靜玉曉，朱海山，崔月紅，楊澤軍，楊天宇

(中海油研究總院 工程研究設(shè)計(jì)院，北京 100028)

?

離心式壓縮機(jī)出口堵塞工況的動(dòng)態(tài)模擬

靜玉曉，朱海山，崔月紅，楊澤軍，楊天宇

(中海油研究總院 工程研究設(shè)計(jì)院，北京 100028)

離心式壓縮機(jī)廣泛應(yīng)用于海上油氣田開發(fā)，其設(shè)計(jì)、選型越來越倚重于動(dòng)態(tài)模擬成果。采用HYSYS動(dòng)態(tài)模擬技術(shù)，建立離心式壓縮機(jī)模型，從出口堵塞工況著手，分析其工作點(diǎn)、流量及出口壓力的變化特征，得到峰值壓力、平衡壓力與壓力高高報(bào)警值、高低壓管段容積等參數(shù)的內(nèi)在聯(lián)系，并獲取離心式壓縮機(jī)組的關(guān)閉壓力，對(duì)壓縮機(jī)系統(tǒng)管線的容積配置、出口管線設(shè)計(jì)壓力的選取、出口安全保護(hù)措施的設(shè)計(jì)和優(yōu)化等提出了建議。為離心壓縮機(jī)的工藝設(shè)計(jì)優(yōu)化提供參考。

離心式壓縮機(jī)；出口堵塞；HYSYS軟件；動(dòng)態(tài)模擬；峰值壓力

0 引言

在石油石化行業(yè)中，壓縮機(jī)是天然氣處理的關(guān)鍵設(shè)備，而離心式壓縮機(jī)[1]具有結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕和機(jī)組尺寸小等優(yōu)點(diǎn)，在海上大中型氣田的開發(fā)過程中更為多見，其動(dòng)力特征變化迅速[2]，一旦運(yùn)行不穩(wěn)，極易出現(xiàn)喘振、關(guān)斷和泄放等事故，在設(shè)計(jì)階段需考慮各種復(fù)雜工況，保證壓縮機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行并盡可能減少事故放空，其中緊急關(guān)斷事故對(duì)壓縮機(jī)的沖擊最大，其發(fā)生原因通常包括壓縮機(jī)組壓力、溫度異?；蛉剂蠚庀到y(tǒng)異常等，如壓縮機(jī)出口堵塞導(dǎo)致壓力高高，引發(fā)關(guān)停高壓報(bào)警。

以往在離心式壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)、選型中，所用參數(shù)通常基于穩(wěn)態(tài)模擬，這也是目前國(guó)內(nèi)的常見做法。國(guó)外知名廠商及設(shè)計(jì)公司等已普遍引入動(dòng)態(tài)模擬技術(shù)，對(duì)離心式壓縮機(jī)的啟停、關(guān)斷等過程進(jìn)行全面分析，以確定合理的控制流程和邏輯參數(shù)。由于引入了時(shí)間變量，其分析數(shù)據(jù)更加貼近生產(chǎn)實(shí)際，分析的重點(diǎn)多在于壓縮機(jī)體系的防喘振措施優(yōu)化[3-6]，對(duì)出口堵塞觸發(fā)關(guān)停這一工況較少提及，國(guó)內(nèi)對(duì)此的相關(guān)研究和應(yīng)用報(bào)道亦較為少見。因此，本文采用動(dòng)態(tài)模擬技術(shù)，研究離心式壓縮機(jī)出口堵塞工況，分析其動(dòng)態(tài)特性，以優(yōu)化工藝設(shè)計(jì)參數(shù)。

1 動(dòng)態(tài)模型建立

在眾多動(dòng)態(tài)模擬軟件中，Aspen Tech公司推出的HYSYS Dynamics軟件[7]功能強(qiáng)大、能繼承穩(wěn)態(tài)模擬和動(dòng)態(tài)模擬、通用性較好，故本文選用該軟件進(jìn)行動(dòng)態(tài)建模及分析。

1.1 建?；A(chǔ)

圖1為南海某海上中心處理平臺(tái)壓縮機(jī)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)建模的流程示意，來料天然氣經(jīng)入口滌氣罐除液后，由壓縮機(jī)增壓后進(jìn)入后冷器，然后進(jìn)入后續(xù)處理流程，流程設(shè)有防喘振控制回路，壓縮機(jī)出口設(shè)置壓力開關(guān)，壓力高高信號(hào)會(huì)觸發(fā)整個(gè)壓縮機(jī)系統(tǒng)關(guān)停。

圖1 壓縮機(jī)系統(tǒng)流程示意圖

壓縮機(jī)實(shí)際運(yùn)行參數(shù)如下：入口溫度35 ℃，入口壓力3 643 kPaA，出口壓力5 300 kPaA，流量300 000 Sm3/h，冷卻器出口溫度40 ℃，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量約為97 kg·m2，機(jī)組進(jìn)出口管線分別為20英寸(1英寸=0.025 4 m)和18英寸，模型中涉及的主要設(shè)備還有入口滌氣罐和后冷卻器，入口滌氣罐為立式，尺寸為2 000 mm(內(nèi)徑)×6 000 mm(筒體長(zhǎng)度)，壓縮機(jī)后冷卻器及相應(yīng)管線的容積約為7.5 m3。

天然氣組分為現(xiàn)場(chǎng)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)，摩爾質(zhì)量為28.58 g/mol，以甲烷為主(摩爾含量約53%)，CO2含量較高(摩爾含量約33%)。

1.2 模型介紹

圖2為采用HYSYS Dynamics建立的壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)模型，進(jìn)出口均采用壓力邊界，其中入口邊界壓力為4 000 kPaA，氣相出口邊界壓力為5 100 kPaA。液相出口邊界設(shè)為150 kPaA。入口流量通過流量調(diào)節(jié)閥FV控制，確保入口流量在期望范圍內(nèi)，壓縮機(jī)入口滌氣罐的液位通過液位調(diào)節(jié)閥LV控制，后冷卻器采用出口溫度控制方法，離心壓縮機(jī)的控制采用串級(jí)控制，即通過輸入功率的變化控制壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速，進(jìn)而控制壓縮機(jī)入口滌氣罐的壓力。在系統(tǒng)進(jìn)口、氣相出口、液相出口分別設(shè)有關(guān)斷閥(Shut Down Valve，SDV)，同時(shí)在氣相出口處設(shè)有壓力安全閥(Pressure Safety Valve，PSV)，閥門下游采用壓力邊界，設(shè)為150 kPaA。

圖2 HYSYS Dynamics中的壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)模型

利用HYSYS軟件中EVENT SCHEDULE功能，通過“觸發(fā)條件”和“執(zhí)行動(dòng)作”的組合，實(shí)現(xiàn)緊急關(guān)斷(Emergency Shut Down，ESD)控制邏輯，模擬壓縮機(jī)出口管線堵塞情景，即出口閥門突然意外關(guān)閉，壓縮機(jī)出口管線壓力將快速升高，達(dá)到壓力高高設(shè)定點(diǎn)時(shí)，將觸發(fā)壓縮機(jī)系統(tǒng)關(guān)停系列動(dòng)作：切斷壓縮機(jī)動(dòng)力輸入、打開防喘振閥門、關(guān)閉系統(tǒng)進(jìn)出口閥門，此后壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子將依靠慣性緩慢停止轉(zhuǎn)動(dòng)。在該控制邏輯中，壓縮機(jī)出口閥門的關(guān)閉方式為瞬間關(guān)閉，以模擬堵塞工況，壓縮機(jī)出口壓力高高報(bào)警值為5 500 kPaA，設(shè)置壓縮機(jī)入口SDV的關(guān)閉速率為5%/s，防喘振閥門的開關(guān)速率為50%/s，防喘振控制線比例為13%。

2 動(dòng)態(tài)模擬結(jié)果分析

2.1 工作點(diǎn)及流量變化曲線

圖3為出口堵塞導(dǎo)致壓縮機(jī)關(guān)停時(shí)其工作點(diǎn)的變化曲線，可以看到曲線呈“S”型，工作點(diǎn)首先快速向左側(cè)喘振區(qū)移動(dòng)，然后在靠近喘振線之前存在較尖銳的拐點(diǎn)，緊接著在壓縮機(jī)工作區(qū)間右側(cè)邊緣附近出現(xiàn)較平緩的拐點(diǎn)，最后緩慢歸0。在工作點(diǎn)變化曲線的初期，因?yàn)檫M(jìn)口切斷閥關(guān)閉，壓縮機(jī)入口流量迅速減少；而后防喘振閥門的開啟導(dǎo)致出現(xiàn)第1個(gè)拐點(diǎn)，此時(shí)系統(tǒng)產(chǎn)生大量回流，將工作點(diǎn)拉回正常區(qū)間；隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的降低，系統(tǒng)內(nèi)的壓差逐漸變小，此時(shí)出現(xiàn)第2個(gè)拐點(diǎn)，流量最終趨于0。以上特征說明模型中選取的防喘振參數(shù)是合理的，可以有效避免壓縮機(jī)在停機(jī)過程中進(jìn)入喘振區(qū)。

圖3 壓縮機(jī)工作點(diǎn)變化曲線

圖4是壓縮機(jī)在出口堵塞關(guān)停過程中的流量變化曲線，可以更加直觀地發(fā)現(xiàn)各流量的耦合特征。4條曲線分別代表壓縮機(jī)入口流量、滌氣罐入口流量、上游來流量和防喘振回流量，對(duì)應(yīng)圖2中的物流08，04，02和20。開始時(shí)刻，防喘振回流量為0，其余3股物流的流量基本一致；隨后壓縮機(jī)關(guān)停且入口閥門關(guān)斷，上游來流量迅速減少，防喘振回流量急劇增大，二者的交叉耦合導(dǎo)致滌氣罐入口即04號(hào)物流的流量呈現(xiàn)“先增大后減小”的倒“U”型特征，當(dāng)上游來流量降低為0后，滌氣罐入口流量即等于防喘振回流量。在這個(gè)過程中，壓縮機(jī)入口流量并沒有與滌氣罐入口流量同步變化，而是先降低后升高，即有一定滯后性，原因在于二者之間的滌氣罐存在較大容積，當(dāng)入口閥門關(guān)閉后，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子因慣性并不會(huì)立即停止，仍存在較強(qiáng)的抽吸現(xiàn)象，防喘振回流需要先補(bǔ)充這部分缺口，然后才會(huì)提升壓縮機(jī)的入口流量；最后隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的進(jìn)一步降低，壓縮機(jī)入口流量、滌氣罐入口流量和防喘振回流量3條曲線逐漸匯合到一起，并緩慢降低，對(duì)應(yīng)了圖3中第2個(gè)拐點(diǎn)之后的變化過程。

圖4 壓縮機(jī)流量變化曲線

2.2 壓力/轉(zhuǎn)速變化規(guī)律

圖5為出口堵塞導(dǎo)致壓縮機(jī)關(guān)停過程中的壓力和轉(zhuǎn)速曲線，可以看出：當(dāng)出口壓力達(dá)到高高報(bào)警值5 500 kPaA時(shí)，壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速開始降低，這表明壓力信號(hào)觸發(fā)了壓縮機(jī)系統(tǒng)的關(guān)停動(dòng)作，但是此后出口壓力仍繼續(xù)升高，最終達(dá)到峰值5 841 kPaA，然后才呈下降趨勢(shì)；在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下降的同時(shí)，其入口壓力的升高呈先快后慢趨勢(shì)，最終與出口壓力匯合到一起，約為4 400 kPaA，這意味著壓縮機(jī)體系內(nèi)進(jìn)口低壓段和出口高壓段的氣體達(dá)到均衡狀態(tài)。在工藝設(shè)計(jì)中，該壓力可作為壓縮機(jī)入口設(shè)備設(shè)計(jì)壓力的參考值。

圖5 壓縮機(jī)壓力和轉(zhuǎn)速曲線(出口堵塞觸發(fā)關(guān)停)

式中：T為溫度；n為物質(zhì)的量；P為系統(tǒng)壓力；Z為壓縮因子；V為體積；R為氣體常數(shù)，取8.31 J/(mol·K)；下標(biāo)1～j為壓縮機(jī)體系中的不同部分；s為停機(jī)穩(wěn)定狀態(tài)。

模型穩(wěn)定后，各節(jié)點(diǎn)的參數(shù)見表1，其中物質(zhì)的量n通過氣體狀態(tài)方程pV=nZRT計(jì)算得出。

表1 壓縮機(jī)模型中各設(shè)備及管段參數(shù)匯總

通過式(1)可以算出，壓縮機(jī)正常關(guān)停后，體系內(nèi)的穩(wěn)定壓力約為4 065 kPaA，小于模擬值，這是因?yàn)槟M中壓縮機(jī)關(guān)停是由出口壓力高高觸發(fā)的，關(guān)停瞬間出口管段內(nèi)的壓力高于正常操作壓力，因此若運(yùn)用公式計(jì)算壓縮機(jī)關(guān)停參數(shù)，建議采用壓力高高工況下的參數(shù)。

此外，本文研究了另外一種極端工況，即壓縮機(jī)出口出現(xiàn)堵塞時(shí)不觸發(fā)任何動(dòng)作時(shí)的運(yùn)轉(zhuǎn)特性。該工況下的壓縮機(jī)壓力和轉(zhuǎn)速特性曲線如圖6所示，可以看出：壓縮機(jī)進(jìn)出口壓力及轉(zhuǎn)速均出現(xiàn)了不同程度的升高。入口壓力升高，一是因?yàn)榉来窕芈烽_啟，高壓氣體回流，二是因?yàn)槿肟陂y門處流量幾乎為0，閥門前后壓力趨于一致；而壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速及出口壓力均是先快速升高后平緩達(dá)到穩(wěn)定值，穩(wěn)定壓力約為7477 kPaA，即離心壓縮機(jī)出口堵塞后，在不停機(jī)的情況下，出口壓力存在一個(gè)限值，稱為關(guān)閉壓力，該值應(yīng)與壓縮機(jī)的特性曲線即自身特性有關(guān)。

圖6 壓縮機(jī)壓力和轉(zhuǎn)速曲線(出口堵塞無動(dòng)作)

2.3 壓力安全閥泄放

在工藝設(shè)計(jì)中，壓縮機(jī)出口管線設(shè)計(jì)壓力的取值和是否需要設(shè)置壓力安全閥均與壓縮機(jī)關(guān)閉壓力有關(guān)，若設(shè)壓力安全閥，其設(shè)定壓力一般小于等于管線的設(shè)計(jì)壓力。圖7為壓力安全閥設(shè)定壓力6 000 kPaA情況下，出口堵塞導(dǎo)致超壓泄放時(shí)，各標(biāo)準(zhǔn)安全閥孔板系列對(duì)應(yīng)的閥前壓力，從M系列到R系列，孔板尺寸逐級(jí)增大。由圖7可以看出：隨著孔板尺寸的不斷減小，發(fā)生超壓泄放時(shí)的閥前壓力不斷增高，甚至超過了堵塞工況安全閥的最大允許積聚壓力，即設(shè)定壓力的1.1倍，說明該安全閥尺寸偏小，由此可輔助進(jìn)行壓力安全閥的選型，對(duì)于本模型來說，建議選擇大于Q系列的孔板型號(hào)。

圖7 不同安全閥泄放時(shí)對(duì)應(yīng)的閥前壓力

圖8為堵塞工況下，選用同樣安全閥孔板尺寸時(shí)，不同設(shè)定壓力對(duì)應(yīng)的泄放量隨時(shí)間的變化曲線，可以看出：隨著設(shè)定壓力的升高，安全閥的開啟時(shí)間延后，且峰值泄放量不斷降低，在設(shè)計(jì)中，若壓縮機(jī)出口管線配置壓力安全閥，可在同等磅級(jí)范圍內(nèi)盡量提高安全閥的設(shè)定值，以期降低泄放系統(tǒng)的設(shè)計(jì)規(guī)模；當(dāng)安全閥設(shè)定壓力提高至7 500 kPaA后，管線設(shè)計(jì)壓力已超過壓縮機(jī)的關(guān)閉壓力，即使出口堵塞而壓縮機(jī)未停止運(yùn)行，安全閥也不會(huì)起跳，因此可以取消安全閥；當(dāng)設(shè)定值為7 000 kPaA時(shí)，泄放量曲線存在一段較尖銳的階躍，這表明安全閥在短時(shí)間內(nèi)完成了數(shù)次開啟、回座過程，即“頻跳”，建議在設(shè)計(jì)中盡量避免這種現(xiàn)象發(fā)生。

圖8 安全閥不同設(shè)定值對(duì)應(yīng)的泄放量

2.4 敏感性分析

2.4.1 管線容積

圖9為壓縮機(jī)配置不同的高低壓段容積時(shí)，出現(xiàn)堵塞關(guān)停工況后的峰值壓力和平衡壓力，可以看出：隨著高壓段容積的增加，壓縮機(jī)停機(jī)過程中的峰值壓力逐漸降低，但是降幅不大，而停機(jī)后的系統(tǒng)平衡壓力呈上升趨勢(shì)，這表明增加的高壓段容積可以提供一定的壓力緩沖空間，但反過來也會(huì)成為壓力源，導(dǎo)致平衡壓力升高。

圖9 管線容積對(duì)壓縮機(jī)系統(tǒng)壓力的影響

2.4.2 壓力高高報(bào)警點(diǎn)

圖10為壓縮機(jī)設(shè)置不同的出口壓力高高報(bào)警值時(shí)，出現(xiàn)堵塞關(guān)停工況后的峰值壓力和平衡壓力，可以看出：隨著壓力高高報(bào)警設(shè)定點(diǎn)的升高，壓縮機(jī)停機(jī)過程中的峰值壓力有較小幅度的升高，與高高報(bào)警壓力的差值減小，而系統(tǒng)內(nèi)的停機(jī)平衡壓力變化不大。可以預(yù)見，隨著壓力高高報(bào)警值的逐步升高，關(guān)停過程中出現(xiàn)的峰值壓力將無限逼近關(guān)閉壓力。

圖10 壓力高高報(bào)警點(diǎn)對(duì)壓縮機(jī)系統(tǒng)壓力的影響

3 結(jié)論

本文對(duì)離心壓縮機(jī)的出口堵塞工況進(jìn)行了動(dòng)態(tài)模擬，獲取該工況下的峰值壓力、平衡壓力和關(guān)閉壓力，得到以下結(jié)論：

(1) 離心式壓縮機(jī)高低壓段管線容積比例對(duì)壓縮機(jī)平衡壓力影響較大，該比例宜控制在0.5左右；

(2) 在同一磅級(jí)范圍內(nèi)，可適當(dāng)提高壓縮機(jī)出口管線的設(shè)計(jì)壓力，從而降低泄放系統(tǒng)的設(shè)計(jì)規(guī)模；

(3) 離心式壓縮機(jī)出口壓力高高設(shè)定值對(duì)壓縮機(jī)峰值壓力和平衡壓力的影響均較小，在設(shè)計(jì)中宜結(jié)合設(shè)計(jì)壓力和關(guān)閉壓力綜合選??；

(4) 若離心式壓縮機(jī)出口壓力安全閥設(shè)定值選取不當(dāng)會(huì)出現(xiàn)頻跳現(xiàn)象，設(shè)計(jì)中應(yīng)極力避免。

本文的研究結(jié)果對(duì)壓縮機(jī)系統(tǒng)管線的配置、出口管線設(shè)計(jì)壓力的選取、出口安全保護(hù)措施的設(shè)計(jì)優(yōu)化等均有較好的指導(dǎo)意義。

[1] 彭德厚.壓縮機(jī)操作工[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2014.

[2] 靳兆文.壓縮機(jī)運(yùn)行維修實(shí)用技術(shù)[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2014.

[4] HANSEN C.Final Thesis:Dynamic Simulation of Compressor Control Systems [D].Esbjerg:Aalborg University,2008.

[5] PATEL V,TECHNICALADVISOR C,FENG J,et al.Application of Dynamic Simulation in the Design,Operation,and Troubleshooting of Compressor Systems[J].Proceedings of the Thirty-Sixth Turbomachinery Symposium，2007.

[6] WEI J,KHAN J,DOUGAL R A.Dynamic Centrifugal Compressor Model for System Simulation[J].Journal of Power Sources,2006,158(2):1333-1343.

[7] 陸恩錫，張慧娟．化工過程模擬——原理與應(yīng)用[M]．北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2011.

[8] 王汝軍,宋風(fēng)連,劉火強(qiáng).壓縮機(jī)系統(tǒng)泄放閥計(jì)算[J].投產(chǎn)與運(yùn)行,2015,34(4):413-416.

Dynamic Simulation of Centrifugal Compressor in Case of Outlet Blockage

JING Yuxiao，ZHU Haishan，CUI Yuehong，YANG Zejun，YANG Tianyu

(Engineering Research & Design Department,CNOOC Research Institute, Beijing 100028，China)

Centrifugal compressor is widely used in the offshore oil and gas field development,while its dynamic simulation result is applied more and more frequently.With the HYSYS simulation technology,the centrifugal compressor dynamic model is built.The variation characteristics of operating point,flowrate and the outlet pressure are analyzed on the basic of outlet blockage case.The internal relations among the peak pressure,settle-out pressure,high high alarm pressure and pipe section volume is discussed.The shutoff pressure of centrifugal compressor is obtained by dynamic model.Some suggestion is proposed for the configuration of compressor pipeline system,selection of outlet pipeline design pressure and design of protection measures.It provides reference for technological design optimization of centrifugal compressor.

centrifugal compressor; outlet blockage; HYSYS software; dynamic simulation; peak pressure

2016-07-12

靜玉曉(1985-)，男，工程師

1001-4500(2017)03-0093-08

TE866

B