位傳感器,精度為±0.3%量程;冷卻水流量通過便攜式超聲波流量傳感器測量,精度為0.5%。受測點位置選取的影響,超聲波流量計的測量偏差大于傳感器本身精度。

本文計算中,將測得的流量分布作為計算模型的已知參數(shù),將實驗測得的4個壓力及已知的冷卻塔噴頭出口和集水盤入口自由液面大氣壓6個壓力數(shù)據(jù)與仿真計算結果進行比較,實現(xiàn)水力仿真計算模型的實驗驗證與校核。圖2顯示了4個壓力傳感器測點的測量數(shù)據(jù),可以看出,模擬仿真結果與實驗測量數(shù)據(jù)比較接近,誤差分別為0.66、0.34、1.35、1.34 m,說明本文提出的水力仿真模型在水泵出口到冷卻塔噴頭管段的計算結果較為準確,在冷卻塔集水盤到水泵入口管段的計算結果有一定誤差。

圖1中4個傳感器測點與2個自由液面將冷卻水管路分成6個管段,其中,集水盤液面到水泵入口前傳感器及冷凝器出口傳感器到冷卻塔噴頭的2個管段主要由管道與管件等低阻力部件組成,包括90°彎頭、三通等,沒有其他主要設備壓降的影響,這2個管段的壓降可以更有效驗證仿真模型的壓降計算效果。圖3顯示了上述2個管段的計算壓降及實驗測量數(shù)據(jù)。由圖3可見,采用本文模型,計算壓降分別為測量壓降的111%和79%。本文對傳統(tǒng)設計模型也進行了計算,2個管段壓降分別為測量數(shù)據(jù)的236%和120%,偏離較大?？梢钥闯?本文模型更接近于實驗數(shù)據(jù)。

圖3 不同模型計算與實驗測量的冷卻水回路壓降比較

對水力計算模型進行校核的另一個方式是依據(jù)水泵特性曲線流量與揚程的關系。圖4顯示了B3#水泵出廠測試特性曲線及本文仿真模型得到的揚程,計算工況同樣是表1中的實驗工況。由圖4可見,在流量為1 942 m3/h時,本文模型較好地預測了管路水力特性,預測水泵揚程為25.7 m,與水泵特性曲線值一致。傳統(tǒng)設計模型計算得到的揚程為31.6 m,偏差較大。根據(jù)圖2中的測量數(shù)據(jù),對水泵進出口管段修正后的水泵揚程測量值為26.3 m,本文模型預測值為測量值的98%,相差-0.6 m;傳統(tǒng)設計模型計算結果為測量值的120%,相差5.9 m。2個模型計算中,主要設備采用了同樣的阻力系數(shù),同時管道的壓降模型也一致,因此,計算結果的差別主要體現(xiàn)在其他管件的計算模型取法上。本文模型計算較好地模擬了冷卻水管路總壓降。

圖4 水泵特性曲線與不同模型計算揚程

以上結果表明,傳統(tǒng)設計水力計算模型不能準確反映管路水力學現(xiàn)象,得到的設計水泵揚程遠遠偏離實際運行參數(shù),而本文仿真模型計算結果比較準確地反映了管路阻力分布,與實驗測量水泵揚程及水泵特性曲線比較吻合。究其原因,傳統(tǒng)設計管段壓降的偏離是由各個部件壓降計算結果偏差匯總而得,而傳統(tǒng)計算中三通和彎頭的局部阻力系數(shù)取值均偏大。

根據(jù)文獻[18]中三通局部阻力系數(shù)取值,Miller手冊[26]和DL/T 5054—2016《火力發(fā)電廠汽水管道設計規(guī)范》2個不同來源的數(shù)據(jù)均考慮了三通局部阻力系數(shù)受分流比和面積比的影響,且2個文獻的數(shù)據(jù)基本一致,筆者認為這些數(shù)據(jù)代表了三通的較精確的水力學特性。傳統(tǒng)設計中三通局部阻力系數(shù)采用了固定值,且偏大,見表2。

對于90°彎頭來說,傳統(tǒng)計算采用的局部阻力系數(shù)為0.89,文獻[18]采用的局部阻力系數(shù)為0.18,計算表明,2種局部阻力系數(shù)取法導致管路中大多數(shù)彎頭的壓降相差超過0.2 m,又由于彎頭數(shù)量較多,達到17個,匯總可得所有彎頭壓降相差合計超過3.0 m,傳統(tǒng)取法過高估計了90°彎頭的壓力損失,對整體管路系統(tǒng)的壓降計算影響較大,這是導致傳統(tǒng)計算揚程偏大的一個主要原因。筆者專門對DN400的90°彎頭的壓降作了實驗測試,結果表明,在流速達到3.3 m/s時,其壓降可以忽略,這與Miller手冊[26]及文獻[18]的實驗結果一致。

盡管本文只取用了深圳前海10號制冷站冷卻水系統(tǒng)一種運行工況的實驗數(shù)據(jù),即3臺水泵同時工頻運行,但圖3中除了采用本文測試得到的水泵揚程數(shù)據(jù)與計算結果進行校核,還將水泵出廠特性曲線也作為實驗數(shù)據(jù)對計算結果進行了二次校核。筆者也對該系統(tǒng)3臺水泵的各種變頻運行組合工況的數(shù)據(jù)進行過分析,并與本模型計算結果進行了對比,模型中采用了同樣的通用管件局部阻力系數(shù)取法,結果表明本文模型可以精確模擬深圳前海10號制冷站冷卻水系統(tǒng)的水力學特性。鑒于本文計算結果是基于通用模型與通用局部阻力系數(shù),同時多種運行工況實驗數(shù)據(jù)均可以驗證模型的準確性,從實驗驗證角度表明本文模型具有通用性。同時,本文模型的準確性也顯示了其比傳統(tǒng)設計模型有更好的通用性與工程應用價值。

3 模型的應用

3.1 部件壓力損失與管路減阻優(yōu)化

本節(jié)利用第1章提出的冷卻水管路水力仿真模型,對已建設完成的實際管路系統(tǒng)在設計工況的運行進行仿真分析,設計工況流量、流速分布見表1。計算結果見表3,表中對各類部件的壓降進行了匯總,并對減阻效果作了分析。

表3 設計工況各類部件的壓降匯總

由表3可以看出:4個主要設備是管路總壓降的主要影響因素,可以準確預測,也是高效機房降阻的主要方向;只要流速合理,管道沿程阻力都很低,長度或高度的影響不大;其他低阻力部件的壓降是管路總阻力的不確定因素,也是水力計算模型是否能精確描述水力特性的關鍵,決定了水泵設計選型的準確性,以及應用該模型分析管路減阻的合理性。

對應表3中各類部件的壓力損失,圖5顯示了冷卻水管路所有部件的壓力損失,圖中較精確地量化描述了各個部件的壓力損失分布。低阻力部件中,漸擴(1)壓降為0.49 m,背向分流三通(55)壓降為0.40 m。從部件壓力損失的角度分析,漸擴(1)和背向分流三通(55)是部件減阻的主要對象,而對于90°彎頭及其他三通,其壓降均小于0.20 m,減阻效果不明顯。

注:止回閥(0.83 m)、冷凝器(5.49 m)、冷卻塔(6.54 m)、過濾器(1.20 m)壓降遠大于其他部件,圖中未顯示。圖5 冷卻水管路部件壓降分布

漸擴(1)壓降較大的原因是參考截面管徑為DN300,設計工況流速達到6.2 m/s,雖然局部阻力系數(shù)為0.25,但是壓降依然達到0.49 m,顯然需要增大漸擴入口的管徑,即水泵出口的管徑,降低水泵出口流速,從而達到降低壓降的目的。如果將截面管徑改為DN350,則流速變?yōu)?.6 m/s,局部阻力系數(shù)變?yōu)?.10,漸擴的壓降減小為0.10 m,減阻效果明顯。

背向分流三通(55)壓降較大的原因是總管流速達到2.63 m/s,盡管局部阻力系數(shù)為1.14,但是動壓較大導致其壓降也較大。如果將背向分流三通的總管管徑從DN800變?yōu)镈N900,則壓降從0.40 m變?yōu)?.25 m,減少0.15 m,效果不太明顯,但是管道增大管徑后,成本增加較多。如果將背向分流三通改為長半徑90°彎頭,放置于冷卻水分流總管的端部,則彎頭局部阻力系數(shù)變?yōu)?.18,壓降變?yōu)?.06 m,減阻效果明顯。由此可以看出,應當盡量避免使用背向分流三通。而實際施工過程中,為了簡化管路布置,很容易采用背向分流三通取代原設計的90°彎頭。

以上三通改彎頭的結論同樣適用于對向匯流三通(15),如果改為長半徑90°彎頭,則局部阻力系數(shù)從0.77變?yōu)?.18,壓降從0.27 m變?yōu)?.06 m,減阻效果也比較明顯。

3.2 部件功耗與管路減阻優(yōu)化

部件的局部阻力和管道的沿程阻力使水泵提供的機械能轉(zhuǎn)化為熱能,冷卻水管路所有部件和管道的功耗之和即為所有冷卻水泵的有效功率。高效機房的水力減阻就是通過合理降低每個部件、管道的功耗,達到降低冷卻水泵總功耗的目的。單個部件、管道功耗可表示為

(9)

式中wi為單個設備、管件、管道i的功耗,W;Qi為單個設備、管件、管道i的流量,m3/h。

對于冷卻水管路,所有部件的功耗為水泵的有效功率W,即

W=∑wi

(10)

對管路降阻就是合理降低所有部件的機械能損失wi。由式(4)可知,由于流經(jīng)每個部件的流量Qi不同,因此每個部件的總水頭損失不代表每個部件的功耗,也不能用單個部件總水頭損失簡單相加來比較不同設計組合的水泵有效功率。而式(10)則代表了所有部件的機械能損失,其和就是水泵有效功率。根據(jù)式(10)對所有部件的功耗進行優(yōu)化可以得到最小水泵有效功率。

對于大流量部件要盡量減小壓降,以增強節(jié)能效果。圖6顯示了冷卻水管路不同部件的功耗分布。冷凝器、冷卻塔、過濾器和止回閥等是功耗最大的4個部件。其中,冷卻塔功耗為1個冷卻塔的功耗,根據(jù)流量分配,1個冷卻水泵支路對應3個冷卻塔,如果冷凝器的功耗為26.25 kW,則冷卻塔的功耗為10.42 kW×3=31.26 kW。冷卻塔的壓降是一個固定值,根據(jù)第3.1節(jié)的分析,隨著流量的減小,其他部件和管道的阻力均隨流量呈二次冪減小,從而導致冷卻塔壓降占總壓降的比例增大,占總功耗的比例也增大,高效機房中采用較矮的冷卻塔,節(jié)能效果明顯。

注:冷凝器(26.25 kW)、冷卻塔(10.42 kW)功耗遠大于其他部件,圖中未顯示。圖6 冷卻水管路部件功耗分布

背向分流三通(55)、對向匯流三通(15)和側(cè)向匯流三通支管段(51)的功耗比較大,分別為5.69、3.83和3.06 kW,原因是它們都是對應總管的流量,即3臺水泵流量之和。另外,漸擴的功耗為2.32 kW,也需要通過增大水泵入口管徑來降低。與圖5對應,側(cè)向匯流三通支管段(13)、背向分流三通(34)和側(cè)向匯流三通支管段(45)的壓降雖然大于0.20 m,但是功耗只有1 kW或更小,主要是因為流量較小。從部件功耗的角度分析,漸擴(1)、背向分流三通(55)、對向匯流三通(15)和側(cè)向匯流三通支管段(51)均是減阻的主要對象,其他部件減阻效果不明顯,包括90°彎頭。

需要說明的是,本文只對設計工況的減阻優(yōu)化進行了分析,實際設計時,需要對全年8 760 h每個部件的運行參數(shù)時間分布進行積分,即:

(11)

式中Ei為第i個部件全年機械能損耗,kW·h;τ為時間,h。

所有部件的全年機械能損耗為全年水泵機械能輸出或全年管路機械能總損耗。對各個部件進行優(yōu)化設計,結合每個部件全年運行工況,對全年管路機械能總損耗進行優(yōu)化,可得到最優(yōu)化能耗的管路設計,同時得到各部件的優(yōu)化設計參數(shù)。

結合每個部件減阻的經(jīng)濟性進行分析,對不同設計的投資與系統(tǒng)全壽命周期內(nèi)的節(jié)能效益進行比較,從而得到最經(jīng)濟設計。

上述2章分別從部件壓力損失和部件功耗角度對各類部件的減阻效果進行了分析。本文的分析方法與計算結果不只限于區(qū)域供冷的冷卻水系統(tǒng),也可以推廣到其他水力管路系統(tǒng)的設計與運行分析,具有工程推廣應用價值。

4 結束語

空調(diào)系統(tǒng)的水力平衡計算是能量衡算與質(zhì)量衡算的基礎,精確的水力平衡計算需要有精確的水力計算模型。本文對深圳前海10號制冷站冷卻水系統(tǒng)建立了精細化的水力仿真模型,并通過實驗數(shù)據(jù)驗證了模型的準確性。結果表明,本文仿真模型能較精確地計算整個管路系統(tǒng)的壓降及分段管路壓降,可以較為精確地預測冷卻水管路水力學現(xiàn)象,并用于工程分析。通過仿真計算,得到了管路所有管件的阻力分布,以及各個管件的機械功耗,全面反映了確定水泵揚程與水泵有效功率的影響因素。本文還提出了高效機房管路減阻的分析優(yōu)化方法。計算表明,傳統(tǒng)水力計算中90°彎頭、三通等管件的局部阻力系數(shù)取值偏大導致管路水泵揚程計算值與實際值有較大偏差。本文建立的仿真模型,可以用于施工圖階段的精細化設計,也可以用于運行過程的各種水力工況分析,是高效機房設計運行分析中對管路減阻分析優(yōu)化的一個有效工具。鑒于本文模型數(shù)學方程的通用性、管件局部阻力系數(shù)取法的通用性、實驗驗證的通用性、計算結果精確性的通用性、計算分析方法與計算結果的通用性等,本文模型在工程中有較高實用價值。