液環(huán)真空泵在工業(yè)應用中的探討

黃漢華， 劉靜

（中國五環(huán)工程有限公司，武漢 430223）

液環(huán)真空泵是用液體作工作介質(zhì)獲得真空的一種真空泵，盡管效率較其他容積式真空泵低，但其結構緊湊、吸氣均勻、運行可靠、維修方便， 同時液環(huán)真空泵中氣體是接近等溫壓縮，由于這些突出的特點， 仍被廣泛地應用于抽除易燃、易爆的氣體，帶塵埃的和含有可凝性氣體或氣水混合物的工況，如真空過濾、 真空蒸餾、 真空吸液、真空干燥等工藝過程。當用水作工作液時一般被稱作水環(huán)真空泵，用其他液體（如甲醇、四氫呋喃、硫酸及醋酸等） 作工作液通常被稱為液環(huán)真空泵。其實水環(huán)真空泵屬于液環(huán)真空泵的一個特例，工作原理都是一樣的，只是水環(huán)真空泵在工業(yè)中應用較多，對水的物性比其他液體更了解一些，如果對液環(huán)真空的原理進行更深入地研究，特別是對液環(huán)工作液的熱平衡進行分析， 通過計算出工作液的平衡（排出） 溫度，根據(jù)該溫度查出對應的飽和蒸汽壓，對比計算蒸汽壓所占入口壓力的比值，分析這個比值就能發(fā)現(xiàn)真空泵是否能滿足入口真空度的要求，如比值大于等于1，則真空泵液環(huán)的蒸汽分壓都大于等于入口壓力，此時肯定不能滿足入口真空度的要求且沒有有效的抽吸流量，如比值在0 ～ 1，表示能達到入口真空度的要求，但有效氣量需用該比值進行修正，比值越大實際有效氣量就越小修正越多。本文以某一化工裝置上使用液環(huán)真空泵時遇到的問題為例，探討液環(huán)真空泵的熱平衡計算方法，通過計算液環(huán)的平衡（排出） 溫度，討論該溫度對應的飽和蒸汽壓對真空泵入口壓力和氣量的有關影響。

1 液環(huán)真空泵在應用中出現(xiàn)的問題

該裝置中的液環(huán)真空泵機組由液環(huán)真空泵、出口分離器、工作液循環(huán)泵、工作液冷卻器（冷凍水冷卻）以及配套的工作液管道、流量計和壓力表等組成。工作液為四氫呋喃液體，工作液閉式循環(huán)，真空泵機組的主要參數(shù)為：入口壓力（A）為14 kPa，出口壓力（A）為106.6 kPa，設計入口流量為1 840 m3/h， 工作液進口溫度要求不大于5 ℃；真空泵入口工藝介質(zhì)組分為：42.8 mol%空氣，57.2 mol%THF（四氫呋喃蒸汽）；入口氣體平均分子量：55；入口氣體比熱：1.12 kJ/ （kg· ℃）；入口氣體質(zhì)量流量：505 kg/h；四氫呋喃汽化潛熱：450 kJ/kg。工作液四氫呋喃的物性參數(shù)見表1。

由于工藝流程是引進國外技術，上述真空泵機組設計參數(shù)均由專利商提供，并要求采用國外知名廠家的產(chǎn)品。工程公司以上述工藝參數(shù)為基礎編制了詢價文件并向?qū)＠讨付ǖ膰舛嗉抑涵h(huán)真空泵廠家進行詢價，報價時沒有一個廠家提出工藝參數(shù)有問題，最后經(jīng)公開招標選用了一國外廠家的產(chǎn)品。所選用的泵轉(zhuǎn)速為640 r/min（齒輪箱減速），電機功率160 kW，泵軸功率117 kW，工作液循環(huán)泵流量16 m3/h、揚程12 m、功率2.2 W。在開車過程中，泵入口真空度無法達到設計要求。后與國外制造廠聯(lián)系，但制造廠既未指出問題原因，也未能提出有效的解決方案。

表1 四氫呋喃物性Table 1 Property table of tetrahydrofuran

2 對出現(xiàn)問題的分析

首先進行了如下檢查：① 系統(tǒng)是否有漏氣；② 機組的型號，轉(zhuǎn)速是否與訂貨參數(shù)相符；③ 專利商提供的流量參數(shù)是否有誤。

對于上述問題的檢查結果為： ① 未發(fā)現(xiàn)漏氣現(xiàn)象；② 機組運行參數(shù)與合同完全相符，工作液進口溫度，工作液循環(huán)量也滿足制造廠要求；③ 專利商確認設計流量足夠，且留有很大的安全余量（約10倍）。完成上述復查均未發(fā)現(xiàn)任何問題后，現(xiàn)場將真空泵機組氣路系統(tǒng)的入口閥門全關，真空度仍無法滿足要求。至此推斷真空泵機組設計選型出了問題。

首先分析了機組的工作液循環(huán)流程： 機組出口氣液混合物首先進入氣液分離器，在分離器中不凝氣（主要為空氣）進入下游，分離出來液體留在分離器中。分離器上有液位控制器，如液位低于設計液位會自動打開補液閥補充工作液，液位高時經(jīng)溢流口排入工藝系統(tǒng)，從而保證工作液液位穩(wěn)定。分離器中的工作液經(jīng)循環(huán)泵加壓后送至冷卻器，并與冷凍水（-5 ℃）換熱后工作液降為-2 ℃（滿足設計要求≤5 ℃），在工作液冷卻器前設有溫度計，顯示工作液溫度為18 ℃（真空泵出口實際工作液溫度應不低于18 ℃），18 ℃時其對應的飽和蒸汽壓（A）為15.911 kPa，與入口壓力的比值為1.13 大于1，此時真空泵抽出的氣體應全是工作液的蒸汽，真空泵入口壓力只能等于液環(huán)的飽和蒸汽壓，不可能達到設計要求的14 kPa。至此可以判斷真空泵機組選型錯誤。

3 熱平衡計算

為了找到解決問題的方法，同時也為以后真空泵機組設計選型提供指導意見，筆者對導致液環(huán)真空泵液環(huán)溫度上升的可能因素進行了研究。經(jīng)分析認為造成液環(huán)溫度上升的主要熱源有：

（1）泵的軸功率所產(chǎn)生的熱量，經(jīng)對氣體的焓值分析，發(fā)現(xiàn)氣體的焓主要是溫度的函數(shù)，壓力對焓的影響極小，由于液環(huán)真空泵是等溫壓縮，也就是說真空泵進出口氣體焓值基本不變，工程上為了計算方便，認為壓縮的軸功率將全部轉(zhuǎn)換為熱量（117 kW）傳給了液環(huán)，同時根據(jù)液環(huán)真空泵的性能特性，當真空泵的轉(zhuǎn)速和入口壓力不變時，進口流量的減小其軸功率變化不大。

（2）當進口氣體的溫度高于液環(huán)平衡溫度時將與液環(huán)進行換熱，經(jīng)計算此熱負荷約為4.41 kW，考慮到專利商設計進氣量有10 倍的安全余量， 實際進氣量安全余量系數(shù)取2.5，則實際進氣量約為設計值的Qin×1/10×2.5 = 0.25Qin， 即實際氣量取設計氣量的四分之一，故實際熱負荷應為設計熱負荷的0.25倍即4.41×0.25=1.1 kW。

（3）進口氣體中含有57.2 mol% THF（四氫呋喃）經(jīng)壓縮后會部分會液化，液化時釋放的潛熱負荷為42 kW，考慮實際氣量約為設計值的四分之一，取42×0.25 = 10.5 kW。

（4）真空泵外表面與大氣的換熱，因影響較小且不易計算，暫時忽略不計。

知道了總的熱負荷GN，根據(jù)熱平衡原理可以推導出公式：

理論上液環(huán)平衡（排出）溫度決定了真空泵能達到的極限真空和實際進口氣量。

按上述推導的公式就可以計算出本項目的真空泵液環(huán)平衡（排出）溫度tout，其中總熱負荷GN= 117+1.1+10.5 = 128.6 kW；工作液的密度ρ為897 kg/ m3，比熱c為：1.62 kJ/ （kg·℃），工作液流量Q循環(huán)為16 m3/h，在工作液進口溫度tin為-2 ℃，可計算出工作液排液的平衡溫度tout為17.8 ℃，與實際顯示的溫度18 ℃基本吻合，也驗證了熱平衡計算的正確性。當然液環(huán)在真空泵中的溫度場實際分布可能不是一個均勻場，實際溫度分布是一個復雜的技術難題必須經(jīng)實驗來進行研究，但對于工程設計來說，以溫度均勻分布為簡化模型的計算結果足夠滿足工程精度的要求，因為工程設計按規(guī)范都有設計余量。

4 解決問題的探索和試驗

通過上述討論可以得出結論， 要解決問題必須要把真空泵的液環(huán)平衡（排出）溫度降下來， 且液環(huán)平衡溫度對應飽和蒸汽至少應低于泵入口壓力89.3% （實際進氣量為真空泵設計氣量的0.25倍， 另外0.75 的體積將由液環(huán)蒸發(fā)的蒸汽補充， 由于實際進口的工藝氣體中還含有57.2% 的液環(huán)蒸汽組分，此時總的液環(huán)蒸汽的體積百分比為75% + 57.2%×0.25 = 89.3%），即液環(huán)飽和蒸汽壓（A）應低于140×89.3%= 12.5 kPa， 該壓力對應的溫度約為12.8 ℃， 即真空泵的液環(huán)平衡（排出）溫度應低于12.8 ℃才能滿足入口壓力的要求。

由熱平衡公式可以得出為降低工作液平衡（排出）溫度可以從以下方面努力：① 降低泵的軸功率；② 增加工作液的循環(huán)量Q循環(huán)；③ 降低工作液進口溫度tin。從這三方面考慮有如下三個解決方案：

方案1：降低泵的軸功率，一個泵設計完成之后，在操作條件不變的情況下，其軸功率是無法降低的，除非降低泵的轉(zhuǎn)速，在真空泵入口壓力不變的情況下， 其流量與轉(zhuǎn)速的一次方成正比[1]，軸功率與轉(zhuǎn)速平方近似成正比[2]。通過降轉(zhuǎn)速降低軸功率的同時其吸入氣量也會相應下降，也就是說降轉(zhuǎn)速的前提條件是設計氣量有較大的余量，對于本項目來說采用該方案從理論上講是可行的，但降低轉(zhuǎn)速的方案實現(xiàn)起來投資大工期長，因此開始未優(yōu)先采取該方案；

方案2：增加工作液的循環(huán)量Q循環(huán)，理論上講，液環(huán)真空泵的循環(huán)量可以通過真空泵入口壓力來調(diào)節(jié)，一般真空泵入口壓力越低采用的循環(huán)量越大，但循環(huán)量有一個最大量的限制，超過這個最大量后通過調(diào)節(jié)入口壓力也無法增加循環(huán)量。 增加循環(huán)量可能導致入口壓力的下降和抽氣量的增加，同時可能也會造成軸功率的加大[3]。對于本項目真空泵，我們在現(xiàn)場將工作液循環(huán)泵增加了一泵串連運行，希望通過將工作液進泵壓力提高一倍來增加其工作液循環(huán)量，試驗其工作液循環(huán)量與入口壓力關系不大， 增加工作液入口壓力對循環(huán)量的增加極其有限，后查找該泵的操作說明書發(fā)現(xiàn)現(xiàn)有循環(huán)量已達到該泵的最大循環(huán)量，因為進液孔的大小像一個限流孔板一樣限制了工作液的最大循環(huán)量，此方案對于的本真空泵基本無效。

方案3：降低工作液進口溫度tin，工作液來自分離器分離出的液體部分，經(jīng)工作液循環(huán)泵增壓后，進入一個換熱器與外供的冷凍水換熱，為了滿足工作液排出溫度tout低于12.8 ℃，經(jīng)熱平衡公式計算工作液的進口溫度需降到-8 ℃以下才有可能。經(jīng)與冷水機組制造廠協(xié)商，制造廠同意將冷凍水出水溫度由-5 ℃降為-10 ℃，但供應的冷凍水量要相應地減小一些，為了滿足工作液冷卻后溫度降為-8 ℃，原冷卻器換熱面積也不夠，現(xiàn)場將另一機組的冷卻器臨時借過來與原冷卻器串連運行，改造后工作液進真空泵溫度tin由原來-2 ℃降為-8 ℃，此時工作液排出溫度為13 ℃，真空泵的入口壓力（A）約為13 kPa，滿足設計要求14 kPa，試驗再次驗證了熱平衡計算的正確性。此方案雖解決了入口真空度的問題，但由于臨時增加了一個冷卻器，導致現(xiàn)場布置較擁擠，操作維護不便，另外冷水機組在非設計工況下長期運行對壽命和性能有不利影響，顯然這不是一個最優(yōu)的結果，還需尋找令各方都滿意的更好方案。

為此我們回到方案1 上，通過降低泵轉(zhuǎn)速來降低真空泵的軸功率。裝置中臨時借用一臺變頻器進行試驗，首先將真空泵機組配置復原，工作液進口溫度也恢復到-2 ℃，當變頻器將轉(zhuǎn)速降低到原轉(zhuǎn)速的80%時，經(jīng)計算真空泵的軸功率可以由原來的117 kW 降到大約為75 kW，此時工作液平衡（排出）溫度通過熱平衡公式計算約為11.4 ℃左右，計算對應的飽和蒸汽（A）為11.7 kPa，換算到真空泵入口壓力約為11.7/89.3% = 13.1 kPa；現(xiàn)場實際溫度約為12 ℃，此時真空泵的入口壓力為13 kPa（小于設計的14 kPa），與計算結果基本吻合，此試驗表明采用變頻器降低轉(zhuǎn)速不僅能很好地解決所出現(xiàn)的問題，同時還可降低真空泵功率消耗約42 kW（80%的轉(zhuǎn)速時），最后通過增購變頻器，將轉(zhuǎn)速降至80%左右成功地解決本項目的技術難題，同時該試驗也多次驗證了熱平衡計算的正確性。

5 結論

在工程中選用液環(huán)真空泵時，對液環(huán)工作液的物性參數(shù)要有充分的了解，如工作液在各溫度下的飽和蒸汽壓、工作液的比重、工作液的比熱、汽化潛熱值、吸入氣體的比熱、所選用真空泵的工作液流量、泵在設計工況的軸功率、工作液的進口溫度等參數(shù)；采用熱平衡計算，計算出泵的工作液平衡（排出）溫度，查出對應的工作液的飽和蒸汽壓，將其與真空泵的入口壓力進行比對，就能驗證選型是否合理，同時計算工作液的飽和蒸汽壓占入口壓力的百分比和入口氣體中原有工作液介質(zhì)的蒸汽所占總氣體的體積百分比，就可以對真空泵的吸氣量進行修正。通過本文介紹的方法，從工程角度上可以避免液環(huán)真空泵機組系統(tǒng)選型時出現(xiàn)重大失誤。