摘要:目前高速卫生纸机多采用靴式压榨、燃气气罩的高耗能设计。本文提出采用大直径单压榨辊提高压榨能力，改进烘缸传热设计，利用普通过热蒸汽，改进射流设计方案，从而节约蒸汽用量，以使高速卫生纸机实现节能的目标。关键词:节能卫生纸机；压榨；烘缸；气罩

　　在“一带一路”战略实施的关键时期，如何进行创新、如何升级换代、如何替代进口、如何“走出去”，创造自有知识产权的产品，成为我国造纸装备制造业迫切需要解决的问题。笔者以节能高速卫生纸机的国产化探讨为题与同行交流。

　　节能高速卫生纸机泛指车速达1800m/min以上，并且吨纸耗能低的卫生纸机。高速卫生纸机已有20余年历史，过去均采用大型铸铁扬克烘缸、燃气气罩与靴式压榨，以达到高车速、高产量。随着能源价格上升，人们开始考虑设计节能的高速卫生纸机。设计的中心思想是：提高压榨能力，使用高热效烘缸和高热效蒸汽气罩，以此达到节能目的。

　　当前国际上大型造纸机械制造企业，均相继推出使用蒸汽气罩为主流的高速卫生纸机。如TOSCOTEC公司有车速2000m/min的卫生纸机，幅宽5600mm，使用6.71m（22英尺）钢制扬克缸、五辊悬臂新月型成形器、直径1540mm的成形辊，以及全蒸汽气罩。安德里茨有车速2000m/min的卫生纸机，使用6.10m（20英尺）钢制扬克缸、全蒸汽气罩，是节能的高速卫生纸机。最近Voith有一台为中国台湾某纸业公司制造的卫生纸机,车速达2001m/min，采用直径5.5m钢制烘缸、全蒸汽气罩，通过压榨后干度达到46.5%，创蒸汽气罩车速最高记录。

　　从国外节能高速卫生纸机的生产经验来看，车速能达到1800m/min以上，用蒸汽气罩代替燃气气罩，可节约能源。当然也不必照抄国外的方法，独立自主开发节能的高速卫生纸机也具备可行性。本文就压榨、烘缸及气罩等部分的设计分别进行分析。

　　1压榨

　　提高湿纸幅压榨后的干度非常重要，意大利CRISTINI公司曾提出：“提高1%的压榨能力，将节约烘缸4%的能源[1]”。因此如何提高压榨部脱水能力是高速卫生纸机节能的首要目标。

　　1.1包胶辊压榨

　　笔者开发了具有自主知识产权的包含热影响的压榨分析软件NipComp[2]。常规包胶压榨辊一般选用聚氨酯包胶，包胶厚度25mm，辊径1500mm，包胶硬度25PJ；烘缸直径6.10m（20英尺），压榨辊线压力140kN/m。经过NipComp计算得出：压区宽度达66.07mm，峰值压力2.84MPa，保压时间1.98ms，压榨冲量值4.2kPas，NipComp软件界面如图1所示。从计算结果看出，本项设计压区宽，压力峰值大，压区冲击值高，因此压榨效果很好。该项基本参数很适合生产薄页纸设备用的托辊。

　　需要说明的是，使用包胶辊压榨会产生一个不利因素，即回湿现象[3]（如图2所示）。产生回湿的因素很多，为降低回湿现象，正确选择毛布非常重要，如CRISTINI生产的压榨专用毛布SEAM[1]就很大程度降低了回湿现象。目前国内尚无法生产压榨专用毛布，另外也尚不能生产高速纸机用毛布。

　　1.2靴压

　　靴压是一个较新的技术，Voith的NipcoFlex靴式压榨技术用于高速卫生纸机，提高了出压榨部纸幅干度，减少了蒸汽消耗[1]。目前国内厂商已经可以制造靴压设备，但造价极高，其中所用靴套尚需进口，价格也较高。靴压脱水效果非常明显，首先是压区更宽，有更高的峰值压力；

　　二是没有回湿现象发生。由于经过靴压压榨后出压榨干度提高，纸机则可以选用小一些的烘缸，例如5.49m（18英尺）的烘缸即可。图3为压区宽度与线压力关系图。

　　由图3可知，与压榨辊压榨相比，靴式压榨压区宽，压力峰值高，且没有回湿现象。应该注意的是，生产卫生纸的峰值压力不能过高，否则会将湿纸幅压溃。做好压榨设计至关重要，当加大托辊直径，加大线压力，其效果可比拟双托辊结构，但略低于靴压结构效果，上列设计计算能保证压榨要求的干度，经计算分析，其干度>40%。因此采用单压榨辊压榨，加大压榨辊直径、增加线压力的设计方案可以达到与靴压近似的效果，同时可以节约投资。在压榨设计中不能刻意追求压区宽度，压区中压应力计算如式（1）所示。N为线荷载；b为压区宽度。由式（1）可以看出，压应力与压区宽度成反比，当压区宽度上升时，压应力下降，对于薄页纸的压榨，压应力应保证一定数值。应该说明的是，托辊对于烘缸的线压力并非真正的线压力，而是一个面荷载，这个荷载应该在压区分析的基础上以面荷载作用于烘缸，需通过面荷载非线性有限元分析。

　　2烘缸

　　节能高速卫生纸机的烘缸均采用钢制烘缸。钢制烘缸的设计涉及到传热设计、强度设计、疲劳设计及稳定性设计。

　　2.1传热设计

　　上述4项设计中首要的是传热设计。其优化目标是：首先在同样的温度条件下，使得烘缸表面有最大的热流密度。其次给定温度场分析，为温度应力分析提供依据（如图4所示）。

　　通过烘缸加肋肋型的优化设计，计算可得到不同肋型的烘缸表面的热流密度，理论分析表明，肋高度为25~30mm最经济。肋型设计的另一个重要指标是烘缸表面温度均匀分布，即任意两点的温度差不超过1℃，否则生产的纸张质量不佳。

　　2.2强度分析

　　烘缸作为压力容器应按照GB150—2001《压力容器》规范进行强度计算与优化设计。烘缸的有限元分析应使用全国锅炉压力容器标准化技术委员会认定的程序进行计算分析，如ANSYS、ABAQUS等软件。烘缸缸体采用“等面积法”做强度验算（见图5）。

　　等面积法就是将加肋烘缸当量化为一个特定厚度的光缸的近似计算方法。其当量厚度计算如式（2）所示。需要说明的是，当量厚度只是烘缸强度设计的必要条件，并非充分条件。

　　2.3刚度计算钢制烘缸有别于铸铁烘缸，钢制烘缸缸体在线荷载作用下会发生变形，加肋缸体变形最大处——缸体中心的最大变形量应予以限制，见式（3）。

　　关于最大变形量的计算可根据文献[4]进行近似计算。应该指出的是，当增大线荷载时，需增加沟槽底至烘缸表面厚度，以增加肋的长度方法来增加刚度的效果较差[4]。

　　2.4稳定性分析

　　钢制烘缸在线荷载的作用下，有失稳的可能性，为此要进行稳定性分析。由于扬克烘缸为加肋的圆柱壳，解析解无法进行，可借助于有限元分析。ANSYS有专用程序进行稳定性分析，大量的实例分析计算表明，烘缸在线荷载作用下，稳定性较高。

　　2.5疲劳分析

　　烘缸在线荷载作用下，缸体承受交变应力，因此应进行疲劳强度分析，其计算方法可参阅文献[5]的详细论述。

　　2.6中高线

　　扬克烘缸的中高线应该由烘缸设计师给出，以便在烘缸加工过程中完成加工出中高线。关于烘缸中高与托辊中高互相作用问题，见图6所示的3种相互作用情况[6]。烘缸中高由烘缸结构设计与运行工况所确定，即为固有的，而托辊的中高要根据烘缸的中高、辊芯及包胶设计通过有限元分析，来确定包胶辊中高,以达到图6（b）所示的两个中高相互补偿作用的情况。常规用公式计算包胶辊中高的方法难以取得正确的中高线。

　　2.7烘缸冷凝水排除设计

　　烘缸冷凝水的热阻是钢铁材料的40余倍，它很大程度上降低了烘缸的传热效率，因此做好烘缸的排水设计至关重要。加肋烘缸已将冷凝水集中到沟槽内，如何高效地将冷凝水排出，设备制造企业也想了多种设计方案。总体来看，烘缸快速排出冷凝水的重要方法为冷凝水的雾化传输，即采用虹吸管排出冷凝水的设计方案。虹吸管示意图见图7。虹吸管雾化段变径长度应该不低于60mm，该设计方案可提高40%的冷凝水流量。

　　3蒸汽气罩

　　近年来开发的节能卫生纸机均采用蒸汽气罩。为弥补蒸汽气罩气流温度低的问题，在整体设计时一方面需提高压榨能力、加大烘缸尺寸以提高烘缸热效率；另一方面则要提高蒸汽气罩的干燥性能。蒸汽气罩研究包括两方面的内容：一是气罩本身的节能设计，如何设计节能气罩；二是蒸汽气罩的传热设计，因为国内只能使用温度为160℃的蒸汽，关键是如何将这160℃蒸汽发挥到极致。气罩设计要素包括以下几方面。

• 喷嘴的几何要素

• 气罩与烘缸的间隙

• 风速、温度与干度

• 能源选择

• 送风系统与热回收设计

　　3.1系统设计

　　图8所示是某扬克烘缸蒸汽气罩的双平行系统图，分湿部与干部。

　　图8扬克烘缸蒸汽气罩的干湿部平行系统干燥的空气系统配置可参阅PaoloDiMarco的论文[7]有详细介绍，该论文详尽论述了设备及操作的问题，单系统扬克烘缸蒸汽气罩能耗要比双系统高1.0%。

　　3.2传热设计

　　最根本的问题是对于扬克烘缸蒸汽气罩内传热性质的认识。高压热空气通过孔板喷射到包覆潮湿纸幅的烘缸上，因此它是一个射流传热。射流传热是对流传热的一种工况。当前使用蒸汽的气罩，蒸汽温度约为160℃。目前节能扬克烘缸蒸汽气罩设计的目标是达到最大的传热效能。因此，关键问题是射流传热的优化设计。

　　3.2.1射流传热的优化设计

　　射流传热模型[8]如图9所示，其主要参数有：喷嘴直径D、喷嘴到冲击面（烘缸）的距离H。从扬克纸机生产实践情况看，射流传热的设计研究工作大约分为两个阶段，应该以1980年为界。第一阶段：1980年以前，扬克纸机速度不高，大都在1200m/min以内，气罩送风温度大约在100℃，采用蒸汽气罩。第二阶段：随着生产的发展要提高车速，单靠烘缸干燥已无能为力，此时出现了燃气气罩，其送风温度最高可达600~700℃，这样气罩干燥能力大大提高。近年来由于能源价格上涨，为了减少能源消耗，降低能源成本，普遍采用蒸汽气罩。当前使用的蒸汽气罩，蒸汽温度约为160℃，如何使其达到最大的传热效能是笔者设计的目的。图10所示为Nu数在不同H/D比值、Pr值下，随r/D变化图，其中Pr值表示Prandtl数，r为射流孔半径。在不同的H/D情况下，被空气冲击物体表面，在滞止区内滞止点的传热强度最高。在不同的H/D比值下，被空气冲击物体表面Nu数变化可由图10[9]看出。

　　图10中ReD与NuD的计算分别见为式（4）与式（5）。式中，NuD为喷嘴直径D的努塞尔数；hr为滞止点传热系数；D为喷嘴直径；λ为气体的导热系数。由图10分析可知，①喷射距离对于传热的影响。由上述分析可得，射流孔板与被射流体即烘缸间距是影响传热的重要因素，建议将气罩环边与烘缸间距设计为18~20mm，主要目的是有一充足的间隙以阻止纸幅堵塞，间隙太大将使传热损失[10]。②射流速度对于传热的影响。射流速度直接影响着Re数。射流速度uE的提高将使Re数提高，Re数的提高将使传热系数提高，射流速度应该≥烘缸转动线速度4倍。

　　3.2.2射流孔板的设计

　　目前射流孔板设计有多种形式[10],其中最优化的设计为等边三角形孔分布，如图11所示，三角形射流孔板设计方法的选型如图12所示。

　　重要的是蒸汽气罩在设计与工程使用中，其气体射流速度应该达到给定速度，否则达不到传热效果。工程实践上的射流气体流速不易测量，为此，应该从气体箱中引出气体压力与气体温度测量装置。当送风结构设计中的送风压力、温度、射流孔板结构设计等因素确定即可计算出射流气体速度。为此，蒸汽气罩设计者和制造商在气罩出厂同时，应给出一个气体压力与温度所对应的计算表，以便纸厂调整气体的压力与温度，达到规定的射流气体速度。

　　4结语

　　本文主要论述节能高速卫生纸机可行性分析及其设计，更偏重于蒸汽气罩的设计，因为以蒸汽供热的蒸汽气罩是当今节能设计的主要装置，且国内在这方面涉及研究较少。

　　4.1选择好压榨设计。

　　选择靴式压榨最好，可以减低气罩干燥压力，同时可以减小烘缸尺寸。但靴压投资较高，且靴套国内尚不能生产。当选择普通压榨辊时，适当进行设计，在纸机车速2000m/min时，选择直径6.10m（20英尺）烘缸配套也是可行的。

　　4.2烘缸设计要选择加肋钢制烘缸，设计好肋型，选择好排水系统至关重要，这是提高烘缸干燥效率的基本保证。

　　4.3蒸汽气罩设计是节能高速纸机的重要内容，文中已进行了详尽的论述。

　　4.4运行最佳化也是极为重要的方面。本项研发可利用自有知识产权，使用最小投资，建造节能卫生纸机。