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(1.中海油研究總院， 北京 100029； 2. 中海石油(中國)有限公司 湛江分公司， 廣東 湛江 524000； 3. 中國石油勘探開發(fā)研究院， 北京 100083)

0 引 言

離心壓縮機具有排氣量大、效率高、結(jié)構(gòu)簡單、體積小等優(yōu)點，已被廣泛應用于石油化工行業(yè)，成為氣田開發(fā)的重要設施。但是，葉輪的設計特點決定了壓縮機存在最小處理流量的限制，即當流量過低時葉片間將出現(xiàn)湍流，導致流動阻力劇增、壓頭大幅降低，引發(fā)壓縮機和管網(wǎng)呈現(xiàn)周期性倒流、供氣喘振現(xiàn)象[1-4]。因此，離心壓縮機通常設置喘振控制系統(tǒng)，包括防喘振閥(熱旁通閥)和相應儀控系統(tǒng)，避免工作點越過喘振線而進入喘振區(qū)[5]。

通常，緊急關(guān)停是喘振設計的主要工況，此時壓縮機轉(zhuǎn)速迅速降低，流量急劇減少，短時間內(nèi)氣流劇烈振蕩，使壓縮機處于危險中，極易產(chǎn)生機械損傷[2,5-7]；此時防喘振閥組須立即開啟，泄放出口壓力，補充入口流量，避免喘振的出現(xiàn)[6-7]。由此可知，防喘振閥組的流通能力和響應時間是喘振設計的關(guān)鍵參數(shù)[8]。同時，壓縮機配管、設備容積對喘振也有較大影響：下游容積越大，泄放其壓力所需流通能力越大，時間越長，對喘振控制系統(tǒng)的要求也就越高[1,6,9]。另外，實際上壓縮機失去驅(qū)動后，轉(zhuǎn)子仍依靠慣性繼續(xù)壓縮天然氣，其轉(zhuǎn)速衰減趨勢決定了氣量減少和工作點向喘振區(qū)移動的速度[6,9]。因此，轉(zhuǎn)速衰減曲線(轉(zhuǎn)動慣量)是開展緊急關(guān)停動態(tài)分析和喘振控制設計的重要基礎(chǔ)參數(shù)[1,6,9]。

綜上所述，喘振控制系統(tǒng)的設計須綜合考慮閥組、站場配管和壓縮機性能對喘振過程的影響[1,6]。然而，以往喘振系統(tǒng)的工程設計或是基于穩(wěn)態(tài)分析估算，或是在動態(tài)研究中簡化壓縮機性能參數(shù)，工況分析并不深入[5,10-11]?？紤]到壓縮機在氣田開發(fā)中的重要作用及其投資費用高、維修周期長的特點，利用動態(tài)仿真技術(shù)在設計層面保障壓縮機的穩(wěn)定運行日益受到國外設計公司和研究機構(gòu)的重視[3,6,8-9,12-13]。

1 壓縮機組動態(tài)模型

圖1 壓縮機組流程示例

本文基于某海上A平臺C338EL壓縮機組開展動態(tài)仿真研究，流程示例如圖1所示，主要包括：離心壓縮機、前后滌氣罐、冷卻器等設備，防喘振、熱旁通等喘振控制回路和閥門、配管等管件。壓縮機額定排量為5 089 m3/h，設計進出口壓力為1 890～6 640 kPa(A)，設計轉(zhuǎn)動慣量為13.5 kg·m2，吸入端和排出端容積見表1。

表1 壓縮機組吸入端和排出端容積

此壓縮機喘振控制系統(tǒng)包括防喘振閥、熱旁通閥和相應的儀控系統(tǒng)，主要技術(shù)參數(shù)見表2。其中，閥門響應時間由時滯時間和開啟速度共同決定。

表2 喘振控制系統(tǒng)參數(shù)

圖2 壓縮機性能曲線

壓縮機穩(wěn)定運行時排量為7.06×104Sm3/h(2 453 m3/h)，入口壓力為2 950 kPa(A)，出口壓力為5 814 kPa(A)，轉(zhuǎn)速約為7 935 r/min。由性能曲線(見圖2)可見，由于氣田處于開采后期，產(chǎn)氣量遠小于設計流量，壓縮機工作點接近喘振線，喘振余量僅為7.8%，此工況對喘振控制系統(tǒng)提出了更高要求。

壓縮機性能曲線用于展現(xiàn)轉(zhuǎn)速、流量與揚程的關(guān)系[8]，可直觀地表現(xiàn)非穩(wěn)態(tài)過程中工作點的運行軌跡，是動態(tài)分析的重要工具。當流量低于喘振線(左邊界)時會引發(fā)氣體逆流，造成壓縮機劇烈振動甚至葉片損壞[14-15]；當流量高于石墻線(右邊界)時葉輪流道內(nèi)氣速極高、摩阻劇增，可能造成流道阻塞[12]。喘振線和石墻線之間是穩(wěn)定工作區(qū)，動態(tài)仿真研究的主要目標即是保證工作點軌跡在穩(wěn)定工作區(qū)內(nèi)[8,9,16]。

基于A平臺壓縮機組性能參數(shù)，利用HYSYS Dynamic[17-18]搭建動態(tài)模型，如圖3所示。其設備、管線、閥門按實際參數(shù)建模，進出口物流邊界均采用壓力驅(qū)動[16]，進口壓力為3 050 kPa(A)，氣相出口壓力為5 750 kPa(A)。

圖3 壓縮機動態(tài)模型示例

2 緊急關(guān)停工況動態(tài)模擬

在平臺生產(chǎn)中發(fā)生燃料氣系統(tǒng)故障或生產(chǎn)(1級)及以上關(guān)斷時，中控系統(tǒng)會即刻觸發(fā)壓縮機緊急關(guān)停流程：壓縮機驅(qū)動器立即停機，進出口關(guān)斷閥關(guān)閉，防喘振閥和熱旁通閥迅速開啟[19-21]。在緊急關(guān)停工況中，壓縮機失去驅(qū)動力，葉輪轉(zhuǎn)速急劇衰減，導致流量和壓頭迅速降低，極易發(fā)生喘振。

圖4 實測轉(zhuǎn)速衰減曲線

2.1 轉(zhuǎn)速衰減趨勢

圖5 轉(zhuǎn)速衰減延遲

在緊急關(guān)停工況中，轉(zhuǎn)速衰減的速度直接影響發(fā)生喘振的可能性，準確預測、擬合轉(zhuǎn)速衰減曲線是開展緊急關(guān)停工況動態(tài)仿真研究的關(guān)鍵[1,6,7,9]。A平臺壓縮機實測轉(zhuǎn)速衰減曲線如圖4所示(第10秒開始關(guān)斷)。

由圖4分析可知，在緊急關(guān)停過程中轉(zhuǎn)速衰減分為2個階段：關(guān)停前期(10～15 s)以擬線性規(guī)律迅速衰減，關(guān)停后期(15～60 s)以拋物線規(guī)律緩慢降低。階段間差異由動力減速和摩阻減速2種機理的不同造成[7]：關(guān)停前期壓縮機前后壓差較高，葉輪還需為流體提供壓頭，能量耗散非?？欤魂P(guān)停后期前后壓力接近，葉輪主要克服機械摩阻，轉(zhuǎn)速衰減較慢。

另外，對于由燃氣透平驅(qū)動的壓縮機，在緊急關(guān)停瞬間(10.0～10.5 s)壓縮機并非完全失去驅(qū)動力，而是在透平內(nèi)剩余燃氣和能量的驅(qū)動下繼續(xù)壓縮氣體，因此在關(guān)停瞬間轉(zhuǎn)速降低幅度較小[1,6-7]，即存在轉(zhuǎn)速衰減延遲現(xiàn)象，如圖5所示。

由實測數(shù)據(jù)分析可知：在緊急關(guān)停中轉(zhuǎn)速衰減趨勢由衰減延遲、動力減速和摩阻減速3個階段組成，本文據(jù)此開展壓縮機動態(tài)仿真研究。由于前期設計階段很難獲得轉(zhuǎn)速衰減曲線，本文提供1種轉(zhuǎn)速衰減預測算法。

在緊急關(guān)停工況中，壓縮機轉(zhuǎn)子速度遵循剛體轉(zhuǎn)動定律，即

式中：PGT為透平驅(qū)動功率，J/s；Pcomp為壓縮機功率，J/s；Pfric為機械摩阻功率，J/s；T為合力矩，N·m；N為壓縮機轉(zhuǎn)速，1/s；J為轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；t為關(guān)停時間，s。

由于關(guān)停前期最易出現(xiàn)喘振，本文著重擬合此階段的轉(zhuǎn)速趨勢?？紤]到關(guān)停前期Pfric、PGT遠小于Pcomp，認為Pfric和PGT綜合近似為0。另外，根據(jù)相似定律

式中：P0為穩(wěn)定運行工況時壓縮機功率，J/s；N0為穩(wěn)定運行工況時壓縮機轉(zhuǎn)速，1/s。

合并式(1)和式(2)得

·dN(3)

圖6 理論轉(zhuǎn)速衰減曲線

積分整理得緊急關(guān)停轉(zhuǎn)速衰減公式為

(4)

A平臺壓縮機初始功率P0為2 292 kW，利用式(4)估算轉(zhuǎn)速變化并與現(xiàn)場實測數(shù)據(jù)對比，如圖6所示。由圖6可見：由于理論推導忽略透平剩余能量，關(guān)停瞬間(10.0～10.5 s)的理論轉(zhuǎn)速(7 090 r/min)小于實際轉(zhuǎn)速(7 748 r/min)；另外，忽略機械摩阻導致關(guān)停后期理論轉(zhuǎn)速略大于實際轉(zhuǎn)速。但是，由于Pfric和PGT對轉(zhuǎn)速衰減效果作用相反，理論轉(zhuǎn)速衰減曲線在整體趨勢上(特別是關(guān)停前期階段)非常接近實際情況。因此，在無法掌握實測數(shù)據(jù)的情況下可采用式(4)預測轉(zhuǎn)速衰減曲線，以準確開展緊急關(guān)停工況的動態(tài)研究。

2.2 緊急關(guān)停過程分析

參考現(xiàn)場關(guān)停流程，在HYSYS工況控制平臺Event Schedule中編程實現(xiàn)緊急關(guān)停工況的邏輯控制：在第10 s時，壓縮機驅(qū)動器關(guān)停，進出口閥門關(guān)斷，防喘振閥和熱旁通閥啟動；此外，基于實測轉(zhuǎn)速趨勢調(diào)整、擬合模擬轉(zhuǎn)速衰減曲線，以準確開展緊急關(guān)停動態(tài)模擬，并提取壓力、流量參數(shù)進行動態(tài)分析。防喘振閥開度和轉(zhuǎn)速衰減的模擬結(jié)果與實測數(shù)據(jù)對比如圖7所示，壓縮機流量和進出口壓力的模擬結(jié)果與實測數(shù)據(jù)對比如圖8和圖9所示。

圖7 轉(zhuǎn)速衰減曲線及防喘振閥開度對比

圖8 進出口壓力趨勢對比

圖9 入口流量趨勢對比

由圖7～圖9現(xiàn)場實測與動態(tài)模擬參數(shù)的對比可見：壓縮機轉(zhuǎn)速、防喘振閥開度、進出口壓力和流量在緊急關(guān)停過程中的變化趨勢基本一致，驗證了HYSYS壓縮機動態(tài)模型的準確性。由圖7可見：壓縮機轉(zhuǎn)速經(jīng)0.5 s延遲后急劇降低，前3 s轉(zhuǎn)速平均衰減速率超過20 %/s，隨后轉(zhuǎn)速衰減速率逐漸平穩(wěn)。與此同時，防喘振閥和熱旁通閥迅速啟動，大量氣體從壓縮機排出端返回吸入端，引起出口壓力降低、入口壓力升高，最終趨于平衡。由圖8可見:現(xiàn)場實測壓力數(shù)據(jù)與動態(tài)模擬數(shù)據(jù)基本吻合，最終均穩(wěn)定于4 020 kPa(A)左右。由圖9可見：在緊急關(guān)停前期，壓縮機入口流量急速減少，防喘振閥和熱旁通閥開啟后回流量迅速補充入口流量，第15 s左右入口流量基本恢復到初始狀態(tài)，隨后緩慢降低。另外，HYSYS壓縮機性能曲線可更精細地展現(xiàn)緊急關(guān)停各階段的工作點運行軌跡，可據(jù)此判斷過程中的喘振情況，如圖10所示。

圖10 緊急關(guān)停工況壓縮機工作點運行軌跡

由圖10可見：在緊急關(guān)停瞬間(10.0～10.5 s)，轉(zhuǎn)速降低導致入口流量突然減少，工作點向喘振線偏移，在第10.21 s時流量減少至2 251 m3/h；隨防喘振閥組開啟，回流迅速將工作點向右拉升至2 542 m3/h(第10.42 s)；但是，由于轉(zhuǎn)速衰減速度加快且部分回流量需用于補充壓縮機吸入端(前滌氣罐、配管等)壓力，回流量不足，入口流量繼續(xù)減少，在第11.63 s時流量即跌至低谷1 427 m3/h，工作點已進入喘振區(qū)；而后，隨吸入端壓力提高，防喘振回流漸側(cè)重于補充入口流量，在第14.54 s時流量回升到1 863 m3/h；之后壓縮機轉(zhuǎn)速進一步衰減，入口流量隨之降低，工作點逐漸回歸零點。

3 防喘振措施優(yōu)化

由圖10可見：由于壓縮機穩(wěn)定運行流量較小，在緊急關(guān)停中工作點極易突破喘振線，在關(guān)停前期(10.50～12.76 s)存在喘振風險，可能導致壓縮機振動、損傷等安全事故。針對此種氣田開發(fā)后期的產(chǎn)量特點，須優(yōu)化壓縮機組的防喘振控制系統(tǒng)。經(jīng)現(xiàn)場溝通討論，提出3套防喘振優(yōu)化方案以改善壓縮機的緊急關(guān)停適應性。

(1) 方案A縮短響應時間：改善防喘振閥組控制系統(tǒng)性能，縮短時滯時間到0.05 s，加快閥門開啟速度。

(2) 方案B提高回流能力：更換閥門流量系數(shù)較大的熱旁通閥，使其流通能力提高1.5～350倍。

(3) 方案C保障穩(wěn)定流量：在穩(wěn)定運行時維持防喘振閥15%開度，產(chǎn)生部分回流，保證較大的喘振裕量。

針對上述優(yōu)化方案，利用壓縮機動態(tài)模型進行防喘振動態(tài)研究，分析緊急關(guān)停各階段的流量(見表3)，并以工作點運行軌跡展現(xiàn)其防喘振效果，判斷各優(yōu)化方案的可行性，如圖11～圖13所示。

圖11 方案A工作點軌跡

圖12 方案B工作點軌跡

圖13 方案C工作點軌跡

表3 緊急關(guān)停各階段流量對比 m3/h

方案A加快了閥門響應速度，回流啟動更快。因此，關(guān)停瞬間流量低谷較現(xiàn)場關(guān)停稍大(2 307 m3/h)，工作點向喘振線偏移量較小，如圖11所示，但由于受制于閥組流通能力，在關(guān)停前期仍存在回流量不足(流量低谷為1 432 m3/h)、工作點進入喘振區(qū)的問題。

方案B提高了熱旁通流通能力，關(guān)停前期回流量明顯加大，流量低谷(1 987 m3/h)遠大于現(xiàn)場關(guān)停工況，保證工作點一直在穩(wěn)定工作區(qū)內(nèi)，避免了喘振風險。

方案C通過回流使穩(wěn)定工作點遠離喘振區(qū)，同時也避免了緊急關(guān)停過程中的喘振風險，但較大的回流量(45 578 Sm3/h)導致壓縮機轉(zhuǎn)速提高到8 719 r/min，運行能耗相應增加1 404 kW，相當于增加燃料氣耗量1.5×104Sm3/d，產(chǎn)量損失較大，經(jīng)濟性較差。

基于動態(tài)研究分析，對此氣田生產(chǎn)后期的壓縮機低流量工況，增加熱旁通流通能力可有效規(guī)避喘振風險，在不增加運行能耗的情況下保證緊急關(guān)停中工作點一直處于穩(wěn)定工作區(qū)內(nèi)，避免了關(guān)停過程壓縮機振動和機械損傷等安全風險。

4 結(jié) 論

本文基于現(xiàn)場壓縮機組開展緊急關(guān)停工況的動態(tài)仿真，并進行防喘振措施優(yōu)化研究。本課題研究提高了在設計階段開展壓縮機動態(tài)分析的能力，將進一步保證喘振設計的可靠性，增強壓縮機實際運行的安全性和穩(wěn)定性，在壓縮機工程設計和技術(shù)改造中具有推廣應用價值。主要結(jié)論有：

(1) 壓縮機動態(tài)模型須重點細化現(xiàn)場配管、防喘振控制及壓縮機性能等參數(shù)。動態(tài)仿真流量、壓力等參數(shù)與現(xiàn)場實測數(shù)據(jù)基本一致，驗證了壓縮機組動態(tài)模型的可靠性。

(2) 緊急關(guān)停過程轉(zhuǎn)速衰減包括衰減延遲、動力衰減和摩阻衰減3個階段，經(jīng)與實測數(shù)據(jù)對比，由剛體轉(zhuǎn)動定律推導的理論公式能夠較好地擬合實際轉(zhuǎn)速衰減曲線。

(3) 推薦增加熱旁通閥流通能力以提高緊急關(guān)停工況中的回流量，可有效規(guī)避低氣量運行工況的喘振風險，保證了壓縮機的安全穩(wěn)定運行。