方 菊

（康泰斯（上海）化學(xué)工程有限公司，上海 201210）

隨著化學(xué)工業(yè)的發(fā)展，離心式壓縮機(jī)逐步成為壓縮和輸送化工生產(chǎn)中各種氣體的關(guān)鍵機(jī)器。因其為動(dòng)設(shè)備，在輸送介質(zhì)時(shí)管道易受溫度及壓力等因素影響，產(chǎn)生載荷的附加作用力，若管道的支架點(diǎn)和支架型式設(shè)計(jì)不合理，就會(huì)導(dǎo)致相應(yīng)的管道局部作用受力不均衡、振動(dòng)嚴(yán)重，使設(shè)備管口所受力和扭矩較大[1]，破壞轉(zhuǎn)動(dòng)軸和轉(zhuǎn)子，進(jìn)而引起設(shè)備的非正常運(yùn)作，長期運(yùn)行將毀壞壓縮機(jī)，因此對其進(jìn)出口管線進(jìn)行強(qiáng)度和安全性的評價(jià)至關(guān)重要，主要包括管線的應(yīng)力柔性分析和設(shè)備管口的校核。

1 概述

本文以某項(xiàng)目中的壓縮機(jī)為例，對其進(jìn)口管線進(jìn)行模擬分析和管口校核。

2 應(yīng)力分析

2.1 模型建立

根據(jù)配管設(shè)計(jì)提供的軸測圖（如圖1），添加管道上支架點(diǎn)；根據(jù)壓縮機(jī)廠家的設(shè)備圖紙，設(shè)置管口的附加位移；對于管道系統(tǒng)的風(fēng)荷載和地震荷載也相應(yīng)的輸入?yún)?shù)，按照邊界條件處理。

圖1 壓縮機(jī)進(jìn)口管線軸測圖

2.2 結(jié)果分析

2.2.1 持續(xù)載荷作用下一次應(yīng)力校核[3]

管道中由于壓力、重力和其他持續(xù)載荷所產(chǎn)生的縱向應(yīng)力之和σL，不超過材料在設(shè)計(jì)溫度下的許用應(yīng)力[σ]h。運(yùn)行模型，SUS 安裝工況下查看應(yīng)力結(jié)果，σL/[σ]h最大值為0.294，小于1，表示該管道系統(tǒng)在持續(xù)載荷作用下的一次應(yīng)力通過。

2.2.2 偶然載荷和持續(xù)載荷共同作用下一次應(yīng)力的校核[3]

考慮到偶然荷載作用下蠕變的影響可以忽略，所以在校核一次應(yīng)力時(shí)，許用應(yīng)力可適當(dāng)放寬。管道在運(yùn)行狀態(tài)下，受到重力、壓力、其他持續(xù)荷載和偶然荷載所產(chǎn)生的縱向應(yīng)力之和σO，不超過材料在設(shè)計(jì)溫度下許用應(yīng)力[σ]h的1.33倍。運(yùn)行模型，OCC 偶然工況下查看應(yīng)力結(jié)果，σO/（1.33[σ]h）最大值為0.224，小于1，表示該管道系統(tǒng)在偶然載荷和持續(xù)載荷共同作用下的一次應(yīng)力通過。

2.2.3 二次應(yīng)力的校核[3]

管道的二次應(yīng)力σE應(yīng)在許用位移應(yīng)力范圍[σ]A內(nèi)，運(yùn)行模型，EXP 熱態(tài)工況下查看應(yīng)力結(jié)果，σE/[σ]A最大值為0.060，小于1，表示該管道系統(tǒng)的二次應(yīng)力通過，即壓縮機(jī)進(jìn)口管線的柔性較好。

2.2.4 管口校核

國內(nèi)外常采用美國石油學(xué)會(huì)標(biāo)準(zhǔn)API617 校核離心式壓縮機(jī)的管口受力，規(guī)定了壓縮機(jī)管口的許用合力和合力矩[4]。 如圖1的管道軸測圖，節(jié)點(diǎn)70、145及200處各設(shè)置了一剛性支吊架，在OPE 操作工況下所受載荷如下：節(jié)點(diǎn)70處Fx=0、Fy= 0、Fz=0；節(jié)點(diǎn)145處Fx=1 229N、Fy=-31 515N、Fz=9 374N；節(jié) 點(diǎn)200處Fx=877N、Fy=-20 322N、Fz=6 033N。

由結(jié)果可看出，70節(jié)點(diǎn)處的剛性支架受力為0，即表示管道運(yùn)行后，該支架未支撐住管道，處于脫空狀。這是由于壓縮機(jī)進(jìn)口附近的立管受熱膨脹，存在向上的位移，導(dǎo)致70節(jié)點(diǎn)處的支架不受力，從而引起整個(gè)管道系統(tǒng)受力的不平衡。一般在應(yīng)力分析過程中，應(yīng)盡量避免支架的脫空，以減小熱態(tài)工況下的一次應(yīng)力。在出現(xiàn)支架脫空現(xiàn)象時(shí)，應(yīng)先將此支架移除，若無此支架的管道系統(tǒng)一次應(yīng)力通過，則去除脫空支架，反之則采用彈簧支架代替剛性支架，以滿足管系一次應(yīng)力的要求。

根據(jù)模型的運(yùn)行結(jié)果，查看壓縮機(jī)進(jìn)口在OPE 工況下的受力，荷載分別為Fx=3 503N、Fy=-7 967N、Fz=-7 949N、Mx= -17 496N·m、My=2 350N·m、Mz=-10 304N·m。將上述荷載根據(jù)API617標(biāo)準(zhǔn)，校核單個(gè)管口的受力，計(jì)算如下所示：

壓縮機(jī)管口合力：

壓縮機(jī)管口合力矩：

從上述計(jì)算結(jié)果可知，壓縮機(jī)管口校核不通過，即進(jìn)口荷載過大，應(yīng)調(diào)整管線走向或改變支吊架的型式。結(jié)合該管線周圍的空間布局，先考慮從支架型式入手，將該管道系統(tǒng)上靠近壓縮機(jī)進(jìn)口的第一個(gè)剛性支吊架改為彈簧支架，管線走向不變；這樣可以減少垂直管道熱膨脹產(chǎn)生的熱態(tài)作用力，同時(shí)減小摩擦力的作用。

2.3 調(diào)整后管線應(yīng)力分析

2.3.1 應(yīng)力校核

運(yùn)行模型，SUS、EXP 和OCC 工況下查看應(yīng)力結(jié)果，σL/[σ]h最大值為0.295，小于1，σO/（1.33[σ]h）最大值為0.225，小于1，表示該管道系統(tǒng)的一次應(yīng)力通過；σE/[σ]A最大數(shù)值為0.063，小于1，表示該管道系統(tǒng)的二次應(yīng)力通過，即調(diào)整后的壓縮機(jī)進(jìn)口管線柔性依舊很好。

2.3.2 管口校核

調(diào)整后的壓縮機(jī)進(jìn)口管道，在操作工況OPE 下各支架所受載荷如下：節(jié)點(diǎn)70處Fx=0、Fy=-27 152、Fz=0；節(jié)點(diǎn)145處Fx=1 059N、Fy=-25 716N、Fz=7 642N；節(jié) 點(diǎn)200 處Fx=952N、Fy=-21 909N、Fz=6 503N。結(jié)果可看出各彈簧支架的受力均衡，避免了管線調(diào)整前剛性支架的脫空，由此解決了移除脫空支架后管道系統(tǒng)一次應(yīng)力不通過的問題；再者將剛性支架改為彈簧支架，也能改善壓縮機(jī)進(jìn)口在OPE 工況下的受力，荷載分別為Fx=230N、Fy=320N、Fz=-6 854N、Mx=-18 663N·m、My= 734N·m、Mz=-1 199N·m。根據(jù)API617 標(biāo)準(zhǔn)壓縮機(jī)的管口校核還是未通過，即僅通過改變支架的形式，并不能完全改善設(shè)備管口荷載，還需要對壓縮機(jī)進(jìn)口管線的走向進(jìn)行優(yōu)化。查看管口各方向荷載，可看出Z 向受力和X 向扭矩較大，這可能是由于Z 向水平管道熱態(tài)位移向壓縮機(jī)管口方向變形較大所引起的，所以為了降低彎頭處水平熱位移對管口力和力矩的影響，現(xiàn)將壓縮機(jī)進(jìn)口處的立管加長1 000mm，隨之另一端立管降低1 000mm，其余管道走向不變。2.3.3 二次調(diào)整后管口校核

通過調(diào)整壓縮機(jī)管道走向后，管口荷載分別為Fx=210N、1558N·m，可看出壓縮機(jī)進(jìn)口荷載Z 向受力和X 向扭矩明顯減小，根據(jù)API617 標(biāo)準(zhǔn)校核單個(gè)管口的受力，可得出即壓縮機(jī)進(jìn)口受力和力矩均在允許范圍內(nèi)，且各支架點(diǎn)受力荷載均衡。同時(shí)，該壓縮機(jī)的進(jìn)口管線一次應(yīng)力和二次應(yīng)力均通過校核，管線系統(tǒng)布局合理，可采用此方案應(yīng)用于實(shí)際工程的運(yùn)行。該項(xiàng)目已開車，根據(jù)現(xiàn)場工程師反饋，此壓縮機(jī)的進(jìn)口管線運(yùn)行工況平穩(wěn)，設(shè)備進(jìn)口完好，且法蘭密封面未出現(xiàn)泄漏現(xiàn)象，管道無異常振動(dòng)和較大變形量，彈簧支架受力良好，變形量正常。

3 結(jié)束語

壓縮機(jī)管線的應(yīng)力分析，首先應(yīng)科學(xué)合理地布局壓縮機(jī)的工藝管道，然后在節(jié)省投資和設(shè)備安全可靠運(yùn)行的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步優(yōu)化管道的柔性，并詳細(xì)分析設(shè)備管口受力的影響因素，盡可能改善管口的受力情況，使其通過API617校核。