靈活焦化裝置主風(fēng)機組管道設(shè)計淺析

王劍

(中石化廣州工程有限公司,廣東 廣州 510620)

靈活焦化裝置具有原料適應(yīng)性強、裝置連續(xù)運行、焦炭收率低、環(huán)境友好等優(yōu)點,在環(huán)保要求日趨嚴(yán)格和原油價格偏高位運行的背景下,對于劣質(zhì)重油加工具有越來越大的吸引力。主風(fēng)機作為靈活焦化裝置的關(guān)鍵轉(zhuǎn)動設(shè)備,主要作用是給反應(yīng)器、加熱器和氣化器提供風(fēng)源,保證焦炭在三器中處于流化狀態(tài),同時使焦炭氣化成低熱值靈活氣;另一方面為固體焦炭產(chǎn)品的流態(tài)化輸送提供輸送介質(zhì),便于焦炭產(chǎn)品的處理和回收。主風(fēng)機的順利運行關(guān)系著整個裝置的安全生產(chǎn),與主風(fēng)機相關(guān)的設(shè)備、儀表和管道等的設(shè)計,特別是主風(fēng)機組的管道設(shè)計,是保證整個機組長周期安全、正常運轉(zhuǎn)的關(guān)鍵技術(shù)之一。

本文對某靈活焦化裝置中主風(fēng)機組的平面布置和管道設(shè)計等進行了簡要分析,為同類型裝置的設(shè)計提供參考。

1 主風(fēng)機的平面布置

按照工藝流程的特點,應(yīng)將主風(fēng)機布置在主要用風(fēng)設(shè)備(氣化器)附近,減小主風(fēng)管道長度,降低投資。同時應(yīng)充分考慮機組的吊裝檢修,宜將主風(fēng)機布置在道路附近,廠房二層平臺吊裝孔開在道路側(cè)。結(jié)合裝置平面布置風(fēng)格,本裝置將主風(fēng)機縱向布置在道路建南側(cè)的廠房內(nèi),氣化器位于道路建北側(cè),如圖1所示。

圖1 主風(fēng)機平面布置圖

2 管道布置要求

管道布置應(yīng)符合工藝管道和儀表流程圖(包括PI&D和UI&D)的要求,統(tǒng)籌規(guī)劃,做到安全可靠、經(jīng)濟合理、整齊美觀,滿足施工、操作、檢修等各方面的要求。

在動設(shè)備的管道設(shè)計過程中,還應(yīng)格外關(guān)注管嘴受力要求。主風(fēng)機和汽輪機屬高速轉(zhuǎn)動設(shè)備,當(dāng)作用于設(shè)備管嘴的作用力和力矩較大時,將造成轉(zhuǎn)動軸的不對中、轉(zhuǎn)子與定子間隙的改變,引起磨損和振動,降低設(shè)備效率,影響設(shè)備安全運行和使用壽命,因此必須對管道作用于設(shè)備管嘴的外力加以限制。

對軸流式和離心式壓縮機而言,一般在美國石油學(xué)會API STANDARD 617要求的基礎(chǔ)上,由管道設(shè)計單位與制造廠協(xié)商一個系數(shù)。對汽輪機而言,一般在美國電氣制造商協(xié)會NEMA SM23要求的基礎(chǔ)上,由管道設(shè)計單位與制造廠協(xié)商一個系數(shù)。

API STANDARD 617與NEMA SM23對設(shè)備管嘴受力的限制具有相似性,前者是由后者發(fā)展而來。本文先以NEMA SM23為例,介紹管嘴受力的具體要求,再闡明API STANDARD 617的不同之處。

NEMA SM23中的坐標(biāo)約定是:X方向與轉(zhuǎn)動軸平行,+Y方向垂直向上,Z方向在水平方向上與轉(zhuǎn)動軸垂直,此坐標(biāo)約定與后文中CAESAR II建模的坐標(biāo)系不同,在計算和分析過程中需要進行坐標(biāo)轉(zhuǎn)換和區(qū)分。

管道作用于設(shè)備管嘴的作用力和力矩須滿足以下兩個要求:

1)作用于任一管嘴的合力及合力矩應(yīng)滿足:

0.914 4FR+MR≤26.689De

(1)

式中:De——當(dāng)量直徑,mm;當(dāng)管嘴公稱直徑不大于200 mm時,De= 管嘴公稱直徑;當(dāng)管嘴公稱直徑大于200 mm時,De= (管嘴公稱直徑+400)/3;

FR——單個管嘴上的合力,N;

MR——單個管嘴上的合力矩,N·m。

(2)

(3)

式中:FX,FY,FZ——單個管嘴上X、Y、Z方向的作用力,N;

MX,MY,MZ——單個管嘴上X、Y、Z方向的力矩,N·m。

2)各管嘴的力和力矩合成到排汽口中心處的合力及合力矩應(yīng)滿足:

①FC和MC在X、Y、Z三個方向的分力和分力矩應(yīng)滿足:

|FCX|≤8.75DC

(4)

|FCY|≤21.891DC

(5)

|FCZ|≤17.513DC

(6)

|FCX|≤13.345DC

(7)

|FCY|≤6.672DC

(8)

|FCZ|≤6.672DC

(9)

式中:FC——各管嘴的合力,N;

MC——各管嘴的力和力矩合成到排汽口中心處的合力矩,N·m;

FCX、FCY、FCZ——FC在X、Y、Z三個方向的分力,N;

MCX、MCY、MCZ——MC在X、Y、Z三個方向的分力矩,N·m。

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

(15)

式中:n——管嘴的數(shù)量。

②合力及合力矩應(yīng)滿足:

0.609 6FC+MC≤13.345DC

(16)

式中:DC——按公稱直徑計算得到的各管嘴面積之和的當(dāng)量直徑,mm;當(dāng)各管嘴面積之和折合成圓形的折算直徑不大于230 mm時,DC= 折算直徑;當(dāng)各管嘴面積之和折合成圓形的折算直徑大于230 mm時,DC= (折算直徑+460)/3。

API STANDARD 617規(guī)定的管嘴受力要求與NEMA SM23有兩點不同之處,其一是API STANDARD 617的受力允許值為NEMA SM23的1.85倍,其二是在進行第2)項校核時,力與力矩應(yīng)合成到最大管嘴(一般是進汽口)中心處。

在進行主風(fēng)機和汽輪機管道設(shè)計過程中,如何滿足上述管嘴受力要求是管道布置的難點和關(guān)鍵點。一般而言,首先考慮通過優(yōu)化管道走向來增加管道自身柔性,此方法在主風(fēng)機廠房內(nèi)經(jīng)常因空間限制而難以實現(xiàn),因此需要通過調(diào)整支吊架形式與位置或者在管道中增設(shè)金屬波紋管膨脹節(jié)吸收熱位移,從而減小管道對設(shè)備管嘴的作用力和力矩,最終滿足設(shè)備管嘴受力要求。

3 主風(fēng)機管道布置

在管道布置過程中,需要關(guān)注管道的設(shè)計條件,根據(jù)管道特點“因材施教”。表1所示為主風(fēng)機進出口管道的設(shè)計條件,從表中可以看出管道的主要特點包括:管道直徑較大,介質(zhì)無毒無害,壓力低。

表1 主風(fēng)機進出口管道設(shè)計條件

3.1 主風(fēng)機入口管道設(shè)計

主風(fēng)機入口管道直徑大,廠房空間有限,且需避免管道與主風(fēng)機基礎(chǔ)及廠房立柱碰撞,因此將入口消聲器設(shè)置在立管上,并利用廠房和附近管橋設(shè)置支撐平臺。

為了盡量避免空氣以湍流的方式進入主風(fēng)機,在離管嘴最近的兩個管道拐彎處設(shè)置整流柵,使空氣盡可能平穩(wěn)有序地通過導(dǎo)流葉片,減少氣流對風(fēng)機葉片的擾動。同時,整流柵的設(shè)置能減小氣流的壓力損失,有利于減小盲板力。

在操作態(tài)下,主風(fēng)機入口管道溫度較低,熱脹量較小,但是由于機組高速轉(zhuǎn)動,管嘴一般也存在熱位移。為了盡量減小管嘴受力,在管嘴附近設(shè)置一個單式軸向型膨脹節(jié),同時在水平管上離膨脹節(jié)軸線盡量近的位置設(shè)置一個承重支架,此支架限制了該點豎直向下的位移,與管嘴一起相當(dāng)于膨脹節(jié)兩側(cè)的固定點,從而保證軸向位移能被吸收。需要注意的是,自由型膨脹節(jié)無法自吸收盲板力,適用于壓力值較低的情況,因此應(yīng)盡量減小空氣的壓力損失,從而避免管口承受較大拉力。

由于管道公稱直徑大于500,為便于檢查和清掃管道,在由整流柵隔開的三個管道空間內(nèi)分別設(shè)置了一個人孔。

基于以上設(shè)計得到主風(fēng)機入口管道的布置方案,圖2為管道平面布置圖,圖3為A-A豎面布置圖。

3.2 主風(fēng)機出口管道設(shè)計

主風(fēng)機出口管道直徑較大、設(shè)計溫度較高,同樣受限于廠房空間,難以通過改變管道走向的方式增加管道自然補償能力來優(yōu)化管嘴受力,因此考慮通過合理設(shè)置支架和金屬波紋管膨脹節(jié)來吸收熱脹。由于出口管道操作壓力達到0.411 MPa,在選用膨脹節(jié)時,管道內(nèi)壓推力(盲板力)較大,因此需選擇約束型膨脹節(jié)自吸收盲板力。

主風(fēng)機與氣化器之間的管道長,分支多,走向復(fù)雜,為了簡化管道設(shè)計并保證設(shè)計的可靠性,將整個管道分成兩個相對獨立的部分。同時考慮到盡量減小彎頭處(節(jié)點36)的熱位移,將出口消音器靠近機組側(cè)的支座設(shè)為固定點,主風(fēng)機出口管道對管嘴受力的影響可以大致簡化成對一段L形管道的分析,如圖4所示。

圖4 主風(fēng)機出口管道三維模型圖(CAESAR II建模坐標(biāo)系)

彎頭(節(jié)點36)在熱態(tài)下由于管道自身熱脹在+X和-Y方向有熱位移,并形成一個角變形,與此同時,管嘴由于機組熱脹存在+Z和-Y方向的位移,立管隨之存在+Z方向的位移。因此在立管上選用一個復(fù)式萬向鉸鏈型膨脹節(jié)吸收X和Z方向任意位移組合,在水平管上選用一個單式鉸鏈型膨脹節(jié)吸收立管熱脹形成的X-Y平面內(nèi)角位移,同時由于存在-Y方向位移,彎頭處應(yīng)選擇彈簧支架承重。

3.3 主風(fēng)機管嘴受力校核

在設(shè)備訂貨階段與制造廠協(xié)商約定主風(fēng)機管嘴受力按照API STANDARD 617執(zhí)行。主風(fēng)機入口管嘴較大,受力允許值相應(yīng)較大,同時由于管道溫度低,且設(shè)置了一個單式軸向型膨脹節(jié)吸收熱位移,根據(jù)工程經(jīng)驗實際受力值遠小于標(biāo)準(zhǔn)要求的允許值,因此入口管道一般不進行模擬計算。由于沒有入口管嘴受力的準(zhǔn)確計算值,主風(fēng)機在進行管嘴受力校核時一般只對出口管嘴進行單個管嘴受力校核,不再進行合力及合力矩的校核。

通過CAESAR II軟件模擬計算得到主風(fēng)機出口管嘴在操作態(tài)下的作用力和力矩,如表2所示。

表2 主風(fēng)機出口管嘴作用力和力矩(NEMA 約定坐標(biāo)系)

通過式(1)～(3)計算結(jié)果如下:

0.914 4FR+MR=10 362

1.85×26.689×De=21 396

通過比較得到計算值為允許值的48.4%,作用力和力矩的校核滿足要求。值得一提的是,在對設(shè)備管嘴進行受力校核時,必須分別校核安裝態(tài)和操作態(tài)下的受力情況,兩者均必須滿足受力要求。大部分情況下,操作態(tài)下管嘴受力更為苛刻,因此本文只節(jié)選了操作工況下的計算數(shù)據(jù)。

4 汽輪機管道布置

表3所示為汽輪機進出口和漏汽口管道的設(shè)計條件,根據(jù)管道設(shè)計條件的不同,分別進行管道設(shè)計和分析,以期滿足管嘴受力要求。

表3 汽輪機蒸汽管道設(shè)計條件

4.1 汽輪機入口管道設(shè)計

汽輪機入口管道溫度、壓力較高,管道布置需具有一定柔性,且需要合理設(shè)置支架,使管道在操作態(tài)下按照預(yù)期的方式受力和變形,從而減小管嘴受力。

蒸汽入口管道在管橋上沿Z方向較長,汽輪機附近管道X和Y方向無法吸收此段直管的熱位移,因此在節(jié)點260設(shè)置Z向限位支架,此點在Z向與入口管嘴位置相當(dāng),保證260點到入口管嘴之間的管道在Z向熱位移基本上不會傳遞到460點和580點,減小了管嘴FZ和MX,如圖5所示。

圖5 汽輪機入口管道三維模型圖(CAESAR II建模坐標(biāo)系)

入口管道在分成兩路之后管徑變小,且分別沿-X和+X方向設(shè)置了“ π ”型補償器,管道柔性增加。為了減小主管在X方向的位移影響管嘴受力,在340點設(shè)置-X方向的止推支架,340點到兩管嘴之間的管道以汽輪機軸線為中心線對稱布置,X方向管道的熱位移由兩分支上的補償器吸收,因此460點和580點的X向位移很小,減小了管嘴FX和MZ。

為了減小FY,將460點、420點、400點、580點、540點、520點和360點均設(shè)為彈簧支架。需要注意的是,為了減小管嘴作用力和力矩,一般根據(jù)需要在管嘴附近選用帶聚四氟乙烯組件的低摩擦支架。

4.2 汽輪機入口管道設(shè)計

汽輪機出口管道直徑較大,廠房空間有限,無法通過改變管道走向的方式增加管道柔性?？紤]到管道壁厚較小,管道自身變形能力較強,因此優(yōu)先考慮通過調(diào)整支吊架的形式與位置增加管道的自然補償能力,改善管嘴受力情況。

如圖6所示,出口管線整體位于管嘴的+X方向,因此在23和26點設(shè)置-X方向止推支架,減小了管嘴受到的FX和MZ。

圖6 汽輪機出口管道三維模型圖(CAESAR II建模坐標(biāo)系)

為了減小FX和MZ,需要合理干預(yù)管道在Z向的變形趨勢,保證管嘴附近23/26點基本沒有Z向位移。通過在43點和95點止推支架的配合,43點到95點之間的Z向熱位移由L形管道自吸收,95點以后管道的Z向位移由下游管道吸收。

減小FY的原則與入口管道類似,將管嘴附近的Y向支架設(shè)置為帶聚四氟乙烯組件的低摩擦彈簧支架。

4.3 汽輪機漏汽口管道設(shè)計

漏汽口管道設(shè)計溫度和壓力均較低,管道熱脹量較小,管道布置柔性較好,只需將靠近管嘴的兩個水平管支架26點和40點設(shè)置為彈簧即可,管道布置如圖7所示。

圖7 汽輪機漏汽口管道三維模型圖(CAESAR II建模坐標(biāo)系)

4.4 汽輪機管嘴受力校核

考慮到汽輪機進出口蒸汽管道溫度較高,在設(shè)備訂貨階段與制造廠協(xié)商約定汽輪機管嘴受力按照NEMA SM23標(biāo)準(zhǔn)的2倍執(zhí)行,因此在進行管嘴受力校核時均需在第2節(jié)所列不等式右側(cè)乘以系數(shù)2。

通過CAESAR II軟件模擬計算得到汽輪機各個管嘴在操作態(tài)下的作用力和力矩,如表4所示。

表4 汽輪機管嘴作用力和力矩(NEMA 約定坐標(biāo)系)

首先根據(jù)式(1)～(3)計算,對作用于每個管嘴的合力及合力矩進行校核,計算結(jié)果如表5所示,通過比較可以發(fā)現(xiàn),每個管嘴的合力及合力矩綜合數(shù)值均不到允許值的50%,滿足校核要求。

表5 汽輪機單個管嘴受力校核結(jié)果

再對各管嘴的力和力矩合成到排汽口中心處的合力及合力矩進行校核,合力及合力矩在X、Y、Z三個方向分量的比較按照式(4)～(16)進行,結(jié)果如表6所示,通過比較可以得到合力及合力矩在三個方向的分量都不到允許值的50%,滿足校核要求。

表6 合成到排汽口中心處的合力及合力矩分量校核結(jié)果

通過式(16)對合力及合力矩的綜合數(shù)值進行計算如下:

0.914 4FC+MC=7 508

2×13.345×DC=10 143

通過比較得到計算值為允許值的74%,各管嘴的力和力矩合成到排汽口中心處的合力及合力矩滿足要求。需要注意的是,在進行單個管嘴受力校核、各管嘴的力和力矩合成到排汽口中心處的合力及合力矩分量校核時,計算值均不到允許值的50%,而合力及合力矩校核時比值達到74%,因此在進行汽輪機管嘴受力校核時,合力及合力矩的校核非常關(guān)鍵,不能忽略。

5 結(jié)語

管道設(shè)計對主風(fēng)機組能否長周期安全、正常運轉(zhuǎn)有至關(guān)重要的影響,主要體現(xiàn)為管嘴受力是否能滿足要求。本文通過增設(shè)金屬波紋管膨脹節(jié)、優(yōu)化管道走向、調(diào)整支吊架形式與位置等方式增加管道熱補償能力,并核算了管嘴受力。在滿足受力要求的情況下,得到優(yōu)化的管道布置,為同類型裝置的設(shè)計提供參考。