基于蒸汽壓差驅動的高轉速壓縮空氣供應系統設計

羅海華 方昌勇 孫士恩王俊偉

（1.浙江浙能技術研究院有限公司，浙江 杭州 311121；2.浙江浙能蘭溪發電有限責任公司，浙江 金華 321102）

0 引言

當前，我國現代化產業園區規模日益增長。據統計，我國已有國家級和省級工業園區近2 500家，園區所積聚企業數量從十幾家至幾千家不等。盡管園區已進行企業功能劃分，但企業類型不同，造成企業用能需求存在差異。以蒸汽和壓縮空氣為例，現有供應模式多為通過電廠集中供汽結合自購電動螺桿空壓機方式[1-3]。然而，上述方式存在一系列問題：蒸汽集中供應管道設計時，通常按照園區最高蒸汽壓力進行設計，造成一半左右的企業存在蒸汽壓力不匹配的問題，需通過減溫減壓裝置調整蒸汽壓力，降低蒸汽品位等級，以最終滿足產能需求；而電動螺桿空壓機存在轉化效率低、電耗高、維護成本高等問題，且產生的含油廢水處置困難，會對生態環境造成危害。

基于上述背景，本文設計了撬裝式空壓機系統并對其核心部件進行了介紹，以利用蒸汽壓差對空壓機進行直接驅動，達到節能降耗的目的。

1 方案選取

1.1 應用場景介紹

本文以浙江蘭溪某塑料生產公司作為應用場景。該公司耗汽量為6 t/h，因處于集中供熱管道前端，蒸汽品質較高，為1.1 MPa、205℃的過熱蒸汽，而生產工藝僅需要0.5 MPa、155℃的蒸汽。當前減溫減壓的實現方式為采用減壓閥。

根據熱力學第二定律評估，減溫減壓過程消耗功率及壓縮空氣折算量如表1所示。由表1可看出，該塑料生產公司在對蒸汽進行減溫減壓的過程中，浪費的輸出功率為150 kW，可產生壓縮空氣流量為25 m3/min。這表明，該應用場景的蒸汽偏差具有足夠大的壓縮空氣生產潛力[4-5]。

表1 減溫減壓過程功率消耗和壓縮空氣產量匯總

1.2 設計約束條件說明

本文在對空壓機系統進行設計時，需遵循以下幾個約束條件：

（1）運行條件約束：

蒸汽進口壓力為1.1 MPa，出口壓力為0.5 MPa，空壓機排汽壓力高于0.4 MPa為另一約束條件。壓縮空氣流量根據蒸汽流量的波動而波動。

（2）蒸汽透平條件：

考慮主汽閥損失（5%左右）后，給定進口總壓、總溫及出口靜壓，設置進口氣流角度為78°（與徑向夾角），進行流量計算與轉速的選取，出口流速（基本沿軸向）為81.3 m/s，質量流量為1.687 kg/s，轉速為30 000 r/min。即蒸汽透平最大功率為150 kW，轉速在30 000 r/min。

（3）離心空壓機參數選取：

鑒于離心空壓機輸入功率為150 kW，排汽壓力大于0.4 MPa，本文中離心空壓機采用二級壓縮，部分性能參數如表2所示。即在給定機械功率150 kW、排汽壓力0.5 MPa的條件下，離心空壓機采用二級壓縮，轉速在71 000 r/min以上時，可產生25 m3/min的壓縮空氣[6]。

表2 高速離心空壓機系統參數

1.3 方案選取

針對利用蒸汽壓差驅動空壓機的思路，本文首先進行用戶側蒸汽壓差驅動的空壓機系統設計，采用蒸汽徑向渦輪驅動離心空壓機整體撬裝設計[7]，即蒸汽透平和離心空壓機兩軸之間采用高速齒輪嚙合進行匹配，以適應較寬范圍內的工況變化。

2 具體實施方案

針對該塑料生產公司蒸汽與壓縮空氣應用特點，本文特制定以下技術方案，實現利用蒸汽差壓的壓縮空氣制備。整個系統如圖1所示。

2.1 系統流程

整個系統額定運行時，該系統可將1.1 MPa、205℃的蒸汽以全周進汽方式送入蒸汽透平的徑向渦輪（渦輪轉速達到30 000 r/min），輸出功率約150 kW，然后徑向渦輪驅動軸通過增速齒輪帶動離心空壓機高速軸轉動（轉速為71 000 r/min），同時帶動高速軸兩端的二級壓縮葉輪轉動。空氣從進汽口進入一級壓縮渦輪（壓比2.824）升壓，進入中間冷卻器冷卻后再進入二級壓縮渦輪（壓比2.23），排汽壓力達到0.5 MPa后排出。系統中，核心部件為蒸汽徑向渦輪驅動離心空壓機，該裝置示意圖如圖2所示。

其中，汽封系統采用迷宮密封，針對不同壓力的蒸汽，通過充汽、排汽自動控制系統以充、抽蒸汽的方式來達到密封效果，并且在汽封靠近大氣處設有擋板，以防止蒸汽沿軸向泄漏。配套地，充汽自動控制系統包含減壓閥、自動調節閥和壓力變送器，充入系統管路的蒸汽依次通過減壓閥、自動調節閥和壓力變送器。壓力變送器將信號傳至PLC控制柜，控制柜根據壓力設定值自動控制調節閥的開度，從而保證充入的蒸汽壓力滿足密封要求。排汽孔位于蝸殼側板底部，連通汽封本體和排汽自動控制系統，排汽自動控制系統包含壓力變送器和抽汽泵，排出系統管路的蒸汽依次通過壓力變送器和抽汽泵。壓力變送器將信號傳至PLC控制柜，控制柜根據壓力設定值自動控制汽泵的抽汽。

2.2 重點部件校核

項目中，壓縮機轉速可以達到70 000 r/min，這意味著空壓機葉輪有足夠的強度和模態承受能力。為此，本部分對設計的一、二級葉輪的強度和模態進行模擬分析[8]。

2.2.1 一級葉輪

該葉輪沿圓周均布6個長葉片、6個短葉片。對設計好的葉輪采用非結構化網格進行劃分，網格數量最終為10.5萬個。網格劃分后的一級葉輪模型如圖3所示。

模擬邊界條件設置如下：葉輪材料為TC4，計算轉速為71 000 r/min，葉輪與主軸接觸傳扭的位置設置固定約束。模擬后葉輪應力計算結果如圖4所示。

由圖4可看出，大部分位置的應力低于300 MPa，葉輪中心孔應力最大約為362 MPa，考慮超速為115%，計算最大應力為479 MPa，與材料的屈服強度890 MPa相比有85.8%的安全裕度，考慮到有限元計算的精度以及實際應用中局部變形會削減應力峰值，該葉輪是足夠安全的。

葉輪變形量如圖5所示，一級葉輪總變形量最大值約0.07 mm，位于葉輪盤外緣。Z向變形量-0.06～+0.03 mm；徑向最大形變量0.05 mm，位于葉輪盤外緣。

2.2.2 二級葉輪

類似地，該二級葉輪沿圓周均布6個長葉片、7個短葉片。二級葉輪采用非結構化網格，單元數為10萬個，葉輪材料為TC4，計算轉速為71 000 r/min；葉輪與主軸接觸傳扭的位置設置固定約束。網格劃分后的二級葉輪模型如圖6所示。

模擬后，葉輪應力計算結果如圖7所示，大部分位置的應力低于200MPa，葉輪中心孔應力最大約為289MPa，考慮超速為115%，計算最大應力為382 MPa，與材料的屈服強度890 MPa相比有133%的安全裕度，考慮到有限元計算的精度以及實際應用中局部變形會削減應力峰值，該葉輪是足夠安全的。

二級葉輪變形量模擬如圖8所示，其中總變形量最大值約0.07 mm，位于葉輪盤外緣。Z向變形量-0.06～+0.01 mm；徑向最大形變量0.04 mm，位于葉輪后盤。

3 調節方式

3.1 一級調節模式

鑒于本設計所提出的離心式空壓機與原有電驅動空壓機為并聯狀態[9]，根據蒸汽驅動特點，本設備壓縮空氣量由蒸汽流量和蒸汽壓力決定，即由下游用戶的工藝點用氣量決定，因此本機組即按照6 t/h蒸汽流量滿負荷運行，本機組產生25 m3/min、0.5 MPa壓縮空氣進入壓縮空氣管網后，管網中壓縮空氣壓力提高，超過管網設定壓力后，電動空壓機會調節減少產氣量，從而達到節電目的。

3.2 二級調節模式

本機組采用定速調節。當蒸汽流量波動時，離心空壓機通過入口導葉控制空氣進量，以便離心空壓機和蒸汽渦輪功率保證同步波動，即機組的轉速維持不變、空壓機排汽壓力不變，空壓機排汽量隨之波動。初步擬定的蒸汽流量波動范圍在30%～100%。

4 現場應用說明

本項目在蘭溪某塑料廠投產應用后，運行效果良好，可滿足額定設計要求。實際運行中，因生產工藝需求變化，該公司采用該高轉速空壓機實現了0.512 MPa、191.8℃的高壓高溫蒸汽向0.226 MPa、137.2℃相對低壓低溫蒸汽的轉變，同時利用該蒸汽能量產生20.53 m3/h、0.391 MPa的壓縮空氣。

運行DCS界面如圖9所示。

運行過程中，汽輪機轉速為30 077.5 r/min，空壓機轉速為70 662.6 r/min，過渡軸轉速達到3 916.3 r/min，均在設計轉速的合理范圍內，同時齒輪箱軸溫、振動和壓力顯示正常，如齒輪箱低速軸汽輪機軸溫最高，為72.8℃；最大振動出現在二級空壓機軸位置，為19.52 μm；過渡軸處的位移為91.1 μm，表明基于蒸汽壓差的壓縮空氣制備系統替代減壓裝置的同時有效利用了蒸汽能量，從而為不同應用環境的蒸汽壓力利用提供了參考。