单螺杆水蒸汽压缩机应用于MVR系统的性能分析 林文野.docx

中国工程热物理学会 工程热力学与能源利用学术会议论文 编号：121085单螺杆水蒸汽压缩机应用于MVR系统的性能分析资助项目：国家高技术研究发展计划（863）项目（项目编号：SS2012AA062317）林文野1，2，潘麒麟1，3，庞卫科1，2，戴群特1，张振涛1，杨鲁伟1，陈伟成4（1 中国科学院理化技术研究所，北京，100190； 2 中国科学院研究生院，北京，100190；3 成都电子科技大学，成都，610054； 4 广东正力精密机械有限公司，佛山，528305）（TelE-mail：）摘 要：建立了单螺杆水蒸汽压缩机喷水湿压缩过程模型，并分析了压缩过程的喷水蒸发量、热平衡，及压比与理论压比的关系。搭建了单螺杆水蒸汽压缩机的MVR系统实验台，并着重研究了喷水参数对压缩机效率的影响。实验发现喷水温度和喷水量通过影响啮合副的水膜密封影响容积效率。为了反映单螺杆水蒸汽压缩机的工作过程，考虑喷水蒸发和蒸汽冷凝，提出修正容积效率的概念，其随喷水量的增大、喷水温度的降低而下降。绝热内效率直接受到压缩机压比的影响，并同时受到啮合副摩擦和搅水损失的影响。通过热平衡分析发现，压比增大是造成功耗增加、COP下降的主要因素；而随着喷水量的增加、喷水温度的降低也会造成COP下降。高温喷水下的COP明显大于低喷水温度工况，同时其吸气压力受热平衡影响大于低温喷水工况，为此对单螺杆水蒸汽压缩机采用温度较高的冷凝水作为喷水具有实际意义。关键字：单螺杆水蒸汽压缩机，喷水压缩过程，理论模型，实验研究，压缩机效率，修正容积效率0 前言机械蒸汽再压缩热泵技术（MVR）是一种高效环保的节能技术，在国外广泛应用于溶液的蒸发工艺过程中14。其原理如下图1所示，利用水蒸汽压缩机将蒸发器中蒸发产生的水蒸汽加压加温后，作为蒸发溶液的热源，而压缩后水蒸汽冷凝成为净化水回收。与多效蒸发技术相比，MVR系统全部回收了二次蒸汽的潜热，其热效率一般相当于5-10效蒸发器，占地面积为传统多效蒸发系统的1/10，正常运行中完全摆脱了对蒸汽锅炉和冷却水的依赖5，避免了燃烧化石燃料带来的污染和大量冷却水及其动力的消耗。已有许多学者对MVR中的水蒸汽压缩机展开了研究，但都仅局限于对现各种形式空压机的改造，但目前所见报道的各种改造的水蒸汽压缩机用于压缩水蒸汽都带来了如低效率、工质泄漏、低寿命等一系列问题610。其中，双螺杆压缩机是作为水蒸汽压缩机的较好选择之一，蒙宗信等11采用国产喷水双螺杆压缩机驱动MVR系统处理黑液的工艺中测量压缩机内效率达到56%，系统COP达到6.7的良好结果。但双螺杆空气压缩机改造的水蒸汽压缩机效率和寿命都还有待提高。由此，研究更适合的水蒸汽压缩机技术将成为MVR技术推广的关键。与其他众多压缩机，尤其是性能较佳的双螺杆压缩机相比，单螺杆压缩机具有单机容量大，效率高、长寿命等优点12,13。单螺杆压缩机的喷液降温和密封是其工作过程的关键之一，其可实现湿压缩，喷液量与工质的质量比可达10：1 14。同时，单螺杆压缩机较好的力平衡特性及高速轻载的特点，易于建立流体动力润滑，便于采用水作为喷液 14，避免了润滑油在高温下的蒸发，具有100%无污染的特点，更容易适应水蒸汽的压缩过程。本文以正力精工开发的喷水单螺杆压缩机为基础，开发了单螺杆水蒸汽压缩机，并进行理论分析，并结合工业应用中的特点进行了初步实验研究。分析了不同系统工况和压缩机喷水参数对压缩机效率和系统效率的影响，总结了单螺杆水蒸汽压缩机的运行规律。图1 MVR原理图1单螺杆水蒸汽压缩机喷水压缩过程的数学物理模型1.1 单螺杆水蒸汽压缩机喷水压缩过程建立单螺杆水蒸汽压缩机的喷水压缩过程数学物理模型如图2所示。对湿压缩过程作以下假设：1）压缩机工作过程中不引入不凝性气体；2）压缩机吸气中的水蒸汽为饱和蒸汽；3）蒸汽与喷水在压缩过程中充分换热，多余的喷水在压缩机出口达到排气温度；4）压缩机泄漏工质不消耗压缩机能量；5）系统仅存在换热器存在散热外。据以上假设，水蒸汽热力过程如图3所示。饱和水蒸汽进入单螺杆水蒸汽压缩机后，若不进行喷水，则压缩过程沿1-2d进行，水蒸汽被压缩成为过热蒸汽；在进行喷水的情况下，湿压缩过程沿着1-2进行，同时由于喷水显热的增加和蒸发，消除压缩后蒸汽过热度。水蒸汽的流量在喷水蒸发的情况下增加，但如果喷水温度过低、喷水量过大，会造成蒸汽冷凝，流量减小。在无喷水情况下，水蒸汽被压缩到过热状态2d，空气被压缩到过热状态2da：（1）在喷水压缩情况下，水蒸汽被压缩到状态2，与无喷水情况相比，其过热度被喷入水焓值的提高所消除：（2）压缩机压缩过程质量方程为15：（3）以上三式中，Pad为压缩机指示功率，kW；h2d、h1和h2分别为非等熵压缩后、吸气和排气水蒸汽焓值，J/kg；Qmv1、Qmv2，Qw、Qrwi分别为吸、排气质量流量，喷水蒸发量、各路喷水量，kg/h；2为排气水蒸汽潜热，kJ/(kgK)。压缩机的绝热内效率反映压缩机工作过程偏离等熵压缩的程度，是评价压缩机工作过程节能效果的关键指标，其定义为：（4）其中，h2s为相同排气压力下水蒸汽等熵压缩焓值，J/kg； 联立以上各式，得喷水量为：（5）图2 单螺杆水蒸汽压缩机湿压缩过程示意图图3 水蒸汽热力过程lgp-lgh图1.2水蒸汽压比与理想气体缩机压比关系水蒸汽不能视为理想气体，不能直接应用气体状态方程，为此引入压缩因子16：（6）（7）其中，Zv1和Zv2分别为吸气和排气工况下水蒸汽压缩因子；v1为吸气水蒸汽分压对应水蒸汽比容，m3/kg；T1、T2分别为吸排气温度，；RgH2O为水蒸汽气体常数，kJ/(kgK)。结合亚美格分体定律，整理后可以获得压缩机绝热压缩理想气体时的理论压比，建立其于水蒸汽压比的关系为：（8）其中，pi1、pi2分别为压缩机绝热压缩理想气体前后的吸、排气压力，Pa；Vi1、Vi2分别为压缩腔压缩前后容积，m3；设为理想压比系数。根据上式，可以根据实际工况要求，选择合适理论压比的压缩机以改造为水蒸汽压缩机。1.3 单螺杆水蒸汽压缩机MVR系统的热量衡算与单螺杆水蒸汽压缩机配套的MVR系统能量平衡示意图如图4所示。系统换热过程中多余的热量需要通过系统散热损失才能维持系统内压力平衡。根据图4，建立系统的热平衡为：(9)其中，Qsin、Qsout和Qout分别为料液进料、出料携带热量和冷凝水带出热量，W；Qr为系统散热量，W。系统漏热量为蒸汽冷凝侧蒸汽冷凝放热量与溶液蒸发侧溶液蒸发热量之差：(10)其中，Q1、Q2分别为溶液蒸发吸收的热量、蒸汽冷凝释放的热量，W；1为料液蒸发侧蒸汽潜热，按照溶液温度查得，J/kg。系统的COP为：(11)以上计算建立了单螺杆水蒸汽压缩机MVR系统的热力过程模型，可以用于分析单螺杆水蒸汽压缩机的喷水压缩过程。在理论分析中，其容积效率和绝热内效率是较为关键的参数。图4 单螺杆水蒸汽压缩机MVR系统能量平衡示意图2 单螺杆水蒸汽压缩机实验系统实验中用到的单螺杆水蒸汽压缩机外型结构如图6所示，其内部螺杆星轮啮合副结构如图7所示。所采用的水蒸汽压缩机改造自正力精工开发的喷水单螺杆压缩机，该压缩机采用PEEK材料作为星轮材料，进一步减小了啮合副的摩擦，提高了压缩机寿命16。压缩机理论排气体积流量为10m3/min，运行频率为60Hz，对应螺杆转速为3528r/min。蒸汽冷凝压力通过调节压缩机出口管路上的等百分比调节阀进行节流调节。压缩机喷水孔在气缸上的位置与星轮与螺杆完全啮合的吸气封闭位置对应。螺杆与星轮的轴承采用保护性喷水降温。图6 单螺杆水蒸汽压缩机外型结构示意图 图7 螺杆星轮啮合副结构示意图实验系统如图8所示，主要由单螺杆水蒸汽压缩机，蒸发器、分离器、板式换热器及其附属泵、阀门和管路，以及测量控制系统等部分组成。系统中压缩机直接采用蒸发器冷凝水作为单螺杆水蒸汽压缩机的冷却密封喷水，喷水共分为3路。其中，图中20所示为保护性喷水，是为了保证压缩机的运行安全而设置的。此外，高、低温喷水分别通过泵16、截止阀17和泵11、板式换热器12、气动阀18、截止阀19。二者的流量都可以通过管路上的玻璃转子流量计进行调节和测量。由于喷水在经过压缩机后，最终回收到冷凝水中，其流量大小不影响所测量的冷凝水量。实验中，采用水代替溶液进行蒸发实验，分别考察不同喷水温度下，喷水量对压缩机性能的影响，并且不进行排料。图8 实验系统示意图1 单螺杆水蒸汽压缩机2 等百分比调节阀3 蒸发器4 气动排气阀5、7 手动排气阀6 分离器8、10 手动截止阀9 循环泵11 冷凝水泵12 板式换热器13、14、18 气动截止阀15 进料泵16 喷水泵17、19 手动截止阀20 保护性喷水3单螺杆水蒸汽压缩机实验结果分析实验中测量值如表1所示。表1 实验过程中测量参数参数喷水量吸气压力吸气温度排气压力排气温度冷凝水量保护水量保护水温喷水温度电机功率kg/hMPaMPakg/hkg/hkW高水温1000.1263104.70.2513 125.1 405.72750 112 30.59 2000.1237105.20.2513 126.1400.03350 112 31.40 3000.1213104.50.2513 126.0365.263 50 112 30.57 低水温1000.1163101.90.2575 130. 330.030 4242 31.34 2000.1170102.50.2499 129.0342.930 424230.40 3000.1129101.80.2477 128.6381.830 66 66 29.53 4000.1137102.00.2572 129.4350.030 7676 29.76 如表1所示，设实验中压缩机排气冷凝水量为压缩机实际排气质量流量。压缩机的吸气温度和吸气压力不对应于水蒸汽的饱和点，这是由于单螺杆水蒸汽压缩机存在内压缩过程，排气温度的测量误差较大；同时由于吸气温度测量值为分离器液相温度，存在一定的过冷度，也不能作为压缩机的吸气温度。实验分析以压缩机吸、排气压力查水蒸汽热力性质，得到对应吸气温度，进一步查得水蒸汽分压下的比容等。3.1 不同喷水参数压缩机容积效率的影响如果仅考虑压缩过程中的泄漏，单螺杆水蒸汽压缩机的容积效率为：（12）其中，Ql为系统处理量，即压缩机吸气蒸汽质量流量，kg/h。对单螺杆水蒸汽压缩机来说，不仅关心泄漏量对容积效率的影响，同时关心压缩过程中蒸汽量的变化对MVR系统的换热影响。实际上，由于喷水，压缩过程中水蒸汽可能增多或减少，如公式（3）所示，为此需要修正压缩机容积效率为：（13）其中，v1为吸气水蒸汽分压对应水蒸汽比容，m3/kg；Qv为压缩机理论排气量，m3/h。以上两个容积效率实验分析结果如图9、图10所示，压缩机外压比和理论压比如图11、图12所示。如图9所示，在高、低喷水温度下，容积效率随着喷水量的增大先增大后减小。喷水量增大时，单螺杆水蒸汽压缩机啮合副水膜逐渐增厚，建立起较好的水膜密封，抑制了水蒸汽的泄漏。在高喷水温度下，喷水蒸发的蒸汽会占据压缩机螺杆-星轮副的泄漏通道，从而在较低的喷水量下就建立较好的密封。同时，容积效率受到压比的影响，内压比越大，泄漏量越大，而外压比和理论压比从一定程度上反映了单螺杆水蒸汽压缩机的内压比。图10单螺杆水蒸汽修正容积效率随喷水参数变化 图9仅考虑泄漏的压缩机容积效率随喷水参数变化 图12单螺杆水蒸汽理论压比随喷水参数变化 图11单螺杆水蒸汽压缩机压比随喷水参数变化 如图10所示，高温喷水时的修正容积效率总体大于低温喷水，参照公式（5），这是因为随着喷水量的增大、喷水温度的降低，喷水蒸发量逐渐减小，甚至出现蒸汽冷凝，从而减小了修正容积效率。同时，由于星轮PEEK材料的膨胀较大而造成啮合间隙减小，使其在较小的喷水量下达到较高的容积效率。在不同的喷水温度下，压缩机修正容积效率均超过88%，低温喷水下修正容积效率也基本超过80%。对于容积效率，高温喷水时建议取0.860.93，低温喷水时建议取0.820.95。因此，宜采用较高的喷水温度和较小的喷水量，以保证压缩机能有较稳定的高效率。3.2 不同喷水参数压缩机绝热内效率的影响实验分析得到的压缩机绝热内效率如图13所示，喷水蒸发量如图14所示，其中，负值表示有蒸汽冷凝。在低喷水温度下，绝热内效率先增大后减小；而在高喷水温度下，绝热内效率随喷水量增大而减小。对比图10可得，压缩机的绝热内效率受到修正容积效率影响；同时喷水量的增大增加了压缩机的搅水损失，此外高温下较小的螺杆-星轮副啮合间隙也增大了啮合过程的摩擦，这些都降低了压缩机的绝热内效率。对于压缩机绝热内效率，建议高喷水温度下取0.490.51，低喷水温度下取0.480.58。图13 单螺杆水蒸汽压缩机绝热内效率随喷水参数变化图14 喷水蒸发量随喷水参数变化3.3 不同喷水参数下系统能量平衡系统的COP如图15所示。区别于实验中分析得到的COP，理论计算了当容积效率取0.9，绝热内效率取0.5时，系统的COP如图16所示。对比图15和图16，得出系统的COP受到容积效率的影响很大，在图16的理论计算中，对应于实验工况点的COP随着喷水量的增加而下降。参照图17的压缩机压比随喷水参数变化曲线，其趋势与系统理论COP曲线相反，这是因为压比越大造成功耗增加，COP下降；同时随着喷水量的增加、喷水温度的降低，系统消耗在提升喷水显热部分的能耗增加，使换热器中换热量减小而导致COP下降。而在实验中，还同时需要考虑容积效率和绝热内效率影响。高喷水温度下的COP明显大于低喷水温度，为此系统采用水温较高的蒸汽冷凝水作为压缩机喷水具有实际意义。图16 MVR系统理论COP随喷水参数变化图15 MVR系统COP随喷水参数变化此外，理论分析发现在不同喷水参数下，系统需要向外的散热量不同。高喷水温度下，系统图散热量大于低喷水温度工况；随着喷水量的增大，系统需要散出热量也出现减小趋势，如图18所示。散热量的减少说明系统自身需要能量不足，工况点降低，这是造成高喷水温度吸气压力大于低喷水温度工况的主要原因。而吸气压力越大，系统的处理量越大，因此，高温喷水在工程上具有实际意义。同时，MVR系统需要通过系统的能量平衡来维持系统运行工况的稳定，为此一些能量回收措施将对系统的运行产生很大的意义，如辅助电加热和本文中用到的冷凝水余热回收等。图18 系统平衡散热量随喷水参数变化图17 压缩机压比随喷水参数的变化4 结论对单螺杆水蒸汽压缩机的喷水压缩过程进行了分析，建立了水蒸汽的湿压缩模型，并基于该模型计算了单螺杆水蒸汽压缩机的喷水量。同时，分析了水蒸汽偏离理想气体的性质，建立了单螺杆水蒸汽压缩机的压比和压缩机理想论压比的关系。理想压比在有喷水蒸发时，小于实际压比，在喷水过多、温度过低使蒸汽冷凝时，大于实际压比。对单螺杆水蒸汽压缩机驱动的MVR系统进行了能量平衡分析，并分析了系统的散热平衡。系统在换热和进出料、冷凝水排水等过程中散出多余的热量才能维持系统平衡稳定运行，若其与系统在环境中的自然对流散热不匹配，则需要采取附加措施（如附加蒸汽补偿系统、部分蒸汽排气、冷凝水和料液余热回收）维持系统平衡。搭建了单螺杆水蒸汽压缩机的MVR系统实验台，实验研究了单螺杆水蒸汽压缩机的容积效率和绝热内效率，并着重研究了喷水参数对压缩机效率的影响。在不同的喷水温度下，容积效率随喷水量先增大后减小，这主要是由于水膜密封随着喷水量的增大得到较好建立，而在水膜已经较好建立的情况下，压比的增大成为减小容积效率的主要因素。高喷水温度下，蒸发蒸汽占用泄漏通道，在小喷水量下易建立较好密封；同时，高温下啮合间隙减小，泄漏量减小，也增大了容积效率。为了更好的反映单螺杆水蒸汽压缩机的工作过程，提出修正容积效率的概念，考虑了喷水蒸发和蒸汽冷凝对压缩机性能的影响。随着喷水量的增大、喷水温度的降低，喷水蒸发量减少或出现蒸汽冷凝，修正容积效率有所降低。单螺杆压缩机的绝热内效受容积效率的影响。同时，在高温工况下的绝热内效率小于低温工况。这主要是由于高温下较小的螺杆-星轮副啮合间隙增大了啮合过程的摩擦损失。此外，喷水量的增大增加了压缩机的搅水损失，使得高温下的容积效率随喷水量持续降低。通过热平衡分析，压比增大是造成功耗增加、COP下降的主要因素；同时，随着喷水量的增加、喷水温度的降低，系统消耗在提升喷水显热部分的能耗增加，也会造成COP下降。高温喷水下的COP明显大于低喷水温度，同时其吸气压力在相同情况下大于低温喷水工况，为此系统采用温度较高的冷凝水作为压缩机喷水具有实际意义。参考文献1 A.A Mabrouk. A.S.Nafey, H.E.S.Fath, Analysis of a new design of a multi-stage flash-mechanical vapor compression desalination process. Desalination, 2007(204): 482-5002 J.A.Winchester, C.Marsh. Dynamics and control of falling film evaporators with mechanical vapor recompression. Trans IChenE, 1999.7, 77, Part A3 Narmine H.Aly, AdelK.El-Fiqi. Mechanical vapor compression desaination systems-a case study. Desalination. 2003(158): 143-1504 S.Hayani Mounir, M.Feidt, C.Vasse, Thermo