吳殊斌，黃漢華，劉 靜

(中國五環(huán)工程有限公司，湖北 武漢 430223)

液環(huán)泵是以液體為中間介質(zhì)、抽送氣體的通用機(jī)械，它既可以作為壓縮機(jī)使用，也可以作為真空泵使用。在大部分工程應(yīng)用中，液環(huán)泵主要作為真空泵來使用。

液環(huán)泵的主要部件是葉輪和殼體。葉輪由葉片和輪轂構(gòu)成，殼體由若干零部件組成。不同型式的液環(huán)泵，殼體的具體結(jié)構(gòu)可能不同，但都是在殼體內(nèi)部形成一個(gè)或兩個(gè)圓柱體(或橢圓柱體)空間，葉輪偏心地裝在這個(gè)空間內(nèi)，并在殼體的適當(dāng)位置上設(shè)置吸氣口和排氣口。

液環(huán)泵抽送氣體的過程，必須依靠液體作為媒介來實(shí)現(xiàn)，這些液體需要在泵工作前灌注到泵內(nèi)，被稱作工作介質(zhì)或工作液體。在大多數(shù)實(shí)際應(yīng)用場所中，通常采用水作為工作液體，因此也常將液環(huán)泵稱作水環(huán)泵。

當(dāng)葉輪在外力驅(qū)動(dòng)下在殼體內(nèi)旋轉(zhuǎn)時(shí)，工作液體在貼近殼體內(nèi)表面形成一個(gè)運(yùn)動(dòng)的圓環(huán)，該液體被稱為液環(huán)。由于葉輪偏心地裝在殼體內(nèi)，隨著葉輪的旋轉(zhuǎn)，液環(huán)內(nèi)表面也與葉輪偏心，在殼體合適的位置上開設(shè)吸氣口和排氣口，液環(huán)就能完成吸氣、壓縮和排氣三個(gè)相互連續(xù)的過程，實(shí)現(xiàn)抽送氣體的目的。

1 液環(huán)泵的關(guān)鍵工藝參數(shù)

1.1 液環(huán)泵的極限真空度

由液環(huán)泵的原理可知，液環(huán)泵的極限真空度直接受液環(huán)泵工作液飽和蒸汽壓的影響。同時(shí)，液環(huán)泵的吸氣口也存在一定的氣體阻力降，也會對其極限真空度產(chǎn)生影響。

p1mint=pvt+f1

(1)

式中：p1mint為實(shí)際工作條件下的極限真空壓力，kPa(a)；pvt為實(shí)際工作條件下的飽和蒸汽壓，kPa(a)；f1為吸入口的氣體阻力降，kPa(a)。

液環(huán)泵制造商在設(shè)計(jì)制造的過程中會控制盡可能低的吸入口氣體阻力降，因此，一般認(rèn)為液環(huán)泵在不同工作條件下的f1值恒定，甚至可以近似等于0。按照國標(biāo)GB/T13929—2010《水環(huán)真空泵和水環(huán)壓縮機(jī)試驗(yàn)方法》(以下簡稱“國標(biāo)GB/T13929”)規(guī)定，液環(huán)真空泵的出廠檢驗(yàn)條件是以0～35℃的環(huán)境空氣為介質(zhì)，試驗(yàn)工作液為35℃以下的水。實(shí)際工作條件下的極限真空度可根據(jù)式(2)換算：

p1mint=pvt+(p1min15-pv15)

(2)

式中：p1min15為試驗(yàn)條件下(工作液為水，溫度為15℃ )的極限真空壓力，kPa(a)；pv15為試驗(yàn)條件下(工作液為水，溫度為15℃ )的飽和蒸汽壓，kPa(a)。

1.2 液環(huán)泵的抽氣量

對于設(shè)定的工藝系統(tǒng)抽氣壓力，液環(huán)泵的抽氣量與其工作液的飽和蒸汽壓直接相關(guān)。根據(jù)國標(biāo)GB/T13929理解，實(shí)際工作條件下的抽氣量可按式(3)進(jìn)行換算：

(3)

式中：Qt為實(shí)際工作條件下的體積抽氣量，m3/h；Q15為試驗(yàn)條件下(工作液為水，溫度為15℃ )的體積抽氣量，m3/h；p1為抽氣壓力，kPa(a)。

1.3 液環(huán)泵的功耗與效率

液環(huán)泵的有效功耗是氣體壓縮功。由于液環(huán)泵的氣體進(jìn)出口溫度溫差較小，氣體的壓縮可視為等溫壓縮，氣體等溫壓縮功率可按式(4)計(jì)算：

(4)

式中：NG為氣體等溫壓縮功率，kW；p2為排氣壓力，kPa(a)。

液環(huán)泵的氣體壓縮效率可按式(5)及式(6)計(jì)算：

NN=NG+NL

(5)

(6)

式中：NN為液環(huán)泵軸功率，kW；NL為液環(huán)泵損失功率，kW；η為等溫壓縮效率。

液環(huán)泵的壓縮效率一般較低，大部分效率在25%～30%。損失功率除了部分是機(jī)械損失外，大部分為液環(huán)水力損失功率。

液環(huán)水力損失功與葉輪泵的機(jī)械參數(shù)、工作液流體參數(shù)均相關(guān)，難以直接計(jì)算，工程上一般采用直接測量軸功率，再用軸功率扣除氣體等溫壓縮功率的方法來計(jì)算損失功率。

1.4 液環(huán)泵的轉(zhuǎn)速

上文提到，同一臺泵在相同轉(zhuǎn)速、相同抽氣壓力下，因不同工作液或不同工作液溫度對抽氣量影響的換算，在其他條件恒定的條件下，同一臺泵不同的轉(zhuǎn)速對泵的抽氣量和軸功率也有較大的影響。在液環(huán)泵的正常運(yùn)行范圍內(nèi)，液環(huán)泵的抽氣量與轉(zhuǎn)速近似成線性正比關(guān)系，可按式(7)計(jì)算：

(7)

式中：n1，n2為液環(huán)泵葉輪轉(zhuǎn)速，r/min；Qn1，Qn2為其他條件相同，轉(zhuǎn)速為n1，n2時(shí)的抽氣量，m3/h。

根據(jù)國標(biāo)GB/T13929，液環(huán)泵的軸功率與轉(zhuǎn)速的2次方成正比，軸功率與轉(zhuǎn)速關(guān)系見式(8)：

(8)

式中：NN1，NN2為其他條件相同，轉(zhuǎn)速為n1，n2時(shí)液環(huán)泵軸功率，kW。

根據(jù)式(4)和式(7)，氣體等溫壓縮功率與轉(zhuǎn)速的1次方成正比(見式(9))：

(9)

液環(huán)水力損失壓力與葉輪泵的機(jī)械參數(shù)、工作液流體參數(shù)均相關(guān)，難以直接計(jì)算。但根據(jù)式(8)和式(9)可得：

(10)

式中：NLn1，NLn2為其他條件相同，轉(zhuǎn)速為n1，n2時(shí)液環(huán)泵的損失功率，kW；NGn1，NGn2為其他條件相同，轉(zhuǎn)速為n1，n2時(shí)液環(huán)泵的氣體等溫壓縮功率，kW。

由于一般液環(huán)泵的壓縮效率較低，當(dāng)轉(zhuǎn)速n1、n2數(shù)值接近時(shí)，根據(jù)式(10)，可近似認(rèn)為損失功率與轉(zhuǎn)速的2次方成正比(見式(11))：

(11)

2 液環(huán)泵在某有機(jī)化工裝置中的應(yīng)用

2.1 系統(tǒng)概況與存在問題

(1)液環(huán)真空泵系統(tǒng)及工藝性能要求。在某有機(jī)化工項(xiàng)目中，根據(jù)專利商提供的工藝包文件要求，需設(shè)置液環(huán)真空泵抽吸氣體維持系統(tǒng)真空，為了回收所抽吸氣體中含有的揮發(fā)性有機(jī)物(THF)，并避免含THF的有機(jī)廢水產(chǎn)生，采用對應(yīng)回收的THF液體作為液環(huán)真空泵的工作液。

液環(huán)真空泵單元包含液環(huán)泵、分離罐、增壓泵和冷卻器，其工藝流程見圖1。其中，液環(huán)泵是整個(gè)系統(tǒng)的核心設(shè)備，用于抽取氣體維持真空；從液環(huán)泵排出的氣體和工作液在分離器中分離，氣體排放至下游系統(tǒng)，工作液通過增壓泵加壓后，經(jīng)冷卻器移除熱量后返回至液環(huán)泵殼體內(nèi)。

液環(huán)真空泵的主要工藝參數(shù)需求見表1。

表1 液環(huán)真空泵系統(tǒng)工藝參數(shù)需求

(2)設(shè)備選型情況。設(shè)備供貨商在進(jìn)行設(shè)備選型時(shí)，考慮了液環(huán)真空泵的工作工況與工廠試驗(yàn)工況的差異，對抽氣能力進(jìn)行了換算。

(12)

其工廠試驗(yàn)工況為以20℃水為工作液，經(jīng)設(shè)備供貨商換算，試驗(yàn)工況下吸氣量Q20要求為4 750m3/h。

(3)實(shí)際運(yùn)行情況。在裝置試運(yùn)行階段，液環(huán)泵經(jīng)運(yùn)行一段時(shí)間后發(fā)現(xiàn)，液環(huán)真空泵吸氣側(cè)在排除系統(tǒng)大量泄漏的可能后，系統(tǒng)極限抽氣壓力為16.5kPa(a)，不滿足設(shè)計(jì)要求。

2.2 問題分析

經(jīng)過查閱設(shè)備出廠資料，其出廠性能測試曲線顯示可滿足測試條件下的抽氣量。

實(shí)際工程應(yīng)用中，進(jìn)出液環(huán)泵工作液溫度溫差通常較小，一般在1～2℃，根據(jù)式(12)換算抽氣量時(shí)，可直接取液環(huán)泵工作液的進(jìn)液溫度作為計(jì)算飽和蒸汽壓的工作溫度。實(shí)際上，液環(huán)泵內(nèi)氣體壓力最低點(diǎn)的溫度處于進(jìn)口溫度和出口溫度之間，具體與液環(huán)泵本身的吸氣口、排氣口以及工作液進(jìn)液口、排液口的位置有關(guān)。

在本項(xiàng)目實(shí)際裝置試車條件下，工作液進(jìn)出液環(huán)泵溫度差較大，進(jìn)出口溫度分別為8℃和27℃，直接取液環(huán)泵工作液的進(jìn)液溫度作為計(jì)算飽和蒸汽壓的工作溫度將造成較大誤差。

液環(huán)泵工作液進(jìn)出口溫度的算術(shù)平均值為17.5℃，該溫度下工作液對應(yīng)的飽和蒸汽壓達(dá)到16kPa(a)，該數(shù)據(jù)與泵實(shí)際所達(dá)到的抽氣真空壓力16.5kPa(a)較為接近，因此，可考慮液環(huán)泵工作液進(jìn)出口溫度的算術(shù)平均值作為工作液飽和蒸氣壓的計(jì)算溫度。

(13)

式中：tave為液環(huán)泵工作液進(jìn)出口溫度算術(shù)平均值，℃；t1，t2為液環(huán)泵工作液進(jìn)出口溫度，℃。

2.3 解決方案分析與驗(yàn)證

由于液環(huán)真空泵設(shè)備已經(jīng)在現(xiàn)場安裝完畢，核心設(shè)備液環(huán)泵的性能已經(jīng)固定，根據(jù)式(11)，需要盡可能降低工作液的工作溫度，獲得較低的飽和蒸汽壓，提升抽氣推動(dòng)力，才可能使得工作條件下的實(shí)際真空度和抽氣量達(dá)到設(shè)計(jì)值。

經(jīng)過查閱工作液不同溫度下的飽和蒸汽壓，預(yù)測需要將液環(huán)泵工作液進(jìn)出口溫度平均值降低到8℃，方可滿足需求。

根據(jù)換熱公式(14):

W=M×Cp×(t2-t1)

(14)

式中：W為換熱量，kJ/h；M為工作液循環(huán)量，kg/h；Cp為工作液平均熱容，kJ/(kg· ℃)。

根據(jù)式(13)、式(14)換算可得：

(15)

根據(jù)式(15)，可考慮采取提高工作液循環(huán)流量M、降低液環(huán)泵的發(fā)熱量W、降低液環(huán)泵工作液進(jìn)口溫度t1等三種途徑來降低工作液的飽和蒸汽壓計(jì)算溫度。

(1)方案一：提高工作液循環(huán)流量M。工作液的循環(huán)流量M主要由循環(huán)泵能力以及整個(gè)工作液循環(huán)系統(tǒng)的阻力降決定。原循環(huán)泵額定流量為10m3/h，揚(yáng)程5m。

現(xiàn)場臨時(shí)借用更高流量及揚(yáng)程的循環(huán)泵(流量20m3/h，揚(yáng)程10m)進(jìn)行試驗(yàn)后，測量實(shí)際循環(huán)流量僅提高至11m3/h，增幅并不明顯。后分析是液環(huán)泵內(nèi)部設(shè)置了限流孔板，現(xiàn)場難以拆解更換，工作液循環(huán)流量M難以實(shí)現(xiàn)大幅度提升。

(2)方案二：降低液環(huán)泵的發(fā)熱量W。液環(huán)泵系統(tǒng)的發(fā)熱量主要來自于液環(huán)泵的水力損失功，根據(jù)式(11)，降低液環(huán)泵轉(zhuǎn)速可大幅降低液環(huán)泵的水力損失功。

根據(jù)式(7)、式(12)可得：

(16)

(17)

(18)

(19)

式中：Pvtn1，Pvtn2為其他條件相同，轉(zhuǎn)速為n1，n2時(shí)，實(shí)際工作液的飽和蒸汽壓，kPa(a)；Qtn1，Qtn2為其他條件相同，轉(zhuǎn)速為n1，n2時(shí)，液環(huán)泵的實(shí)際抽氣量，m3/h。

以轉(zhuǎn)速n1條件為基準(zhǔn)，當(dāng)轉(zhuǎn)速降低時(shí)，n2

本項(xiàng)目中液環(huán)泵額定轉(zhuǎn)速為530r/min，將泵轉(zhuǎn)速降低后，工作液溫度可明顯降低。液環(huán)泵不同轉(zhuǎn)速下，出廠試驗(yàn)工況抽氣參數(shù)見表2。實(shí)際工況液環(huán)泵不同轉(zhuǎn)速抽氣參數(shù)見表3。

表2 液環(huán)泵不同轉(zhuǎn)速下出廠試驗(yàn)工況抽氣參數(shù)

表3 實(shí)際工況液環(huán)泵不同轉(zhuǎn)速抽氣參數(shù)

根據(jù)現(xiàn)場實(shí)際試車情況，降低液環(huán)泵轉(zhuǎn)速后，液環(huán)泵工作液出口溫度明顯降低，降低幅度與轉(zhuǎn)速的2次方成正比。當(dāng)轉(zhuǎn)速降低至額定轉(zhuǎn)速的75%，極限抽氣壓力可達(dá)到設(shè)計(jì)要求，但抽氣量無法滿足要求。

由于液環(huán)泵的電機(jī)條件以及需要維持泵內(nèi)液環(huán)，葉輪的轉(zhuǎn)速不能大幅度降低，裝置現(xiàn)場在短時(shí)間最低只能將轉(zhuǎn)速降低至額定值的55%。

(3)方案三：降低液環(huán)泵工作液進(jìn)口溫度t1。液環(huán)泵工作液的進(jìn)口溫度t1即工作液經(jīng)循環(huán)冷卻器冷卻后的出口溫度，現(xiàn)場測量循環(huán)冷卻器冷側(cè)的冷凍水進(jìn)出口溫度分別為5℃和7.5℃，t1(8℃)與冷側(cè)的溫差已經(jīng)較小，若保持冷凍水供水溫度為5℃不變，可以認(rèn)為t1在此條件下已幾乎沒有降低的潛力。因此，要想大幅降低t1，必須降低冷凍水的給水溫度。

選取液環(huán)泵轉(zhuǎn)速400r/min，在允許范圍內(nèi)，降低冷凍水的給水溫度，可明顯降低液環(huán)泵工作液的進(jìn)出口溫度，抽氣壓力也隨之降低。當(dāng)冷凍水給水溫度為-4℃時(shí)，設(shè)計(jì)抽氣壓力和抽氣量可同時(shí)滿足設(shè)計(jì)要求。

另外可以看出，液環(huán)泵工作液操作條件下的飽和蒸汽壓越低，其額定工況下的泵效率越高。值得一提的是，更低冷凍水給水溫度意味著冷凍水站的單位冷量能耗增加，但經(jīng)筆者核算，適當(dāng)范圍內(nèi)降低冷凍水溫度造成的能耗增加值遠(yuǎn)低于液環(huán)泵的水力功率損耗，總體上仍然是節(jié)能的，具體計(jì)算此處不再贅述。實(shí)際工況不同冷凍水給水溫度下液環(huán)真空泵抽氣量見表4，實(shí)際工況不同冷凍水給水溫度液環(huán)真空泵效率見表5。

表4 實(shí)際工況不同冷凍水給水溫度下液環(huán)真空泵抽氣量

表5 實(shí)際工況不同冷凍水給水溫度液環(huán)真空泵效率

3 結(jié)語

通過分析計(jì)算以及實(shí)際驗(yàn)證可以看出，采用揮發(fā)性溶劑作為工作液的液環(huán)泵，其工作溫度對抽氣能力和極限抽氣真空有較大影響。提高液環(huán)泵工作液的循環(huán)量、降低液環(huán)泵的轉(zhuǎn)速、降低工作液循環(huán)冷卻器冷凍水的給水溫度都可以直接降低工作液的溫度，這些措施對提升液環(huán)泵的性能都是有效的。

對于一定抽氣壓力和抽氣量需求的液環(huán)泵，其氣體壓縮有效功率基本是固定的，提高液環(huán)泵的效率有利于降低其軸功率消耗，也有利于降低冷量的消耗。降低工作液循環(huán)冷卻器冷凍水的給水溫度，總體上對節(jié)能有利。

液環(huán)泵選型前應(yīng)當(dāng)選取合適的工作液操作溫度，保證操作工況下工作液的飽和蒸氣壓與所需的抽氣壓力有一定梯度，方可獲得較高泵效率。