6000m3/h空分设备透平膨胀机中增压机的设计与应用 ●nc6000闫玉玲
为了提高空分设备的经济性，要求透平膨胀机由原来的风机制动和电机制动改为增压机制动，称之为增压透平膨胀机。它利用膨胀机在工作过程中产生的膨胀功，通过增压机将主空压机出来的气体增压(压比达1.3～1.57)，将膨胀机的进口压力由原来的0.5～0.65MPa(A)提高到0.75～1.03MPa(A)，这样，增加了单位气体的焓降，在空分设备所需冷量一定的情况下，减少了膨胀量，改善了上塔的精馏工况，提高氧提取率，增加氧产量，降低能耗，从而提高了整套空分设备的运转经济效益。
性能优良的增压透平膨胀机，一是要有高效率的膨胀机，在同等条件下能发出较多的膨胀功。二是要有高性能的增压机，它要在有限的功率下产生足够高的压缩比，这就要求增压机既要有高的效率还要有高的能量头。下面仅就6000m3/h细水雾喷头空分设备膨胀机中增压机的设计与应用情况作以下介绍。
一、设计工况参数
流 量 4000m3/h(标准状态)
进口压力 0.64MPa(A) 进口温度 15℃ 出口压力 0.96MPa(A) 绝对效率 75％ 消耗功率 ～65kw(设计要求) 无数字签名转 速 34000r/min 二、设计简介 增压机相当一台小流量单级离心压缩机。设计中，我们对级中的每一个部件都作了仔细的考虑，使进口管、叶轮、扩压器直至蜗壳的设计都具有非常良好的流体动力性能，以获得高的级效率。叶轮是级中最主要的元件，它不仅要有高的效率而且还要有高的能量头。对叶轮内部损失机理的理论分析认为，从叶轮进口到出口，气流的方向从轴向转为径向，这种性质的流动，相当于曲线通道内的流动，由于几何形状的缘故，使轮盖侧附近的压力损失较叶轮其他部位为大，这些损失包括摩擦损失、扩压损失(叶片负荷损失)及二次流损失。前两项损失分别与该处的速度和速度比有关，由于在轮盖侧具有最大的速度和速度比，因此这些损 失就集中在轮盖侧附近。根据二次流理论，人为造成这种结果的原因是由于所有低动量的流体微团将向轮盖侧方向移动，其结果是叶轮内所有各处所产生的低动量流体微团均在轮盖侧处流出。所以，轮盖附近的气流最容易分离和恶化，这种分离就影响到叶轮出口处气流的均匀性，轻则恶化进入扩压器的流场，重则会在轮盖附近形成由扩压器倒向叶轮的反流，产生反流损失。为了减少轮盖侧的流动损失，改善级性能，我们根据多年来的设计经验并运用NREC叶片详细分析程序，设计了具有混流式子午面形状的闭式三元叶轮。这种叶轮气体在流道中流动没有明显的转弯，比较光滑，流动性能好。另外，叶道中气流的速度梯度比较小，能量损失也比较小。
由于缺乏级中元件试验的有关数据，所以性能预测具有很大的误差。采用级效率法计算的关键就在于所取效率的准确性，对于小尺寸的三元叶轮这一点就显得更为困难。为了保证用户的使用和交货期，要求设计必须一次成功。设计中我们一方面根据经验选取级中元件的几何参数和气动参数进行气动热力计算，另一方面运用NREC程序对叶轮内部的流动进行了准三元流动分析，不断地优化设计参数，使其达到良好的状态。
考虑到膨胀机输出功率是一定的，要保证增压机和膨胀机有良好的匹配，就得使增压机的流量、压比符合设计要求，而且内功率接近膨胀机输出值。为此，我们设计了两只叶轮，
这两只叶轮装配尺寸相同具有互换性，子午面形状、进、出口直径、宽度完全相同，仅叶片出口角不同。B1叶轮β2A=45°、Z2=16，而B2叶轮β2A=55°、叶轮Z2=14，两者具有相同的叶片进口角和叶片角分布规律。两叶轮均为长短叶片，B1叶轮短叶片比较长，虹膜定位B2叶轮短叶片较短。目的想使B1叶轮级性能落在小流量区，B2叶轮级性能落在大流量区，以保证功率和流量与膨胀机相匹配。
在相同质量流量下的流动分析结果见表1。
轮盖流管相对速度的计算结果见 表1。从表1可以看出，此两只叶轮轮盖流管的W1/W2为1.224～相册加工设备1.471，而相对速度 的绝对值也都不大，对叶轮内部流动的影响强烈程度较弱，因此认为这两个叶轮都会有较高的效率。叶轮的叶型参数由计算机给出，和叶片采用数控五轴联动铣床整体铣制，而后再与轮盖钎焊而成，具有较小的损失和较高的强度。
无叶扩压器设计成具有等宽度曲线形的流道，表面进行了机械加工，蜗壳采用了圆形截面、等内径、侧置型式，以减少气体扩压过程中的流动损失。
三、性能测试及实际运行结果
为了检验气动性能是否达到设计要求，并为改进设计提供可靠的依据，我们在厂内进行了性能测试，主要试验结果见表2。
主要测试结果 表2
增压机号 B1叶轮级 B2叶轮级
流量m3/h 4000 4000
进口温度℃ 15 15
转速r/min 34000 34000
增压比ε 1.51 1.575
内功率kw 63.2 67.5
多变效率ηp 0.845 0.872
由表2的主要试验结果可以看出，在设计流量和转速下，两只叶轮级的压比和效率都达到和超过了设计要求，内功率也基本上与膨胀机发出的功率相吻合。试验结果证明，当W1/W2值较小时，(W1/W2〈1.5)，不论其他减速比值大小如何，由于叶道中具有较小的扩压度，叶片最大相对负荷△Wmax/W值的大小和Wmin的位置对损失影响不大，因此，可以获得较高的效率。
从表1相对速度分布的计算结果性能曲线可以看出，所有减速比的数值都是B2叶轮较大，反而B2叶轮级比B1叶轮级有着较高的压比和效率，且性能曲线偏向大流量侧。这主要是由于在这两个叶片负荷都比较小的叶轮中，尽管B2叶轮的叶片负荷大于B1叶轮，但是由于B
1叶轮具有较多的叶片数和较长的叶片及较小的候部截面，因此B1叶轮中叶片摩擦损失对效率的不利影响超过了B2叶轮中叶片负荷损失的影响，且导致滞止流量减小，性能曲线变陡。由流动分析可知，B2叶轮在流线进口有较大的正冲角，为了保持无冲击流动，最大工况点的位置和级的特性曲线就移向大流量区，由此可见，在这种情况下，采用增大叶片角，用较大叶片负荷获得较多能量头要比采用增加叶片数、以较小叶片负荷获得较高能量头更为有利。
表3列出了分别采用B1叶轮和B2叶轮的两台增压机在鄂城钢铁厂和抚顺乙烯化工有限公司6000m3/h空分设备上实际运行的部分数据。从这些运行数据可以看出，这两台增压机在正常运行状态时与膨胀机匹配较好，压比达到了1.48～1.58，级的多变效率达到0.801～0.828，可以满足空分设备的要求。
两台增压机实际运行结果 表3
四、结束语
空分设备透平膨胀机中的增压机虽属小流量机器，但只要能够设计出良好的子午面形状和叶片型线，将轮盖流管的平均相对速度比值W1/W2控制在1.5～1.6宠物屋范围内，一般都可获得较高的效率。在速度比不大的情况下，对于子午面形状相同的叶轮，为了获得较高的能
量头和级效率，取较大的叶片出口角β2A和较少的叶片数Z2，比取较小的叶片出口角β2A和较多的叶片数Z2更为有利。
增压透平膨胀机中增压机与膨胀机的良好匹配是提高增压机和膨胀机运行效率的关键，以空分设备长期实际运行所需要的流量作为增压透平膨胀机的设计流量较为合适。
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