【壓縮機網】1 引言
隨著我國天然氣應用戰略的展開，已有越來越多儲氣庫開始進入建設和投運階段。往復壓縮機作為儲氣庫建設和運營的主要設備，具有功率大，壓力高，調節范圍廣等特點，對儲氣庫項目建設和運營的成敗具有關鍵影響作用。
目前，往復壓縮機組的成撬設計往往只普遍關注到對其脈動振動控制的要求，對其管道柔性則重視不太夠。在API 618第五版方法三（即第四版的M2-M7）中，對往復壓縮機系統的氣流脈動和機械振動分析提出了詳細要求，但對機組的管道柔性分析（即API 618第四版中的M11）要求則描述不多，僅在方法二中以注釋形式提出。然而，機組現場運行實踐表明，即使脈動振動控制滿足要求，但如管道布置柔性不好、引起設備和管道熱應力過大，嚴重時會損壞設備管嘴和管道支撐，導致機組系統不能正常運行。因此，管道柔性分析在往復壓縮機成撬設計中不能忽視。特別是對儲氣庫大功率往復壓縮機組，因其功率大、排壓高、排溫高，管道柔性問題更加突出，故更應受到特別重視和應用，以保證儲氣庫大功率往復壓縮機組的安全運行。
從技術上來看，控制機組設備和管道的脈動振動和保證其柔性要求是相互矛盾的。比如說，增加設備和管道的支撐約束可以幫助抑制振動，但卻同時降低了系統柔性。減少支撐約束可以增加系統柔性，但卻同時增加了系統振動風險。因此，在保證機組滿足振動控制要求的提前下，同時滿足系統柔性要求，就需要對機組進行優化設計。
本文以某儲氣庫大功率往復壓縮機組（4500 kW、6個氣缸、三級壓縮、電機驅動）的三級進氣緩沖罐的設計改進為例，說明該優化設計方法、過程和應用，為儲氣庫大功率壓縮機組的成撬優化設計提供技術參考。
2 三級進氣緩沖罐優化設計
在某儲氣庫大功率六缸三級注氣壓縮機組的成撬設計中，采用了以2個三級氣缸對稱布置在壓縮機身兩側，一個三級進氣緩沖罐跨中布置的設計，如圖1所示。此設計在滿足氣流脈動和機械振動控制的同時，具有布局較為整潔的優點。但是，進一步分析發現，此三級進氣緩沖罐跨中布置，緩沖罐2個管嘴距離較遠。由于壓縮機身、中體和氣缸的運行溫度較高，而緩沖罐運行溫度較低，由它們之間的溫度差形成的熱膨脹位移差在2個緩沖罐管嘴會產生很大的拉應力。考慮到氣缸中還存在交變氣體力作用，因此，緩沖罐管嘴處會出現顯著的交變疲勞應力，容易引起緩沖罐管嘴破裂。為此，本文提出了將該跨中布置的三級進氣緩沖罐改為使用2個單獨的三級緩沖罐的優化方案，如圖2所示。該方案顯著增加了三級進氣緩沖罐及管嘴系統的柔性。分析結果表明此優化設計即滿足了系統的振動控制要求，又滿足了系統柔性要求，同時避免了系統振動和三級進氣緩沖罐管嘴破裂的風險。
3 三級進氣緩沖罐優化設計分析
3.1 脈動分析
對比三級進氣緩沖罐改進前后的氣流脈動和機械振動分析結果，可以看出原設計方案和改進后的方案都滿足API 618氣流脈動分析和機械振動分析要求。盡管改進后在三級進氣緩沖罐上的氣流脈動不平衡力有所增加，但是通過在罐體上采取機械振動控制措施，機械振動水平也可控制在標準要求范圍之內。圖3和圖4顯示了三級進氣緩沖罐在改進前后受到的氣流脈動不平衡力分析結果，圖5和圖6顯示了改進前后的機械振動受迫響應分析結果。
3.2 疲勞應力分析
當原方案使用一個跨中布置的三級進氣緩沖罐時，由于溫度差帶來的熱膨脹在管嘴接管處產生了很大的拉力。圖7顯示了有限元計算的管嘴接管在熱膨脹拉力作用下的VonMises應力分布，圖8顯示了管嘴接管在氣體交變力作用下的VonMises應力分布，表1列出了管嘴與筒體連接處的局部應力分析結果和疲勞強度評估結果。結合溫度敏感性分析結果可以看出，最大拉應力位于緩沖罐管嘴和筒體連接的焊縫處，其應力值超過了材料的屈服極限，綜合考慮交變應力作用，其疲勞強度評估安全系數小于2.0的標準要求，存在開裂危險。
當采用2個三級進氣緩沖罐后，緩沖罐與2個氣缸在軸向方向上熱變形不再互相制約，導致作用在管嘴接管上的熱膨脹向外拉力大幅降低。圖9顯示了管嘴接管在熱膨脹拉力作用下的VonMises應力分布，圖10顯示了管嘴接管在氣體交變力作用下的VonMises應力分布，表2列出了管嘴接管的應力分析和疲勞強度分析結果。從結果可以看出，采用優化設計方案后，三級進氣緩沖罐管嘴接管上的熱膨脹拉應力大幅降低，低于材料的許用和屈服強度，接管的疲勞強度評估安全系數大于2.0的標準要求，接管開裂的隱患隨之消除。
3.3 三級進氣緩沖罐管改進前后分析結果比較
表3列出了三級進氣緩沖罐設計改進前后的API 618分析結果對比。可以看出，改進前的三級緩沖罐設計滿足了氣流脈動和機械振動要求，但不滿足柔性分析要求。三級進氣緩沖罐在溫度差的作用下，其管嘴處產生有很大的拉應力，疲勞強度安全系數僅為0.78。采用本文提出的改進設計方案后，三級進氣緩沖罐在滿足API 618關于氣流脈動和機械振動要求的同時，滿足柔性分析要求，其管嘴處的拉應力水平大幅下降，疲勞強度評估安全系數達到4.79，保證了緩沖罐管嘴安全以及整個機組的安全運行要求。
4 結論
在往復壓縮機成撬設計中，僅僅考慮滿足機組振動控制要求；不考慮系統柔性要求，有時會導致機組設備和管道系統中出現高的疲勞熱應力，影響機組安全運行。但同時考慮滿足機組振動控制要求和系統柔性要求，從技術上來看有一定難度，因為這是2個相互矛盾的要求。為此，在壓縮機成撬設計中，特別是儲氣庫大功率往復壓縮機組的成撬設計，就需要對機組進行優化設計，以期達到同時滿足這2個要求的目的。
本文以三級進氣緩沖罐管設計改進實例，說明該優化設計方法的應用，為提高儲氣庫大功率往復式壓縮機成撬設計水平以及保證儲氣庫壓縮機組安全性提供了技術參考。
參考文獻：
[1] 劉靜，吳比，李天鵬，等.往復壓縮機緩沖罐靜動態應力有限元計算和疲勞強度評估[J].壓縮機技術，2018，1：23-26.
[2] 徐宜桂，孫成憲，盧福志，等.往復式壓縮機組API618分析設計方法[J].壓縮機，2017，1：122-128.
[3] API 618，Reciprocating Compressors for Petroleum，Chem原
ical，and Gas Industry Services，American Petroleum Insti原tute，2007.
[4] ASME B31.3 Process Piping：Code for Pressure Piping.New York：ASME，2016.
[5] ASME Boiler & Pressure Vessel Code VIII，Div.2.Alternate Rules.New York：ASME，2013.
[6] J.L.Mershon，K.Mokhtarian，G.V.Ranjan，E.C.Rodabaugh，Local Stresses in Cylindrical Shells Due To External Loadings On Nozzles -Supplement to WRC Bulletin No. 107，Welding Reserch Council.Inc.，1984.
[7] R.C.Juvinall and K.M Marshek，Fundamentals of Machine
Component Design，2nd Ed，John Wiley and Sons.wei.
來源：壓縮機技術
隨著我國天然氣應用戰略的展開，已有越來越多儲氣庫開始進入建設和投運階段。往復壓縮機作為儲氣庫建設和運營的主要設備，具有功率大，壓力高，調節范圍廣等特點，對儲氣庫項目建設和運營的成敗具有關鍵影響作用。
目前，往復壓縮機組的成撬設計往往只普遍關注到對其脈動振動控制的要求，對其管道柔性則重視不太夠。在API 618第五版方法三（即第四版的M2-M7）中，對往復壓縮機系統的氣流脈動和機械振動分析提出了詳細要求，但對機組的管道柔性分析（即API 618第四版中的M11）要求則描述不多，僅在方法二中以注釋形式提出。然而，機組現場運行實踐表明，即使脈動振動控制滿足要求，但如管道布置柔性不好、引起設備和管道熱應力過大，嚴重時會損壞設備管嘴和管道支撐，導致機組系統不能正常運行。因此，管道柔性分析在往復壓縮機成撬設計中不能忽視。特別是對儲氣庫大功率往復壓縮機組，因其功率大、排壓高、排溫高，管道柔性問題更加突出，故更應受到特別重視和應用，以保證儲氣庫大功率往復壓縮機組的安全運行。
從技術上來看，控制機組設備和管道的脈動振動和保證其柔性要求是相互矛盾的。比如說，增加設備和管道的支撐約束可以幫助抑制振動，但卻同時降低了系統柔性。減少支撐約束可以增加系統柔性，但卻同時增加了系統振動風險。因此，在保證機組滿足振動控制要求的提前下，同時滿足系統柔性要求，就需要對機組進行優化設計。
本文以某儲氣庫大功率往復壓縮機組（4500 kW、6個氣缸、三級壓縮、電機驅動）的三級進氣緩沖罐的設計改進為例，說明該優化設計方法、過程和應用，為儲氣庫大功率壓縮機組的成撬優化設計提供技術參考。
2 三級進氣緩沖罐優化設計
在某儲氣庫大功率六缸三級注氣壓縮機組的成撬設計中，采用了以2個三級氣缸對稱布置在壓縮機身兩側，一個三級進氣緩沖罐跨中布置的設計，如圖1所示。此設計在滿足氣流脈動和機械振動控制的同時，具有布局較為整潔的優點。但是，進一步分析發現，此三級進氣緩沖罐跨中布置，緩沖罐2個管嘴距離較遠。由于壓縮機身、中體和氣缸的運行溫度較高，而緩沖罐運行溫度較低，由它們之間的溫度差形成的熱膨脹位移差在2個緩沖罐管嘴會產生很大的拉應力。考慮到氣缸中還存在交變氣體力作用，因此，緩沖罐管嘴處會出現顯著的交變疲勞應力，容易引起緩沖罐管嘴破裂。為此，本文提出了將該跨中布置的三級進氣緩沖罐改為使用2個單獨的三級緩沖罐的優化方案，如圖2所示。該方案顯著增加了三級進氣緩沖罐及管嘴系統的柔性。分析結果表明此優化設計即滿足了系統的振動控制要求，又滿足了系統柔性要求，同時避免了系統振動和三級進氣緩沖罐管嘴破裂的風險。
3 三級進氣緩沖罐優化設計分析
3.1 脈動分析
對比三級進氣緩沖罐改進前后的氣流脈動和機械振動分析結果，可以看出原設計方案和改進后的方案都滿足API 618氣流脈動分析和機械振動分析要求。盡管改進后在三級進氣緩沖罐上的氣流脈動不平衡力有所增加，但是通過在罐體上采取機械振動控制措施，機械振動水平也可控制在標準要求范圍之內。圖3和圖4顯示了三級進氣緩沖罐在改進前后受到的氣流脈動不平衡力分析結果，圖5和圖6顯示了改進前后的機械振動受迫響應分析結果。
3.2 疲勞應力分析
當原方案使用一個跨中布置的三級進氣緩沖罐時，由于溫度差帶來的熱膨脹在管嘴接管處產生了很大的拉力。圖7顯示了有限元計算的管嘴接管在熱膨脹拉力作用下的VonMises應力分布，圖8顯示了管嘴接管在氣體交變力作用下的VonMises應力分布，表1列出了管嘴與筒體連接處的局部應力分析結果和疲勞強度評估結果。結合溫度敏感性分析結果可以看出，最大拉應力位于緩沖罐管嘴和筒體連接的焊縫處，其應力值超過了材料的屈服極限，綜合考慮交變應力作用，其疲勞強度評估安全系數小于2.0的標準要求，存在開裂危險。
當采用2個三級進氣緩沖罐后，緩沖罐與2個氣缸在軸向方向上熱變形不再互相制約，導致作用在管嘴接管上的熱膨脹向外拉力大幅降低。圖9顯示了管嘴接管在熱膨脹拉力作用下的VonMises應力分布，圖10顯示了管嘴接管在氣體交變力作用下的VonMises應力分布，表2列出了管嘴接管的應力分析和疲勞強度分析結果。從結果可以看出，采用優化設計方案后，三級進氣緩沖罐管嘴接管上的熱膨脹拉應力大幅降低，低于材料的許用和屈服強度，接管的疲勞強度評估安全系數大于2.0的標準要求，接管開裂的隱患隨之消除。
3.3 三級進氣緩沖罐管改進前后分析結果比較
表3列出了三級進氣緩沖罐設計改進前后的API 618分析結果對比。可以看出，改進前的三級緩沖罐設計滿足了氣流脈動和機械振動要求，但不滿足柔性分析要求。三級進氣緩沖罐在溫度差的作用下，其管嘴處產生有很大的拉應力，疲勞強度安全系數僅為0.78。采用本文提出的改進設計方案后，三級進氣緩沖罐在滿足API 618關于氣流脈動和機械振動要求的同時，滿足柔性分析要求，其管嘴處的拉應力水平大幅下降，疲勞強度評估安全系數達到4.79，保證了緩沖罐管嘴安全以及整個機組的安全運行要求。
4 結論
在往復壓縮機成撬設計中，僅僅考慮滿足機組振動控制要求；不考慮系統柔性要求，有時會導致機組設備和管道系統中出現高的疲勞熱應力，影響機組安全運行。但同時考慮滿足機組振動控制要求和系統柔性要求，從技術上來看有一定難度，因為這是2個相互矛盾的要求。為此，在壓縮機成撬設計中，特別是儲氣庫大功率往復壓縮機組的成撬設計，就需要對機組進行優化設計，以期達到同時滿足這2個要求的目的。
本文以三級進氣緩沖罐管設計改進實例，說明該優化設計方法的應用，為提高儲氣庫大功率往復式壓縮機成撬設計水平以及保證儲氣庫壓縮機組安全性提供了技術參考。
參考文獻：
[1] 劉靜，吳比，李天鵬，等.往復壓縮機緩沖罐靜動態應力有限元計算和疲勞強度評估[J].壓縮機技術，2018，1：23-26.
[2] 徐宜桂，孫成憲，盧福志，等.往復式壓縮機組API618分析設計方法[J].壓縮機，2017，1：122-128.
[3] API 618，Reciprocating Compressors for Petroleum，Chem原
ical，and Gas Industry Services，American Petroleum Insti原tute，2007.
[4] ASME B31.3 Process Piping：Code for Pressure Piping.New York：ASME，2016.
[5] ASME Boiler & Pressure Vessel Code VIII，Div.2.Alternate Rules.New York：ASME，2013.
[6] J.L.Mershon，K.Mokhtarian，G.V.Ranjan，E.C.Rodabaugh，Local Stresses in Cylindrical Shells Due To External Loadings On Nozzles -Supplement to WRC Bulletin No. 107，Welding Reserch Council.Inc.，1984.
[7] R.C.Juvinall and K.M Marshek，Fundamentals of Machine
Component Design，2nd Ed，John Wiley and Sons.wei.
來源：壓縮機技術
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