液环真空泵系统在某有机化工装置上的应用

吴殊斌，黄汉华，刘 静

(中国五环工程有限公司，湖北 武汉 430223)

液环泵是以液体为中间介质、抽送气体的通用机械，它既可以作为压缩机使用，也可以作为真空泵使用。在大部分工程应用中，液环泵主要作为真空泵来使用。

液环泵的主要部件是叶轮和壳体。叶轮由叶片和轮毂构成，壳体由若干零部件组成。不同型式的液环泵，壳体的具体结构可能不同，但都是在壳体内部形成一个或两个圆柱体(或椭圆柱体)空间，叶轮偏心地装在这个空间内，并在壳体的适当位置上设置吸气口和排气口。

液环泵抽送气体的过程，必须依靠液体作为媒介来实现，这些液体需要在泵工作前灌注到泵内，被称作工作介质或工作液体。在大多数实际应用场所中，通常采用水作为工作液体，因此也常将液环泵称作水环泵。

当叶轮在外力驱动下在壳体内旋转时，工作液体在贴近壳体内表面形成一个运动的圆环，该液体被称为液环。由于叶轮偏心地装在壳体内，随着叶轮的旋转，液环内表面也与叶轮偏心，在壳体合适的位置上开设吸气口和排气口，液环就能完成吸气、压缩和排气三个相互连续的过程，实现抽送气体的目的。

1 液环泵的关键工艺参数

1.1 液环泵的极限真空度

由液环泵的原理可知，液环泵的极限真空度直接受液环泵工作液饱和蒸汽压的影响。同时，液环泵的吸气口也存在一定的气体阻力降，也会对其极限真空度产生影响。

p1mint=pvt+f1

(1)

式中：p1mint为实际工作条件下的极限真空压力，kPa(a)；pvt为实际工作条件下的饱和蒸汽压，kPa(a)；f1为吸入口的气体阻力降，kPa(a)。

液环泵制造商在设计制造的过程中会控制尽可能低的吸入口气体阻力降，因此，一般认为液环泵在不同工作条件下的f1值恒定，甚至可以近似等于0。按照国标GB/T13929—2010《水环真空泵和水环压缩机试验方法》(以下简称“国标GB/T13929”)规定，液环真空泵的出厂检验条件是以0～35℃的环境空气为介质，试验工作液为35℃以下的水。实际工作条件下的极限真空度可根据式(2)换算：

p1mint=pvt+(p1min15-pv15)

(2)

式中：p1min15为试验条件下(工作液为水，温度为15℃ )的极限真空压力，kPa(a)；pv15为试验条件下(工作液为水，温度为15℃ )的饱和蒸汽压，kPa(a)。

1.2 液环泵的抽气量

对于设定的工艺系统抽气压力，液环泵的抽气量与其工作液的饱和蒸汽压直接相关。根据国标GB/T13929理解，实际工作条件下的抽气量可按式(3)进行换算：

(3)

式中：Qt为实际工作条件下的体积抽气量，m3/h；Q15为试验条件下(工作液为水，温度为15℃ )的体积抽气量，m3/h；p1为抽气压力，kPa(a)。

1.3 液环泵的功耗与效率

液环泵的有效功耗是气体压缩功。由于液环泵的气体进出口温度温差较小，气体的压缩可视为等温压缩，气体等温压缩功率可按式(4)计算：

(4)

式中：NG为气体等温压缩功率，kW；p2为排气压力，kPa(a)。

液环泵的气体压缩效率可按式(5)及式(6)计算：

NN=NG+NL

(5)

(6)

式中：NN为液环泵轴功率，kW；NL为液环泵损失功率，kW；η为等温压缩效率。

液环泵的压缩效率一般较低，大部分效率在25%～30%。损失功率除了部分是机械损失外，大部分为液环水力损失功率。

液环水力损失功与叶轮泵的机械参数、工作液流体参数均相关，难以直接计算，工程上一般采用直接测量轴功率，再用轴功率扣除气体等温压缩功率的方法来计算损失功率。

1.4 液环泵的转速

上文提到，同一台泵在相同转速、相同抽气压力下，因不同工作液或不同工作液温度对抽气量影响的换算，在其他条件恒定的条件下，同一台泵不同的转速对泵的抽气量和轴功率也有较大的影响。在液环泵的正常运行范围内，液环泵的抽气量与转速近似成线性正比关系，可按式(7)计算：

(7)

式中：n1，n2为液环泵叶轮转速，r/min；Qn1，Qn2为其他条件相同，转速为n1，n2时的抽气量，m3/h。

根据国标GB/T13929，液环泵的轴功率与转速的2次方成正比，轴功率与转速关系见式(8)：

(8)

式中：NN1，NN2为其他条件相同，转速为n1，n2时液环泵轴功率，kW。

根据式(4)和式(7)，气体等温压缩功率与转速的1次方成正比(见式(9))：

(9)

液环水力损失压力与叶轮泵的机械参数、工作液流体参数均相关，难以直接计算。但根据式(8)和式(9)可得：

(10)

式中：NLn1，NLn2为其他条件相同，转速为n1，n2时液环泵的损失功率，kW；NGn1，NGn2为其他条件相同，转速为n1，n2时液环泵的气体等温压缩功率，kW。

由于一般液环泵的压缩效率较低，当转速n1、n2数值接近时，根据式(10)，可近似认为损失功率与转速的2次方成正比(见式(11))：

(11)

2 液环泵在某有机化工装置中的应用

2.1 系统概况与存在问题

(1)液环真空泵系统及工艺性能要求。在某有机化工项目中，根据专利商提供的工艺包文件要求，需设置液环真空泵抽吸气体维持系统真空，为了回收所抽吸气体中含有的挥发性有机物(THF)，并避免含THF的有机废水产生，采用对应回收的THF液体作为液环真空泵的工作液。

液环真空泵单元包含液环泵、分离罐、增压泵和冷却器，其工艺流程见图1。其中，液环泵是整个系统的核心设备，用于抽取气体维持真空；从液环泵排出的气体和工作液在分离器中分离，气体排放至下游系统，工作液通过增压泵加压后，经冷却器移除热量后返回至液环泵壳体内。

液环真空泵的主要工艺参数需求见表1。

表1 液环真空泵系统工艺参数需求

(2)设备选型情况。设备供货商在进行设备选型时，考虑了液环真空泵的工作工况与工厂试验工况的差异，对抽气能力进行了换算。

(12)

其工厂试验工况为以20℃水为工作液，经设备供货商换算，试验工况下吸气量Q20要求为4 750m3/h。

(3)实际运行情况。在装置试运行阶段，液环泵经运行一段时间后发现，液环真空泵吸气侧在排除系统大量泄漏的可能后，系统极限抽气压力为16.5kPa(a)，不满足设计要求。

2.2 问题分析

经过查阅设备出厂资料，其出厂性能测试曲线显示可满足测试条件下的抽气量。

实际工程应用中，进出液环泵工作液温度温差通常较小，一般在1～2℃，根据式(12)换算抽气量时，可直接取液环泵工作液的进液温度作为计算饱和蒸汽压的工作温度。实际上，液环泵内气体压力最低点的温度处于进口温度和出口温度之间，具体与液环泵本身的吸气口、排气口以及工作液进液口、排液口的位置有关。

在本项目实际装置试车条件下，工作液进出液环泵温度差较大，进出口温度分别为8℃和27℃，直接取液环泵工作液的进液温度作为计算饱和蒸汽压的工作温度将造成较大误差。

液环泵工作液进出口温度的算术平均值为17.5℃，该温度下工作液对应的饱和蒸汽压达到16kPa(a)，该数据与泵实际所达到的抽气真空压力16.5kPa(a)较为接近，因此，可考虑液环泵工作液进出口温度的算术平均值作为工作液饱和蒸气压的计算温度。

(13)

式中：tave为液环泵工作液进出口温度算术平均值，℃；t1，t2为液环泵工作液进出口温度，℃。

2.3 解决方案分析与验证

由于液环真空泵设备已经在现场安装完毕，核心设备液环泵的性能已经固定，根据式(11)，需要尽可能降低工作液的工作温度，获得较低的饱和蒸汽压，提升抽气推动力，才可能使得工作条件下的实际真空度和抽气量达到设计值。

经过查阅工作液不同温度下的饱和蒸汽压，预测需要将液环泵工作液进出口温度平均值降低到8℃，方可满足需求。

根据换热公式(14):

W=M×Cp×(t2-t1)

(14)

式中：W为换热量，kJ/h；M为工作液循环量，kg/h；Cp为工作液平均热容，kJ/(kg· ℃)。

根据式(13)、式(14)换算可得：

(15)

根据式(15)，可考虑采取提高工作液循环流量M、降低液环泵的发热量W、降低液环泵工作液进口温度t1等三种途径来降低工作液的饱和蒸汽压计算温度。

(1)方案一：提高工作液循环流量M。工作液的循环流量M主要由循环泵能力以及整个工作液循环系统的阻力降决定。原循环泵额定流量为10m3/h，扬程5m。

现场临时借用更高流量及扬程的循环泵(流量20m3/h，扬程10m)进行试验后，测量实际循环流量仅提高至11m3/h，增幅并不明显。后分析是液环泵内部设置了限流孔板，现场难以拆解更换，工作液循环流量M难以实现大幅度提升。

(2)方案二：降低液环泵的发热量W。液环泵系统的发热量主要来自于液环泵的水力损失功，根据式(11)，降低液环泵转速可大幅降低液环泵的水力损失功。

根据式(7)、式(12)可得：

(16)

(17)

(18)

(19)

式中：Pvtn1，Pvtn2为其他条件相同，转速为n1，n2时，实际工作液的饱和蒸汽压，kPa(a)；Qtn1，Qtn2为其他条件相同，转速为n1，n2时，液环泵的实际抽气量，m3/h。

以转速n1条件为基准，当转速降低时，n2

本项目中液环泵额定转速为530r/min，将泵转速降低后，工作液温度可明显降低。液环泵不同转速下，出厂试验工况抽气参数见表2。实际工况液环泵不同转速抽气参数见表3。

表2 液环泵不同转速下出厂试验工况抽气参数

表3 实际工况液环泵不同转速抽气参数

根据现场实际试车情况，降低液环泵转速后，液环泵工作液出口温度明显降低，降低幅度与转速的2次方成正比。当转速降低至额定转速的75%，极限抽气压力可达到设计要求，但抽气量无法满足要求。

由于液环泵的电机条件以及需要维持泵内液环，叶轮的转速不能大幅度降低，装置现场在短时间最低只能将转速降低至额定值的55%。

(3)方案三：降低液环泵工作液进口温度t1。液环泵工作液的进口温度t1即工作液经循环冷却器冷却后的出口温度，现场测量循环冷却器冷侧的冷冻水进出口温度分别为5℃和7.5℃，t1(8℃)与冷侧的温差已经较小，若保持冷冻水供水温度为5℃不变，可以认为t1在此条件下已几乎没有降低的潜力。因此，要想大幅降低t1，必须降低冷冻水的给水温度。

选取液环泵转速400r/min，在允许范围内，降低冷冻水的给水温度，可明显降低液环泵工作液的进出口温度，抽气压力也随之降低。当冷冻水给水温度为-4℃时，设计抽气压力和抽气量可同时满足设计要求。

另外可以看出，液环泵工作液操作条件下的饱和蒸汽压越低，其额定工况下的泵效率越高。值得一提的是，更低冷冻水给水温度意味着冷冻水站的单位冷量能耗增加，但经笔者核算，适当范围内降低冷冻水温度造成的能耗增加值远低于液环泵的水力功率损耗，总体上仍然是节能的，具体计算此处不再赘述。实际工况不同冷冻水给水温度下液环真空泵抽气量见表4，实际工况不同冷冻水给水温度液环真空泵效率见表5。

表4 实际工况不同冷冻水给水温度下液环真空泵抽气量

表5 实际工况不同冷冻水给水温度液环真空泵效率

3 结语

通过分析计算以及实际验证可以看出，采用挥发性溶剂作为工作液的液环泵，其工作温度对抽气能力和极限抽气真空有较大影响。提高液环泵工作液的循环量、降低液环泵的转速、降低工作液循环冷却器冷冻水的给水温度都可以直接降低工作液的温度，这些措施对提升液环泵的性能都是有效的。

对于一定抽气压力和抽气量需求的液环泵，其气体压缩有效功率基本是固定的，提高液环泵的效率有利于降低其轴功率消耗，也有利于降低冷量的消耗。降低工作液循环冷却器冷冻水的给水温度，总体上对节能有利。

液环泵选型前应当选取合适的工作液操作温度，保证操作工况下工作液的饱和蒸气压与所需的抽气压力有一定梯度，方可获得较高泵效率。