不同調(diào)控方式下寬工況壓縮機(jī)適應(yīng)性分析

曹顏玉，龍瑤妹，趙剛，溫洪波，高秀峰，蔡柳溪，王旭岑，李云

（1. 海洋石油工程股份有限公司特種設(shè)備分公司，天津 300000；2. 西安交通大學(xué)，西安 710049；3. 中海石油（中國(guó)）有限公司海南分公司，海口 570100）

往復(fù)壓縮機(jī)是海上平臺(tái)油氣開采與運(yùn)輸環(huán)節(jié)必不可少的設(shè)備。由于海上平臺(tái)工況復(fù)雜且隨著年份的推移氣量、出口壓力等參數(shù)變化幅度大，往往單一流量調(diào)控技術(shù)不能滿足要求，需要設(shè)計(jì)合適的氣量調(diào)控方案調(diào)節(jié)壓縮機(jī)氣量。不同調(diào)控方案下壓縮機(jī)動(dòng)力性能、氣閥性能以及振動(dòng)和脈動(dòng)情況等會(huì)發(fā)生改變，對(duì)壓縮機(jī)運(yùn)行的穩(wěn)定性及安全性有不同程度的影響。因此，寬工況壓縮機(jī)在調(diào)控方案下的適應(yīng)性分析是十分必要的。

目前，壓縮機(jī)氣量調(diào)節(jié)方法發(fā)展較為成熟，李金波對(duì)四種常用流量調(diào)節(jié)方式的原理進(jìn)行了介紹，并比較了各調(diào)節(jié)方式的特點(diǎn)及適用范圍[1]。為研究流量調(diào)節(jié)方式對(duì)壓縮機(jī)性能的影響，李穎從熱力學(xué)、運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)三個(gè)方面分析了變工況往復(fù)壓縮機(jī)采用頂開吸氣閥調(diào)節(jié)時(shí)的穩(wěn)定性[2]；許群通過(guò)分析頂開吸氣閥調(diào)節(jié)對(duì)壓縮機(jī)動(dòng)力學(xué)性能的影響，對(duì)氣量調(diào)節(jié)裝置進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)[3]。蘭洪強(qiáng)等人則研究了往復(fù)壓縮機(jī)在變轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)下的適應(yīng)性[4]。已有相關(guān)研究均為某一種氣量調(diào)節(jié)方式對(duì)壓縮機(jī)性能的影響的研究，其研究方法可為本研究提供指導(dǎo)[5-9]。

本文以某海洋平臺(tái)用寬工況壓縮機(jī)為例，基于壓縮機(jī)的動(dòng)力分析和氣閥運(yùn)動(dòng)仿真等，分析該壓縮機(jī)在典型工況下的調(diào)控策略對(duì)壓縮機(jī)的動(dòng)力性能、氣閥特性以及反向角變化的影響，獲得寬工況壓縮機(jī)調(diào)控方案的適應(yīng)性，為調(diào)節(jié)方案的設(shè)計(jì)提供理論支持，保證寬工況下壓縮機(jī)的高效安全運(yùn)行。

1 壓縮機(jī)主要工況參數(shù)及調(diào)控方案

某海洋平臺(tái)閃蒸氣壓縮機(jī)為兩級(jí)四列對(duì)稱平衡性往復(fù)壓縮機(jī)，每一級(jí)壓縮機(jī)都有兩列，每一列壓縮機(jī)有兩個(gè)工作腔，分別為蓋側(cè)工作腔和軸側(cè)工作腔，結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 某海洋平臺(tái)兩級(jí)四列對(duì)動(dòng)式往復(fù)壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of the structure of a reciprocating compressor on an offshore platform

根據(jù)海洋平臺(tái)設(shè)計(jì)投產(chǎn)的情況，該壓縮機(jī)工作的工況在不同的年份變化較大。為了更有針對(duì)性地研究往復(fù)式壓縮機(jī)在寬工況下的適應(yīng)性，分析生產(chǎn)工藝在不同年份的特點(diǎn)，最終選擇5 個(gè)工況點(diǎn)進(jìn)行研究，分別是壓縮機(jī)的額定設(shè)計(jì)能力、油氣產(chǎn)量最高的2020 年、濕氣壓縮系統(tǒng)投產(chǎn)的2027 年、有最大加熱及冷卻負(fù)荷的2032 年以及產(chǎn)水量最高的2041 年。通過(guò)工藝分析與熱力分析，得到5 種工況下壓縮機(jī)體積流量、進(jìn)出口壓力、溫度以及功耗的變化，如表1～4所示。

表1 典型工況下各級(jí)壓縮機(jī)進(jìn)出口流量Table 1 Compressor inlet and outlet flows at all levels under typical operating conditions

由表1～3 可知，該海洋平臺(tái)壓縮系統(tǒng)所處理氣體的體積流量、壓力、溫度均隨年份變化，其中表1 中壓縮機(jī)進(jìn)氣流量逐年減少且降幅較大。表2 中，2027 年壓力開始降低，其變化主要與油氣運(yùn)輸管線的需求側(cè)、開采的原料氣壓力以及生產(chǎn)平臺(tái)后續(xù)工藝有關(guān)，需要下一段工藝進(jìn)行保證壓縮機(jī)系統(tǒng)背壓。此外，四個(gè)典型年份的排氣溫度都比實(shí)際設(shè)計(jì)的最大承受排氣溫度要低，說(shuō)明排氣溫度對(duì)于壓縮機(jī)系統(tǒng)是可靠的。表4 則說(shuō)明不同工況下流量變化對(duì)壓縮機(jī)功耗影響較大，2020 年功耗是2041 年功耗的23.2 倍，如果不進(jìn)行調(diào)控，這對(duì)電機(jī)系統(tǒng)的可靠性會(huì)帶來(lái)了極大的挑戰(zhàn)。

表2 典型工況下各級(jí)壓縮機(jī)進(jìn)出口壓力Table 2 Compressor inlet and outlet pressures at all levels under typical operating conditions

表3 典型工況下各級(jí)壓縮機(jī)進(jìn)出口溫度Table 3 Compressor inlet and outlet temperatures at all levels under typical operating conditions

表4 典型工況下各級(jí)壓縮機(jī)功耗及總功耗Table 4 Power consumption at all levels and total power consumption of compressors under typical operating conditions

由于流量變化率最大可達(dá)95.08%。因此，僅采用一種氣量調(diào)節(jié)方法難以滿足調(diào)控要求。為了滿足調(diào)控要求，并具有較好的經(jīng)濟(jì)性，擬采取減少壓縮機(jī)工作氣缸數(shù)量、余隙容積調(diào)節(jié)以及降低電機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)或排氣旁通調(diào)節(jié)等聯(lián)合使用的調(diào)控方案，以滿足工況要求。其中，2020 年流量變化相對(duì)較小，采用余隙容積調(diào)節(jié)的方式調(diào)節(jié)壓縮機(jī)蓋側(cè)余隙即可滿足要求；2027 年則在采用余隙容積調(diào)節(jié)的基礎(chǔ)上，使用第一級(jí)、第二級(jí)壓縮機(jī)的一個(gè)工作腔工作進(jìn)行流量調(diào)節(jié)；2032 年的流量有一個(gè)更大幅度的降低，針對(duì)本年份工況，給出A、B 兩種調(diào)節(jié)方案，A 方案則是在2027 年調(diào)節(jié)方法的基礎(chǔ)上增加了排氣旁通調(diào)節(jié)，B 方案則是增加轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)；2041 年采用的調(diào)節(jié)方法與2032 年A 方案中采用的調(diào)節(jié)方法一樣。在滿足經(jīng)濟(jì)性較好的條件下，通過(guò)分析計(jì)算得到滿足壓縮機(jī)流量變化的具體的調(diào)控方案如表5 所示。

表5 典型工況下壓縮機(jī)流量調(diào)節(jié)方案Table 5 Compressor flow regulation scheme under typical operating conditions

2 寬工況壓縮機(jī)調(diào)控的適應(yīng)性分析

首先建立壓縮機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型，利用Matlab 等軟件對(duì)典型工況調(diào)控狀態(tài)下的壓縮機(jī)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析并獲得反向角，并根據(jù)計(jì)算結(jié)果分析壓縮機(jī)的動(dòng)力性能以及反向角的變化帶來(lái)的影響。此外，還建立了氣閥運(yùn)動(dòng)仿真模型，對(duì)含有轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)的氣閥閥片運(yùn)動(dòng)進(jìn)行分析，獲得不同工況下壓縮機(jī)在調(diào)控狀態(tài)下的可靠性與適應(yīng)性。

2.1 壓縮機(jī)動(dòng)力性能適應(yīng)性分析

往復(fù)壓縮機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)中的關(guān)鍵機(jī)構(gòu)，傳動(dòng)零部件是壓縮機(jī)產(chǎn)生故障的主要部位[10]。針對(duì)該壓縮機(jī)采用多種方法聯(lián)合調(diào)節(jié)氣量，有必要了解不同年份下調(diào)節(jié)策略對(duì)壓縮機(jī)動(dòng)力性能產(chǎn)生的影響。利用動(dòng)力學(xué)計(jì)算，重點(diǎn)分析了各年份調(diào)節(jié)工況下壓縮機(jī)的綜合活塞力。由于自2027 年始每一級(jí)壓縮機(jī)只有一個(gè)蓋側(cè)工作腔工作，其他工作腔不工作，氣體力為零。2032 年B 調(diào)控策略新增了轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)，往復(fù)慣性力隨轉(zhuǎn)速降低而減小。因此，無(wú)工作氣缸一列壓縮機(jī)的綜合活塞力在各工況下減小或不變，各零部件發(fā)生故障的概率較小。故主要對(duì)有蓋側(cè)工作腔的一列壓縮機(jī)進(jìn)行綜合活塞力分析，計(jì)算結(jié)果如圖2、圖3。

圖3 各年份調(diào)節(jié)工況下第二級(jí)有蓋側(cè)工作腔工作一列壓縮機(jī)的綜合活塞力Fig. 3 The comprehensive piston force of a row of compressors working in the second stage with a cover side working chamber under the adjustment conditions of each year

由于2020 年壓縮機(jī)僅采用蓋側(cè)余隙容積調(diào)節(jié)即可滿足氣量變化，在該調(diào)控方式下，壓縮機(jī)平衡性較好，能夠保持良好的動(dòng)力性能。2027 年使用改變工作腔數(shù)量及余隙容積相結(jié)合的方法、2032 年A 調(diào)節(jié)方案以及2041 年調(diào)節(jié)方案在2027 年的基礎(chǔ)上增加了排氣旁通調(diào)節(jié)。根據(jù)圖2、圖3 可知，此三種調(diào)控策略下壓縮機(jī)綜合活塞力相比于2020 年均有所降低，且變化趨勢(shì)更為平緩，主要原因是自2027 年開始增加了改變工作腔數(shù)目的流量調(diào)節(jié)方法，此種情況下各級(jí)壓縮機(jī)的排氣壓力降低，壓縮機(jī)氣體力減小，而慣性力變化不大，綜合活塞力的大小由慣性力主導(dǎo)。其中，2032 年A 方案、2041 年所采用的排氣旁通調(diào)節(jié)雖然對(duì)壓縮機(jī)的動(dòng)力性能幾乎沒(méi)有影響，但排氣旁通調(diào)節(jié)會(huì)改變管道內(nèi)的流量配比，進(jìn)而改變局部氣流脈動(dòng)的條件，可能會(huì)引起管道振動(dòng)[11]。另外，2032 年B 調(diào)節(jié)方案相比2027 年新增了轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)，將轉(zhuǎn)速降低至原轉(zhuǎn)速的46.18%，使往復(fù)慣性力減小，使此工況下的綜合活塞力最小，且變化趨勢(shì)最為平緩。鑒于2027 年、2032 年和2041 年的綜合活塞力相對(duì)2020 年投產(chǎn)工況均為降低，活塞桿、曲軸、軸承等零部件損壞的概率變小，不會(huì)對(duì)壓縮機(jī)可靠性造成不良的影 響。

此壓縮機(jī)為對(duì)動(dòng)平衡型結(jié)構(gòu)，相對(duì)列壓縮機(jī)的往復(fù)慣性力均能夠得到平衡。圖4 為各年份下壓縮機(jī)的切向力與平均切向力變化，壓縮機(jī)的瞬時(shí)切向力變化不大，平均切向力較小，飛輪矩能夠保證運(yùn)轉(zhuǎn)均勻性。此外，2032 年B 方案中變轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)導(dǎo)致壓縮機(jī)吸排氣頻率改變，管內(nèi)氣流脈動(dòng)的激振頻率隨之改變，如果該頻率與管道系統(tǒng)的某階固有頻率接近，很可能會(huì)引發(fā)共振[11]。采用此調(diào)節(jié)方案時(shí)，需關(guān)注此問(wèn)題，避免產(chǎn)生共振。

2.2 壓縮機(jī)氣閥適應(yīng)性分析

2.2.1 氣閥的數(shù)值模型

氣閥作為控制氣流進(jìn)出氣缸的重要部件，其工作的穩(wěn)定性會(huì)影響壓縮機(jī)的性能以及氣體在流場(chǎng)中的脈動(dòng)。因此有必要對(duì)氣閥的工作過(guò)程進(jìn)行深入分析，建立數(shù)值模型為閥片的動(dòng)力及運(yùn)動(dòng)性能分析提供理論支持。

氣閥主要由四部分構(gòu)成（圖5），其中，閥片受力的變化使其交替開啟與關(guān)閉控制著氣體進(jìn)、出工作腔。閥片受力主要來(lái)源于氣體力、彈簧的彈性力以及閥片自身重力，在閥片兩個(gè)方向上的受力作用下，其所受合力方向及大小決定了閥片的運(yùn)動(dòng)方向和加速度大?。▓D6[12]）。閥片受力方程表達(dá)式見式（1）。

圖5 環(huán)狀閥結(jié)構(gòu)示意圖Fig.5 Schematic diagram of the annular valve structure

圖6 閥片的受力示意圖Fig.6 Basic components of a valve and a diagram of the forces on the valve plate

氣閥運(yùn)動(dòng)與氣缸內(nèi)流場(chǎng)是一個(gè)耦合關(guān)系。為簡(jiǎn)化模型，本研究將閥片的運(yùn)動(dòng)看作單自由度、單質(zhì)點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)；氣體流經(jīng)氣閥的流動(dòng)，認(rèn)為是一元穩(wěn)定等熵的理想氣體流動(dòng)[12]。進(jìn)氣閥關(guān)于時(shí)間t的數(shù)學(xué)運(yùn)動(dòng)方 程，見式（2） ～ （3）。

2.2.2 氣閥的適應(yīng)性分析

氣閥為控制壓縮機(jī)工作介質(zhì)進(jìn)出的關(guān)卡，其工作可靠性的重要程度不言而喻。此外，在往復(fù)壓縮機(jī)各類故障中，氣閥故障所占比例極高。壓縮機(jī)流量調(diào)節(jié)方式會(huì)對(duì)氣閥工作產(chǎn)生影響，尤其是轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)。2020年調(diào)節(jié)工況相對(duì)于設(shè)計(jì)能力工況，僅改變了壓縮機(jī)的余隙容積，且改變量較小，對(duì)壓縮機(jī)氣閥沒(méi)有明顯的影響；2041 年的調(diào)控方法與2032 年A 方案的調(diào)控方法相同，僅回流比不同，故本研究根據(jù)氣閥數(shù)值模型中的運(yùn)動(dòng)方程，以2027 年、2032 年的調(diào)控方案為例，利用氣閥運(yùn)動(dòng)仿真對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行了氣閥性能分析。

圖7 至圖9 為2027 年、2032 年調(diào)控策略下，通過(guò)運(yùn)動(dòng)仿真后獲得的第一級(jí)壓縮機(jī)與第二級(jí)壓縮機(jī)閥片的位移、速度和壓縮機(jī)內(nèi)壓力隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化情況?？梢钥闯?027 年與2032 年A 調(diào)控方案下，閥片關(guān)閉時(shí)出現(xiàn)較小的波動(dòng)，閥片關(guān)閉后會(huì)發(fā)生回彈；2032 年B 調(diào)控方案下，閥片出現(xiàn)顫振，且第二級(jí)壓縮機(jī)顫振的頻率更高。出現(xiàn)顫振的原因主要是轉(zhuǎn)速大幅度降低，導(dǎo)致壓縮機(jī)氣體在閥隙中的平均流動(dòng)速度大幅度降低，氣體對(duì)閥片的推力降低，無(wú)法克服彈簧力，使閥片在閥座和升程限制器之間來(lái)回跳動(dòng)。閥片的顫振會(huì)增加氣閥發(fā)生故障的概率。

圖7 2027 年第一、二級(jí)閥片的位移、速度和壓縮機(jī)內(nèi)壓力隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化情況Fig.7 Variation of valve plate displacement, velocity and pressure in the compressor with crank angle for the first and second stage in 2027

圖8 2032 年A 方案第一、二級(jí)閥片的位移、速度和壓縮機(jī)內(nèi)壓力隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化情況Fig.8 Variation of valve plate displacement, velocity and pressure in the compressor with crank angle for the first and second stage of the A scheme in 2032

圖9 2032 年B 方案第一、二級(jí)閥片的位移、速度和壓縮機(jī)內(nèi)壓力隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化情況Fig.9 Variation of valve plate displacement, velocity and pressure in the compressor with crank angle for the first and second stage of the B scheme in 2032

2.3 壓縮機(jī)調(diào)控時(shí)反向角變化分析

有十字頭的壓縮機(jī)，要有足夠大的反向角，這樣可以保證與十字相聯(lián)結(jié)的十字頭銷能夠與其配合的襯套有足夠的時(shí)間脫離，使?jié)櫥统浞至魅肫鋬?nèi)，保證十字頭銷與襯套得到充分的潤(rùn)滑，并有過(guò)量的油泄出使其得到冷卻。因此反向角直接影響往復(fù)壓縮機(jī)十字頭銷與連桿小頭襯套潤(rùn)滑的效果，當(dāng)反向角不滿足要求且壓縮機(jī)依舊長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行時(shí)，則會(huì)導(dǎo)致十字頭部位出現(xiàn)燒損[13-14]。不同氣量調(diào)節(jié)方式對(duì)壓縮機(jī)反向角產(chǎn)生不同程度的影響。當(dāng)只采用余隙容積調(diào)節(jié)時(shí)，反向角隨著調(diào)節(jié)流量比例的增大而減小[15]。轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)改變了慣性力的大小，從而影響綜合活塞力為拉或壓應(yīng)力時(shí)曲柄轉(zhuǎn)角的大小，也會(huì)改變反向角。各種調(diào)節(jié)方式結(jié)合使用后對(duì)壓縮機(jī)反向角大小的結(jié)果的影響如表6 所示。

API 618 對(duì)反向角有如下規(guī)定：在曲軸的一轉(zhuǎn)中，十字頭銷有槽襯套至少要有連續(xù)15°的反向負(fù)荷，并達(dá)到最大負(fù)荷的3%，無(wú)槽襯套則須有連續(xù)的不小于45°的反向負(fù)荷，并達(dá)到最大負(fù)荷的20%。同時(shí)，國(guó)外公司一些國(guó)外的其他企業(yè)對(duì)此規(guī)定不盡相同：如DRESSER-RAND（德萊賽蘭）為大于35°，COOPER 公司要求大于30°，ARIEL 公司則要求反向角25°[13]。由表6 可知，2020 年、2027 年、2041年調(diào)控策略與2032 年A 調(diào)控策略下的反向角均滿足要求，因此在該具體調(diào)控策略下的壓縮機(jī)關(guān)于反向角的設(shè)計(jì)均可靠。2032 年B 調(diào)控方案下蓋側(cè)工作列的一級(jí)反向角最小為19°，不滿足ARIEL 公司對(duì)壓縮機(jī)反向角的規(guī)定。當(dāng)壓縮機(jī)長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行時(shí)，十字頭銷和連桿小頭襯套某一側(cè)會(huì)難以獲得充分的潤(rùn)滑與冷卻，嚴(yán)重可導(dǎo)致襯套、十字頭銷的燒損。因此，若2032年采用B 方案，則需關(guān)注軸瓦與十字頭的運(yùn)行情況。

表6 各調(diào)節(jié)工況下壓縮機(jī)各級(jí)反向角Table 6 Reverse angles of each stage of the compressor under different regulating schemes

3 結(jié)論

本文針對(duì)海洋平臺(tái)寬工況下的調(diào)控策略對(duì)壓縮機(jī)的影響進(jìn)行了研究。以某海洋平臺(tái)壓縮機(jī)為研究對(duì)象，對(duì)其在典型工況調(diào)控狀態(tài)下進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)分析、氣閥仿真以及反向角分析。通過(guò)本研究得到以下結(jié) 論：

（1）各年份調(diào)節(jié)方案下壓縮機(jī)的動(dòng)力學(xué)性能良好。2020 年使用余隙容積調(diào)節(jié)時(shí)對(duì)壓縮機(jī)的性能無(wú)明顯影響；2027 年增加了改變工作腔數(shù)調(diào)節(jié)方法，壓縮機(jī)綜合活塞力明顯降低，對(duì)壓縮機(jī)相關(guān)部件強(qiáng)度無(wú)影響。

（2）2032 年A 調(diào)控方案與2041 年又增加了排氣旁通調(diào)節(jié)，其對(duì)壓縮機(jī)的動(dòng)力性能無(wú)影響，但會(huì)改變管道內(nèi)流量配比，可能會(huì)引起管道振動(dòng)；2032 年B 調(diào)控方案在2027 年的基礎(chǔ)上增加了轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)，轉(zhuǎn)速改變?yōu)樵D(zhuǎn)速的46.17%，這時(shí)雖然綜合活塞力大幅度降低，但需考慮由降低轉(zhuǎn)速會(huì)改變壓縮機(jī)吸排氣頻率，此外氣閥閥片出現(xiàn)顫振，因此2032 年如需采用B 調(diào)節(jié)方案，還需要關(guān)注氣閥的可靠性以及管道的振動(dòng)特性變化。

（3）不同流量調(diào)節(jié)方案對(duì)壓縮機(jī)的反向角有不同程度影響。但只有2032 年B 調(diào)節(jié)方案下壓縮機(jī)的反向角不符合要求，若采用此方案，壓縮機(jī)長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行時(shí)需關(guān)注軸瓦、十字頭的運(yùn)行情況。