調速型液力耦合器工作油溫超標原因分析與對策

孫治忠 許明鵬 史萬敬

(金川集團股份有限公司化工廠)

大型二氧化硫鼓風機是冶煉煙氣制酸系統的關鍵設備。金川集團股份有限公司化工廠300kt/a制酸系統二氧化硫鼓風機采用西門子公司的SFO14型風機。由于冶煉系統煙氣波動大，制酸系統調節范圍較大，設計時該風機配套了WOITH公司的調速型液力耦合器，以適應冶煉煙氣的頻繁調節。但在實際運行中調速型液力耦合器工作油溫高，尤其夏季運行時油溫接近報警值運行，甚至多次發生工作油溫高跳車的事故。而長期高油溫運行會減少設備和油脂的使用壽命。針對該問題，筆者從滑差損失特性和風機入口氣體負沖角的對流損失兩方面進行了分析，有效解決了工作油溫高的問題。

1 滑差損失對工作油溫的影響

液力耦合器是以液體為工作介質實現動力傳遞的一種液力聯軸器。驅動輪稱為泵輪，被驅動輪稱為渦輪。泵輪和渦輪組成一個可使液體循環流動的密閉工作腔，泵輪裝在輸入軸上,渦輪裝在輸出軸上，動力機(內燃機及電動機等)帶動輸入軸旋轉時，液體被離心式泵輪甩出。這種高速液體進入渦輪后即推動渦輪旋轉，將從輸入軸獲得的能量傳遞給輸出軸，最后液體返回泵輪，形成周而復始的流動(圖1)。

圖1 調速型液力耦合器示意圖

液力耦合器輸入軸與輸出軸間靠液體驅動，工作構件間不存在剛性聯接，可消除沖擊和振動。液力耦合器輸出扭矩等于輸入扭矩減去摩擦力矩，故輸出扭矩恒小于輸入扭矩，輸出轉速恒低于輸入轉速，兩者之間的轉速差帶來的功率損失稱為轉差損失，也叫滑差損失。兩軸的轉速差隨載荷的增大而增加，一般液力耦合器正常工況的轉速比在0.95以上時可獲得較高的效率。

設泵輪轉速為N1，渦輪轉速為N2，則轉速差S=N1-N2，速比v=N2/N1，泵輪輸入功率P1=(P2N1)/N2，計算滑差損失功率ΔP=P2×(N1-N2)/N2。根據相似原理電機額定功率與輸出轉速的三次方成正比，電機額定功率下的轉速為泵輪轉速，因此P2=P×(N2/N1)3，將v=N2/N1代入求解得：ΔP=P×(v2-v3)。進行微分計算得出當輸出轉速是輸入轉速的2/3時，液力耦合器滑差損失功率最大，工作油溫最高。

300kt/a制酸系統中的二氧化硫鼓風機最大設計流量為16.5萬Nm3/h，總裝機容量為5 500kW，配套液力耦合器輸入轉速為4 697r/min，最大輸出轉速為4 557 r/min，最大負荷時滑差率2.9%。在實際運行過程中工作油溫居高不下，夏季最高溫時工作油溫110℃(120℃報警)，長期高溫運行導致泵輪、渦輪內部油脂碳化，影響風機整體性能和壽命。

由于液力耦合器內部工作油為單獨循環回路，所有工作油均通過工作油冷卻器進行降溫、循環，在不考慮設備散熱損失和靜壓損失的情況下，可近似的將工作油冷卻器所帶走的熱量看作是滑差損失產生的熱量，根據Q=SAΔt計算實際的滑差發熱量，其中S為傳熱系數，A為換熱面積，得出表1數據。

表1 SFO14型風機2013年的部分運行參數

分析表1數據可知：風機在70%～97%負荷區域運行時，液力耦合器輸出轉速偏低(30%～67%)，與風機設計負荷不匹配，也就是說在一定轉速下風機實際負荷高于設計工況點的負荷；當輸出轉速約為輸入轉速的2/3時，滑差損失產生的熱量最大，損失功率為 512kW，損失率高達10%。

一般來講液力耦合器在設計時會將最大滑差損失考慮在內，但該風機工作油溫過高，甚至多次發生油溫高跳車的事故，其主要原因為液力耦合器選型過大，造成實際負荷高于設計負荷，勺管室內部循環油量不足，多余的熱量沒有被帶走，熱量集聚促使油溫升高。

2 風機入口氣體沖角對耦合器滑差損失的影響

離心風機在設計時一般要保證設計工況點的氣體進口角度與葉輪進口安裝角一致，當風機工況運行點偏離設計工況點時，進口氣體與葉輪安裝角發生偏離，氣體進口角大于葉輪安裝角為正沖角，小于安裝角時為負沖角，無論是正沖角還是負沖角都會降低風機運行性能。圖2為風機入口速度三角形的簡化圖。

為便于計算，假設氣體在風機葉輪中沒有流動損失和機械摩擦損失，設氣體入口流量為Q(m3/s)，氣體密度為ρ(kg/m3)，氣體入口處半徑為R，則正沖角時氣體在葉輪入口處的動量矩為：

M1=Qρcu1R

負沖角時入口動量矩為：

M2=Qρcu2R

分析圖2可知，正沖角時氣體在葉輪中絕對速度的圓周徑向分量(cu1=c1×cosα) 要大于負沖角時的圓周徑向分量(cu2=c2×cosα)，正沖角時氣體渦流發生在吸力面，也就是葉輪的非工作面，負沖角時渦流發生在葉輪的壓力面，也就是工作面，因此，正沖角時的對流損失要小于負沖角的對流損失。

當風機實際工況流量低于設計工況流量時，氣體進入葉輪產生正沖角，此時氣體圓周方向的有效分量被降低，對流損失比無沖角時增大，風機同等負荷情況下葉輪做功增加，所需軸功率增大，風機的性能曲線被偏移。

當風機實際工況流量高于設計工況流量時，氣體進入葉輪產生負沖角，此時氣體圓周方向的有效分量被降低，但降低幅度高于正沖角時的幅度，同等負荷下對流損失增大，風機的性能曲線更大幅度地向大流量方向偏移。同時，液力耦合器在一定輸出轉速下功率損耗增加，工作油溫升高，當熱量不能被工作油循環帶走時，風機會發生油溫高跳車的事故。

圖2 正、負沖角下氣體入口速度三角形

3 原因分析

結合滑差損失的分析和葉輪氣體沖角的分析可知， SFO14型風機配套調速型液力耦合器的工作油溫過高的原因為：

a. 風機實際負荷與液力耦合器轉速不匹配。液力耦合器選型過大，導致風機的實際運行負荷高于設計工況點的負荷，負荷增加則所需的液力耦合器輸出功率增大。也就是說，在一定轉速下，由于風機的負荷增大，輸出功率增大，但勺管室內部循環油量不變，熱量不能及時被工作油帶走，工作油溫升高。

b. 液力耦合器選型過大。風機的實際運行負荷高于設計負荷，氣體進入葉輪形成負沖角，而負沖角的渦流形成于葉輪工作面，沖擊損失較大，導致風機軸功率進一步增加，所需液力耦合器輸出功率更大，風機的性能曲線向大流量方向偏移。也就是說，一定負荷下，由于氣體對流損失增大，風機流量和揚程降低，在勺管室內部循環油量不變的情況下，風機輸出轉速降低，液力耦合器速比降低，滑差損失增大。

4 應對策略

由于液力耦合器工作油溫高的原因是耦合器選型過大導致風機負荷與轉速不匹配，實際流量高于設計流量，致使勺管室內部循環油量不足，實際流量大于設計流量又導致了氣體進口形成負沖角，進一步促使了工作油溫的升高，可以通過以下方式解決：

a. 重新設計液力耦合器。將耦合器內部增速齒輪組進行改造，降低耦合器輸出轉速(輸出功率)，使風機負荷和轉速相匹配，以增加原負荷下勺管室內部的循環油量，多余的滑差損失熱量能及時被循環油帶走。當風機負荷和液力耦合器相匹配時，氣體進口沖擊損失被減弱或消失，工作油溫降低，同時電機運行電流也隨之降低。

b. 消除氣體進口的負沖角。在進口安裝入口導葉，可使入口氣體在進入葉輪前產生與葉輪旋轉方向相同的預旋轉，以補償進口速度三角形中的圓周方向分量，使進口速度三角形與設計工況下的速度三角形相似，從而提高入口氣體的動量矩，降低液力耦合器在原負荷下的輸出功率，降低工作油溫。入口導葉對進口速度三角形的補償作用如圖3所示。

由圖3可以看出，入口導葉的預旋作用使氣體提前旋轉，在進入葉輪后相對于無預旋轉可增加一個cu1的徑向分量，以抵消氣體在偏離設計工況點運行的沖角。且增加入口導葉配置的投資僅是液力耦合器改型的20%。

圖3 入口氣體速度三角形

對SFO14型風機加裝了入口導葉配置，根據滑差損失原理，重新研究了耦合器調速控制和入口導葉控制的聯合控制方式。SFO14型風機配套的液力耦合器輸入轉速為4 697r/min，最大滑差損失發生在3 131r/min，為避開該滑差損失位置，將液力耦合器最低轉速控制在3 500r/min，通過入口導葉進行流量調節，隨著入口導葉開度逐漸增加，輸出功率逐漸增大，輸出轉速將逐步減小，此時需要繼續調節勺管位置，始終保持液力耦合器輸出轉速為3 500r/min，通過這種調節方式，不但避開了耦合器最大滑差損失位置，并降低了原負荷下的輸出功率。加裝入口導葉后風機運行參數見表2。

表2 加裝入口導葉后風機運行參數

對照比較表2和表1數據得出，安裝入口導葉后，風機液力耦合器的工作油溫大幅度下降，(最大降幅40℃)，電機電流在相似負荷下下降了45A，工作油冷卻器的進出口油溫差下降，不但降低了工作油溫和工作油冷卻器的負擔，同時降低了電機功率。加裝入口導葉前后在風機相似風量16.3萬Nm3/h和16.1萬Nm3/h負荷下，風機液力耦合器的滑差損失功率大幅度下降(幅度達到219kW)，耦合器滑差損失率約為5%。

5 結束語

在使用調速型液力耦合器時常會碰到工作油溫高的問題，筆者雖然分析了耦合器選型過大帶來的入口氣體的沖角問題和設計流量與設計轉速的匹配問題，但這只是其中一類原因，另外，當設計工況點的溫度、濕度及濃度等工藝條件變化時，依然會引起風機性能曲線的偏移，造成實際工況點與設計工況點偏移，對風機的穩定運行帶來不利。為了避免在調速型液力耦合器使用過程中經常出現工作油溫高的問題，在設計時盡量將速度控制與入口導葉控制相結合，入口導葉在改變風機性能曲線方面有很強的適應性，再加上耦合器的眾多優點，既能實現與實際工況點的匹配，同時又減少了功率消耗。