CN106251079A - 工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法 - Google Patents

Abstract

工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，属于工业节能减排技术领域。本发明提出循环冷却水系统冷却能效比和年均冷却能效比，并给出计算公式；对循环冷却水系统一定环境下的多个工况不同能耗指标进行计算和对比分析，对循环冷却水系统多个方案全年中的年均冷却能效比进行计算比较；通过理论分析和实例证明，年均冷却能效比能够全面反映工业循环冷却水系统各个环节和全年中所有时期的能耗与能源利用情况，是能耗综合评价指标，用于评价工业循环冷却水系统能耗情况更为合理；提出确定工业循环冷却水系统能效评级与验收标准的原则和方法。本发明提出年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，可以提高工业循环冷却水系统的设计和运行水平，显著节省系统能耗和运行费用。

Description

工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与 方法

技术领域

本发明涉及工业能耗评价指标与方法，尤其是一种工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，属于工业节能减排领域。

背景技术

工业循环冷却水系统主要分布于石化、冶金、热电等高能耗国家垄断行业。循环冷却水系统，一般由换热设备、循环水泵、输水管道和散热设备组成，系统运行过程中需要消耗大量的能量。以循环水泵效率为循环冷却水系统能耗评价指标的传统评价方法，存在以下问题：首先，以循环水泵效率为评价指标的方法，仅能反映水泵本身对水体加压做功的能源利用率，当水泵效率高时，如果供给的循环冷却水流量大于冷却最小需要流量，由于循环水泵大都采用离心泵和比转速较低的混流泵，水泵流量增大时水泵轴功率增大，结果造成系统能源浪费。另一方面，即使循环冷却水系统实际向工作设备各冷却部位提供的冷却水流量等于或稍大于冷却最小需要流量，并且循环水泵效率高，如果此时循环冷却水系统及其输水管路设计布置不合理，冷却塔位置过高、输水管路过长、管径过小等，都会造成循环冷却水系统过大的能源浪费。第三，以循环水泵效率为循环冷却水系统的能耗评价指标的方法，仅能代表具体某一个循环冷却水系统的特定环节的能源利用率，不能反映整个循环冷却水系统、不同大小或不同组成的同一类或不同类的循环冷却水系统的能源利用成效，更不能反映循环冷却水系统一年中考虑不同条件和环境温度的能源综合利用成效，无法进行系统的横向比较和判断优劣。

由于缺少统一合理的、适用于同一类和不同类的工业循环冷却水系统能耗综合评价指标与方法，设计部门和工业企业对循环冷却水系统能耗指标重视不够，工程设计、建设、验收和运行无权威合理的能耗指标依据，对系统能耗指标无要求、要求不高、或要求不合理，导致循环冷却水系统设计不合理、设备选型不当、运行管理粗放，系统效率低、能耗高。

发明内容

本发明的目的就是为了克服目前石化、冶金等工业循环冷却水系统缺少统一、合理的能耗综合评价指标与方法，造成系统设计不合理、设备选型不当、运行管理粗放，系统效率低、能耗高的缺点，提出一种工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法。

为实现以上目的，本发明的技术方案如下：

一种工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，包括以下步骤：

A.提出工业循环冷却水系统冷却能效比概念及其计算方法。

将冰箱和空调的能效比应用于工业循环冷却水系统。工业循环冷却水系统的“冷却能效比”CTIR(Cooling Thermal load Input power Ratio)是指，在实际运行工况和规定条件下(包括外环境温度、湿度和工作设备发热量及最高允许温度等)，循环冷却水系统对工作设备进行冷却运行时的实际去热流量Φ(kW)与实际耗电功率P(kW)之比。循环冷却水系统冷却能效比用下式计算：

CTIR＝Φ/P (1)

冷却能效比反映了循环冷却水系统运行过程中单位输入功率的去热量。相同工作设备、工作状况和环境条件下，循环冷却水系统运行时的冷却能效比越大，说明去除相同热量所耗费的电能就越少，循环冷却水系统的设计和运行就越好。

B.工业循环冷却水系统进水温度一定时，不同工况下的水泵效率、耗电功率和冷却能效比等能耗评价指标计算对比分析。

包括以下6种工况：

(1)原运行工况。

(2)水泵运行台数优化工况。

(3)水泵运行台数与变阀优化工况--以满足最小需要扬程为目标。

(4)水泵运行台数与变阀优化工况--以满足最小需要流量为目标。

(5)水泵运行台数与变阀、变频调速优化工况--以同时满足最小需要流量、最小需要扬程为目标。

(6)按最小需要流量、最小需要扬程重新选泵，水泵运行台数与变阀、变频调速优化工况--以同时满足最小需要流量、最小需要扬程为目标。

C.提出工业循环冷却水系统年均冷却能效比概念及其计算方法。

定义“年均冷却能效比”CTIR_avg，作为工业循环冷却水系统能耗指标，用于评价其能耗性能的优劣，即：

${\mathrm{CTIR}}_{avg}=\frac{\underset{i}{\overset{m}{\Σ}}{\mathrm{\Φ}}_i\·T_i}{\underset{j}{\overset{m}{\Σ}}{P}_j\·T_j}=\frac{Q_a}{W_a}---\left(2\right)$

其中循环冷却水系统年运行时间为：

$T_a=\underset{i}{\overset{m}{\Σ}}{T}_i=\underset{j}{\overset{m}{\Σ}}{T}_j---\left(3\right)$

式中：CTIR_avg为系统年均冷却能效比；m为系统全年去热量大小的种数；Φ_i为系统全年第i种去热流量，kW；T_i为系统全年第i种去热量的运行时数，h；n为系统全年运行工况数或运行方案数；P_j为系统全年第j种运行工况耗费电功率，kW；T_j为系统全年第j种工况的运行时间，h；Q_a为系统年去热量，kW·h；W_a为系统年耗电量，kW·h。

D.工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗评价指标的合理性分析。

(1)进水温度和移热负荷一定的情况下，采用冷却能效比的合理性分析。

工业循环冷却水系统对工作设备进行冷却，要求在工作设备一定环境和工作负荷下去除发热量，保证工作设备性能和安全，保证不超过最高允许温度。循环冷却水系统的总能耗包括循环水泵机组输入电能和冷却设备中的通风机能耗，即

式中：ρ为冷却水密度；g为重力加速度；Q_i为第i台水泵运行流量；H_i为第i台水泵运行扬程；η_泵i、η_传i和η_机i分别为第i台水泵运行效率、机组传动效率和电动机运行效率；m为系统运行水泵的台数。Q_j为第j台风机运行通风量；p_j为第j台风机运行全压；η_风机j、η_传j和η_机j分别为第j台风机运行效率、机组传动效率和电动机运行效率；n为系统冷却设备中的运行通风机台数。如果采用变频调速运行，式中还需除以变频器效率。

循环冷却水系统中，如果冷却设备冷却效果好，则需要的通风量小，通风机能耗小。在系统设计和运行中，加大通风量能够降低冷却水进水温度，从而能够减小冷却水流量，降低水泵机组能耗。但另一方面，加大通风量增大了通风机能耗。因此，需要对通风机风量和水泵流量进行权衡，达到总能耗最低。一般情况下，通风机能耗占系统能耗比例较小，有些冷却设备无需设置通风机，循环水泵机组能耗占系统能耗的主要部分。

根据计算公式，影响循环水泵机组能耗的主要因素有：水泵运行台数及流量、水泵运行扬程和运行效率等。

①当工作设备各部位的冷却水流量超过需要流量时，能够保证工作设备的性能和安全，恰好保证工作设备不超过最高允许温度的冷却水流量为最小需要流量。水泵工况在较大范围内变化时，电机效率变化较小；水泵机组大多采用直联传动，传动效率100％。根据式(4)，系统流量越大，在单台水泵运行扬程、流量和效率不变的情况下，水泵运行台数越多，水泵机组电机输入功率之和越大。另一方面，工业循环冷却水系统大都采用离心泵或比转速较小的混流泵，水泵轴功率随泵流量增大而增大，因而，在水泵运行台数不变的前提下，系统流量越大，单台水泵流量越大，则单台水泵轴功率越大，水泵机组电机总输入功率越大。

②水泵运行扬程取决于系统冷却水回路阻力与回水高度。如果冷却水回水高度大，冷却水回路布置不合理，长度长、管径小，水流阻力大，就会增大水泵运行扬程，由式(4)知，在水泵流量和效率不变的情况下，水泵机组电机输入功率增大。

③由式(4)知，系统循环水泵机组能耗，除与水泵机组运行台数、流量、扬程有关外，还与水泵效率有关。如果水泵不在高效区运行，水泵效率低，就会增大电机输入功率。如果水泵扬程选择过大，水泵不在高效区运行，通过在出水管路加装阀增大回路阻力，保证水泵在高效区运行，这样虽然水泵效率提高了，但水泵扬程的增大会引起水泵轴功率的增大。水泵效率高，系统能耗不一定小。

因此，在一定环境、条件和工作设备去热量下，首先确定能够保证工作设备性能和安全的系统最小需要流量，按最小需要流量设计循环冷却水系统，要求冷却水回路布置合理、长度短、管径大--按经济管径确定。按最小需要流量和循环冷却水系统布置及运行要求，计算确定系统最小需要扬程。按系统冷却水最小需要流量和最小需要扬程选择循环水泵，要求水泵在高效区运行，才能在保证工作设备性能和安全的前提下，使循环冷却水系统能耗最小，即去热量与耗电功率之比——冷却能效比最大。此时，系统能耗最小与冷却能效比最大是一致的；另一方面，系统能耗是绝对量，只能用于相同工作设备在相同移热负荷和相同工作环境下的循环冷却水系统能耗情况的比较；而冷却能效比是相对量，可用于不同环境、不同移热负荷、不同形式、不同规模、不同性质的工业循环冷却水系统能耗情况的横向比较与评价；

因此，本发明提出的冷却能效比全面反映了循环冷却水系统产生能耗的各个部分自身及其组合的合理性，是循环冷却水系统能耗的综合评价指标，用于评价工业循环冷却水系统能耗更为合理。

(2)考虑一年中，由于循环冷却水系统进水温度和移热负荷变化，采用年均冷却能效比的合理性分析。

考虑到在不同季节，一方面，工作设备的运行工况不同，发热量不同，则循环冷却水系统的移热负荷或去热量也不同。另一方面，不同季节环境温度不同，循环冷却水系统冷却设备冷却效果不同，冷却水进水温度不同，则工作设备各部位冷却水最小需要流量也不同，即工作设备冷却水最小需要流量与工作设备运行工况和外环境温度有关。因此，循环冷却水系统设计和运行时，采取以下措施：

①在循环冷却水系统设计时，既要满足全年最不利情况下冷却水大流量、高扬程的工作设备冷却要求，又要满足一年中较长时间的中小流量和中低扬程的系统高效运行的要求，系统设计时，一般设置多台同型号、大小水泵并联和变阀、变频设施，运行时根据工作设备运行工况和环境温度的变化，在满足冷却要求的前提下，调整循环冷却水系统水泵运行台数和工况，达到节省系统能耗的目标。

②在循环冷却水系统运行时，运行环境和移热负荷随一年中的不同季节时间变化，在具体的运行环境和移热负荷确定的某一段时间内，系统应该实施水泵机组运行台数组合和工况的优化运行，以节省能耗。以一年为周期，不同时间的系统冷却能效比不同。因此，应该采用式(2)系统全年移热量除以系统全年耗费总电功，计算系统年均冷却能效比，作为循环冷却水系统的能耗综合评价指标更为合理。

E.工业循环冷却水系统年均冷却能效比分级评定。

对于同一行业，综合考虑循环冷却水系统不同规模和类别，以年均冷却能效比作为能耗指标，将其分为五个等级，即：1级、2级、3级、4级和5级，1级最好，5级最差。能效等级为1级时，循环冷却水系统设计和运行最为合理，能源利用充分，系统节电已达到国际先进水平。能效等级为2级时，系统设计和运行较为合理，能源利用比较充分，系统比较节电，但仍有一定的改进余地。能效等级为3级时，系统设计和运行不够合理，能源利用不够充分，系统节电达到我国的平均水平。能效等级为4级时，系统设计和运行不合理，能源浪费较为严重。当能效等级为5级时，系统设计和运行严重不合理，能源浪费严重。针对具体某一类循环冷却水系统，其年均冷却能效比分级数值需要由专家研究确定。分级数值确定的原则是，1级、2级指标，必须通过对系统的每一个环节优化和整体统筹协调才能达到，目前大部分工业循环冷却水系统年均冷却能效比属于后三级，即3级、4级和5级，有较大的改进余地。

F.工业循环冷却水系统年均冷却能效比验收标准。

年均冷却能效比评级标准是考核工业循环冷却水系统能耗情况的综合指标，系统设计和运行时，应遵守相关能效标准。工业循环冷却水系统工程建设或改造完成后，需要对工程年均冷却能效比能耗指标进行验收，用以检验系统能耗是否达到设计和运行指标。

根据以上所述年均冷却能效比的等级，要求：

新建工程，必须考虑系统优化设计和优化运行，要求达到1～2级标准；

改造工程，无法对管路系统进行大的改造调整，通过重新选泵、设置变阀、变频调速等措施，要求达到2～3级标准；

目前正在应用的工程，如果年均冷却能效比仅能达到4级标准，建议限期整改。对于仅能达到5级标准的系统，建议立即整改。循环冷却水系统整改，包括工程系统组成的合理改造、关键设备重选和实施优化运行两个方面。循环冷却水系统验收标准分为三个等级，即优良、合格和不合格。能效等级达到1级、2级的为优良，达到3级及4级较好的为合格，仅达到4较差的和5级的为不合格。

本发明提出的采用年均冷却能效比作为工业循环冷却水系统的能耗评价指标，提出能效等级与验收标准的划分原则和方法。本发明应用于制定各类石化、冶金等工业循环冷却水系统能耗评价指标与验收标准。

特别地，对于发电行业，由于循环冷却水系统的运行工况直接影响电厂发电量，因此，不能仅以循环冷却水系统的年均冷却能效比作为评价系统能耗指标优劣的标准，而需要首先考虑电厂发电量扣除循环冷却水系统的能耗后所得净收益的大小，以净收益作为考核的首要标准，以电厂年净收益最大为目标，考虑工程上的可行性与安全可靠性，对循环冷却水系统进行优化设计、改造和优化运行。在此基础上，制定电厂循环冷却水系统能耗指标及其评级方法与验收标准。

实施例石化企业循环冷却水系统计算结果表明，按提高年均冷却能效比为目标，对循环冷却水系统进行优化设计和优化运行，可显著节省系统能耗，具有重大的经济效益。

附图说明

图1本发明实施例循环冷却水系统布局简化图。

图2本发明实施例循环冷却水系统原方案单泵运行--工况二确定与扬程判别。

图3本发明实施例循环冷却水系统原方案单泵变阀优化运行--工况三、工况四确定。

图4本发明实施例循环冷却水系统原方案单泵变频变阀运行—工况五确定。

图5本发明实施例循环冷却水系统原方案换泵后变频变阀运行—工况六确定。

图6本发明实施例循环冷却水系统方案一。

图7本发明实施例循环冷却水系统方案二。

图8本发明实施例循环冷却水系统方案三。

图9本发明实施例循环冷却水系统方案四。

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3万吨苯胺、5万吨硝基苯生产设备循环冷却水系统，如图1。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。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。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，都与下面三层设备并联。

为方便计算，对原系统按层简化，实测换热性能相关参数如表1：

表1实测换热用户简化参数

A.循环冷却水系统能效比计算

以循环冷却水系统被冷却设备进水温度为10℃、出水最高温度控制在45℃以内为例，计算比较系统不同运行工况的水泵效率和冷却能效比等参数。

系统总热负荷为18454.82kW。根据冷却热负荷和热平衡方程，计算得系统冷却水最小需要流量为0.1258m³/s。系统三台并联水泵，型号为350S44A，单泵额定流量0.31m³/s，扬程36m，水泵效率84％，转速1450r/min，单泵流量-扬程性能曲线为H＝-148.15q²+3.3026q+48.986，水泵配套电机效率91.9％。循环冷却水系统管路需要扬程特性曲线为H_r＝4.8+167.76q²。为保证系统最高点正压运行，要求系统最高点压力满足H_k＝30.3+44.31q²。按以下六种运行工况计算系统水泵效率和冷却能效比等参数。

B.循环冷却水系统进水温度为10℃时不同工况不同能耗评价指标实例计算对比分析。

(1)工况一：两台泵并联运行。

正常情况下，系统水泵两台运行，一台备用。两台水泵并联流量-扬程性能曲线为H＝-37.038q²+1.5163q+48.986，与管路特性曲线H_r＝4.8+167.76q²联立求解，得到水泵并联运行工况点流量q＝0.472m³/s，扬程H＝41.5m，水泵效率η＝79.66％。

保证系统正压需要扬程曲线H_k＝30.3+44.31q²，本例满足此流量处正压的最低扬程40.1m，故扬程满足系统正压需求。

此时，单泵运行q＝0.236m³/s，H＝41.5m，η＝79.66％，配套电机输入功率

$P=\frac{\mathrm{\ρ}gqH}{100{\mathrm{\η\η}}_m}=\frac{1000\×9.8\×0.236\×41.5}{1000\×79.66\%\×91.9\%}=131.11kW$

两台泵配套电机总输入功率为262.22kW。则系统冷却能效比为

$CTIR=\frac{\mathrm{\Φ}}{P}=\frac{18454.82}{262.22}=70.38$

(2)工况二：一台泵运行。

如图2，联立求解单台水泵流量-扬程性能曲线方程H＝-148.15q²+3.3026q+48.986和管路特性曲线方程H_r＝4.8+167.76q²，得到水泵单台运行工况点流量q＝0.372m³/s，扬程H＝29.6m，效率η＝79.51％。

依据系统正压需要扬程曲线H_k＝30.3+58.85q²，在流量q＝0.372m³/s时，要求扬程不低于35.9m，故单台水泵直接运行，扬程不能满足系统正压需求。

(3)工况三：一台泵变阀运行满足系统正压要求

如图3，联立单台水泵流量-扬程性能方程H＝-148.15q²+3.3026q+48.986和保证系统正压需要曲线H_k＝30.3+58.85q²，求得两条曲线交点B的流量：q＝0.308m³/s，H＝35.9m，η＝83.6％。计算得水泵配套电机输入功率141.04kW，求得通过B点的管路需要曲线为H′_r＝4.8+327.84q²,调阀使管路阻力系数S增加了160.08s²/m⁵。则系统冷却能效比

$CTIR=\frac{\mathrm{\Φ}}{P}=\frac{18454.82}{141.04}=130.85$

(4)工况四：一台泵变阀运行满足系统最小需要流量要求。

如图3，一台泵变阀按照最小需要流量q＝0.1258m³/s运行，此时运行工况在C点：q＝0.1258m³/s，H＝47.06m，η＝55％。计算得电机输入功率为P＝114.79kW，管路特性曲线H″_r＝4.8+2669.93q²,调阀使管路阻力系数S增加了2502.17s²/m⁵。在此工况下，系统冷却能效比为

$CTIR=\frac{\mathrm{\Φ}}{P}=\frac{18454.82}{114.79}=160.77$

(5)工况五：一台泵变阀变频运行同时满足系统最小需要流量和最小需要扬程要求。

一台泵降速运行，能够满足系统最小需要流量要求，但扬程不能满足系统正压要求。

通过变阀和变频，使一台水泵的运行工况同时满足系统最小需要流量和最小需要扬程，即在图4中的A点运行。将A点流量q_A＝0.1258m³/s代入保证系统正压需要扬程曲线H_k＝30.3+58.85q²，求得A点扬程流量H_A＝31.2m。此时，管路需要扬程曲线为H_r'＝4.8+1669.81q²，调阀使管路阻力系数S增加了1502.05s²/m⁵。

求得过A点的相似工况抛物线H_S＝1973q²，与水泵原转速下的流量-扬程性能曲线H＝-148.15q²+3.3026q+48.986相交于点B，求得B点工况：q_B＝0.1527m³/s，H_B＝46m，η_B＝65％，由于A点工况与B点工况相似，所以η_A＝65％。水泵在A点运行时的变速比K_n＝q_A/q_B＝0.824。变频器的变频效率为97.5％，计算得到配套电机输入功率P＝66.05kW。在此工况下，系统冷却能效比为

$CTIR=\frac{\mathrm{\Φ}}{P}=\frac{18454.82}{66.05}=279.41$

(6)工况六：按系统最小需要流量和最小需要扬程重新选泵，一台泵变阀变频运行，同时满足最小需要流量和最小需要扬程。

循环冷却水系统最小需要流量为0.1258m³/s，最小需要扬程为31.2m。选用新水泵型号KQSN200-M12，单泵额定流量0.126m³/s，扬程44m，水泵效率82.5％，转速2960r/min。水泵流量-扬程性能曲线H＝-1695.1q²+50.4q+62.5。

如图5，通过变阀和变频，图中的A点同时满足系统最小需要流量和最小需要扬程，q_A＝0.1258m³/s，H_A＝31.2m。求得通过A点的管路需要扬程曲线为H′_r＝4.8+1669.81q²，此时，需要调节出口管路阀门，使回路阻力系数S增加1502.05s²/m⁵。

求得过A点的相似工况抛物线H_S＝1973q²，与原转速水泵流量-扬程性能曲线H＝-1695.1q²+50.4q+62.5相交于点B，求得B点工况：q_B＝0.1376m³/s，H_B＝37.36m，η_B＝82.4％，由于A点工况与B点工况相似，所以η_A＝82.4％。水泵在A点运行时的变速比K_n＝q_A/q_B＝0.91，变频器的变频效率为97.5％，计算得到配套电机输入功率P＝52.27kW。在此工况下，系统冷却能效比为

$CTIR=\frac{\mathrm{\Φ}}{P}=\frac{18454.82}{52.27}=353.07$

表2冷却水进水温度一定时循环冷却水系统原方案不同工况运行参数比较

注：系统最小需要流量0.1258m³/s，最小需要扬程为31.2m

C.循环冷却水系统年均冷却能效比计算

(1)系统全年去热量计算

考虑该系统年运行360天，则系统全年去热量为

$\begin{array}{c}{Q}_a=\underset{i-1}{\overset{5}{\Σ}}{\mathrm{\Φ}}_i\·T_i=(2831.31+7818.13+6433.16+1117.42+254.80)\×360\×24\\ =1.5945\×{10}^{8}kW\·h\end{array}$

(2)系统不同方案全年耗电量计算

本实施例的系统中，最高供水点高程31.5m，最低供水点高程5.8m，高低供水点高度差较大。采用同一循环水泵向不同高度供水点供水时，为保证系统压力最低点正压运行，循环水泵的扬程需按该最不利供水点的要求选择，那么对于低位设备就造成较大的扬程浪费。为解决低位扬程浪费的问题，本发明将对实施例进行系统优化设置与优化运行，总体思路是将设备按层划分高低两个供水区域，分别考虑两种高低位供水方式，采取不同的优化运行方法，计算不同系统方案的全年耗电量。

实施例系统中将换热设备进行高低分区有2种方案：(1)第一、二层为低扬程区，第三、四层为高扬程区；(2)第一、二、三层为低扬程区，第四层为高扬程区。同时，高、低位供水区连接方式也有两种方案：(1)采用分支接力方式，底部供水泵按低扬程区和高扬程区全部需要选择流量、按低扬程区需要选择扬程，在底部供水泵出水管的分支管上串联增压泵为高扬程区设备供水，并在回水管路上安装调节阀，调节管路性能，使系统各支路流量合理分配，各回水支路汇合后，送水上冷却塔。(2)采用高扬程区、低扬程区独立供水，低扬程区设备由低扬程水泵单独供水，高扬程区设备由高扬程水泵单独供水，高、低扬程区回水支路汇合后由回水总管送水上冷却塔。

因此，本实施例中有两种分区方式，每种分区方式有两种供水方式，共四种方案，如图6～图9，分别为方案一、方案二、方案三和方案四。系统全年运行时，根据不同进水温度，对系统实施优化运行，计算系统各方案全年累计耗电量。表3给出了系统各方案不同工况调节方式年耗电量。

表3各方案不同工况调节方式年耗电量 单位：10⁶kW·h

应用式(2)，计算各方案不同工况调节方式年均冷却能效比如表4。

表4各方案不同工况调节方式年均冷却能效比

D.年均冷却能效比能耗评价指标的合理性分析。

表2中，工况一流量最大，扬程也较大，尽管水泵效率较高，能够仍最大，冷却能效比最小；工况三与工况一相比，流量和扬程均稍有减小，水泵效率也略有提高，因此，能耗大幅度减小，冷却能效比显著增大；工况四与工况三相比，扬程最大(由回路阻力系数增加引起)，但流量降到最小，不到工况三流量的二分之一，因此，虽然水泵效率最低，冷却比仍有所提高；工况五由于采用了变频调速，在最小需要流量时，减小了水泵扬程，水泵效率有所提高，因而冷却能效比大幅度提高；工况六按照最小需要流量和最小需要扬程重新选泵，并通过变阀、变频调节，使得在最小需要流量和最小需要扬程运行时的水泵效率接近最高效率，进一步大幅度提高了冷却能效比。因此，对于循环冷却水系统，不能仅以水泵效率评价能耗指标的优劣，而应该采用冷却能效比作为能耗的综合评价指标。

分析比较循环冷却水系统不同运行工况的流量、扬程、泵效率和冷却能效比，证明了本发明提出的采用冷却能效比作为工业循环冷却水系统能耗综合评价指标的合理性。

从表3、表4可以看出，系统设置与工况调节方式不同，对系统年均冷却能效比影响很大。原系统不优化运行方案年均冷却能效比最小，仅为70.09，系统能源浪费严重，有巨大的节能潜力。原系统实施变阀和变频优化运行方案，年均冷却能效比分别增大到136.87和185.39。采用分区供水方式。与原系统优化运行相比，除方案二外，系统方案一、方案三和方案四年均冷却能效比均有不同程度的提高，而且变频效果好于变阀效果。方案四变阀和变频优化运行年均冷却能效比最大，运行最节能，与原系统不优化运行相比，分别节能63.0％、74.4％；与原系统优化运行相比，分别节能27.8％、32.3％。方案四节能效果相当显著。

E.循环冷却水系统年均冷却能效比分级评定。

循环冷却水系统年均冷却能效比能耗指标等级划分的原则是：1级能耗要求系统布置、分区和水泵选型合理，系统实施变频优化运行；2级能耗要求系统布置、分区和水泵选型基本合理，系统实施变阀优化运行；3级能耗要求系统布置和水泵选型基本合理，系统实施水泵运行台数优化；4级能耗系统布置和水泵选型不够合理，系统实施水泵运行台数优化；5级能耗系统布置和水泵选型不合理，或系统不实施优化运行。不同领域、不同规模的工业循环冷却水系统年均冷却能效比的评级划分，需要众多专家通过大量调查研究，才能以标准的形式合理确定下来。对于本实施例，虽然不一定很合理，但为说明能效比评级方法，给出了循环冷却水系统年均冷却能效比等级划分如表5。

表5能效比等级划分

F.循环冷却水系统年均冷却能效比验收标准。

对已有的工业循环冷却水系统能耗采用年均冷却能效比指标按三个等级进行验收，即优良、合格、不合格。对照表5，能效比等级为1级和2级的为优良，能效比等级为3级和4级较好的为合格，能效比等级为4级较差的和5级的为不合格。

本发明采用年均冷却能效比对工业循环冷却水系统能耗指标进行评级和验收更为合理，能够有效提高系统的设计和运行水平，系统节能显著。

本发明以上确定实施例工业循环冷却水系统年均冷却能效比评级与验收标准，目的是提出适用于工业循环冷却水系统的年均冷却能效比指标及其等级评价与验收标准的确定过程和方法，为其他循环冷却水系统能效等级和标准的制定提供方法和参考。对于众多行业不同规模的循环冷却水系统，合理可行的能效等级评价与验收标准，需要经过众多专家论证和更多的工程应用验证才能确定。

Claims (10)

1.工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，其特征在于，包括以下步骤：

A.提出工业循环冷却水系统冷却能效比概念及其计算方法；

B.工业循环冷却水系统进水温度一定时，不同工况下的水泵效率、耗电功率和冷却能效比等能耗评价指标计算对比分析；

C.提出工业循环冷却水系统年均冷却能效比概念及其计算方法；

D.工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗评价指标的合理性分析；

E.工业循环冷却水系统年均冷却能效比分级评定；

F.工业循环冷却水系统年均冷却能效比验收标准。

2.根据权利要求1所述的工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，其特征在于：步骤A中所述工业循环冷却水系统冷却能效比CTIR(Cooling Thermalload Input power Ratio)是指，在一定的外环境温度、湿度和工作设备发热量及最高允许温度实际运行工况和规定条件下，循环冷却水系统对工作设备进行冷却运行时的实际去热流量Φ(kW)与实际耗电功率P(kW)之比，循环冷却水系统冷却能效比用下式计算：

CTIR＝Φ/P (1)

冷却能效比反映了循环冷却水系统运行过程中单位输入功率的去热量，相同工作设备、工作状况和环境条件下，循环冷却水系统运行时的冷却能效比越大，说明去除相同热量所耗费的电能就越少，循环冷却水系统的设计和运行就越好。

3.根据权利要求1所述的工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，其特征在于：步骤B中所述工业循环冷却水系统进水温度一定时，不同工况下的水泵效率、耗电功率和冷却能效比三种能耗评价指标计算对比分析，包括以下6种工况：

(1)原运行工况；

(2)水泵运行台数优化工况；

(3)水泵运行台数与变阀优化工况--以满足最小需要扬程为目标；

(4)水泵运行台数与变阀优化工况--以满足最小需要流量为目标；

(5)水泵运行台数与变阀、变频调速优化工况--以同时满足最小需要流量、最小需要扬程为目标；

(6)按最小需要流量、最小需要扬程重新选泵，水泵运行台数与变阀、变频调速优化工况--以同时满足最小需要流量、最小需要扬程为目标。

4.根据权利要求1所述的工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，其特征在于：步骤C中所述工业循环冷却水系统年均冷却能效比，定义“年均冷却能效比”CTIR_avg，作为工业循环冷却水系统能耗指标，用于评价其能耗性能的优劣，即：

${\mathrm{CTIR}}_{avg}=\frac{\underset{i}{\overset{m}{\Σ}}{\mathrm{\Φ}}_i\·T_i}{\underset{j}{\overset{n}{\Σ}}{P}_j\·T_j}=\frac{Q_a}{W_a}---\left(2\right)$

其中循环冷却水系统年运行时间为：

$T_a=\underset{i}{\overset{m}{\Σ}}{T}_i=\underset{j}{\overset{n}{\Σ}}{T}_j---\left(3\right)$

式中：CTIR_avg为系统年均冷却能效比；m为系统全年去热量大小的种数；Φ_i为系统全年第i种去热流量，kW；T_i为系统全年第i种去热量的运行时数，h；n为系统全年运行工况数或运行方案数；P_j为系统全年第j种运行工况耗费电功率，kW；T_j为系统全年第j种工况的运行时间，h；Q_a为系统年去热量，kW·h；W_a为系统年耗电量，kW·h。

5.根据权利要求2所述的工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，其特征在于，步骤D中所述工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗评价指标的合理性分析，进水温度和移热负荷一定的情况下，采用冷却能效比的合理性分析：

工业循环冷却水系统对工作设备进行冷却，要求在工作设备一定环境和工作负荷下去除发热量，保证工作设备性能和安全，保证不超过最高允许温度；循环冷却水系统的总能耗包括循环水泵机组输入电能和冷却设备中的通风机能耗，即

式中：ρ为冷却水密度；g为重力加速度；Q_i为第i台水泵运行流量；H_i为第i台水泵运行扬程；η_泵i、η_传i和η_机i分别为第i台水泵运行效率、机组传动效率和电动机运行效率；m为系统运行水泵的台数；Q_j为第j台风机运行通风量；p_j为第j台风机运行全压；η_风机j、η_传j和η_机j分别为第j台风机运行效率、机组传动效率和电动机运行效率；n为系统冷却设备中的运行通风机台数；如果采用变频调速运行，式中还需除以变频器效率；

循环冷却水系统中，如果冷却设备冷却效果好，则需要的通风量小，通风机能耗小；在系统设计和运行中，加大通风量能够降低冷却水进水温度，从而能够减小冷却水流量，降低水泵机组能耗；但另一方面，加大通风量增大了通风机能耗；因此，需要对通风机风量和水泵流量进行权衡，达到总能耗最低；一般情况下，通风机能耗占系统能耗比例较小，有些冷却设备无需设置通风机，循环水泵机组能耗占系统能耗的主要部分；

根据计算公式(4)，影响循环水泵机组能耗的主要因素有：水泵运行台数及流量、水泵运行扬程和运行效率等：

(1)当工作设备各部位的冷却水流量超过需要流量时，能够保证工作设备的性能和安全，恰好保证工作设备不超过最高允许温度的冷却水流量为最小需要流量；水泵工况在较大范围内变化时，电机效率变化较小；水泵机组大多采用直联传动，传动效率100％；根据式(4)，系统流量越大，在单台水泵运行扬程、流量和效率不变的情况下，水泵运行台数越多，水泵机组电机输入功率之和越大；另一方面，工业循环冷却水系统大都采用离心泵或比转速较小的混流泵，水泵轴功率随泵流量增大而增大，因而，在水泵运行台数不变的前提下，系统流量越大，单台水泵流量越大，则单台水泵轴功率越大，水泵机组电机总输入功率越大；

(2)水泵运行扬程取决于系统冷却水回路阻力与回水高度；如果冷却水回水高度大，冷却水回路布置不合理，长度长、管径小，水流阻力大，就会增大水泵运行扬程，由式(4)知，在水泵流量和效率不变的情况下，水泵机组电机输入功率增大；

(3)由式(4)知，系统循环水泵机组能耗，除与水泵机组运行台数、流量、扬程有关外，还与水泵效率有关；如果水泵不在高效区运行，水泵效率低，就会增大电机输入功率；如果水泵扬程选择过大，水泵不在高效区运行，通过在出水管路加装阀增大回路阻力，保证水泵在高效区运行，这样虽然水泵效率提高了，但水泵扬程的增大会引起水泵轴功率的增大，水泵效率高，系统能耗不一定小；

因此，在一定环境、条件和工作设备去热量下，首先确定能够保证工作设备性能和安全的系统最小需要流量，按最小需要流量设计循环冷却水系统，要求冷却水回路布置合理、长度短、管径大--按经济管径确定；按最小需要流量和循环冷却水系统布置及运行要求，计算确定系统最小需要扬程；按系统冷却水最小需要流量和最小需要扬程选择循环水泵，要求水泵在高效区运行，才能在保证工作设备性能和安全的前提下，使循环冷却水系统能耗最小，即去热量与耗电功率之比——冷却能效比最大，此时，系统能耗最小与冷却能效比最大是一致的；另一方面，系统能耗是绝对量，只能用于相同工作设备在相同移热负荷和相同工作环境下的循环冷却水系统能耗情况的比较；而冷却能效比是相对量，可用于不同环境、不同移热负荷、不同形式、不同规模、不同性质的工业循环冷却水系统能耗情况的横向比较与评价；

因此，冷却能效比全面反映了循环冷却水系统产生能耗的各个部分自身及其组合的合理性，是循环冷却水系统能耗的综合评价指标，用于评价工业循环冷却水系统能耗更为合理。

6.根据权利要求4所述的工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，其特征在于，步骤D中所述工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗评价指标的合理性分析，考虑一年中，由于循环冷却水系统进水温度和移热负荷变化，采用年均冷却能效比的合理性分析：

考虑到在不同季节，一方面，工作设备的运行工况不同，发热量不同，则循环冷却水系统的移热负荷或去热量也不同；另一方面，不同季节环境温度不同，循环冷却水系统冷却设备冷却效果不同，冷却水进水温度不同，则工作设备各部位冷却水最小需要流量也不同，即工作设备冷却水最小需要流量与工作设备运行工况和外环境温度有关；因此，循环冷却水系统设计和运行时，采取以下措施：

(1)在循环冷却水系统设计时，既要满足全年最不利情况下冷却水大流量、高扬程的工作设备冷却要求，又要满足一年中较长时间的中小流量和中低扬程的系统高效运行的要求，系统设计时，一般设置多台同型号、大小水泵并联和变阀、变频设施，运行时根据工作设备运行工况和环境温度的变化，在满足冷却要求的前提下，调整循环冷却水系统水泵运行台数和工况，达到节省系统能耗的目标；

(2)在循环冷却水系统运行时，运行环境和移热负荷随一年中的不同季节时间变化，在具体的运行环境和移热负荷确定的某一段时间内，系统应该实施水泵机组运行台数组合和工况的优化运行，以节省能耗；以一年为周期，不同时间的系统冷却能效比不同；因此，应该采用式(2)系统全年移热量除以系统全年耗费总电功，计算系统年均冷却能效比，作为循环冷却水系统的能耗综合评价指标更为合理。

7.根据权利要求1所述的工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，其特征在于，步骤E中所述工业循环冷却水系统年均冷却能效比分级评定：

对于同一行业，综合考虑循环冷却水系统不同规模和类别，以年均冷却能效比作为能耗指标，将其分为五个等级，即：1级、2级、3级、4级和5级，1级最好，5级最差；能效等级为1级时，循环冷却水系统设计和运行最为合理，能源利用充分，系统节电已达到国际先进水平；能效等级为2级时，系统设计和运行较为合理，能源利用比较充分，系统比较节电，但仍有一定的改进余地；能效等级为3级时，系统设计和运行不够合理，能源利用不够充分，系统节电达到我国的平均水平；能效等级为4级时，系统设计和运行不合理，能源浪费较为严重；当能效等级为5级时，系统设计和运行严重不合理，能源浪费严重；针对具体某一类循环冷却水系统，其年均冷却能效比分级数值需要由专家研究确定，分级数值确定的原则是，1级、2级指标，必须通过对系统的每一个环节优化和整体统筹协调才能达到，目前相当一部分工业循环冷却水系统年均冷却能效比属于后三级，即3级、4级和5级，有较大的改进余地。

8.根据权利要求7所述的工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，其特征在于，步骤F中所述工业循环冷却水系统年均冷却能效比验收标准：年均冷却能效比评级标准是考核工业循环冷却水系统能耗情况的综合指标，系统设计和运行时，应遵守相关能效标准，工业循环冷却水系统工程建设或改造完成后，需要对工程年均冷却能效比能耗指标进行验收，用以检验系统能耗是否达到设计和运行指标：

根据以上所述年均冷却能效比的等级，要求：

新建工程，必须考虑系统优化设计和优化运行，要求达到1～2级标准；

改造工程，无法对管路系统进行大的改造调整，通过重新选泵、设置变阀、变频调速等措施，要求达到2～3级标准；

目前正在应用的工程，如果年均冷却能效比仅能达到4级标准，建议限期整改；

对于仅能达到5级标准的系统，建议立即整改；循环冷却水系统整改，包括工程系统组成的合理改造、关键设备重选和实施优化运行两个方面；

循环冷却水系统验收标准分为三个等级，即优良、合格和不合格；能效等级达到1级、2级的为优良，达到3级及4级较好的为合格，仅达到4较差的和5级的为不合格。

9.权利要求1-8所述的工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，应用于制定各类石化、冶金等工业循环冷却水系统能耗评价指标与验收标准。

10.根据权利要求9所述的工业循环冷却水系统年均冷却能效比能耗综合评价指标与方法，应用于发电行业，由于循环冷却水系统的运行工况直接影响电厂发电量，因此，不能仅以循环冷却水系统的年均冷却能效比作为评价系统能耗指标优劣的标准，而需要首先考虑电厂发电量扣除循环冷却水系统的能耗后所得净收益的大小，以净收益作为考核的首要标准，以电厂年净收益最大为目标，考虑工程上的可行性与安全可靠性，对循环冷却水系统进行优化设计、改造和优化运行；在此基础上，制定电厂循环冷却水系统能耗指标及其评级方法与验收标准。