文23 儲氣庫增壓系統(tǒng)性能模擬及優(yōu)化研究

孫建華，周軍 ，彭井宏，肖瑤

1.國家管網(wǎng)集團中原儲氣庫有限責任公司，河南 濮陽 457000；2.西南石油大學石油與天然氣工程學院，四川 成都610500

引言

隨著全球天然氣消費量的不斷增長，地下儲氣庫作為目前世界上最主要的天然氣儲存和調(diào)峰方式，已在全球各國得到越來越廣泛的應(yīng)用[1]。目前，世界地下儲氣庫的數(shù)量約有715座，工作氣量占全球天然氣消費量的11%[2]。隨著中國天然氣消費量的持續(xù)增長，地下儲氣庫在中國也得到了越來越廣泛的應(yīng)用[3-9]。

儲氣庫的運行工藝主要包括注氣工藝和采氣工藝。在注氣工藝中最重要且能耗最大的便是注氣增壓系統(tǒng)[10]。因此，在確保儲氣庫安全平穩(wěn)注氣的基礎(chǔ)上，對壓縮機系統(tǒng)進行運行規(guī)律模擬和性能優(yōu)化，降低壓縮機組的運行能耗，具有重要的經(jīng)濟和技術(shù)價值。雖然中國儲氣庫的建設(shè)和運營還處于發(fā)展階段，專門針對儲氣庫注氣壓縮機優(yōu)化研究的文獻還較少，但仍有不少學者在該方面開展了研究工作。陳家新等以儲氣庫壓縮機站的功率最小消耗量為目標函數(shù)，編制了夏季儲氣庫最優(yōu)運行方案[11]。楊穎等以相國寺儲氣庫為研究對象，建立了注氣期壓縮機經(jīng)濟運行的優(yōu)化模型[12]。劉佳寧等以降低壓縮機能耗成本為目標，應(yīng)用NSGA-II 算法優(yōu)化了注氣配產(chǎn)方案[13]。劉子曉等以國內(nèi)某天然氣儲氣庫燃氣往復(fù)式壓縮機組為研究對象，開展了氣體參數(shù)對壓縮機組工作效率影響程度的定量分析和預(yù)測工作[14]。李強對影響相國寺儲氣庫壓縮機組安全運行的因素進行分析探討，提出了預(yù)防措施[15]。雖然以上學者在儲氣庫注氣壓縮機研究方面取得了一定的成果，但大部分研究都是將壓縮機視為儲氣庫注氣的輔助設(shè)備，存在壓縮機內(nèi)部熱力模型的構(gòu)建不夠深入，壓縮機性能優(yōu)化措施的研究不夠全面等不足之處?；诖?，本文以文23 儲氣庫增壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)和運行數(shù)據(jù)為依托，基于壓縮機熱力復(fù)算原理，構(gòu)建壓縮機性能模擬計算模型和程序，開展變工況下壓縮機性能影響因素模擬分析，重點分析一級進氣壓力、末級排氣壓力、一級進氣溫度和二級進氣溫度對壓縮機容積流量和單位能耗的影響。并基于分析結(jié)果，提出有效的文23 儲氣庫增壓系統(tǒng)能耗優(yōu)化措施。

1 文23 儲氣庫增壓系統(tǒng)概況

文23 儲氣庫位于河南省濮陽市文留鎮(zhèn)東北，整體設(shè)計庫容104.21×108m3，有效工作氣量40.31×108m3，最大調(diào)峰能力3 600×104m3/d[16]。文23 儲氣庫建設(shè)工程又分為一期工程和遠期工程，其中，一期工程涉及1 座注采站、8 座叢式井場和數(shù)條注采氣管線的建設(shè)，并已于2019 年7 月底全部投產(chǎn)運行。

2019 年文23 儲氣庫累計注氣30.4×108m3。注氣期間氣源主要來自天津LNG 接收站，經(jīng)天津管道和鄂安滄管道輸送至文23 注采站，經(jīng)增壓系統(tǒng)后，通過注采井注入地下儲氣庫。

文23 儲氣庫一期工程增壓系統(tǒng)設(shè)計規(guī)模為1 800×104m3/d，由12 臺往復(fù)式壓縮機構(gòu)成，分兩座廠房布置在注采站內(nèi)（圖1），單臺壓縮機設(shè)計排量為150×104m3/d。

圖1 文23 儲氣庫注采站壓縮機廠房Fig.1 Compressor plant of injection and production station in Wen 23 gas storage

壓縮機采用功率為4 500 kW 的電機驅(qū)動，連接方式采用直聯(lián)。增壓系統(tǒng)的壓縮機組由6 臺國產(chǎn)化機組和6 臺進口機組構(gòu)成，包括廠家A 的5 臺機組，廠家B 的1 臺機組，廠家C 的6 臺機組。

2 壓縮機性能模擬計算模型

對于已經(jīng)投入運行的往復(fù)式壓縮機，其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)已經(jīng)確定。但由于工藝流程或系統(tǒng)工況發(fā)生變化，包括進、排氣壓力變化，壓縮介質(zhì)變化和容積流量調(diào)節(jié)等，都將對壓縮機的工作性能產(chǎn)生影響。在這種情況下，就需要通過熱力復(fù)算來獲得新工況下的設(shè)備性能參數(shù)，用以判斷此壓縮機能否滿足新工況的運行要求，這種校核計算便稱為壓縮機熱力復(fù)算[17-19]。此外，通過開展大量變工況下的壓縮機熱力復(fù)算，還可以探究工況變化對壓縮機主要性能參數(shù)的影響規(guī)律，從而為壓縮機的運行優(yōu)化措施制定提供理論支撐。

文23 儲氣庫一期工程壓縮機技術(shù)參數(shù)如表1所示。本文將根據(jù)文23 儲氣庫增壓系統(tǒng)壓縮機組結(jié)構(gòu)參數(shù)和運行特點，基于熱力復(fù)算原理，構(gòu)建壓縮機性能模擬計算模型，模型的具體計算步驟后文再述。

表1 文23 儲氣庫壓縮機技術(shù)參數(shù)（一期工程）Tab.1 Technical parameters of compressor of Wen 23 gas storage(first-stage project)

2.1 計算壓縮機行程容積

往復(fù)式壓縮機可分為單作用氣缸壓縮機和雙作用氣缸壓縮機。文23 儲氣庫增壓系統(tǒng)所采用的壓縮機設(shè)備均為雙作用式壓縮機，即氣缸兩端都可以進行壓縮循環(huán)，其行程容積計算公式為

2.2 計算迭代初始級間壓力和壓比

在第一次計算時，各級的原始級間壓力屬于未知量，因此，根據(jù)等壓比分配原則對各級間壓力進行近似計算。對于有z級壓縮的壓縮機，總壓比計算公式如式（2）所示，各級壓比計算公式如式（3）所示，各級進氣壓力計算公式如式（4）所示。

2.3 計算氣體指數(shù)

2.3.1 絕熱指數(shù)

絕熱指數(shù)代表氣體可逆絕熱過程的指數(shù)。對于實際混合氣體來說，絕熱指數(shù)與氣體的種類、所受壓力、溫度有關(guān)[20]。其計算公式為

由于絕熱指數(shù)Ki又稱比熱容比，其值為氣體定壓比熱容和定容比熱容之比，因此，可通過查氣體壓力-溫度-比熱容關(guān)系圖進行絕熱指數(shù)估算。

2.3.2 膨脹指數(shù)

壓縮機膨脹過程指數(shù)與吸入壓力，并且由絕熱指數(shù)計算得到有關(guān)，其計算方法如表2 所示。

表2 膨脹過程指數(shù)m計算方法Tab.2 Expansion process indexmcalculation method

2.3.3 壓縮因子

壓縮因子表示實際氣體受到壓縮后與理想氣體受到同樣的壓力壓縮后在體積上的偏差。BWRS方程是公認的計算精度較高的經(jīng)驗方程，適用性廣泛[21-22]。BWRS 方程的計算公式為

2.4 計算容積流量修正系數(shù)

往復(fù)式壓縮機的容積流量是指單位時間內(nèi)將壓縮機最后一級排出的氣體量換算到第一級進口狀態(tài)的壓力和溫度時的氣體容積值，習慣上也稱為排氣量。在實際運行過程中，由于余隙容積、壓力變化、溫度變化、氣體泄漏、中間冷卻器析水和氣體凈化抽氣等因素的影響，導致實際循環(huán)的容積流量與理論循環(huán)存在較大差異。所以需引入一系列系數(shù)對容積流量進行修正[23]。壓縮機容積流量與任一級氣缸行程容積之間的關(guān)系如式（8）所示

2.4.1 容積系數(shù)

由于氣缸存在余隙容積，使氣缸工作容積的部分容積被膨脹氣體占據(jù)。因此，通過容積系數(shù)λv對氣缸的容積進行修正。容積系數(shù)的計算公式為

2.4.2 壓力系數(shù)

在氣體進入氣缸時，由于氣流脈動、管道、氣閥等阻力元件造成的壓力損失，使得實際進氣壓力ps′低于名義進氣壓力ps。將實際進氣壓力ps′換算到名義進氣壓力ps時，則將導致氣體容積的減少，因此，采用壓力系數(shù)λp進行修正。壓力系數(shù)的計算公式為

2.4.3 溫度系數(shù)

由于進氣加熱，往往使得氣體實際進氣溫度Ts′高于名義進氣溫度Ts，將其換算到名義進氣溫度時，也將導致實際進氣容積的減少。溫度系數(shù)λt的影響因素較多，很難用精確的公式描述溫度系數(shù)與這些因素間關(guān)系。因此，工程上常根據(jù)經(jīng)驗公式計算溫度系數(shù)，該公式為

當εj<3.0時，Aj取0.025，Ktj取0.985～1.005；當3.0 ≤εj≤4.0時，Aj取0.020，Ktj取0.982～1.015；當εj>4.0時，Aj取0.015，Ktj取0.972～1.023。

2.4.4 泄漏系數(shù)

泄漏系數(shù)表示氣閥、活塞環(huán)、填料以及管道、附屬設(shè)備等因密封不嚴而產(chǎn)生的氣體泄漏對氣缸容積利用程度的影響。泄漏系數(shù)的計算公式為

2.4.5 析水系數(shù)

若壓縮機吸入氣體中含有水蒸氣，這些氣體經(jīng)過氣缸增壓和級間冷卻后，水蒸氣的分壓超過冷卻后溫度下的飽和蒸氣壓，就會有水分析出。這將導致下一級的吸氣量減少，這種影響便可用析水系數(shù)來表示。析水系數(shù)的計算公式為

2.4.6 凈化系數(shù)

在某些工藝流程中，氣體在被壓縮至適當壓力時，要進行級間凈化處理，去掉工藝中不需要的某種成分后，再繼續(xù)進行下一級壓縮。由此導致的下一級進氣量的減少可用凈化系數(shù)λc來表示。凈化系數(shù)的計算公式為

2.5 校核精度系數(shù)

由壓縮機容積流量與任一級氣缸行程容積之間的關(guān)系式式（8）可得到相鄰級氣缸行程容積之間的關(guān)系

由式（15）可知，公式任意一邊的乘積值僅與某一級氣缸參數(shù)有關(guān)，因此，將其定義為對應(yīng)級氣缸的工況常數(shù)Cj，如式（16）所示。根據(jù)各級工況常數(shù)Cj應(yīng)相互相等的原則，找出各級工況常數(shù)中的最小值Cmin和最大值Cmax進行比較，并將其比值定義為精度系數(shù)B，如式（17）所示。

為了提高計算的準確性，本文將精度系數(shù)的下限值確定為0.98。若精度系數(shù)大于0.98，則復(fù)算結(jié)果足夠準確，否則要對各級間壓力的進行修正后，進行第二次復(fù)算。

2.6 修正級間壓力和壓比

對于已投入運行的往復(fù)式壓縮機，各級氣缸的行程容積Vhj可通過計算得到。因此，通過相鄰級氣缸行程容積之間的關(guān)系式式（15）便可推導出任一級和第1 級氣缸進氣壓力之間的關(guān)系，如式（18）所示。各級間壓力便可通過該式進行修正。

2.7 計算壓縮機功率

壓縮機的軸功率為驅(qū)動電機傳輸給壓縮機主軸的功率。它通常由壓縮機完成實際循環(huán)的指數(shù)功率和各運行件摩擦所消耗的摩擦功率組成。壓縮機的第j級的指示功率計算公式為

在計算出壓縮機各級指示功率Nindj之后，除以壓縮機的機械效率ηm便可以得到壓縮機軸功率Ns，其計算公式為

對往復(fù)式壓縮機熱力復(fù)算方法的計算原理和各參數(shù)計算公式進行了詳細的分析后，為了更直觀地說明該方法的計算邏輯，本文將壓縮機熱力復(fù)算方法的計算過程歸納為如圖2 所示的流程框圖。

圖2 文23 儲氣庫往復(fù)式壓縮機熱力復(fù)算流程Fig.2 Thermodynamic check calculation process of reciprocating compressor in Wen 23 gas storage

3 壓縮機性能模擬計算程序

傳統(tǒng)的往復(fù)式壓縮機熱力計算大多采用手工計算的方式，然而該方式往往存在很大的弊端，如工作量大，容易出錯和計算速度慢等[24]。為了克服這些弊端，研究出了采用Java 語言編寫相應(yīng)的文23儲氣庫往復(fù)式壓縮機熱力復(fù)算程序，界面見圖3。

圖3 文23 儲氣庫往復(fù)式壓縮機熱力復(fù)算程序界面Fig.3 Thermodynamic check calculation program interface of reciprocating compressor in Wen 23 gas storage

使用該計算程序，用戶只需要輸入新工況下的已知參數(shù)，便可計算出相應(yīng)的級間壓力和級間溫度等參數(shù)，大大提高了計算速度和計算效率。

4 增壓系統(tǒng)性能模擬計算

基于所建立的往復(fù)式壓縮機熱力復(fù)算模型和程序，針對文23 儲氣庫所采用的3 種廠家壓縮機設(shè)備，分別開展相同工況下各廠家壓縮機性能對比模擬計算和工況參數(shù)變化對壓縮機性能影響模擬計算。根據(jù)計算結(jié)果分析各廠家壓縮機工作性能差異和壓縮機性能主要影響因素。在計算過程中，一些參數(shù)雖然與壓縮機級間壓力和溫度相關(guān)，但它們對復(fù)算精度的影響并不顯著。

因此，為了計算簡便，可在熱力復(fù)算開始之前，根據(jù)壓縮機運行工況和計算公式對這些參數(shù)進行提前取值。并在迭代過程中，將這些參數(shù)視為定值。這些參數(shù)包括壓力系數(shù)、溫度系數(shù)和泄漏系數(shù)。其中，一級壓力系數(shù)取0.96，二級壓力系數(shù)取0.99，一級溫度系數(shù)取0.96，二級溫度系數(shù)取0.96，一級泄漏系數(shù)取0.97，二級泄漏系數(shù)取0.97。

由于儲氣庫來氣屬于氣田或LNG 接收站處理后的外輸氣，氣質(zhì)狀況良好，在經(jīng)壓縮機增壓過程中，無水蒸氣或雜質(zhì)析出，因此，析水系數(shù)和凈化系數(shù)均取值為1。

此外，壓縮機轉(zhuǎn)速取額定值994 r/min，一級進氣溫度取10°C，二級進氣溫度取30°C，一級相對余隙容積取30%，二級相對余隙容積取35%，壓縮機機械效率取93%。最后，計算過程中，壓縮介質(zhì)的氣質(zhì)組分如表3 所示，該氣質(zhì)組分為儲氣庫注氣期間主要氣源的氣質(zhì)組分，即天津LNG 接收站氣源來氣。

表3 天然氣氣質(zhì)組分Tab.3 Natural gas component

4.1 相同工況下各廠家壓縮機性能對比模擬計算

在相同工況下各廠家壓縮機性能對比模擬計算中，根據(jù)壓縮機末級排氣壓力的不同，分別選擇了末級排氣壓力為25.0，30.0 和34.5 MPa 等3 種工況進行計算。

除末級排氣壓力外，各工況下一級進氣壓力均為7.0 MPa，各級進氣溫度和壓縮機轉(zhuǎn)速均與前文取值一致。基于模擬計算結(jié)果，重點對各工況下3個廠家壓縮機設(shè)備的容積流量（排氣量）和單位能耗進行了分析，分析結(jié)果如圖4 和圖5 所示。

圖4 3 種工況下各廠家壓縮機容積流量對比Fig.4 Compressor volume flow comparison under three working conditions

圖4 展示了3 種工況下各廠家壓縮機容積流量對比情況。從該圖可以看出，在相同的一級進氣壓力和末級排氣壓力工況下，廠家A 的壓縮機設(shè)備具有最高的容積流量，廠家B 次之，且與廠家A 相差不大，廠家C 的壓縮機容積流量最小。隨著末級排氣壓力的增加，壓縮機容積流量逐漸降低。

圖5 展示了3 種工況下各廠家壓縮機單位能耗的對比情況。單位能耗是壓縮機設(shè)備軸功率與容積流量之間的比值，代表增壓單位體積天然氣所要消耗的功。從圖5 可以看出，3 種工況下，廠家A 的壓縮機單位能耗略高，而廠家B 和廠家C 的壓縮機單位能耗幾乎相同。

圖5 3 種工況下各廠家壓縮機單位能耗對比Fig.5 Compressor unit energy consumption comparison under three working conditions

4.2 一級進氣壓力對壓縮機性能影響模擬計算

在一級進氣壓力對壓縮機組性能影響模擬計算中，往復(fù)式壓縮機二級排氣壓力設(shè)定為30.0 MPa，一級進氣壓力取值范圍為5.0～8.0 MPa，每隔0.1 MPa選取一個工況點，共31 個工況點進行計算分析。分別對3 個廠家的壓縮機設(shè)備進行模擬計算，計算結(jié)果如圖6 和圖7 所示。

圖6 容積流量隨一級進氣壓力變化情況Fig.6 The change of volume flow with first-stage suction pressure

圖7 單位能耗隨一級進氣壓力變化情況Fig.7 The change of unit energy consumption with first-stage suction pressure

圖6 展示了壓縮機容積流量隨一級進氣壓力的變化情況。從該圖可以看出，隨著一級進氣壓力的增加，容積流量逐漸增加。通過對壓縮機容積流量的計算公式分析可知，在往復(fù)式壓縮機其他工況參數(shù)不變的情況下，壓縮機的容積流量是由一級氣缸的吸氣量決定的。對于多級壓縮機而言，當一級吸氣壓力提高時，各級壓比都會下降。此時，一級壓比減小，一級容積系數(shù)增大，使得壓縮機的容積流量增大。

圖7 展示了壓縮機單位能耗隨一級進氣壓力的變化情況。從該圖可以看出，隨著一級進氣壓力的增加，壓縮機組的單位能耗逐漸降低。這是由于一級進氣壓力增加過程中，壓縮機軸功率也隨之增加，但軸功率增加的速率低于容積流量，最終使得壓縮機單位能耗隨著一級入口壓力的增加而降低。

4.3 末級排氣壓力對壓縮機性能影響模擬計算

在末級排氣壓力對壓縮機性能影響模擬計算中，壓縮機一級進氣壓力設(shè)定為7.0 MPa，末級排氣壓力在20.0～34.5 MPa，每隔0.5 MPa 選取一個工況點，共30 個工況點進行計算。模擬計算結(jié)果如圖8和圖9 所示。

圖8 容積流量隨末級排氣壓力變化情況Fig.8 The change of volume flow with last-stage discharge pressure

圖8 展示了容積流量隨末級排氣壓力的變化情況，從該圖可以看出隨著末級排氣壓力的升高，壓縮機容積流量逐漸減小。這是因為末級排氣壓力的升高，導致壓縮機各級壓比增大，使得各級容積系數(shù)減小。從容積流量計算公式可知，在壓縮機轉(zhuǎn)速和行程容積不變的情況下，容積系數(shù)減小將最終導致壓縮機容積流量的減小。

圖9 展示了壓縮機單位能耗隨末級排氣壓力的變化情況。如圖所示，壓縮機單位能耗隨末級排氣壓力的增加而大幅上升。這是由于末級排氣壓力的增加導致了各級壓比的增加，由壓縮機功率計算公式可知，壓比的增加將直接導致壓縮機軸功率的增加。與此同時，壓縮機容積流量卻在逐漸減小。由此便加劇了壓縮機單位能耗的增加。

圖9 單位能耗隨末級排氣壓力變化情況Fig.9 The change of unit energy consumption with last-stage discharge pressure

4.4 一級進氣溫度對壓縮機性能影響模擬計算

在一級進氣溫度對壓縮機性能影響模擬計算中，設(shè)定天然氣一級進氣壓力為7.0 MPa，二級排氣壓力為30.0 MPa，一級進氣溫度5～25°C，每隔1°C取一個點，共21 個工況點進行計算。模擬計算結(jié)果如圖10 和圖11 所示。

圖10 容積流量隨一級進氣溫度變化情況Fig.10 The change of volume flow with first-stage suction temperature

圖11 單位能耗隨一級進氣溫度變化情況Fig.11 The change of unit energy consumption with first-stage suction temperature

圖10 展示了壓縮機容積流量隨一級進氣溫度的變化情況，從該圖可以看出，在進、排氣壓力一定的情況下，隨著一級進氣溫度的增加，壓縮機容積流量逐漸降低。這是因為在壓縮機一級吸氣量一定的情況下，進氣溫度升高，氣體膨脹，一級氣缸所吸入氣體質(zhì)量減少，轉(zhuǎn)換到標況條件下的容積流量也將隨之減小。

如圖11 所示，壓縮機單位能耗隨著一級進氣溫度的增加而逐漸升高。這是因為隨著一級進氣溫度的增加，壓縮機所增壓的氣體量減少，壓縮機功率消耗逐漸降低，但是降低的幅度要低于壓縮機容積流量。由此便導致了壓縮機單位能耗的增加。

4.5 二級進氣溫度對壓縮機性能影響模擬計算

在二級進氣溫度對壓縮機性能影響模擬計算中，設(shè)定天然氣一級吸氣壓力為7.0 MPa，二級排氣壓力為30 MPa，二級進氣溫度為30～60°C，每隔1°C取一個點，共31 個工況點進行計算。模擬計算結(jié)果如圖12 和圖13 所示。

圖12 容積流量隨二級進氣溫度變化情況Fig.12 The change of volume flow with second-stage suction temperature

圖12 展示了容積流量隨二級進氣溫度的變化情況，從該圖可以看出，在一級進氣壓力和末級排氣壓力保持不變的情況下，壓縮機的容積流量隨著二級進氣溫度的升高而降低。這是因為隨著二級進氣溫度的提高，氣體膨脹，吸入的氣體質(zhì)量就減少，導致容積流量的降低。

圖13 展示了單位能耗隨二級進氣溫度的變化情況。如圖所示，壓縮機的單位能耗隨著二級進氣溫度的升高而逐漸增加。與一級進氣溫度相同，二級進氣溫度的增加使得壓縮機功率消耗逐漸增加，但壓縮機容積流量卻不斷降低，最終導致了單位能耗的增加。

圖13 單位能耗隨二級進氣溫度變化情況Fig.13 The change of unit energy consumption with second-stage suction temperature

5 增壓系統(tǒng)性能優(yōu)化研究

5.1 運行參數(shù)對壓縮機性能影響程度研究

基于前面的工況參數(shù)對壓縮機性能影響模擬計算，得到了壓縮機性能隨各工況參數(shù)的變化曲線。通過線性回歸方法，可以求解出各曲線對應(yīng)趨勢方程的表達式。由于所得到的變化關(guān)系曲線與趨勢方程吻合度較好。因此，選擇趨勢方程的斜率代表壓縮機性能參數(shù)隨工況參數(shù)的變化速率。變化速率為正說明兩者呈正相關(guān)，反之為負相關(guān)。通過變化速率的絕對值大小可以近似表示工況參數(shù)對壓縮機性能的影響程度。

容積流量隨工況參數(shù)的變化速率如表4 所示。從該表可以看出，容積流量隨一級進氣壓力的變化速率為正值，即容積流量隨一級進氣壓力的增加而增加。

表4 容積流量隨工況參數(shù)的變化速率Tab.4 The change rate of volumetric flow with operating parameters

容積流量隨其余工況參數(shù)的變化速率都為負值，說明其余參數(shù)的增加都將導致容積流量的降低。此外，通過對各變化速率絕對值的大小比較可以看出，在工況參數(shù)都改變一個單位值的情況下，一級進氣壓力的變化對壓縮機容積流量影響程度最大，即一級進氣壓力增加1 MPa，容積流量增加27×104Nm3/d 左右。緊接著分別是一級進氣溫度、末級排氣壓力，影響程度最小的是二級進氣溫度。

單位能耗隨工況參數(shù)的變化速率如表5 所示。

表5 單位能耗隨運行參數(shù)的變化速率Tab.5 The change rate of unit energy consumption with operating parameters

從表5 可以看出，單位能耗隨一級進氣壓力的變化速率為負值，即單位能耗隨一級進氣壓力的增加而降低。對于其余工況參數(shù)，壓縮機單位能耗的變化速率都為正值。

此外，在工況參數(shù)都改變一個單位值的情況下，一級進氣壓力對單位能耗的影響程度最高，即一級進氣壓力增加1 MPa，單位能耗降低75 kW·h/（×104Nm3）左右。其次分別是末級排氣壓力和一級進氣溫度，影響程度最小的是二級進氣溫度。因此，在壓縮機運行過程中，想要調(diào)整單位能耗，首先可考慮調(diào)整一級進氣壓力。

5.2 增壓系統(tǒng)運行優(yōu)化措施

根據(jù)前文所開展的相同工況下各廠家壓縮機性能對比模擬計算和工況參數(shù)變化對壓縮機性能影響模擬計算，了解了不同廠家壓縮機的性能差異和各工況參數(shù)對壓縮機容積流量和單位能耗的影響情況。接下來將根據(jù)分析結(jié)果提出一些相應(yīng)的壓縮機能耗優(yōu)化措施。

5.2.1 壓縮機開機方案優(yōu)化措施

由相同工況下各廠家壓縮機性能對比模擬計算可知，在所選擇的3 種模擬工況中，廠家A 壓縮機具有最高的排氣量和單位能耗，廠家B 次之，廠家C 最小。因此，在運行過程中，如果想要減少壓縮機開機數(shù)，可以考慮多運行廠家A 壓縮機設(shè)備；想要減少增壓系統(tǒng)能耗，可以考慮多運行廠家C 壓縮機設(shè)備。

5.2.2 壓縮機工況參數(shù)優(yōu)化措施

由壓縮機性能模擬計算可知，隨著一級進氣壓力的升高，壓縮機容積流量升高，單位能耗逐漸降低。因此，對于儲氣庫注采站的進站過濾和分離工藝，應(yīng)采用高效的過濾設(shè)備，并定期對過濾設(shè)備進行除灰除垢，減小設(shè)備的過程阻力，提高壓縮機進氣壓力，降低增壓系統(tǒng)單位能耗。通過壓縮機二級進氣溫度對壓縮機能耗單耗的影響分析知道，二級進氣溫度越低，壓縮機能耗單耗越低?？梢圆捎媒档屠鋮s水入口溫度、提高冷卻水流量等方式降低二級進氣溫度，使得壓縮過程趨于等溫壓縮。

6 結(jié)論

（1）基于往復(fù)式壓縮機熱力復(fù)算原理，構(gòu)建了文23 儲氣庫增壓系統(tǒng)往復(fù)式壓縮機性能模擬計算模型和程序?；谒_發(fā)的壓縮機性能模擬計算程序，開展相同工況下各廠家壓縮機性能對比模擬計算和工況參數(shù)變化對壓縮機性能影響模擬計算。

（2）通過模擬計算發(fā)現(xiàn)相同工況下廠家A 壓縮機具有最高的容積流量和單位能耗，廠家B 次之，廠家C 最小。此外，在參數(shù)變化對壓縮機性能影響模擬計算中，一級進氣壓力升高1 MPa 將導致容積流量升高27.0×104Nm3/d 和單位能耗降低75 kW·h/（×104Nm3），末級排氣壓力升高1 MPa 將導致容積流量降低0.7×104Nm3/d 和單位能耗升高17 kW·h/（×104Nm3），一級和二級進氣溫度的升高則都將導致容積流量的小幅度降低和單位能耗的小幅度升高。

（3）根據(jù)所獲得的壓縮機性能模擬計算結(jié)果，結(jié)合文23 儲氣庫運行實際，本文提出了諸如多運行廠家C 壓縮機設(shè)備以減少增壓系統(tǒng)能耗、減小過濾設(shè)備過程阻力以提高一級進氣壓力、提高中間冷卻器換熱效果以降低二級進氣溫度等運行優(yōu)化措施。最后，本文所獲得的儲氣庫增壓系統(tǒng)性能模擬結(jié)果和優(yōu)化措施可為儲氣庫運營部門的增壓系統(tǒng)運行方案規(guī)劃和日常操作提供一定的指導意義，從而使得儲氣庫注氣工藝水平更加高效和經(jīng)濟。

符號說明