復雜循環水系統設計和Fathom 軟件結合的分析探討

王玉琴

福陸（中國）工程建設有限公司 （上海 201103）

循環水系統是工藝生產的生命線，用于工藝過程冷（熱）量交換和傳送過程中，主要依靠水泵為動力源來推動循環水流動[1]。據統計，水泵的耗電量約2.0×1012kW·h[2]，占全國發電量的15%～21%[3]。當前，工業循環水系統泵能耗占70%以上，運行能耗巨大。系統普遍存在能耗較高、效率卻很低的現象[4]。與國外先進水平相比，產品效率低2%～4%[5-6]，系統運行效率低近20%[7-8]。因此，如何提高工業循環水系統效率是目前工程設計亟需研究和解決的問題。

近年來，隨著循環水系統日益大型化發展，裝置供水點數量眾多，每個供水點所要求的循環水量以及供水點的高度各異。目前常用的循環管網設置是通過水泵水量和閥門的輸配協同節能優化控制，將冷卻終端的溫度嚴格控制在設定的區間內。閥門始終處在大開度位置進行實時智能調節，實現了復雜管網的動態水力和熱力平衡，使系統流量與管網阻尼極小化[3]。

針對大型循環水系統，如何實現系統的最優化設計，對于工藝設計是新的挑戰。在常規設計中，設計人員會選擇距離最遠點作為最不利點，并將各個裝置所需的冷卻水量簡化為節點流量，采用逆推法和順推法[9]來計算管段流量和節點壓力；再算出泵房吸水管路和泵站范圍內壓水管路中的水頭損失[10]，疊加后作為選擇水泵的依據；最后通過各裝置的用水量以及經濟流速來確定管徑。這種方法只適用于單一的供水點或供水點數量較少的情況，面對完整的大型循環水系統，這種設計存在2 個問題：一是最遠點未必是主控點，二是管網壓降的總體平衡。受上述問題的制約，按照以往方法設計的循環水管網以及所選擇的泵必然存在模糊性和偶然性。設計人員為了確保系統的安全運行，會采用增大管徑以及增加循環水泵的流量和揚程的方法，這樣則會導致工程投資的增加。計算機技術和軟件應用的逐漸成熟，使上述問題很好地得到解決，且能夠使設計可模擬化、可預知化，避免設計誤區，掃除設計盲點[11]。本研究針對大型循環水管網的復雜性，提出了采用計算機軟件Fathom 對循環水管的管網進行水力學計算，并分析了每個支路之間的相互關系，詳細闡述了如何確定最優化的循環水泵揚程以及各支路控制閥閥門壓降之間的關系。該方法為以后日益大型化的循環水系統的設計和優化提供了可靠的設計思路。

1 計算方法介紹

工業中常見的閉式循環水系統主要包括循環水泵、循環水系統冷卻器、終端用戶的換熱設備以及設備之間的管道系統。下文將介紹循環水系統中的核心設備和管件的水力學計算方法，為后續計算軟件的應用提供參考依據。

1.1 循環水泵

循環水泵是循環水系統的核心設備之一。水泵揚程的確定在滿足用水需求前提下保證整個管網的經濟性。循環水系統通常選擇離心泵作為循環泵。

離心泵的性能參數包括流量、揚程、功率、效率以及汽蝕余量（NPAHa）等[12]。泵的揚程（He）、效率（η）、軸功率（p）均與泵流量有關，其關系可用泵的特性曲線表示。

管路中的泵提供的揚程等于管路所要求的壓頭。因此，離心泵實際工作情況由泵特性和管路特性共同決定。若管路的流動處于阻力平方區，則離心泵的工作點必同時滿足管路特性方程和泵特性方程。

兩條曲線的交點即泵的最佳工作點。若流量波動，則改變管路特性曲線的位置，使兩條曲線的交點移至適當位置，滿足流量調節要求。當流量大幅度增加時，可以采用組合泵的方式實現流量的增加。

1.2 循環水系統管道設計原則和計算方法

管道設計應在滿足工藝要求和安全生產的前提下，求得最經濟的管徑和最合理的管道壓力降。一般應考慮以下原則[13]。

（1）按常用流速推薦表和百米壓力降控制值來初步選擇管徑。

（2）計算管徑時，如允許壓力降相同，則小流量選用較低流速；大流量可選用較高流速。黏度較大的流體，管道壓力降較大，應選用較低的流速，反之則選用較高的流速。

1.2.1 管徑的確定方法

（1）流速控制法

流速控制法[14]通過控制管道流速來確定管徑的尺寸，一般用于單一管道或者簡單管網的管徑確定。不可壓縮流體的單相流，流速遵守連續性方程：

其中：Q 為管道的體積流量，m3/h；W 為管道的質量流量，kg/h；ρ為流體密度，kg/m3;d 為管道直徑，m；u 為管道流速，m/s。

（2）阻力控制法

單一管道的阻力降與管徑、流速及摩擦系數相關（式5）。復雜管網管線的阻力降由摩擦阻力降Δpf，靜壓力降ΔpS及速度阻力降ΔpN組成（式6）。

摩擦壓力降采用均適用于層流和湍流的范寧方程式進行計算：

式中：λ 為摩擦系數，無因次；L為管道長度，m；D 為管道內直徑，m；∑K 為管件、閥門等阻力系數之和，無因次；u為流體平均流速，m/s；ρ為流體密度，kg/m3。

表1 摩擦系數、雷諾數和相對粗糙度的關系

管道進出口高差ΔH 引起的壓降為靜壓力降：

管道或系統的進出口管徑變化致使流速增減所產生的壓差即為速度壓力降。速度壓力降可正可負（見式9）：

式中：u2，u1為出口端、進口端流體流速，m/s。

復雜管網由若干簡單管網串聯或者并聯組成。復雜管網的阻力降計算可拆分為多個簡單管道的阻力降計算（式6）。對于串聯管道，總管的壓力降是各支管壓力降的總和（式10），通過各管段的流量不變（式11）。

對于并聯管道，各支路的壓降相同（式12），總流量是各分支流量的總和（式13）。

復雜管網壓力降的控制在考慮管道工作壓力基礎上，還要同時滿足工藝對管系上、下游壓力的要求。管網的壓力降應小于許用管網壓力降。

本研究涉及的循環水管網由多個支管串聯和并聯組成。在對管網進行分析計算時，同時采用流速控制法和壓降控制法，兼具復雜管網和簡單管道的壓降分析。借助水力學計算軟件進行系統的計算分析，以期更高效快捷地對復雜管網進行分析設計。

1.2.2 管道流速和壓降限值

初選管徑最重要的參數是流速和百米管道的壓力降控制值。許用壓力降為流體在一定范圍內允許使用的最高壓力降損失數值。經濟流速和相對應的許用壓力降的數值是在長期生產實踐和大量實驗數據總結的基礎上確定的，表2 是水以及黏度相似的流體經濟流速和許用壓力降限值。

表2 流體經濟流速以及允許壓降

2 閉式循環水系統流程介紹

本研究以新建項目的循環水系統為例，詳細介紹采用Fathom 軟件對復雜循環系統進行水力學計算，包括泵揚程的確定、分支換熱器和控制閥壓降的確定、主管路和支管的管徑確定。

2.1 系統設備介紹

（1）循環水泵（P001A，P001B，P001C）

新項目的水泵能力為5 581 m3/h，所有用戶均為連續操作，水泵考慮定頻泵。水泵采用兩開一備的運行模式。

（2）系統換熱器（E002A，E002B，E002C）

管網主管道上的系統換熱器兩開一備，E002A及E002B 承擔著整體管網的熱量平衡。高溫循環回水進入換熱器，從用戶端吸收的熱量移除后水溫下降，繼續循環至下游用戶換熱器端進行下一輪熱內交換，以此維持整體管網的水溫在恒定范圍內。

（3）循環水系統膨脹罐（V101）

膨脹罐是循環水系統的最高點，也是定壓點。膨脹罐可以確保零流量時供水壓力平衡。存在泄露或者終端用戶用水量有變動時，可以由膨脹罐進行補水，確保系統的平穩運行。另外一方面，膨脹罐可以消化由于整體氣溫變化而產生的體積波動。

2.2 循環水系統流程

循環水系統供水水溫為36 ℃，回水水溫為46℃。循環水經過水泵加壓后，流經系統主換熱器將溫度降到供水水溫后提供給各支路循環使用。各支路換熱器的工藝物料側出口管道設置溫度變送器，采用工藝物料側溫度對循環水的流量進行調節。

循環水系統相關設備和管道參數如表3 所示。

表3 循環水系統設備和管道參數列表

循環水系統管道路線如圖1 所示。

圖1 循環水系統管網流程

3 用Fathom 軟件進行閉式循環水系統的計算分析

Fathom 是用于計算非壓縮流體的復雜管網以及管道的軟件，采用其對循環水管網進行計算的一般步驟遵循圖2。對于案例中的循環水管網，首先分別考慮操作情況最為苛刻（高度、管道長度、流量大?。┑挠脩酎c為主控支路，若計算結果不能滿足壓降條件，則下一步考慮操作工況第二苛刻的支路作為主控支路，進一步驗證壓降的限值，依次類推直至所有支路的管路壓降和調節閥處于最合理范圍時，可確認最優的管網設計和相應的循環水泵的揚程。

圖2 fathom 計算循環水管網計算框圖

（1）最高以及管長最長用戶（E107）為主控支路

E107 用戶最高，以其為主控支路，各支路的調節閥以及管道百米壓降趨勢如圖3 所示。從圖3 可以看出，滿足主控路調節閥壓降為全網最低的條件，但是E107 主路的管道百米壓降超出了管道百米壓降限值。循環泵的揚程H≈161 m，過高（如圖5 所示），不符合選泵要求。從表3 可查得，E107 管道直徑為2.54 cm（1 英吋）時，流速為2.2 m/s，但此時百米壓降過大，因此需擴大管道尺寸，如圖4 所示。擴大管徑后百米壓降相應下降到合理的壓力范圍內，且泵的揚程也處在較為合理的水平（見圖5）。

圖3 E107 為主控路2.54 cm 下的各調節閥壓降分布

圖4 E107 為主控路5.08 cm 下的各調節閥壓降分布

圖5 E107 為主控路不同管道尺寸的循環泵揚程結算結果對比

（2）流量最大用戶（E102）為主控支路

將流量最大用戶E102 作為主控支路，T102-1的設計壓降定為調節閥設計最低允許壓降70 kPa。從圖6 可見，各支路調節閥的壓降均比70 kPa 低，最低值（E107 支路調節閥）達到27 kPa。說明在E102 主路設定下，除了主控路的調節閥調節能力較好，其他支路調節閥的調節性能均較差，甚至不能達到流量調節的目的。圖7 顯示E102 作為主路時，循環泵的揚程偏低，原因在于E102 支路的管長較短，管道摩擦阻力降低，導致管網總阻力降偏低。此時最終得到的泵揚程偏低，其余支路上調節閥壓降也隨之偏低，調節性能差。雖然揚程相較于E107 主路時有所下降，但其余各支路的流量調節將失去原有的調節能力，不適用于實際的運行操作。

圖6 E102 為主控支路各調節閥壓降分布

圖7 E102 為主控路下的循環泵揚程計算結果

（3）各支路作為主控支路的對比分析

將各個支路作為主控得到的揚程、功率以及調節閥最低壓降進行對比分析，如表4 所示。

表4 各支路為主控時相應計算參數對比

由以上計算可見，將E107 作為主控支路時循環泵揚程最高，系統的大部分能量并未得到很好的利用。從表中選擇僅次于E107 的工況E106 進行計算，調節閥壓降和管路壓降分布見圖8。從圖中可以看出只有支路E107 的調節閥壓降低于70 kPa。此時可以適當擴大E107 支路的管徑，降低管損，提高調節閥壓降得到較為理想的管網壓降分布（見圖9）。對比圖8 和圖9 可見，通過調整，系統調節閥的壓降均在較合理的范圍內。此時循環泵的揚程為35 m，功率為666 kW，詳細泵參數見圖10。同時得到各支路的流量、管徑、百米壓降等參數，如表5 所示。

表5 E106 為主控時相應計算參數對比

圖8 E106 主控支路各調節閥壓降分布

圖9 E106 支路調整后各調節閥壓降分布

圖10 E106 為主控路下的循環泵揚程計算結果

4 結論

采用水力學計算軟件對大型復雜循環水系統進行管網計算，得到最優的主控支路設定方案：

（1）對于完整復雜循環水管網系統，位置高度、管道長度以及流量大小并不能作為主控點的主要判斷依據，應考慮相應工況下管道和管網的壓降，結合每個分支調節閥的可操作壓降進行總體分析。

（2）確定主控支路時，可適當調整小流量用戶的管徑、降低管道摩擦阻力降、增加支路調節閥的壓降，提高調節性能，使管網的壓降平衡達到最優，能源的分配最為合理。

（3）循環水泵的揚程和功率需要結合整體管網的壓降進行綜合分析，從中找到二者的平衡點，選擇最優方案。