空壓站余熱回收系統(tǒng)設計

劉權，馬旭，宋印東，郭斌

（1.舟山中遠海運重工有限公司，浙江 舟山 316131；2.江蘇科技大學能源與動力學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212003）

現(xiàn)在部分企業(yè)普遍采用空壓機作為生產(chǎn)動力，用于工業(yè)控制動力、大型船用柴油機的起動和儀表控制及自動化裝置等方面。但伴隨著空壓機普及而來的是其能源的消耗與浪費，這成為桎梏空壓機推廣的主要原因。因此，在空壓機的運行過程研究中，回收熱量、減少能源消耗與浪費成為空壓機工程運用的重中之重。目前，國內外學者與工程技術人員對空壓站進行了技術改造，從理論與實踐上取得了支撐與效益。

廣州市能源檢測研究院張金寶提出了汽車輪轂制造業(yè)的空壓機余熱回收利用方案，并對該項目的設計、技術、設備以及其節(jié)能效果進行了評價，為汽車輪轂制造業(yè)節(jié)能減排提供了優(yōu)化措施。中電投東北電力有限公司申曉光等人采用余熱利用技術，合理利用空壓機余熱，根據(jù)空壓機的運行工況，對余熱回收量及空壓機全年所制熱水量進行了計算分析。周關福翻譯了William McCray發(fā)表的一篇空壓機的預熱循環(huán)利用的文章，分析了某款空壓機理論可回收預熱量。熊寵民翻譯了ATLAS COPCO發(fā)表在《Canadian Mining Journal》上的一篇介紹空壓機余熱回收方法的文章，并設計了一種水冷無油空壓機的熱回收設備。

本文指出了余熱回收在空壓機上運用的理論性，敘述了空氣壓縮機余熱利用的方法以及設備組成。對空氣站各個組成部分的可利用熱量進行計算分析，在理論上計算出空壓站的理論可利用熱量的比例，分析出影響可回收熱量的因素，如排氣溫度、噴油溫度及潤滑油循環(huán)量等。最后，考慮到空壓站的型號，應用環(huán)境；并且設計了板式換熱器來加熱自來水，用于員工的生活用水，并通過計算熱量與壓降校核換熱器的設計合理性。

1 空壓機熱量系統(tǒng)分析

本文采用的噴油螺桿空壓機由電動機帶動螺桿嚙合旋轉，利用壓差將空氣吸入工作腔中進行壓縮。同時，潤滑油噴入工作腔內對壓縮空氣進行冷卻，以改善工作條件和壓縮效果。壓縮后的油氣混合物進入油氣分離器進行分離，分離出的高溫潤滑油經(jīng)油冷卻器冷卻后重新進入工作腔循環(huán)使用，而分離出的壓縮空氣進入后冷卻器進行降溫冷凝，并排出冷凝水，達到使用要求的壓縮空氣將被儲存起來備用。

1.1 噴油空壓機熱力學原理

實際空壓機壓縮過程所做的功處于等溫壓縮與絕熱壓縮過程中間，而隨著壓縮空氣最終溫度的提高，壓縮所消耗的功越來越多。由此可見，在空壓機做功時，應盡量降低壓縮空氣的溫度。這也是空壓機將潤滑油噴向工作腔的重要原因。通過對相關文獻及實際工作空壓機的實驗得知，對空壓機實際余熱回收的效果有重要影響的參數(shù)主要有以下幾點：

（1）空壓機的排氣溫度，溫度越高，空壓機余熱利用效果越差。

（2）潤滑油的噴油量，噴油量越大，換熱溫差越大，效果越好。

（3）空壓機潤滑油的噴入溫度，噴入溫度影響了空壓機壓縮效果，以及換熱效果，同時，受噴油量和油冷卻器的影響。

1.2 空壓機工作熱量分析

圖1 水冷噴油螺桿空壓機組的熱量分布示意

根據(jù)文獻[7]空壓機工作熱量的計算方法進行分析。對于不同型號、不同類型的噴油螺桿空壓機，其各組成設備的可利用熱量的占比不盡相同。本文采用水冷的方式進行余熱利用?，F(xiàn)在，對其進行熱量分析，空壓機內部產(chǎn)熱有：電機發(fā)熱所產(chǎn)生的對流散熱量Qdj，，空壓機外表面散去熱量Qzj，潤滑油和管路散去的熱量Qyf，油冷卻器和外界交換的熱量Qyl，后冷卻器與外界交換的熱量Qhl，壓縮空氣溫度差引起的熱量Qkq，油冷卻散熱量Qys，后冷卻空氣的散熱消耗量Qqs，冷凝水的散熱量Qds。在這幾部分散熱中可分為兩種，即冷凝水的熱量差和可利用的熱量，它主要包括油冷卻散熱量、后冷卻器散熱量。

由圖1可以看出，空壓機的熱量總體分布，其中空氣的質量流量可以表示為qm，所需計算的空氣狀態(tài)參數(shù)分別設在空壓機進口處、油氣分離器出口處以及后冷卻器出口處。三處分別在圖中表示出。而總的能量WR=與各處熱量相等，其數(shù)學關系式如下：

空氣壓縮機內部各設備的表面與環(huán)境的對流散熱量可由對流換熱計算公式計算出：

其中，Q為各表面換熱量，kW；α表示的是表面對流換熱系數(shù)，kW/（m2·K）；F是表面換熱面積，m2；Δtm則為平均換熱溫差，℃。

從外界吸入經(jīng)空壓機的空氣并非干空氣，而空氣含濕量在空壓機各個部分的數(shù)值不同，其計算表達式如下：

其中，d為空氣含濕量，kg/kg，φ為當?shù)乜諝獾南鄬穸龋?；ps代表飽和蒸汽壓力，hPa；p為當?shù)乜諝獾慕^對壓力，hPa。

濕空氣的焓值的計算公式：

其中，h代表空氣焓值的大小，kJ/kJ；t表示濕空氣的溫度用。

在壓縮空氣冷凝器中，空氣中水蒸氣冷凝成液態(tài)水，則釋放的熱量表達式為：

其中，Qds為水蒸氣冷凝潛熱量；qm為干空氣的質量流量，kJ/s；γ則為飽和水的汽化潛熱，取2407kJ/kg。下標1、3則代表圖1、3兩點的空氣狀態(tài)參數(shù)。

從進入空壓機到排除空壓機，到達油氣冷卻器之前的這部分壓縮過程，空氣溫度上升，內能增加，增加熱量即為空氣帶走的熱量，計算表達式為：

壓縮空氣隨后進入后冷卻器，再后冷卻器內降溫，則氣體散熱量的計算公式可表達為：

然后，可由平衡關系式計算出潤滑油冷卻器消散掉的熱量：

最后，就可以將理論上可以加以利用的三部分熱量相加計算出其值：

將計算所得的數(shù)值與輸入功率相比，即可獲得可以用熱量占比，以及各部分設備熱量占比，這樣可針對空壓機結構進行分析，了解其各部分消耗的熱量的可利用性。

1.3 實例分析

本文選定某一特定運行的空壓機，確定了此空壓機站的型號和運行參數(shù)，測量運行參數(shù)，對此空壓機進行實際熱量計算，并計算各部分熱量占比。本文前一節(jié)已經(jīng)列出計算所需的基本相關參數(shù)和計算熱力狀態(tài)的計算公式，根據(jù)這些公式可進行具體實例分析。

現(xiàn)有一臺在役的噴油螺桿空壓機，功率為315kW，產(chǎn)氣量60m3/min，空壓機吸入的空氣溫度為環(huán)境溫度，可設為25.5℃，空氣相對濕度設置為41%，進氣壓力一般為大氣壓，100kPa。最后，壓縮空氣進入油氣分離器時溫度為80℃，通過后冷卻器后溫度為43℃。除去空氣中水蒸氣后，空壓機各部分設備的對流散熱表面積分別為：空壓機主機表面積測得為3.5m2，潤滑油各部分管路表面積為3.5m2，空壓機后冷卻器和油冷卻器的表面積各自約為2.5m2。測得各表面的溫度為60℃，自然對流的對流換熱系數(shù)一般可設為8W/(m2·℃)，根據(jù)電動機名牌可知其輸出效率為。

通過計算可以得到空壓機各部分熱量估算結果，空壓機電動機所消耗的熱量占輸入功率的5.2%，主要由空壓機內置電動機的效率所決定；空壓機可與外界空氣進行自然對流的表面所散發(fā)的總熱量占比為1.44%，其中空氣壓縮機的后冷卻其表面散發(fā)熱量占比大概為0.30%，由壓縮空氣前后溫度便可知引起的熱量轉移占比約為5.5%；后冷卻器內水蒸氣冷凝放熱量占比為4.17%；后冷卻器冷卻帶走壓縮空氣的熱量占比約為17.66%；最大散熱量發(fā)生在空壓機內，由潤滑油循環(huán)系統(tǒng)帶走，占比約為70.20%，這樣，可以列出此空壓機在運行時各運行設備消耗熱量占比分布表如表1。

表1 空壓機可利用熱量分布占比表

通過對空壓機實際熱量分布和占比進行分析，可以看出，空壓機可進行余熱回收的熱量大部分位于空壓機油冷卻部分。同時，也要考慮到，在進行余熱回收效果盡量好時，必須保證空壓機的正常運行，不能本末倒置，得不償失。在空壓機余熱利用方向上，可以利用其低品質熱量加熱生產(chǎn)設備，如水的預熱、油的加熱、除濕機吸附劑再生等。本文著重對余熱回收器進行設計。

2 余熱回收換熱器分析

根據(jù)前文介紹，一般空壓機余熱可回收利用的熱量占比很高，但是，在實際應用過程中，余熱回收利用量的比例又相對減少，其原因也在上文有所總結，尤其是余熱利用設計的效率對其有很大影響。本文著重對空壓機油冷卻器部分的可利用熱量進行設計利用，換熱器對于余熱的回收主要體現(xiàn)在自來水對潤滑油的冷卻，水溫度提升，就可以作為企業(yè)員工的生活用水，從而實現(xiàn)節(jié)能減排的目的。

2.1 換熱器選擇與結構

目前，應用于工程中的換熱器有很多種類型，有管殼式、板式、蓄熱式、管翅式換熱器等，本文采用可拆卸板式換熱器。該類型換熱器有許多金屬箔板組成的并列流動空間，冷熱流體分別在相鄰的通道流動，互不直接接觸。在換熱器工作時，相鄰的換熱片組成流動通道，相鄰板片相反180°安裝，并且半片接觸邊緣安裝密封墊片防止冷熱流體泄漏。

通常來說，可拆卸的板式換熱器一般由換熱片、密封片、固定用的壓緊板以及上下導桿等組成，流體在換熱器中流動，可有多個流程，每個流程又可設置多個通道，已達到多次換熱并減小換熱器體積與阻力的目的。大部分換熱器會將冷熱流體布置成逆流，以增加對流傳熱溫差，同時，減小換熱面積。

2.2 換熱板片類型與選擇

換熱片并列豎直排在換熱器中，承擔著冷熱流體換熱的作用。一般來說，換熱片兩側有波紋狀結構，可以增大表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)。又根據(jù)波紋傾斜度分為兩個形式，分別命名為L型和H型。

H型的波紋板傾斜度較小，人字角β取60°，換熱效果好，但流動阻力較大。L型換熱板波紋傾斜度大，人字角β取30°。凹槽沿著液體主流方向，流動阻力小，換熱系數(shù)小一些。實際換熱器換熱板的選取取決于使用環(huán)境或者流體性質等，也有部分換熱器將此兩種換熱板混合使用，達到更好的換熱效果。

2.3 換熱器流程組合數(shù)

在實際的板式換熱器結構上，并非是冷熱流體通過一次逆流換熱即可完成的，可以多次多個通道并列換熱，這種多流程多通道的換熱排列方式叫作流程組合。這樣冷熱流體換熱效率高，節(jié)省換熱面積，并且很好地考慮了流體的物性參數(shù)對換熱過程的影響。

在板式換熱器實際設計中，一般遵循流程數(shù)較少的準則，并使冷熱流體逆向流動布置。串聯(lián)的流程數(shù)較多，造成的流動阻力大，而且冷熱流體會有順流現(xiàn)象。而并聯(lián)布置的換熱器流程數(shù)小，液體流動速度小，但流動阻力較小?；旌狭鲃拥牟贾檬菍⒋⒙?lián)布置結合起來，流速提高換熱效果也好，綜合了兩者的優(yōu)點。一般而言，當對換熱器進行設計計算后，需要進行校核計算，其中壓降阻力校核是重點。如果換熱器阻力符合所設計類型的要求，則視為合格，負責需對換熱器進行重新設計直至滿足一定的限定值，一般不超過2MPa。

2.4 板式換熱器實例設計計算

本節(jié)仍以前文噴油螺桿空壓機的工作參數(shù)為例進行設計計算。此臺在役的噴油螺桿空壓機工作的具體工況見本文1.3節(jié)實例計算部分。

2.4.1 換熱器進出口溫度設置

本次換熱器設計，以這臺空壓機潤滑油所形成的溫差為熱量進行設計利用。

在對空壓機熱量分析后，可知，潤滑油在換熱器進口出的溫度為80℃。對于一般的潤滑油，若其在空壓機內的噴油溫度過高，則會因潤滑油品質問題，導致潤滑油在工作腔內發(fā)生碳化問題，嚴重時影響空壓機的正常運行，所以一般而言，潤滑油在空壓機的噴油溫度限定在40～70℃，不宜過高，本文設其溫度為50℃，此溫度也是潤滑油在板式換熱器的出口溫度。在本文空壓站余熱回收系統(tǒng)設計中，余熱回收的利用設定在企業(yè)員工的生活用水，可用于洗浴熱水，故而板式換熱器的冷卻水出水溫度可設為50℃，且不宜過低，以便于在空壓機功率下降導致可利用余熱下降時有調節(jié)余地。對于換熱器冷卻水進口處溫度可設為自來水平常溫度，但自來水一日之內或四季溫度皆有變化，不是定值，故本文取夏季一天之內的平均溫度，設為20℃。

2.4.2 換熱器流體參數(shù)計算

確定空壓機的軸功率，壓縮氣體質量流量，進出口溫度以及潤滑油進出口溫度后，接下來就確定了氣體與潤滑油的各項物性參數(shù)，則可以由熱量平衡方程式計算出空壓機潤滑油的質量流量，其計算方程為：

在方程式中，左邊P表示壓縮機的軸功率，kW；qmg代表壓縮空氣的質量流量，kg/s；qmo表示潤滑油的質量流量，kg/s；同理，cpg和cpo分別代表壓縮空氣和潤滑油的定壓比熱容，kJ/（kg·K）；Tsg、Tso、Td分別表示壓縮空氣的進氣溫度，潤滑油的噴油溫度以及二者的排除溫度，單位℃。

在上式各參數(shù)中，除了潤滑油質量流量以外都已經(jīng)得出，查閱傳熱學書籍可得潤滑油和空氣的在各自平均溫度下的定壓比熱容分別為2.1kJ/（kg·K）和1.005kJ/(kg·K)，故可以求得潤滑油質量流量為qmo=3.96 kg/s。同時，可以計算可以利用的熱量為：

潤滑油體積流量qvo=4.59×10-3m3/s；進出口平均溫度t=65℃，物性參數(shù)分別為ρ1=863.13kg/m3，cp1=2.1kJ/（kg·K），λ1=0.138w/(m·k)，υ1=27.0×10-6m2/s，Pr1=367.7。同理，冷卻水進出口平均溫度tm2=35℃，物性 參 數(shù) 分 別 為ρ2=993.78kg/m3，cp2=4.174kJ/(kg·K)，λ2=0.627w/(m·k)，υ2=0.725×10-6m2/s，Pr2=4.81。

一步算出可利用熱量為249.27kW，又知道冷卻水的溫差與定壓比熱容，故可以算得冷卻水的質量流量qm2=1.99kg/s，體積流量qv2=2.00×10-3m3/s。

2.4.3 換熱片選擇及估算組合數(shù)

本文采用的換熱片由不銹鋼制成，人字角取為60°，單片有效換熱面積為As=0.21m2，板片厚度為0.8mm，當量直徑de=7.6×10-3m，每個流道的橫截面面積A是7.19×10-4m2。

現(xiàn)有換熱器的換熱公式：

式中，h為換熱器的總傳熱系數(shù)，F(xiàn)為換熱器的換熱面積。一般而言，換熱器傳熱系數(shù)由換熱熱阻大的一側決定，即為潤滑油側換熱熱阻，根據(jù)經(jīng)驗，板式換熱器油水換熱的總傳熱系數(shù)范圍為400～580W/(m2·K)，設定其為500W/(m2·K)?？倐鳠崃縌=249.27kW，△tm為30℃，故可以估算出總的換熱面積約為：

又As=0.21m2，則換熱板片數(shù)約為：

因此，取82片。

將換熱器冷熱流體流程數(shù)都設為3，且取二者每個流程的流道數(shù)相等，設為E1和E2。則有：

由此解得E1=E2=14，即每個流程有14個流道。

2.4.4 計算兩側對流換熱系數(shù)

通過公式依次計算出冷流體流速、雷諾數(shù)等數(shù)值，可根據(jù)努塞爾特數(shù)公式計算出兩側對流換熱系數(shù)。

冷熱流體流速：

冷熱流體雷諾數(shù)：

努塞爾特數(shù)：流體冷卻n取0.3，流體加熱n取0.4。

表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)：

根據(jù)換熱板所處環(huán)境溫度，由文獻[10]查得，此材料的導熱系數(shù)λ=14W/(m2·K)，這樣可計算可出換熱板導熱熱阻為r2=σ/λ=0.0008/14=5.71×10-5m2·K/W。

通過文獻[11]中的換熱器無垢熱阻值參考表可以得知，城市飲用水無垢熱阻和潤滑油無垢熱阻值為：r1=9×10-6m2·K/W，r3=1.7×10-5m2·K/W。

計算總熱阻值為：

所以，總傳熱系數(shù)為：

與原先估算的500W/(m2·K)相差7.267%，取二者平均值，為h=513.16W/(m2·K)。

實際換熱量：

因此，有Q′＞Q，與所假設符合，故換熱器流程組合為：3×13/3×13。

2.4.5 計算壓降

在本文中需要對設計好的換熱設備要進行壓降校核，校核換熱設備的設計合理性。因此，本節(jié)分別計算出歐拉數(shù)、密度和流速等值，再計算壓降，并進行設計校核。

壓降為：通過計算可知，壓降均在2MPa以下，因此，換熱器設計假設的流程和流道數(shù)符合要求，設計合格。

3 結語

本文對噴油螺桿空壓站的余熱進行分析并設計回收預熱的方法，利用換熱器對空壓站潤滑油冷卻以獲得熱水，供員工生活使用，且降低了壓縮空氣溫度，即減少油冷卻器的工作量?？偨Y如下：

（1）對特定運行的空壓機進行熱量分析后發(fā)現(xiàn)，空壓機可利用熱量占比92%，而潤滑油可利用熱量占比70%，但由于換熱器效率或空壓機運行狀況的影響，實際預熱回收效率要低于此值。

（2）在對空壓機進行預熱利用回收進行設計時，必須保證潤滑油的溫降不會影響空壓機的正常運行；設計好的換熱設備要進行壓降校核，校核換熱設備的設計合理性。