离心压缩机紧急关停工况的动态仿真

2018-11-01,,,,

中国海洋平台 2018年5期

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(1.中海油研究总院，北京 100029； 2. 中海石油(中国)有限公司湛江分公司，广东湛江 524000； 3. 中国石油勘探开发研究院，北京 100083)

0 引言

离心压缩机具有排气量大、效率高、结构简单、体积小等优点，已被广泛应用于石油化工行业，成为气田开发的重要设施。但是，叶轮的设计特点决定了压缩机存在最小处理流量的限制，即当流量过低时叶片间将出现湍流，导致流动阻力剧增、压头大幅降低，引发压缩机和管网呈现周期性倒流、供气喘振现象[1-4]。因此，离心压缩机通常设置喘振控制系统，包括防喘振阀(热旁通阀)和相应仪控系统，避免工作点越过喘振线而进入喘振区[5]。

通常，紧急关停是喘振设计的主要工况，此时压缩机转速迅速降低，流量急剧减少，短时间内气流剧烈振荡，使压缩机处于危险中，极易产生机械损伤[2,5-7]；此时防喘振阀组须立即开启，泄放出口压力，补充入口流量，避免喘振的出现[6-7]。由此可知，防喘振阀组的流通能力和响应时间是喘振设计的关键参数[8]。同时，压缩机配管、设备容积对喘振也有较大影响：下游容积越大，泄放其压力所需流通能力越大，时间越长，对喘振控制系统的要求也就越高[1,6,9]。另外，实际上压缩机失去驱动后，转子仍依靠惯性继续压缩天然气，其转速衰减趋势决定了气量减少和工作点向喘振区移动的速度[6,9]。因此，转速衰减曲线(转动惯量)是开展紧急关停动态分析和喘振控制设计的重要基础参数[1,6,9]。

综上所述，喘振控制系统的设计须综合考虑阀组、站场配管和压缩机性能对喘振过程的影响[1,6]。然而，以往喘振系统的工程设计或是基于稳态分析估算，或是在动态研究中简化压缩机性能参数，工况分析并不深入[5,10-11]。考虑到压缩机在气田开发中的重要作用及其投资费用高、维修周期长的特点，利用动态仿真技术在设计层面保障压缩机的稳定运行日益受到国外设计公司和研究机构的重视[3,6,8-9,12-13]。

1 压缩机组动态模型

图1 压缩机组流程示例

本文基于某海上A平台C338EL压缩机组开展动态仿真研究，流程示例如图1所示，主要包括：离心压缩机、前后涤气罐、冷却器等设备，防喘振、热旁通等喘振控制回路和阀门、配管等管件。压缩机额定排量为5 089 m3/h，设计进出口压力为1 890～6 640 kPa(A)，设计转动惯量为13.5 kg·m2，吸入端和排出端容积见表1。

表1 压缩机组吸入端和排出端容积

此压缩机喘振控制系统包括防喘振阀、热旁通阀和相应的仪控系统，主要技术参数见表2。其中，阀门响应时间由时滞时间和开启速度共同决定。

表2 喘振控制系统参数

图2 压缩机性能曲线

压缩机稳定运行时排量为7.06×104Sm3/h(2 453 m3/h)，入口压力为2 950 kPa(A)，出口压力为5 814 kPa(A)，转速约为7 935 r/min。由性能曲线(见图2)可见，由于气田处于开采后期，产气量远小于设计流量，压缩机工作点接近喘振线，喘振余量仅为7.8%，此工况对喘振控制系统提出了更高要求。

压缩机性能曲线用于展现转速、流量与扬程的关系[8]，可直观地表现非稳态过程中工作点的运行轨迹，是动态分析的重要工具。当流量低于喘振线(左边界)时会引发气体逆流，造成压缩机剧烈振动甚至叶片损坏[14-15]；当流量高于石墙线(右边界)时叶轮流道内气速极高、摩阻剧增，可能造成流道阻塞[12]。喘振线和石墙线之间是稳定工作区，动态仿真研究的主要目标即是保证工作点轨迹在稳定工作区内[8,9,16]。

基于A平台压缩机组性能参数，利用HYSYS Dynamic[17-18]搭建动态模型，如图3所示。其设备、管线、阀门按实际参数建模，进出口物流边界均采用压力驱动[16]，进口压力为3 050 kPa(A)，气相出口压力为5 750 kPa(A)。

图3 压缩机动态模型示例

2 紧急关停工况动态模拟

在平台生产中发生燃料气系统故障或生产(1级)及以上关断时，中控系统会即刻触发压缩机紧急关停流程：压缩机驱动器立即停机，进出口关断阀关闭，防喘振阀和热旁通阀迅速开启[19-21]。在紧急关停工况中，压缩机失去驱动力，叶轮转速急剧衰减，导致流量和压头迅速降低，极易发生喘振。

图4 实测转速衰减曲线

2.1 转速衰减趋势

图5 转速衰减延迟

在紧急关停工况中，转速衰减的速度直接影响发生喘振的可能性，准确预测、拟合转速衰减曲线是开展紧急关停工况动态仿真研究的关键[1,6,7,9]。A平台压缩机实测转速衰减曲线如图4所示(第10秒开始关断)。

由图4分析可知，在紧急关停过程中转速衰减分为2个阶段：关停前期(10～15 s)以拟线性规律迅速衰减，关停后期(15～60 s)以抛物线规律缓慢降低。阶段间差异由动力减速和摩阻减速2种机理的不同造成[7]：关停前期压缩机前后压差较高，叶轮还需为流体提供压头，能量耗散非常快；关停后期前后压力接近，叶轮主要克服机械摩阻，转速衰减较慢。

另外，对于由燃气透平驱动的压缩机，在紧急关停瞬间(10.0～10.5 s)压缩机并非完全失去驱动力，而是在透平内剩余燃气和能量的驱动下继续压缩气体，因此在关停瞬间转速降低幅度较小[1,6-7]，即存在转速衰减延迟现象，如图5所示。

由实测数据分析可知：在紧急关停中转速衰减趋势由衰减延迟、动力减速和摩阻减速3个阶段组成，本文据此开展压缩机动态仿真研究。由于前期设计阶段很难获得转速衰减曲线，本文提供1种转速衰减预测算法。

在紧急关停工况中，压缩机转子速度遵循刚体转动定律，即

式中：PGT为透平驱动功率，J/s；Pcomp为压缩机功率，J/s；Pfric为机械摩阻功率，J/s；T为合力矩，N·m；N为压缩机转速，1/s；J为转动惯量，kg·m2；t为关停时间，s。

由于关停前期最易出现喘振，本文着重拟合此阶段的转速趋势。考虑到关停前期Pfric、PGT远小于Pcomp，认为Pfric和PGT综合近似为0。另外，根据相似定律

式中：P0为稳定运行工况时压缩机功率，J/s；N0为稳定运行工况时压缩机转速，1/s。

合并式(1)和式(2)得

·dN(3)

图6 理论转速衰减曲线

积分整理得紧急关停转速衰减公式为

(4)

A平台压缩机初始功率P0为2 292 kW，利用式(4)估算转速变化并与现场实测数据对比，如图6所示。由图6可见：由于理论推导忽略透平剩余能量，关停瞬间(10.0～10.5 s)的理论转速(7 090 r/min)小于实际转速(7 748 r/min)；另外，忽略机械摩阻导致关停后期理论转速略大于实际转速。但是，由于Pfric和PGT对转速衰减效果作用相反，理论转速衰减曲线在整体趋势上(特别是关停前期阶段)非常接近实际情况。因此，在无法掌握实测数据的情况下可采用式(4)预测转速衰减曲线，以准确开展紧急关停工况的动态研究。

2.2 紧急关停过程分析

参考现场关停流程，在HYSYS工况控制平台Event Schedule中编程实现紧急关停工况的逻辑控制：在第10 s时，压缩机驱动器关停，进出口阀门关断，防喘振阀和热旁通阀启动；此外，基于实测转速趋势调整、拟合模拟转速衰减曲线，以准确开展紧急关停动态模拟，并提取压力、流量参数进行动态分析。防喘振阀开度和转速衰减的模拟结果与实测数据对比如图7所示，压缩机流量和进出口压力的模拟结果与实测数据对比如图8和图9所示。

图7 转速衰减曲线及防喘振阀开度对比

图8 进出口压力趋势对比

图9 入口流量趋势对比

由图7～图9现场实测与动态模拟参数的对比可见：压缩机转速、防喘振阀开度、进出口压力和流量在紧急关停过程中的变化趋势基本一致，验证了HYSYS压缩机动态模型的准确性。由图7可见：压缩机转速经0.5 s延迟后急剧降低，前3 s转速平均衰减速率超过20 %/s，随后转速衰减速率逐渐平稳。与此同时，防喘振阀和热旁通阀迅速启动，大量气体从压缩机排出端返回吸入端，引起出口压力降低、入口压力升高，最终趋于平衡。由图8可见:现场实测压力数据与动态模拟数据基本吻合，最终均稳定于4 020 kPa(A)左右。由图9可见：在紧急关停前期，压缩机入口流量急速减少，防喘振阀和热旁通阀开启后回流量迅速补充入口流量，第15 s左右入口流量基本恢复到初始状态，随后缓慢降低。另外，HYSYS压缩机性能曲线可更精细地展现紧急关停各阶段的工作点运行轨迹，可据此判断过程中的喘振情况，如图10所示。

图10 紧急关停工况压缩机工作点运行轨迹

由图10可见：在紧急关停瞬间(10.0～10.5 s)，转速降低导致入口流量突然减少，工作点向喘振线偏移，在第10.21 s时流量减少至2 251 m3/h；随防喘振阀组开启，回流迅速将工作点向右拉升至2 542 m3/h(第10.42 s)；但是，由于转速衰减速度加快且部分回流量需用于补充压缩机吸入端(前涤气罐、配管等)压力，回流量不足，入口流量继续减少，在第11.63 s时流量即跌至低谷1 427 m3/h，工作点已进入喘振区；而后，随吸入端压力提高，防喘振回流渐侧重于补充入口流量，在第14.54 s时流量回升到1 863 m3/h；之后压缩机转速进一步衰减，入口流量随之降低，工作点逐渐回归零点。