煤礦空壓機余熱綜合利用系統優化設計研究

楊 允，向艷蕾

(1.中煤科工清潔能源股份有限公司，北京 100013；2.中煤科工(天津)清潔能源研究院有限公司，天津 300467)

0 引 言

空壓機是煤礦壓風系統的主要設備，為生產提供空氣動力，為瓦斯突出礦井的壓風自救系統供氣，是煤礦安全生產的重要保障。研究表明，空壓機在運行過程中，大量的電能被轉化成熱能后以風冷或水冷的形式排放到大氣中，導致大量能源被浪費的同時還加重了溫室效應[1-4]。合理回收利用空壓機余熱是煤礦節能減排的有效方式。

目前，諸多學者已開展了空壓機余熱利用技術的研究[5-9]。但研究存在以下三個問題:① 未充分研究空壓機工作過程中的能量轉化-傳遞機理，對空壓機熱回收原理不清楚，往往導致熱回收機組選型不合適，影響系統運行效率和經濟性；② 系統結構簡單，余熱利用方式單一，未考慮建筑采暖、吊籃衣物烘干等其它用熱需求，補充、保障熱源也只是簡單考慮傳統鍋爐技術；③ 系統優化配置和運行研究較少，導致系統經濟、節能、減排等優勢沒有充分發揮，而實際上，能源系統優勢的充分發揮必須建立在合理優化配置和運行的基礎之上，也就是在項目實施前，合理確定系統結構與形式，優化選擇主要設備的容量、臺數、運行規律[10-14]。

筆者建立了空壓機工作過程能量轉化-傳遞模型，深入研究了空壓機余熱利用原理，提出了一種可滿足洗浴水制取、建筑采暖、吊籃衣物烘干等多種用熱需求的空壓機余熱綜合利用系統，并利用混合整數線性規劃方法構建了系統優化配置和運行模型。以山西省晉城市某煤礦為對象，開展了案例應用研究，并從經濟、能源利用、環境影響等角度與傳統燃煤鍋爐技術進行了比較。

1 空壓機余熱回收原理

空壓機種類很多，其中水冷噴油螺桿空壓機在煤礦應用最為廣泛。噴油螺桿空壓機主要由空氣濾清器、電動機、機體、油氣分離器、溫控器、油過濾器、油冷卻器、空氣冷卻器等部分組成。空壓機工作過程中會產生由潤滑油和壓縮空氣組成的高溫高壓油氣混合物。油氣混合物溫度通常在80 ℃～100 ℃之間，如果熱量不及時排走，潤滑油會受熱乳化失去潤滑作用，造成空壓機內部溫度急劇升高而停機，更嚴重時潤滑油會碳化，導致陰陽轉子無法被潤滑而磨損。油氣混合物從機體內流出后經止回閥進入到油氣分離器筒內進行油、氣分離。分離出的潤滑油進入油冷卻器內冷卻，將熱量傳遞給循環冷卻水，最后通過冷卻塔散發到大氣中。冷卻后的潤滑油進入油過濾器過濾后，再回到機體內被循環使用。當油氣分離器內的空氣壓力達到設定值時，壓力維持閥開啟，壓縮空氣進入空氣冷卻器冷卻。冷卻后的壓縮空氣經冷凝液分離器分離后，再經排氣裝置排出，最后通過管道送入井下使用。

1.1 空壓機工作過程能量轉化-傳遞模型

除機械摩擦損耗外，電動機所耗電能全部轉化為驅動軸的機械能(也叫軸功)，即：

W=Ws+Qds

(1)

其中，W為電動機的功率，kW；Ws為實際壓縮過程所需軸功，kW；Qds為電動機的機械摩擦損耗熱量，kW。

電動機的機械摩擦損失用機械效率來表征，即:

Qds=W(1-ηD)

(2)

其中，ηD為電動機的機械效率。

在理論壓縮過程中，壓縮所耗軸功一部分用于增加氣體的焓，一部分轉化為熱能向外界放出。鑒于吸氣口和排氣口高度差與空氣流速差均很小，忽略空氣重力位能和宏觀動能的變化，根據理想氣體狀態方程和熱力學第一定律，理論壓縮過程軸功為[15]:

W′s=m(h2-h1)+Qs=0.287

(3)

其中，W′s為理論壓縮過程所需軸功，kW；m為空氣質量流量，kg/s；h2為壓縮過程終了空氣的焓，kJ/kg；h1為壓縮過程初始空氣的焓，kJ/kg；Qs為壓縮過程向外界放出的熱能，kW；0.287為空氣的氣體常數，kJ/(kg·K)；n為多變指數；T1為壓縮過程初始空壓的溫度，K；T2為壓縮過程終了空氣的溫度，K。

在實際運行中，為減少軸功并增加運行可靠性，壓縮過程都盡可能采用冷卻措施，力求接近定溫壓縮。但由于擾動、摩擦等不可逆因素的存在，實際壓縮過程比理論壓縮過程所需軸功要多[15]，即:

Ws=W′s/ηT

(4)

其中，ηT為空壓機的定溫效率。

空壓機軸功有4個去向:① 設備外表面散熱量；② 空氣冷卻器內被循環冷卻水帶走的熱量；③ 空氣自身帶出的熱量；④ 油冷卻器內被循環冷卻水帶走的熱量，即:

Ws=Qbs+Qks+Qkq+Qys

(5)

其中，Qbs為設備外表面散熱量，kW；Qks為空氣冷卻器內被循環冷卻水帶走的熱量，kW；Qkq為空氣自身帶出的熱量，kW；Qys為油冷卻器內被循環冷卻水帶走的熱量，kW。

設備外表面散熱主要包括機體、油氣分離器及其管路、油冷卻器、空氣冷卻器等四大部件外表面的散熱，即:

Qbs=Qjt+Qyt+Qyl+Qkl

(6)

其中，Qjt為機體外表面散熱量，kW；Qyt為油氣分離器及其管路外表面散熱量，kW；Qyl為油冷卻器外表面散熱量，kW；Qkl為空氣冷卻器外表面散熱量，kW。

部件外表散熱屬于傳熱過程，散熱量可根據傳熱方程確定[16]，即:

Q=kAΔT

(7)

其中，Q為部件外表面散熱量，kW；k為部件表面傳熱系數，kW/(m2·K)；A為部件外表面散熱面積，m2；ΔT為部件外表內外兩側冷熱流體平均溫差，K。

空壓機工作過程實際吸入的空氣均含有水蒸氣，即為濕空氣。除空氣冷卻器外，其它部件內水蒸氣冷凝量均可忽略不計。對空氣冷卻器應用能量守恒定律，有:

ma(hB-hC)=Qkl+Qks+Qln

(8)

其中，ma為濕空氣中干空氣質量流量，kg干空氣/s；hB為空氣冷卻器入口(圖1所示B點)濕空氣的焓，kJ/kg干空氣；hC為空氣冷卻器出口(圖1所示C點)濕空氣的焓，kJ/kg干空氣；Qln為在空氣冷卻器內濕空氣中水蒸氣冷凝放出的熱量，kW。

圖1 噴油螺桿空壓機余熱回收工作流程圖[18]Fig.1 Flow chart of waste heat recovery of oil injection screw air compressor

濕空氣的焓為干空氣焓和水蒸氣焓的總和[17]，即:

h=1.01T+d(2 501+1.85T)

(9)

其中，h為濕空氣的焓，kJ/kg干空氣；1.01為干空氣的平均定壓比熱，kJ/(kg干空氣·K)；T為濕空氣的溫度，K；d為濕空氣的含濕量，kg水蒸氣/kg干空氣；2 501為0 ℃水的汽化潛熱，kJ/kg水蒸氣；1.85為水蒸氣的平均定壓比熱，kJ/(kg水蒸氣·K)。

濕空氣的含濕量為[16]:

d=0.622φps/(p-φps)

(10)

其中，φ為濕空氣的相對濕度，%；ps為水蒸氣的飽和分壓力，Pa；p為濕空氣的絕對壓力，Pa。

空氣冷卻器內濕空氣溫度一般在40 ℃～80 ℃之間，水蒸氣冷凝放出的熱量為:

Qln=ma(dB-dC)γ

(11)

其中，dB為空氣冷卻器入口濕空氣的含濕量，kg水蒸氣/kg干空氣；dC為空氣冷卻器出口濕空氣的含濕量，kg水蒸氣/kg干空氣；γ為飽和水的汽化潛熱，40 ℃時為2 407，80 ℃為2 309，kJ/kg水蒸氣。

由式(8)可得出空氣冷卻器內被循環冷卻水帶走的熱量為:

Qks=ma(hB-hC)-Qbs,kl-Qln

(12)

空氣自身帶出的熱量為圖1所示C點相對A點增加的顯熱量，即:

Qkq=ma[1.01(TC-TA)+1.85dC(TC-TA)]

(13)

其中，TC為C點濕空氣溫度，K；TA為A點濕空氣溫度，K。

由式(1)和式(5)可得出油冷卻器內被循環冷卻水帶走的熱量為:

Qys=W-Qds-Qbs-Qks-Qkq

(14)

1.2 空壓機余熱回收方式

空壓機可回收利用的熱量包括三部分:空氣冷卻器內被循環冷卻水帶走的熱量、油冷卻器內被循環冷卻水帶走的熱量和空氣冷卻器內濕空氣中水蒸氣冷凝放出的熱量，即:

Qhs=Qks+Qys+Qln

(15)

其中，Qhs為空壓機可回收利用的總熱量，kW。

以山西省晉城市某煤礦水冷噴油螺桿空壓機為例進行熱量計算，該空壓機電動機的功率為375 kW，其它參數見表1。

表1 山西省晉城市某煤礦水冷噴油螺桿空壓機參數Table 1 Parameters of water-cooled oil injection screw air compressor in a coal mine in Jincheng,Shanxi Province

工作過程熱量計算結果見表2。可看出:可回收利用總熱量為337.2 kW，占電動機功率的89.9%；在三種可回收利用的熱量中，油冷卻器內高溫潤滑油冷卻散出的熱量占比最高，占可回收利用總熱量的82.3%。因此，在油氣分離器后加裝熱回收機組，回收高溫潤滑油中的熱量用于加熱循環水是最有效的熱回收方法，其工作流程如圖1所示。

表2 山西晉城某煤礦水冷噴油螺桿空壓機熱量計算結果Table 2 Thermal calculation results of a water-cooled oil injection screw air compressor in a coal mine in Jincheng,Shanxi Province

為提高安全系數，將熱回收機組與原冷卻系統串聯。潤滑油在熱回收機組內冷卻降溫后進入溫控器利用感溫元件檢測油溫，如果油溫高于設定值，潤滑油應先進入油冷卻器進一步冷卻降溫，然后再進入油過濾器經過濾后再通往機體；如果油溫低于設定值，潤滑油無需進一步冷卻，直接進入油過濾器經過濾后通往機體。

2 空壓機余熱綜合利用系統

考慮煤礦洗浴水制取、建筑采暖、吊籃衣物烘干等用熱需求，提出一種空壓機余熱綜合利用系統，流程如圖2所示。

圖2 空壓機余熱綜合利用系統流程圖Fig.2 Flow chart of air compressor waste heat comprehensive utilization system

該系統主要由熱回收機組、空氣源熱泵、高效防垢換熱器和新風機組構成[19]。利用熱回收機組回收空壓機潤滑油熱量來制取45 ℃～60 ℃軟化循環水，一部分通入高效防垢換熱器加熱自來水，制取40 ℃～45 ℃自來水供職工洗浴；一部分通入新風機組加熱新風，制取40 ℃左右新風，利用風道通入吊籃區域來烘干職工衣物；剩余部分作為采暖水用于建筑采暖。空氣源熱泵以電為驅動能源，以大氣作為低溫熱源制取45 ℃～60 ℃軟化循環水，用作補充、備用熱源。

3 空壓機余熱綜合利用系統優化配置運行

3.1 設計熱負荷

建筑采暖設計熱負荷的計算公式見式(16)。

Qcn=Sq×10-3

(16)

其中，Qcn為建筑采暖熱負荷，kW，在沒有建筑采暖熱負荷的時段此值為0；S為采暖建筑物的建筑面積，m2；q為建筑采暖熱指標，W/m2。

洗浴水設計熱負荷如下:

Qxy=cxsmxs(Tsh-Tsq)

(17)

其中，Qxy為洗浴水熱負荷，kW，在沒有洗浴水熱負荷的時段此值為0；cxs為自來水定壓比熱容，取4.186kJ/(kg· ℃)；mxs為洗浴水用量，kg/s；Tsh為洗浴水供水溫度， ℃；Tsq為自來水加熱前的溫度， ℃。

吊籃衣物烘干設計熱負荷如下:

Qhg=cxfρxfVxf(Txh-Txq)

(18)

其中，Qhg為衣物烘干熱負荷，kW，在沒有衣物烘干熱負荷的時段此值為0；cxf為新風定壓比熱容，取1kJ/(kg· ℃)；ρxf為新風密度，按新風加熱前后平均溫度對應的密度取，kg/m3；Vxf為新風體積流量，m3/s，根據運行經驗每個吊籃需3.5 m3/h新風量；Txh為新風加熱后的溫度， ℃；Txq為新風加熱前的溫度， ℃。

3.2 優化配置和運行模型

3.2.1目標函數

從經濟最優角度，以年總費用最低為目標函數。總費用包括電費、維護費、初投資年等值費(初投資包含設備費和工程費)、人工費，即:

(19)

其中，Z為系統年總費用，元/a，連續變量；i為主要設備種類，系統中共有I(I= 4)種主要設備，包括空氣源熱泵KR、新風機組XF、熱回收機組RH、高效防垢換熱器BH，其它設備均被定義為輔助設備；k為時段，全年總共劃分為K個時段；φ為電價，元/kWh；D為每個時段全年持續的時間，h/a；xKR為空氣源熱泵的輸入電功率，kW，連續變量；xFZ為包括水泵、風機在內的耗電輔助設備的輸入電功率，kW，與總熱負荷(即建筑采暖熱負荷、洗浴水熱負荷、吊籃烘干熱負荷之和)大小有關，根據工程經驗取0.05 kW/(kW熱負荷)；α為年維護費與初投資年等值費的比值，根據運行經驗取30%；β為年人工費與初投資年等值費的比值，根據運行經驗取60%；γ為工程費與設備費的比值，根據工程經驗取60%；τ為輔助設備(含安裝)費與主要設備(含安裝)費的比值，根據工程經驗取40%；R為資本投資回收系數，R=r(1+r)τ/((1+r)τ-1)，r為貸款年利率，τ為設備使用年限，r、τ的取值分別為5%、15年；c為主要設備單位容量成本(含安裝)，元/kW；M為主要設備的總容量，kW，連續變量。

3.2.2約束條件

約束條件包括三類:主要設備容量約束、主要設備運行特性約束和系統能流平衡約束，具體如下:

(1)主要設備容量約束。因空氣源熱泵投資和運行費用均比熱回收機組高，應優先考慮配置熱回收機組。熱回收機組的臺數和容量取決于空壓機臺數、性能和運行規律，每臺空壓機配套一臺熱回收機組，容量取決于油冷卻器內高溫潤滑油冷卻散出的熱量。此外，還考慮機組長期運行后因表面結垢、起泡而導致出力衰減的情況，則有:

(20)

如果熱回收機組總容量高于所有時段總熱負荷，無需安裝空氣源熱泵，否則需要安裝空氣源熱泵，其容量取決于各時段的最高總熱負荷，由于其為標準設備，容量和臺數需考慮市場現有容量，并盡量保證設備在高負荷率下運行。此外，空氣源熱泵含動力部件，還需考慮設備維護、檢修，應備用1臺～2臺。即:

(21)

新風機組為非標準設備，可自行設計制造，其容量根據吊籃衣物烘干熱負荷確定，臺數無需考慮備用，一般選擇1臺。此外，還考慮機組長期運行后因表面結垢、起泡而導致出力衰減的情況，則:

(22)

高效防垢換熱器為非標設備，也可自行設計制造，其容量根據洗浴水熱負荷確定，臺數無需考慮備用，但需考慮補水閥門的維護、檢修，一般選擇2臺。此外，還考慮換熱器長期運行后因表面結垢、起泡而導致出力衰減的情況，則有:

(23)

(2)主要設備運行特性約束。熱力設備的出力(輸出能量功率)與輸入能量功率近似呈線性關系[10]，為充分保證設備運行效率，同種設備所有運行機組平攤出力(即任意時刻同種設備所有運行機組的負荷率相同)，則有如下約束:

(24)

(3)系統能流平衡約束。系統能流平衡包含空壓機潤滑油熱量平衡、軟化循環水熱量平衡、吊籃烘干熱量平衡、洗浴水熱量平衡。

空壓機潤滑油熱量平衡如下:

(25)

其中，xrh為熱回收機組的輸入熱量功率，kW，連續變量。

軟化循環水熱量平衡如下:

(26)

其中，ykr為空氣源熱泵的輸出熱量功率，kW；yrh為熱回收機組的輸出熱量功率，kW；xxf為新風機組的輸入熱量功率，kW，連續變量；xbh為高效防垢換熱器的輸入熱量功率，kW，連續變量。

吊籃烘干熱量平衡如下:

(27)

其中，yxf為新風機組的輸出熱量功率，kW。

洗浴水熱量平衡如下:

(28)

其中，ybh為高效防垢換熱器的輸出熱量功率，kW。

約束條件式(20)～式(28)及目標函數式(19)構成了優化配置和運行模型，為線性規劃模型，采用單純形算法進行求解即可。

4 案例應用實例分析

4.1 外部應用條件

以山西省晉城市某煤礦為應用對象。該煤礦有4臺水冷噴油螺桿空壓機，兩用兩備，全年平均運行負荷率為80%，空壓機參數及熱量計算結果分別見表1和表2。

根據現場調研，礦區實際用能需求包括:

(1)洗浴水制取(自來水加熱前溫度為10 ℃，洗浴水供水溫度取42 ℃)，每天用量350 t，全年365 d供應；

(2)浴室采暖，建筑面積為2 824 m2，采暖時間為每年10月1日～次年3月31日，每天24 h供暖；

(3)吊籃衣物烘干，共3 500個吊籃，烘干時間為全年365天，每天24 h。采用第2節提出的空壓機余熱綜合利用系統替換4t/h燃煤鍋爐，滿足以上用能需求。

根據煤礦用能特點及晉城市氣候特征，將全年劃分為春I(4、5月)、春II(3月)、夏(6、7、8月)、秋I(9月)、秋II(10、11月)、冬(12、1、2月)等6個時段，每個時段全年持續時間和熱負荷見表3。

表3 6個時段全年持續時間和熱負荷Table 3 Annual duration and thermal load for six periods

系統主要設備計算參數見表4。

表4 主要設備計算參數Table 4 Calculation parameters of main equipment

4.2 配置和運行優化計算結果

采用第3節所述方法，根據公式(19)～(28)進行系統優化配置和運行計算。主要設備臺數、容量見表5，其中空氣源熱泵安裝6臺、總容量540 kW，新風機組、熱回收機組、高效防垢換熱器總容量分別為125 kW、1 148 kW和544 kW。

表5 系統優化配置計算結果Table 5 Calculation results of system configuration optimization

空氣源熱泵全年開機運行，各時段出力、運行臺數、運行負荷率的優化運行規律如圖3所示。空氣源熱泵出力在130 kW～411 kW之間，秋I最低，春II最高，全年平均出力為270 kW。空氣源熱泵運行臺數為2臺～5臺，其中，夏、秋I開啟2臺，春I開啟3臺，秋II開啟4臺，春II、冬開啟5臺。空氣源熱泵運行負荷率在72%～92%之間，秋I最低，春II最高，全年平均運行負荷率為84%。

圖3 空氣源熱泵在不同時段內優化運行規律Fig.3 The optimized operation law of air source heat pump in different time periods

新風機組全年開機運行，出力和運行負荷率取決于吊籃烘干熱負荷，全年平均出力為87 kW，全年平均運行負荷率為54%。熱回收機組運行規律取決于空壓機運行規律，全年運行2臺，出力為459 kW，運行負荷率為64%。高效防垢換熱器運行規律取決于洗浴水熱負荷，全年運行2臺，出力為543 kW，運行負荷率為80%。

4.3 系統綜合評價

在最優配置下，系統初投資為392萬元，其中，主要設備費175萬元、輔助設備費70萬元、工程費147萬元。按最優規律運行，系統年總費用為135.6萬元，具體明細見表6，其中電費占比最高，達到47.3%；其次為初投資年等值費用，占比為27.7%。

表6 空壓機余熱綜合利用系統年總費用明細Table 6 Details of annual total cost of air compressor waste heat comprehensive utilization system

上述案例原方案采用燃煤鍋爐。據2017年統計數據，當年浴室采暖和洗浴水制取消耗4 681 t煤炭，若考慮吊籃衣物烘干，還需消耗443 t煤炭；當年煤價700元/t，原方案年總費用為467.5萬元，具體明細見表7。

表7 燃煤鍋爐方案年總費用明細表Table 7 Details of annual total cost of coal-fired boilers

綜上所述，與原燃煤鍋爐方案相比，空壓機余熱綜合利用系統在經濟、節能、減排方面具有顯著的優勢，具體如下:

(1)初投資增加326萬元，但運行費用(年總費用扣除初投資年等值費用)節省78.7%，每年節省363.1萬元，增加的初投資在1年內可收回。

(2)充分利用空壓機潤滑油中的余熱，僅需消耗少量電能，不需消耗天然氣、煤炭等一次能源，每年節省4 758 t標準煤。

(3)無直接污染物排放，按1t標準煤燃燒產生2.62 tCO2、8.5 kgSO2、7.4 kgNOx計算，每年CO2減排12 466 t、SO2減排40 t、NOx減排35 t。

本案例2018年5月22日開工建設，8月22日全部建成投產，主要設備配置和系統運行策略按4.2節計算結果執行，系統初投資及2019年總費用與上述計算結果一致，驗證了第1節和第3節所述方法的可行性和有效性。

5 結 論

筆者建立了空壓機工作過程能量轉化-傳遞模型，深入研究了空壓機余熱回收原理。考慮煤礦洗浴水制取、建筑采暖、吊籃衣物烘干等整體用熱需求，提出了1種空壓機余熱綜合利用系統，該系統采用空氣源熱泵為補充、備用熱源，充分利用余熱和可再生能源，能夠最大限度減少對化石能源以及電能依賴，并降低排放。

隨后，采用基于模型的數學規劃方法，發展了1種空機余熱綜合利用系統優化配置和運行模型，該模型能夠實現主要設備種類、臺數、容量及運行規律的同步優化，并得到系統經濟、熱力、環境等綜合性能，可為業主提供決策參考、為設計提供選型依據，并為運行策略制定提供指導。

最后，將空壓機余熱綜合利用系統及其優化配置和運行模型應用于山西省晉城市某煤礦，開展案例研究。結果驗證了計算模型和方法的可行性和有效性，同時表明，與傳統燃煤鍋爐技術相比，該系統在經濟、節能、減排方面具有顯著的優勢，適合在煤礦推廣應用。