石化企业循环冷却水系统水泵机组及调节阀最优组合运行方案确定方法

摘要

本发明提供一种石化企业循环冷却水系统水泵机组及调节阀最优组合运行方案确定方法。确定系统水泵机组不同组合运行时的最大临界流量点及其所需回水管路调节阀的水力阻力系数；根据不同进水温度时的系统最小需求流量，确定使能耗最小的水泵机组各种运行组合的对应的系统流量范围，实现循环冷却水系统水泵机组运行组合优化；对于确定的系统某一最小需求流量范围对应的水泵机组最优运行组合，系统最小需求流量在该流量范围，但一般小于该流量范围的最大值，此时，可以通过再关小调节阀的开度，使系统运行流量减小至等于系统最小需求流量，确定调节阀阻力系数及其增加值，进一步减小水泵轴功率，实现循环冷却水系统水泵机组及调节阀的最优组合运行。

说明书

技术领域

本发明涉及一种确定石化企业循环冷却水系统优化运行降低能耗的算法，尤其是石化企 业循环冷却水系统水泵机组及调节阀最优组合运行方案确定方法。

背景技术

循环冷却水系统用电量占国民经济发电量的近8％，占工业经济用电量的近11％，石化 企业的循环冷却水系统用电量在整个工业循环冷却水系统中占有较大比重。

循环冷却水系统的运行工况、效率和耗能研究涉及到流体力学、传热学、化学、电气自 动化等多个学科，准确计算和预测循环冷却水系统性能有一定难度。因此，为安全起见，通 常在系统设计时，绝大部分系统选择设计参数、余量与输送能效比较宽松，安全裕度过大， 循环冷却水系统往往采用流量远大于系统要求的水泵。在实际运行时，许多石化企业循环冷 却水系统常年以系统额定流量运行，出现过流量、高能耗的现象；或者根据季节的变化，单 凭人的感觉和经验或者测量的简单数据，实行粗放的优化运行，没有系统地调节循环冷却水 系统的运行工况；对于安装台数较少的相同型号的循环水泵机组的石化企业，循环冷却水系 统需求流量变化较大，仅一台水泵运行流量可能有相当一部分时间大于系统最小需求流量， 存在较多的流量浪费。

因此，为了节省循环冷却水系统水泵机组耗能，应该在满足系统设备及工艺对冷却水流 量、压力(扬程)要求的前提下，充分利用系统离心泵的功率特性和阀门的调节功能，实现 循环冷却水系统水泵机组及调节阀的最优组合运行。

发明内容

本发明的目的是针对目前石化企业循环冷却水系统运行存在的未优化、定性优化及优化 不合理等能源浪费严重的问题，提出一种石化企业循环冷却水系统水泵机组及调节阀的最优 组合运行方案及其精确定量确定方法。本发明首次提出基于系统最小需求流量和满足系统压 力要求的循环冷却水系统同型号泵机组与调节阀和大小泵机组与调节阀两类系统的最优组合 运行方案及其精确定量确定方法。

为实现以上目的，本发明的技术方案如下：

提供一种石化企业循环冷却水系统水泵机组及调节阀最优组合运行方案确定方法，包括 以下步骤：

步骤一.根据换热器特性，计算换热器冷却水最小需求流量与进水温度关系；

$m_c=\frac{Q}{C_c(t_{\mathrm{hi}}-t_{\mathrm{ho}}-\frac{Q}{\mathrm{KA}}\ln \frac{t_{\mathrm{hi}}-t_{\mathrm{ci}}-Q/m_c·C_c}{t_{\mathrm{ho}}-t_{\mathrm{ci}}})}---\left(1\right)$

式中：Q表示热负荷，kW；C_c表示冷却水比热容，kJ/(kg·℃)；m_c表示冷却水质量流量，kg/s； t_hi、t_ho分别表示热物流进、出口温度，℃；t_ci表示冷却水进口温度，℃；K表示换热器传热 系数，kW/(m²·℃)；A表示换热器换热面积，m²。

式(1)是隐函数，通过编程，对给定的多个t_ci值，迭代计算出对应的m_c值，从而求解 得到符合要求的换热器冷却水最小需求流量与冷却水进水温度的关系。

循环冷却水系统最小需求流量为系统中各并联换热器最小需求流量之和，即：

$q=\frac{1}{\rho }\underset{1}{\overset{n}{\Sigma }}{m}_{c,i}---\left(2\right)$

式中：q为循环冷却水系统冷却水最小需求体积流量，m³/s；ρ为冷却水密度，kg/m³；m_c,i为 第i台换热器的冷却水最小需求质量流量，kg/s；n为系统中并联的换热器数量。循环冷却水 系统冷却水最小需求流量与进水温度的关系如图1。

步骤二.计算循环冷却水系统水泵并联扬程性能曲线、系统需要扬程曲线和扬程控制曲 线：

确定系统不同水泵机组并联组合运行的扬程性能曲线，可用多项式表示为

H_b＝aq²+bq+c  (3)

式中：a、b、c为多项式的系数；H_b为水泵并联扬程，m；q为系统总流量，m³/s。

根据系统水力性能确定不同水泵机组并联组合运行的系统需要扬程曲线，可用多项式表 示为

H_r＝H_z+S_rq²  (4)

式中：H_r为系统需要扬程，m；H_z为装置扬程，m；S_r为系统管路水力阻力损失系数，s²/m⁵。

系统对循环冷却水压力有一定的要求，除了包括管道、换热设备对压力极限的要求，还 有系统最不利点对压力的要求。一般情况下，对换热设备压力最低点(通常为位置最高点) 有正压运行的要求。根据系统的压力要求，确定系统的扬程控制曲线，可用多项式表示为

H_k＝ΔH+S_kq²  (5)

式中：H_k为系统控制扬程，m；ΔH为最不利点到进水口的高度差，m；S_k为最不利点到进水 口管路的水力阻力损失系数，s²/m⁵。

步骤三.确定循环冷却水系统水泵机组不同组合运行工况点、压力控制点、最大临界流 量和水泵机组及调节阀组合运行方案；

(1)设置同型号水泵机组及调节阀的循环冷却水系统

如图2，H₁为单泵(大泵)的扬程性能曲线，H_r为单泵运行时系统需要扬程曲线，H_k为 扬程控制曲线。单台水泵的运行工况点A可由式(3)系统水泵性能扬程曲线H₁和式(4) 系统需要扬程曲线H_r联立求解确定。单台水泵的压力控制点B可由式(3)系统水泵性能扬 程曲线H₁和式(5)系统的扬程控制曲线H_k联立求解确定。工况点A点在扬程控制曲线H_k的下方，不能满足系统压力要求。为了满足系统压力要求，通过增加回水管路上调节阀的阻 力(也即减小调节阀的开度)改变系统需要扬程曲线，使水泵工况点由A点向左移至压力控 制点B。系统运行工况取A、B两工况点的压力较大的工况，能够满足系统压力要求，此即 为单泵运行时的最大临界流量(以下其他组合运行方案的最大临界流量也应如此确定)。

循环冷却水系统配置2台同型号水泵机组。如图3，H₁为单泵扬程性能曲线，H_b为两泵 并联运行的扬程性能曲线，H_rb为两泵并联运行系统需要扬程性能曲线，H_k和H_kb分别为单泵 运行和两泵并联运行的扬程控制曲线。1台水泵运行时，水泵扬程性能曲线H₁与扬程控制曲 线H_k的交点B点是最大流量控制点。2台水泵运行时，2台水泵并联运行扬程性能曲线H_b与系统需要扬程曲线H_rb的交点G点流量小于系统扬程控制曲线H_kb与系统需要扬程曲线H_rb的交点J点流量，G点压力大于J点压力，满足系统要求，G点是最大流量控制点，即2台 水泵并联运行时的最大临界流量。当系统最小需求流量q_x≤q_B时，可以开1台水泵运行；当 q_B<q_x≤q_G时，需要开2台水泵运行。因此，B点和G点为优化开机组合的临界点。

系统实施水泵机组最优组合运行时，一般情况下，系统最小需求流量小于实际供水流量。 此时，可以通过继续减小调节阀的开度来减小流量，减小系统能耗。如图2，B点为单泵运 行和两泵并联运行的临界点。系统开1台水泵，为满足压力要求，适当关小调节阀，使水泵 在B点运行。设C点流量q_C为系统在某进水温度下的最小需求流量，且q_C<q_B。由于离心 泵功率随流量减小而减小，若此时进一步减小调节阀开度，增加回路阻力，使水泵在C点运 行，可以进一步减小水泵轴功率，节省能耗。

如图3，当系统最小需求流量介于B点和G点之间，即当q_B<q_x≤q_G时，需要开2台水 泵运行。两泵并联运行时，调节阀全开，系统工况点为G点，能够保证正压运行，且G点流 量q_G大于系统设计最大需求流量。而一般情况下，最小需求流量小于G点流量，即q_x<q_G， 因此，可以关小调节阀开度，使系统实际运行流量等于当时进水温度下的系统最小需求流量， 从而减小水泵轴功率。

(2)设置大小泵机组及调节阀的循环冷却水系统

若将系统中的1台大泵更换为1台小泵，采用大小泵组合运行方式。如图4，H₁为大泵 的扬程性能曲线，H₂为小泵的扬程性能曲线，H₁₂为大小泵并联运行的扬程性能曲线，H_b为 两大泵并联运行的扬程性能曲线。H_r为单泵运行系统需要扬程曲线，H_rb为两泵并联运行系统 需要扬程曲线。H_k和H_kb分别为单泵运行和两泵并联运行的扬程控制曲线。B点是1台大泵 性能曲线H₁与扬程控制曲线H_k的交点，G点是2台大泵并联运行性能曲线H_b与系统需要扬 程曲线H_rb的交点，D点是1台小泵性能曲线H₂与扬程控制曲线H_k的交点，是最大临界流量 点，F点是1台大泵、1台小泵并联运行扬程性能曲线H₁₂与扬程控制曲线H_rb的交点，是最 大临界流量点。

当最小需求流量q_x≤q_D，1台小水泵运行，并调节调节阀至所需流量；

当最小需求流量q_D<q_x≤q_B，1台大水泵运行，并调节调节阀至所需流量；

当最小需求流量q_B<q_x≤q_F，1台大水泵和1台小水泵并联运行，并调节调节阀至所需流 量；

当最小需求流量q_F<q_x≤q_G，2台大水泵并联运行，并调节调节阀至所需流量。

因此，1台小水泵、1台大水泵、1台大水泵与1台小水泵并联、2台大水泵并联运行时 优化开机组合，其开机组合的临界点分别为D点、B点、F点和G点。

步骤四.计算调节阀在各最大临界流量点的水力损失阻力系数的变化值；

如前所述，为满足系统压力要求，需要通过调节回水管路上调节阀的开度，提高上游换 热设备的压力。根据式(6)可计算调节阀在各临界点的水力损失阻力系数的变化值，可供石 化企业循环冷却水系统现场使用。

$\mathrm{\Delta S}=\frac{H_b-H_z}{q^2}-S_{r0}---\left(6\right)$

式中：S_r0为系统管路初始水力阻力损失系数，s²/m⁵；

步骤五.根据图1确定图3或图4各最大临界流量点流量对应的循环冷却水进水温度；

步骤六.根据不同进水温度时的循环冷却水系统最小需求流量，判别其所处的工况临界 点范围(对应最优开机组合)，并计算所需的回路水力损失阻力系数和调节阀阻力系数的增加 值，从而确定各种进水温度时的循环冷却水系统水泵机组及调节阀最优组合运行方案。

根据石化企业循环冷却水系统供水要求及系统性能，一方面，系统存在能够保证冷却要 求的最小需求流量；另一方面，根据离心泵的功率特性，流量小时，其轴功率也小，因而最 节能。对于确定的系统，最小需求流量与换热器进水温度有关。系统在满足最小需求流量的 前提下，还需满足系统的压力要求(例如，许多系统要求换热设备正压运行)，通常可通过调 节换热设备冷却水回水管路上的调节阀开度来满足换热设备的压力要求。

本发明计算石化企业循环冷却水系统不同进水温度时的最小需求流量；计算为保证换热 设备正压运行系统所需扬程与流量的关系；确定系统水泵机组不同组合运行时的最大临界流 量点和所需回水管路调节阀的水力阻力系数；根据不同进水温度时的系统最小需求流量，确 定使能耗最小的水泵机组各种运行组合的对应的系统流量范围，实现循环冷却水系统水泵机 组运行组合优化；对于确定的系统某一最小需求流量范围对应的水泵机组最优运行组合，系 统最小需求流量在该流量范围，但一般小于该流量范围的最大值，此时，可以通过再关小调 节阀的开度，使系统运行流量减小至等于系统最小需求流量，确定调节阀阻力系数，进一步 减小水泵轴功率，实现循环冷却水系统水泵机组及调节阀的最优组合运行。为增加供水流量 的可调性，研究考虑设置多台同型号水泵机组和多台同型号水泵机组配一台具有近似扬程和 一半流量的小泵机组两类系统。将两类系统水泵机组及调节阀的最优组合运行方案与系统最 小需求流量和进水温度的关系，分别绘制成简单直观的图表，供石化企业循环冷却水系统优 化运行现场管理使用。结果表明，本发明具有很好的节能效果，不需任何附加设备。

本发明可应用于全国石化企业循环冷却水系统的优化运行，节省能源消耗。根据实例研 究结果，可节约电能40％左右。按全国苯胺年产量210万吨，循环冷却水系统水泵装机1.05 ×10⁴kW，全年运行360天计算，应用本发明成果后，可节省电能3.63×10⁷kW·h。能够有 效节省能源，促进经济和社会的发展，具有重大的社会经济效益。

附图说明

图1是实施例循环冷却水系统最小需求流量与进水温度的关系曲线。

图2是循环冷却水系统单泵运行临界点与变阀优化运行工况点确定图。

图3是循环冷却水系统两台同型号水泵并联运行临界点确定图。

图4是循环冷却水系统大小泵并联运行临界点确定图。

图5是实施例循环冷却水系统布局简化图。

图6a是实施例循环冷却水系统同型号水泵组合不同流量时水泵机组及调节阀最优组合 运行方案。

图6b是实施例循环冷却水系统大小泵组合不同流量时水泵机组及调节阀最优组合运行 方案。

图7a是实施例循环冷却水系统同型号水泵组合不同进水温度时水泵机组及调节阀最优 组合运行方案。

图7b是实施例循环冷却水系统大小泵组合不同进水温度时水泵机组及调节阀最优组合 运行方案。

具体实施方式

下面结合附图并通过实施例对本发明作进一步说明：

某循环冷却水系统用于3万吨苯胺、5万吨硝基苯的生产。系统有两座GBNF-800型冷 却塔，配有三台并联的循环水泵，型号为350S44A，两台运行，一台备用。单泵流量1116m³/h， 扬程36m，转速1450r/min。水泵配套西门子Y315L-4型电机，额定功率160kW，额定电流 288A，电机效率91.9％，额定转速1486r/min。系统布局如图5。设备按层分布，系统相当于 有五个并联的换热用户组，其中第一、第二、第三层每层设备并联连接，层与层之间并联连 接。第四层有三台设备，次高点的两台设备并联，最高点的设备单独成为一条支路，都与其 它三层设备并联。

为方便计算，对原系统按层简化，换热性能相关参数由企业提供，具体如表1：

表1换热用户简化参数

A.根据系统特性，计算系统最小需求流量与循环冷却水进水温度关系；

以进水温度25℃为例，根据式(1)与表1，同时考虑换热器出口水温不得大于45℃的 要求，用MATLAB软件编程，求解得到各层冷却水最小需求质量流量m_c分别为34.087kg/s、 95.061kg/s、77.062kg/s、13.457kg/s、3.384kg/s，将其代入式(2)得到循环冷却水系统最 小需求流量为

$q=\frac{1}{\rho }\underset{i=1}{\overset{n}{\Sigma }}{m}_{c,i}=\frac{1}{1000}(34.087+95.061+77.062+13.457+3.384)=0.223m^3/s$

同样方法可以求解得到其他进水温度时系统最小需求流量。系统最小需求流量与进水温 度的关系如图1所示。

B.循环冷却水系统水泵扬程性能曲线、系统需要扬程曲线、系统扬程控制曲线的确定；

根据水泵性能确定不同水泵组合并联运行的扬程性能曲线；根据系统水力性能确定不同 水泵组合并联运行的系统需要扬程曲线；根据系统的压力要求，确定系统的扬程控制曲线。 根据企业提供的相关资料，代入式(3)-(5)得到

$\left(\begin{array}{c}{H}_1=-148.15q^2+3.3026q+48.986\\ H_2=-391.41q^2+15.098q+46.918\\ H_{12}=-57.93q^2+4.5789q+47.878\\ H_b=-37.038q^2+1.5163q+48.986\end{array}\right)---\left(7\right)$

$\left(\begin{array}{c}{H}_r=4.8+{179.3q}^2\\ H_{\mathrm{rb}}=4.8+164.76q^2\end{array}\right)---\left(8\right)$

$\left(\begin{array}{c}{H}_k=30.3+{58.85q}^2\\ H_{\mathrm{kb}}=30.3+{44.31q}^2\end{array}\right)---\left(9\right)$

C.循环冷却水系统水泵机组不同组合运行工况点、最大临界流量和水泵机组及调节阀 最优组合运行方案的确定；

(1)设置同型号水泵机组及调节阀的循环冷却水系统

实施例系统采用1台水泵机组运行时，水泵运行工况可由系统需要扬程曲线H_r和水泵性 能曲线H₁的交点确定，如图2中的A点。根据式(7)、(8)联列水泵性能曲线和系统需要 扬程曲线的方程组：

$\left(\begin{array}{c}{H}_1={-148.15q}^2+3.3026q+48.986\\ H_r=4.8+{179.3q}^2\\ H_1=H_r\end{array}\right)$

求解可得A点流量q_A为0.372m³/s(也即系统总流量为0.372m³/s)，水泵扬程H_A为29.6m。

A点的扬程明显不能满足系统压力需求。为了保证系统压力的要求，水泵运行最低扬程 应在B点，B点为水泵扬程性能曲线和扬程控制曲线H_k的交点。为了同时保证流量要求，以 B点作为变换水泵开机台数的临界点。临界点B可由下列方程组求解：

$\left(\begin{array}{c}{H}_1={-148.15q}^2+3.3026q+48.986\\ H_k=30.3+58{.85q}^2\\ H_1=H_k\end{array}\right)$

经求解，B点流量q_B为0.308m³/s，水泵扬程H_B为35.9m。

实施例系统采用2台水泵机组并联运行时，水泵运行工况可由系统需要扬程曲线H_rb和 水泵扬程性能曲线H_b的交点确定，如图3中的G点。根据式(7)、(8)联列水泵扬程性能 曲线H_b和系统需要扬程曲线H_rb方程组：

$\left(\begin{array}{c}{H}_b=-{37.038q}^2+1.5163q+48.986\\ H_{\mathrm{rb}}=4.8+164.76q^2\\ H_b=h_{\mathrm{rb}}\end{array}\right)$

经求解，G点流量q_G为0.472m³/s，水泵扬程H_G为41.51m。

2台水泵机组并联运行时，水泵扬程性能曲线H_b与系统扬程控制曲线H_kb的交点为J点， 如图3。根据式(7)、(9)联列水泵扬程性能曲线H_b与扬程控制曲线H_kb方程组：

$\left(\begin{array}{c}{H}_b={-37.038q}^2+1.5163q+48.986\\ H_{\mathrm{kb}}=30.3+{44.31q}^2\\ H_b=H_{\mathrm{kb}}\end{array}\right)$

求得J点流量q_J为0.489m³/s，扬程H_J为40.90m。由此可见，系统在G点运行可保证正压 运行。又由于G点流量q_G大于系统设计最大需求流量0.450m³/s，因此，2台水泵机组并联 运行，能够满足系统最大需求流量的要求。

因此，当需要流量q_xmin≤q_x≤q_B，即0.118m³/s≤q_x≤0.308m³/s(其中，0.118m³/s为最 小进水温度5℃时系统最小需求流量)，可以开1台水泵运行，并调节调节阀至所需流量；当 q_B<q_x≤q_xmax(即0.308m³/s<q_x≤0.450m³/s)时，需要开2台水泵运行，并调节调节阀至所 需流量。

(2)大小泵组合运行循环冷却水系统

在原系统中的增加1台小泵，采用大小泵组合的方式优化水泵运行组合。新选小泵型号 为300-380A，额定流量为0.183m³/s，额定扬程为37.6m，效率为82％，配套电机功率为110 kW。采用大小泵机组，不同开机组合水泵及系统的性能曲线图4。

用同样方法计算得到，单台小泵运行时，其最大临界流量点D点流量为0.21m³/s，扬程 为32.89m，水泵效率为81.59％，电动机的输入功率为90.67kW。

1大泵、1小泵并联运行时，管道性能曲线H_rb与大、小泵并联的性能曲线H₁₂的交点E 点对应的扬程不能满足系统正压运行的需求，因此，大、小泵并联运行的最大临界流量点应 为其并联性能曲线H₁₂与系统扬程控制曲线H_kb的交点F点。经计算，F点流量q_F为0.438m³/s， 扬程H_F为38.79m。

当需要流量0.118m³/s≤q_x≤0.21m³/s时，1台小泵运行，并调节调节阀至所需流量；

当需要流量0.21m³/s<q_x≤0.308m³/s时，1台大泵运行，并调节调节阀至所需流量；

当需要流量0.308m³/s<q_x≤0.438m³/s时，1台大泵、1台小泵并联运行，并调节调节阀 至所需流量；

当需要流量0.438m³/s<q_x≤0.450m³/s时，2台大泵并联运行，并调节调节阀至所需流 量。

D.确定调节阀在各临界点的水力损失阻力系数的变化值。

(1)对同型号水泵机组组合运行循环冷却水系统，如图2，B点是变换水泵开机台数的 临界点，根据式(6)，系统从A点左移至B点运行，其管路的总阻力损失系数的增加值为

$\mathrm{\Delta S}=\frac{H_B-H_z}{{q_B}^2}-\frac{H_A-H_z}{{q_A}^2}=\frac{35.9-4.8}{{0.308}^2}-\frac{29.6-4.8}{{0.372}^2}=327.84-179.21={148.63s}^2/m^5$

如图2，C点是开1台水泵机组时，某一进水温度下系统所需最小流量。当进水温度为 最低水温5℃时，根据图1得到，系统所需最小流量为0.118m³/s，也即C点流量q_C＝0.118m³/s， 对应C点扬程H_C＝47.3m，则系统从B点移至C点运行，其管路的总阻力损失系数的增加值 为

$\mathrm{\Delta S}=\frac{H_C-H_z}{{q_C}^2}-\frac{H_B-H_z}{{q_B}^2}=\frac{47.3-4.8}{{0.118}^2}-\frac{35.9-4.8}{{0.308}^2}=3052.28-327.84={2724.44s}^2/m^5$

2台大泵并联运行时，系统最大临界流量点在扬程性能曲线H_b上，从最大流量q_max的G 点移至临界流量q_B(也即q_B＇)运行，将流量q_B代入式(7)中H_b方程，得到对应扬程H_B＇ 为45.94m，其管路的总阻力损失系数的增加值为

$\mathrm{\Delta S}=\frac{{H_B}^{\prime }-H_z}{{q_B}^2}-\frac{H_{q\max }-H_z}{{q_{\max }}^2}=\frac{45.94-4.8}{{0.308}^2}-\frac{42.17-4.8}{{0.450}^2}=433.67-184.54={249.13s}^2/m^5$

(2)对大小泵组合运行的循环冷却水系统，D点、B点、F点是开机组合变换的临界点， 如图4。同时，系统还需满足最大、最小流量的约束。系统所需最小流量q_min为0.118m³/s(进 水温度5℃时)，代入式(7)扬程性能曲线H₂方程中，得到水泵扬程H_qmin为43.25m；最大 流量q_max为0.450m³/s，代入式(7)扬程性能曲线H_b方程中，得到水泵扬程H_qmax为42.17m。

1台小泵运行时，系统可从小泵扬程曲线H₂上的D点移至最小流量q_min运行，其管路的 总阻力损失系数的增加值为

$\mathrm{\Delta S}=\frac{H_{q\min }-H_z}{{q_{\min }}^2}-\frac{H_D-H_z}{{q_D}^2}=\frac{43.25-4.8}{{0.118}^2}-\frac{32.89-4.8}{{0.21}^2}=2761.42-636.96={2124.46s}^2/m^5$

1台大泵运行时，系统可从大泵扬程曲线H₁上的B点移至临界流量q_D运行，将流量q_D代入 式(7)中H₁方程，得到对应扬程H_D1为43.15m，其管路的总阻力损失系数的增加值为

$\mathrm{\Delta S}=\frac{H_{D1}-H_z}{{q_D}^2}-\frac{H_B-H_z}{{q_B}^2}=\frac{43.15-4.8}{{0.21}^2}-\frac{35.9-4.8}{{0.308}^2}=869.61-327.84={541.77s}^2/m^5$

1台大泵、1台小泵并联运行时，系统可从扬程性能曲线H₁₂上的F点移至临界流量q_B运行，将流量q_B代入式(7)中H₁₂方程，得到对应扬程H_B1为43.79m，其管路的总阻力损 失系数的增加值为

$\mathrm{\Delta S}=\frac{H_{B1}-H_z}{{q_B}^2}-\frac{H_F-H_z}{{q_F}^2}=\frac{43.79-4.8}{{0.308}^2}-\frac{38.79-4.8}{{0.438}^2}=411.01-177.18=233.83s^2/m^5$

2台大泵并联运行时，可从扬程性能曲线H_b上系统所需最大流量q_max移至临界流量q_F运行，将流量q_F代入式(7)中H_b方程，得到对应扬程H_F1为42.54m，其管路的总阻力损失 系数的增加值为

$\mathrm{\Delta S}=\frac{H_{F1}-H_z}{{q_F}^2}-\frac{H_{q\max }-H_z}{{q_{\max }}^2}=\frac{42.54-4.8}{{0.438}^2}-\frac{42.17-4.8}{{0.450}^2}=196.72-184.54=12.18s^2/m^5$

E.求解各组合运行方案临界点流量对应的循环冷却水进水温度。

根据图1，系统所需最小流量为0.118m³/s，此时循环冷却水系统进水温度为5℃；临界 点D点流量为0.21m³/s，此时循环冷却水系统进水温度为23.8℃；临界点B点流量为0.308 m³/s，此时循环冷却水系统进水温度为30.1℃；系统临界点F点流量为0.438m³/s时，循环 冷却水系统进水温度为32.3℃；系统所需最大流量为0.450m³/s，此时循环冷却水系统进水温 度为32.4℃。

F.确定循环冷却水系统水泵机组及调节阀最优组合方案。

循环冷却水系统由同型号水泵机组组合运行时，当0.118m³/s≤q_x≤0.308m³/s(进水温度 5℃≤t_s≤30.1℃)，需1台水泵运行。随着进水温度的降低，最小需求流量减小，调节阀阻力 损失系数的最大增加值为2724.44s²/m⁵；当0.308m³/s<q_x≤0.450m³/s(进水温度30.1℃≤t_s≤32.4℃)时，需2台水泵运行，随着进水温度的降低，最小需求流量减小，调节阀阻力损失 系数的最大增加值为249.13s²/m⁵。

循环冷却水系统由大小泵水泵机组组合运行时，当0.118m³/s≤q_x≤0.21m³/s(进水温度 5℃≤t_s≤23.8℃)时，只需1台小泵运行，调节阀阻力损失系数的最大变化值为2124.46s²/m⁵； 当0.21m³/s<q_x≤0.308m³/s(进水温度23.8℃<t_s≤30.1℃)时，需1台大泵运行，调节阀阻 力损失系数的最大变化值为544.77s²/m⁵；当0.308m³/s<q_x≤0.438m³/s(进水温度30.1℃<t_s≤32.3℃)时，需1台大泵、1台小泵并联运行，调节阀阻力损失系数的最大变化值为233.83 s²/m⁵；当0.438m³/s<q_x≤0.450m³/s(进水温度32.3℃<t_s≤32.4℃)时，需2台大泵并联运 行，调节阀阻力损失系数的最大变化值为12.18s²/m⁵。

根据前面计算分析结果，循环冷却水系统水泵机组及调节阀最优组合方案如图6、7所示。

注意到，进水温度32.3℃与最高进水温度32.4℃非常接近，因此，可以认为1台大泵、1 台小泵并联运行可以满足系统最大需求流量。

根据统计：实施例石化企业循环冷却水系统全年工作360天，冷却水进水温度为5℃以 下时工作30天，水温超过30℃工作30天，30℃～31℃工作15天，31℃～32℃工作15天，其 余时间平均到6℃～30℃，每一度工作12天。

经计算，实施例石化企业循环冷却水系统不同优化运行方案的能耗比较如表2。原系统 未优化运行(全年2台大泵并联运行)方案全年耗电量为2.331×10⁶kW·h。系统同型号水泵 机组组合优化(未变阀优化)方案、同型号水泵机组及调节阀组合优化方案、大小泵组合优 化(未变阀优化)方案、大小泵及调节阀组合优化方案全年耗电量分别为1.311×10⁶kW·h、 1.150×10⁶kW·h、0.9794×10⁶kW·h、0.9095×10⁶kW·h，分别较原系统未优化运行方案节能 43.76％、50.66％、56.95％、60.98％。

表2实施例循环冷却水系统不同优化运行方案节能比较