高壓水除鱗氣動管路的發熱分析與改進

劉彥川，張韞韜，雷亞勇

(秦皇島首秦金屬材料有限公司，河北秦皇島066326)

高壓水除鱗系統的工作原理是利用高壓水噴出時產生強大沖擊力和沖刷力，基體材料和氧化鐵皮層因冷卻收縮率不同而產生剪切力，水滲入基體材料和氧化鐵皮之間產生蒸汽膨脹爆裂，在鋼坯表面形成類似切削、爆破的效果，使氧化鐵皮破碎成小碎片并與鋼坯表面迅速脫離，按設定方向沖掉氧化鐵皮。

某公司4 300 mm 一期高壓水除鱗系統由營口流體集團設計，如圖1 所示。

圖1 高壓水除鱗系統示意圖

自投產以來，與壓力容器——氣水罐相連接的管道表面溫度有時高達70 ℃左右，遠高于壓力容器的出廠溫度最高值50 ℃，如圖2 所示。

圖2 與氣水罐連接的氣動管路

長期高溫使用，壓力容器的強度將下降，容易發生蠕變現象，加劇壓力容器內部防腐材料的剝落及內部的腐蝕，一定條件下會發生氫脆現象，直接影響到氣水罐的使用壽命，嚴重時甚至發生高壓泄漏，影響人生安全。

更換一個壓力容器，需要13 天左右完成吊裝、安裝、管路焊接、補氣過程，備件費用高達80 萬元。對于寬厚板生產線而言，壓力容器能否按照周期正常使用，直接關系到安全生產，影響到鋼板產量和質量。因此對氣動管路內部壓縮空氣過度發熱問題進行定量分析，提出具體的改進措施具有重大意義，為二期配套完善工程項目提供具有理論意義的指導方案。

1 高壓水除鱗系統的原理及設備參數

1.1 除鱗系統工作原理

如圖1 所示，除鱗蓄勢罐組是由1 個10 m3的氣水罐、2 個10 m3的氣罐組成。氣水罐的最高工作壓力為19.5 MPa，最低工作壓力為16 MPa。除鱗泵升降速由氣水罐壓力上、下限對耦合器進行控制。鋼坯經過一次除鱗箱時，1 號噴射閥組打開，高壓水噴射在鋼坯上進行一次除鱗，鋼坯離開除鱗箱咬入軋輥前，2 號噴射閥組打開，高壓水對鋼坯進行二次除鱗。氣水罐壓力在除鱗過程中迅速下降，當壓力降到下限時，耦合器的調速裝置——操作勺管徑向縮回，增加殼體內的油環厚度，即增加工作腔中的油量，耦合器輸出轉速提高，除鱗泵在耦合器控制下升速運行，向氣水罐補充高壓除鱗水。當氣水罐壓力達到設定上限時，耦合器的調速裝置——操作勺管徑向伸進，減小殼體內的油環厚度，即減小工作腔中的油量，耦合器輸出轉速降低，使除鱗泵在耦合器控制下降速運行，等待下一個除鱗周期。

1.2 除鱗系統設備參數

氣水罐的壓縮空氣是靠2 個氣罐提供，當磁浮子液位計的顯示達到5 水位時(即5.6 m 時) ，空壓機對氣罐進行補氣。2 個氣罐連接蓄勢器之間的管道為內徑65 mm 的無縫鋼管。高壓氣罐設備參數見表1，一次除鱗設備參數見表2，高壓離心泵參數見表3。

表1 高壓氣罐設備參數

表2 一次除鱗設備參數

表3 高壓離心泵參數

三通氣閘閥通徑為DN65 mm，管路具體參數如表4 所示。

表4 管路參數 mm

2 氣動管道的流速與溫度分析

2.1 管道流速分析

根據氣體動力學原理，壓縮空氣在管路流動過程中，壓力損失是引起管壁溫度變化的主要原因。文中分析的對象是1 號氣閘閥與氣水罐入口之間的一段垂直管路，該管路壓降變化表現在噴射閥組打開，對鋼坯進行除鱗的過程中。除鱗過程中，當氣水罐內部的水壓低于某一值時，除鱗泵和氣水罐同時供水。由于一次除鱗和二次除鱗的用水量不同，所以文中主要分析用水量最大的一次除鱗過程。

鋼坯通過一次除鱗箱時，從開始除鱗到除鱗結束，大約為7 s 左右，在除鱗泄壓過程中，氣罐中的壓縮空氣向氣水罐迅速流動。按照設計要求，氣水罐的壓力范圍為: pmax=19.5 MPa，pmin=16 MPa。

氣水罐釋放壓力的過程如圖3 所示。

圖3 氣水罐泄壓過程

p1= 19.5 MPa，p2= 16 MPa，V1= 1.739 2 m3(氣水罐5 水位時的容積參數)

假定在除鱗降壓過程中，氣水罐從高水位開始供水，則整個過程分兩部分解體考慮: 當氣水罐壓力由19.5 MPa 下降到16 MPa 時，內部體積先做等熵變化; 氣罐向氣水罐補氣時，氣體體積再一次做等熵變化［2］，氣壓由19.5 MPa 降到16 MPa。

第一個等熵變化過程:

p2=16 MPa，則V2=1.962 3 m3(V2為氣水罐內部體積做等熵變化后膨脹的體積) 。

氣水罐在7 s 內供水量為V排=Q·t=280 m3/h·7 s=1.08 m3，則氣水罐在除鱗完畢，水位下降后的氣體體積V3為:

則: V3=1.08 +1.739 2－1.962 3 =0.86 m3

補入氣體體積第二個等熵變化過程:

則: V補=0.746 6 m3

由此計算出7 s 內，管道AB 段內徑D =65 mm時，氣體流速v1為:

根據工程設計標準，車間內管道的壓縮空氣流速一般取v=10 ～15 m/s［1］，由此可見，氣水罐在工作過程中，氣動管道內部氣流速度遠遠超過工程設計極限，因此可判斷原除鱗氣動管路存在設計問題。

由式(3) 可以看出: 在現有工況不變的情況下，增大氣體流動面積，可有效減少管道內部的氣流速度。

4 300mm 一期項目投產之初，國內高壓氣閘閥的最大通徑為DN65 mm，營口流體設計的氣動管路的尺寸為φ89 mm ×12 mm，與氣水罐外接管路尺寸φ102 mm×18 mm，基本實現等徑連接，接頭處的壓力損失基本為0。

根據韋斯巴赫的實驗數據，氣水罐外接管路尺寸φ102 mm×18 mm 保持不變，氣動管路AB 段內徑過大，節流作用帶來的壓力損失將會影響到氣罐給氣水罐正常補壓。因此，選取合理的氣動管路內徑，最大程度降低因增粗管路帶來的壓力損失，是解決目前問題的關鍵因素。

若按照工程設計標準，氣流速度采用最高值15 m/s，氣體體積流量不變，則氣體管道內徑D≈95 mm; 氣流速度采用最低值10 m/s 時，則氣體管道內徑D≈116 mm。

因此合理的氣動管道內徑D 應該為:

為保證選取的管道內徑既能降低氣流速度，又能減少壓力損失，文中選取該范圍的中間數: D =105 mm，通過溫度分析，進一步優化內徑。

由此可見，合理選取管道內徑是降低氣體流速、減小壓力損失的方案之一。

2.2 管道內部溫度分析

增粗管道內徑后對氣動管道溫度變化的具體影響，以及選取的管道內徑D =105 mm 能否滿足壓力容器的設計溫度值是文中研究的關鍵問題。

根據傳熱學原理，管道內強制對流的換熱分析與一系列涉及流動及換熱的條件有關。對高壓水除鱗氣動管路內部氣流的溫度分析，首先需要對流動狀態進行判斷。在流體力學界，有層流與湍流之分，其分界點的臨界雷諾數Re=2 300。Re ＜2 300 為層流區，Re＞10 000 為旺盛湍流區，而一般認為2 300 ＜Re ＜10 000 的范圍是過渡區［3］。

2.2.1 層流換熱

對于管內層流換熱，一般采用齊德－泰勒公式來計算長度為l 的管道的平均Nu 數［3］:

式中: Nu 為努塞爾數，反映壁面上流體的量綱為一的溫度梯度;

Re 為雷諾數;

l 為管道特征長度;

d 為管道內徑;

ηf為按流體平均溫度計算的流體動力黏度;

ηw為按流體壁面溫度計算的流體動力黏度;

Pr 為普朗特數，反映流體中動量擴散與熱擴散能力的對比。

2.2.2 湍流換熱

對于管內湍流強制對流換熱，使用最廣的關聯式為迪圖斯－貝爾特(Dittus－Boelter) 公式［3］:

式中: Nu 為努塞爾數，量綱為一;

Re 為雷諾數;

加熱流體時，n=0.4;

Pr 為普朗特數，反映流體中動量擴散與熱擴散能力的對比。

設定2 個氣罐的壓縮空氣匯合到1 號三通氣閘閥時，溫度為T1，經過管道AB 段后，氣體溫度為T2。按照氣罐的設計要求，T2≤50 ℃。

根據氣動管路內部氣體的流動狀態，選擇合理的換熱關聯式，計算出管道內表面的傳熱系數，由此可分析出管道內徑變化時，其內壁表面溫度的動態變化差距。設定文中研究的壓縮空氣在經過管路AB 段前后，平均溫度為50 ℃左右，由文獻［3］附錄查詢氣體在50 ℃時的相關參數如表5 所示。

表5 文中研究氣體的相關參數

2.2.2.1 管道內徑D=65 mm 的傳熱系數

式中: v 為管路內部流速;

d 為管道內徑;

νf為運動黏度。

此時氣體流動狀態處于旺盛湍流區，湍流切應力(雷諾應力) 使得氣流溫度升高較快，計算該直徑大小內壓縮空氣的傳熱系數應采用關聯式(5) ，由此得出:

2.2.2.2 管道內徑D=105 mm 的傳熱系數

此時氣體流動狀態也處于旺盛湍流區，計算該直徑大小內壓縮空氣的傳熱系數同樣采用關聯式(5) ，由此得出:

2.2.3 三通氣閘閥前后溫差變化

管道BC、CD 段內徑為90 mm，氣罐到氣閘閥的管道內徑為65 mm，DN65 mm 的氣閘閥開口度達到最大。因此，在氣水罐補氣過程中，壓縮空氣經過3號氣閘閥，在CD 段流動時是一個擴張段形式，氣體在這段管路中是體積膨脹的過程，對氣流溫度影響較小。氣體從CD 段管道流向2 號氣閘閥時，是一個節流過程，這個過程氣流不做功，由于局部受阻，會有壓力降產生。節流過程認為是絕熱，但有摩擦，所以節流過程可以看作是一個絕熱熵增過程，節流前后的焓近似不變，所以節流前后溫度變化不大。

因此，在氣動管路的內徑變化時，氣體從氣罐開始給氣水罐補氣的過程中，經過1 號氣閘閥的出口溫度T1相同，管道內壁溫度與氣體平均溫度差也保持不變，則由熱平衡方程式可計算出內徑改變前后管路內壁表面溫度的動態變化差距。

氣流管道的熱平衡方程［3］為:

式中: ΔT 為管道內壁溫度與氣體平均溫度差;

A1為一定長度管道的內表面面積(A1=π·D·L) ;

D 為管道內徑;

L 為管道長度;

A 為管道橫截面積;

T2為氣動管路出口溫度;

T1為氣動管路入口溫度;

CP為比熱系數。

根據前面小節計算的傳熱系數，由熱平衡方程關聯式(6) 可得:

管路內徑D=65 mm 時，氣流出口溫度:

同理可得，管路內徑D =105 mm 時，氣流出口溫度T3為:

整理關聯式(7) 、(8) ，可得到管道直徑改變前后，管道內氣流出口溫度的變化函數關系:

當管路內徑D 為65 mm、出口溫度為70 ℃時，則:

若經過1 號氣閘閥溫度為30 ℃，則

根據關聯式(9) ，可計算出管路內徑D 為105 mm 時的出口溫度T3:

簡化為攝氏度，則t3為:

綜上所述，當選取管道內徑D=105 mm，出口溫度為38.9 ℃，完全滿足壓力容器的溫度要求。同理可得，管道內徑D =95 mm，氣動管路出口溫度接近60 ℃。由此可見，保證壓力容器溫度要求的合理管道內徑近似在100 mm 左右。

由此可見，氣動管路的直徑變化直接影響到壓縮空氣對管道內部的傳熱系數。直徑越大，傳熱系數越小，同等入口溫度下，出口氣流溫度變化差異越小。

3 氣動管路的改進措施

結合文中對高壓除鱗系統氣動管路發熱問題的理論分析及結論，2010年4月，在首秦公司4 300 mm二期配套升級改造工程中，對一期高壓水除鱗系統氣水罐的氣動管路進行增粗改造。

一期工程設計之初，高壓三通氣閘閥的國標最大值為DN65 mm。目前，國內高壓三通氣閘閥的標準最大值為DN80 mm。因此，二期工程中，除鱗蓄勢罐選用了國標最大通徑的高壓氣閘閥，與管道尺寸實現等徑連接，減少氣閘閥局部壓力損失，如圖4 所示。

圖4 改造后的三通氣閘閥

4 結論

運用空氣熱力學、流體力學、傳熱學等方法，對高壓水除鱗系統氣動管路的發熱問題進行理論分析。通過分析得出: 管道內的氣流速度超過了一般工程設計標準，管壁氣溫升高的主要原因在于其內部氣流速度過快所致。通過選取合理的管道內徑、選用開口度較大的高壓三通氣閘閥(DN80 mm) ，有利于降低管道內表面溫度，保證壓力容器的內部溫度不超過50 ℃。

目前，氣水罐壓縮空氣管路的外表溫度在改造后，穩定在40 ℃左右，保證了壓力容器在正常、合理的周期內安全使用。研究結果與實踐表明: 文中的理論分析對改造工作具有指導意義，為特種設備的安全使用提供了基礎性保障。

［1］路甬祥．液壓氣動技術手冊［M］．北京: 機械工業出版社，2004:770－785，938．

［2］崔凱．粗軋機高壓水除鱗系統的改造［J］．機床與液壓，2007，35(10) :208－209．

［3］楊世銘．傳熱學［M］．北京: 高等教育出版社，2006:45－427．