泵与风机系统能量利用性的评价与设计运行优化 - 图文-

1、 制必要时可以通过调整安装高度加以改善 , 但应计 入成本项作为优化计算的一部分内容来处理 , 这些 应根据现场条件和客观可能性适当完善数学模型 。 7 系统构建设计的优化 由于系统成本 Csys 的计算比较简单 , 下面主要 讨论系统构建方式对能耗部分的影响 。 传统分析以 作为经济性评价参数 , 在串 、 并联及工况调节等复 杂的系统工作中能耗计算难以进行 , 在 KE 的概念下 这一问题已经不复存在 。 下面只通过两个举例来说 明构建方案的可优化性 。 表2 序 号 A B C D E m/h m IS50 - 32 - 160 1215 32 IS50 - 32 - 200 1215

2、50 IS50 - 32 - 250 1215 80 IS65 - 50 - 160 IS80 - 65 - 100 25 50 32 32 3 qv , H3 , 3 泵型 ns × 10 - 4 , K 3 10 - 5 , 3 , K 3 E E× % 间使用节流调节时两个方案 KE 变化是相同的 , 但对 并联系统 , 当 qv < q v 时可使用单泵工作并同样从 管路初始特性开始作节流调节至 qv = 0 . 8 , 此时系 统的 KE 曲线成 Acde 曲折线形 , 在 qv = 0 . 8 2 . 0 的 区间里 , KE , av (0. 8 - 2

3、. 0 将会比使用 F 单泵节流有明显 的降低 , 这是显而易见的 。 这种工作方式与一般的改 变泵工作台数的调节方式并不完全相同 , 并不着意 泵的高效区工作 。 而是将泵 、 管、 阀三要素联合作用 实现工况的调控变化 。 优化设计就是在对各种可行方案按式 ( 22 进 行定量计算的基础上作比较选择 , 其中主要的工作 在于平均能耗系数的计算 , 而权重系数 k KE 和 k qv 可 能成为影响结果的一个关键因素 , 必须掌握可靠的 数据 。 对变工况系统而言 , 如果泵的选型可以扩展到 表列以外的产品 ,KE min 工况并非必须与计算工况 吻合 。 由泵 Kb E 特性的递降性可知

4、, 较小的管路阻抗水 头可以补偿由于泵的效率降低导致的KE 上开 , 并 使系统仍能具有较之泵在 “高效区” 工作更低的 KE 水平 , 如图 7 中 b 点即是 。 袭用泵的 “高效区” 称谓 , 不妨可将此时的管路工作称为 “高效” 状态 。 泵的高 效区一般是在 0 . 90 , 虚拟特性上 qv 1 . 32 。 由 此也可知 , 传统理论关于泵高效区工作的阐述有明 显绝对化 , 对系统设计和运行可能产生某种误导作 用。 考虑到泵在大流置区工作的可能性 , 如图 2 所示 的 P - qv 曲线具有最大值的 “全扬程” 泵应该成为 首选机型之一 。 表 3 对几种不同系统 KE 特性的

5、差异作了比较 , 计算以式 ( 7 、 式 ( 8 、 式 ( 9 为依据 , h0 = 0 。 47 5612 33 5111 23 66 40 71 J/ m3 1178 1196 2150 1141 1132 1124 J/ m3 5169 9178 2010 4151 4124 3197 93 7515 F IS100 - 85 - 160 100 32 131 8016 例 1 表 2 中列出了几种型号 IS 系列泵的参 数 , 设系统的计算参数已经确定为 Hcom = 80 ( m , 在使用表列的 IS 泵的情况下 , qv , com = 1215 ( m / h 。 3 可有

6、 C 泵单机和 A + B 串联两个构建方案 , 后者计算 工况 KE , com = 15147 × 105 (J / m3 , 可较第一方案节能 约 2215 % , 但 Csys 会比较高 , 故可以根据应用情况按 式 ( 22 作优化分析确定方案 。 8 泵与管路匹配的优化 泵液系统可能有不完全设计和完全设计两种情 况 , 前者是指泵或管路一方已经确定 , 后者则是二者 均可有优化调整的余地 。 对流量型系统 , 计算工况就 是 qv , com ( 变流量时系指最大流量及变化区间 应是 已知量 , 此外管路 ho 也应是已知量 。 811 管中已经确定 , 作泵机匹配设计

7、此时阻抗水头可根据 qv , com 按式 ( 1 求取 , 故计 算工况泵的扬程流量均已确定 。 单泵工作可选用 3 3 < > K E 较低且 H 3 hcom , q v q 使匹配 v , com 的泵型 。 点工况 qv , com > q v3 有利于利用这一工况区 KE 曲线 比较平缓 , 对于工况的波动或计算误差不致过于敏 3 感的优势 , 但也不应使KE 有大的增 com 较之K E 加。 如需作串 、 并联等系统的构建优化 , 可按前述方 法分析 , 并按式 ( 22 的原则确定方案 。 187 图7 例 2 设 Hcom = 32 ( m , qv ,

8、com = 100 ( m3 / h , h0 0 , 工作范围 qv = 40 100 ( m3/ h 为满足动力参 数要求可由多种方案如 ( a F 单泵节流调节 ; ( b 两 台 E 泵并联节流调节 ; ( c F 单泵变速调节 ; ( d E 泵 加两台 D 泵并联节流调节 ,等等 。 不同的构建方案系 统成本和平均能耗系数都有所不同 , 存在很大的优 化空间 。 这里着重对方案 ( b 加以讨论 。 图 7 以虚拟 相对特性表示了两台泵的并联工作 , 并可假定其联 合特性与 F 泵一致 , 从而可与方案 ( a 作比较 。 A点 为计算工况 , 并以它为初始工况 , 则 qv 在

9、2 . 0 与 q v 表 3 系统工作方式 节流调节 泵管阀三要素调控 1 . 222 1 . 022 ( 两泵并联 , 对单泵相当于 q v = 1 . 0 - 2 . 0 等概率运行平均能耗系数 K E, av ( 015 110 K E, av , w 的极限范围 ( min max 应用特点 使用简便 , 大功率不经济 不需特别投入 , 系统不宜频繁调节 适于大功率 , 易于实现自动化控制 偶合器只能单台配套 适于中 、 小功率 、 易于实现自动控 制 , 变频器可对不同机组切换使用 1 . 0 1 . 67 0 . 774 1 . 215 0 . 5 0 . 97 0 . 25 1

10、 . 0 液力偶合器调速运行 0 . 761 ( 已计入偶合器效率 , q v = 0 . 50 0 . 97 电机变频调速 0 . 625 ( 未记变频效率 处于 “高效” 工作状态 。 copt 出现偏大也是可能的 , 比 如当年均工作时间 t 较小时就有可能 。 813 完全系统设计 此时可将以上两种情况综合考虑作多方案优选 分析 。 设流量变化区间为 q v q v ( 图 9 , q v 作为计 算流量 , 定工况工作可视为变工况运行在该工况权 重系数 k KE 及 k qv 等于 110 的特例 。 设计中可按传统 方法 完 成 初 步 设 计 , 在 此 基 础 上 作 h =

11、h1 , h2 , h3 等若干方案 , 匹配泵也可在 H , H , H , 等可能方案中作多种选择 , 机组构建也可以有 不同的选项 , 并在式 ( 22 的基础上确定相应的优化 组合 。 由于现场条件 , 泵的品种规格 、 结构条件 、 管材 尺寸等方面的制约 , 实际可选方案也是有限的 。 图8 812 泵机已知作管路匹配设计 此时 qv , com 不应作为已知量 , 否则管路特性确 定 ( 见图 8a 而失去优化空间 , 可将一个计算周期中 的总输液量 V cy 作为计算依据 , 但这应假定有一定 库容作为输液的缓冲方可成立 , 所以有一定的局限 性。 在假定成立的情况下 , 泵的

12、工作应按定工况考 虑。 此时以 H > ho 的不同工况作计算点所对应的管 路特性是不同的 , 实际上流速 c 成为了优化的设计 变量 , c = c ( A , 较小的流速将要求管径较大的管 路 , Csys 也随之增加 , 但每个计算周期中的能耗量 Ecy = KE , com V cy 将有所减少 , 二者的综合成本对于 不同的计算流速将存在一个最小值 , 与此对应的计 算流速应是优化速度 copt. 1 , 如图 8b 所示 。 这一速度 应以速度约束条件 ( 如果存在的话 为限 , 但可以超 越推荐经济流速的一般范围 , 出现这种情况正好说 明优化设计的合理性所在 。 如果 c

13、opt 偏小 , 管路可能 188 图9 综观所述 , 以下几点值得注意 : ( 1 优化设计的可行性基础在于按 KE 参数概 念系统的能耗水平计算是定量可进行的 ; ( 2 关键在于将单泵 KE 特性的递降性和KE 3 参数的极值性以及不同泵K E 参数的差异性有机 地结合应用 , 在管路设计中把对传统 “经济流速” 的 借鉴和对 “优化流速” 合理性的分析综合起来 ; ( 3 对传统关于泵 “高效区” 的论述作辩证的分 析 , 既不应舍弃 , 也不可绝对化 。 在 “非高效区” 不再 成为能量利用性意义上的禁区的情况下 , 生产厂家 应在泵的特性参数完善 , 汽蚀性能 、 工作可靠性等方

14、面有所回应 , 这是合于情理的事情 ; ( 4 与比较粗线条的传统经验型设计相比 , 优 化设计的过程可算是一种 “精细设计” 。 须知 , 从技术 层面而言 , 即使这种优化本身尚不完善而带有相当 的近似性 , 其结果也较之随意性很大的经验型设计 具有明显的合理性 。 但是 , 实现这一转变除了有相当 的工作量以外 , 还必须克服可能存在的系统投资和 运行费用责利分离造成的人为困难 , 否则综合优化 较难以实现 。 系统 , 出口动能头可以占有不小的比例 , 如果利用扩 散管段减小动能头 , 可使一部分 “无用能” 得到部分 利用 , 提高能量利用效率 。 对于闭式循环的系统也不 宜改用开式

15、运行 , 造成可用能的 “无用化” 。 管路出口 高于压水池液面也是不经济的 , 但在深入液面时应 防止停机倒流 。 10 结束语 本文阐述了若干新的见解和技术思路 , 片面性 乃至谬误之处恐难避免 , 但 KE 参数本身只是个导出 量 , 无须试验的证明 , 需要的只是工程应用的完善和 经验以及某些数据的积累 , 有赖于流体动力工作同 仁的共同努力 。 对此 , 作者满怀信心和期望 。 参考文献 1 关醒凡 1 现代泵技术手册 M . 北京 : 宇航出版社 , 1995191 9 系统运行中的优化 运行环节的优化空间相对有限 。 ( 1 由于设计者存在责任压力或是对系统老化 的担心等其它方面

16、的考虑 , 实际工作点可能会偏向 流量较大一方 , 对于不允许超过计算流量的系统 , 应 尽可能采用叶轮切割等措施加以调整 , 否则除非影 响到系统的可靠性 , 我们无须顾及泵的高效区工作 而增加管路节流 , 这样只会使经济性水平有所下降 。 ( 2 并联的泵机装置在转为部分泵工作时 , 除 了可靠性方面的考虑 ( 如电机过载 , 也不应使管路 增加节流而保证泵的高效区工作 , 可以利用上述三 要素调控的方法满足工作的需要 。 ( 3 对于轴流泵等工作扬程不大 ( H < 10 m 的 ( 上接第 129 页 2 张景成 ,等 1 水泵与水泵站 M . 哈尔滨 : 哈尔滨工业 大学出版社

17、 ,20031 3 陆肇达 1 流体机械基础教程 M . 哈尔滨 : 哈尔滨工 业大学出版社 ,20031 4 李世煌 1 叶片泵的非设计工况及其优化设计 M .北 京 : 机械工业出版社 ,2006111 没有高于 0. 1 m/ s的流动 , 这就说明了在吸热板 ( 最 高310 K 和环境温度 ( 273 K 差小于 37 K的情况下 , 吸热板和盖板之间的空气对流可以基本上被抑制 , 降低了吸热板向外界的散热 。还可以看出 , 随着速 度的增加 ,空气流道中的漩涡会逐渐增加 ,随着速度 的继续增加 ,漩涡又逐渐减少 ,漩涡的出现可以增加 吸热板和空气的对流换热 ,但在这样的工作条件下

18、, 漩涡并不能显示出太大的优势 , 因为内热源 500 W , 而携带出的能量达到492 W ,换热效果已经较好 。 通过模拟 , 当进口速度为2 m/ s 时 , 内部空气平 均流 度 的 平 均 值 为 2 . 4 s , 空 气 的 平 均 温 度 为 278 . 5 K , 空气热物性参数是 : = 13172 × 10 - 6 m2 / s 。 由于集热器在 Z 方向上是无限大的 , 按外掠平板的 对流换热计算 。 对于高度为 X = 1000 mm 的平板 , 取 出口处的平均速度 u = 4 . 1 m/ s , 此时 Re 最大 , 即 ux 4 . 1 ×1 Re = 104 < 2 × 105 , = 13 . 72 ×10 - 6 = 2 . 2 × 在层流区 ,所以假设空气流动在层流区是合理 。 阳能空气集热器作为采暖装置时 ,速度不可过大 ,在 目前几何尺寸前提下 , 速度不宜超过 0. 5 m/ s 。 进口 流速0. 2