基于CAESARⅡ的離心式壓縮機管線優化設計

方 菊

（康泰斯（上海）化學工程有限公司，上海 201210）

隨著化學工業的發展，離心式壓縮機逐步成為壓縮和輸送化工生產中各種氣體的關鍵機器。因其為動設備，在輸送介質時管道易受溫度及壓力等因素影響，產生載荷的附加作用力，若管道的支架點和支架型式設計不合理，就會導致相應的管道局部作用受力不均衡、振動嚴重，使設備管口所受力和扭矩較大[1]，破壞轉動軸和轉子，進而引起設備的非正常運作，長期運行將毀壞壓縮機，因此對其進出口管線進行強度和安全性的評價至關重要，主要包括管線的應力柔性分析和設備管口的校核。

1 概述

本文以某項目中的壓縮機為例，對其進口管線進行模擬分析和管口校核。

2 應力分析

2.1 模型建立

根據配管設計提供的軸測圖（如圖1），添加管道上支架點；根據壓縮機廠家的設備圖紙，設置管口的附加位移；對于管道系統的風荷載和地震荷載也相應的輸入參數，按照邊界條件處理。

圖1 壓縮機進口管線軸測圖

2.2 結果分析

2.2.1 持續載荷作用下一次應力校核[3]

管道中由于壓力、重力和其他持續載荷所產生的縱向應力之和σL，不超過材料在設計溫度下的許用應力[σ]h。運行模型，SUS 安裝工況下查看應力結果，σL/[σ]h最大值為0.294，小于1，表示該管道系統在持續載荷作用下的一次應力通過。

2.2.2 偶然載荷和持續載荷共同作用下一次應力的校核[3]

考慮到偶然荷載作用下蠕變的影響可以忽略，所以在校核一次應力時，許用應力可適當放寬。管道在運行狀態下，受到重力、壓力、其他持續荷載和偶然荷載所產生的縱向應力之和σO，不超過材料在設計溫度下許用應力[σ]h的1.33倍。運行模型，OCC 偶然工況下查看應力結果，σO/（1.33[σ]h）最大值為0.224，小于1，表示該管道系統在偶然載荷和持續載荷共同作用下的一次應力通過。

2.2.3 二次應力的校核[3]

管道的二次應力σE應在許用位移應力范圍[σ]A內，運行模型，EXP 熱態工況下查看應力結果，σE/[σ]A最大值為0.060，小于1，表示該管道系統的二次應力通過，即壓縮機進口管線的柔性較好。

2.2.4 管口校核

國內外常采用美國石油學會標準API617 校核離心式壓縮機的管口受力，規定了壓縮機管口的許用合力和合力矩[4]。 如圖1的管道軸測圖，節點70、145及200處各設置了一剛性支吊架，在OPE 操作工況下所受載荷如下：節點70處Fx=0、Fy= 0、Fz=0；節點145處Fx=1 229N、Fy=-31 515N、Fz=9 374N；節 點200處Fx=877N、Fy=-20 322N、Fz=6 033N。

由結果可看出，70節點處的剛性支架受力為0，即表示管道運行后，該支架未支撐住管道，處于脫空狀。這是由于壓縮機進口附近的立管受熱膨脹，存在向上的位移，導致70節點處的支架不受力，從而引起整個管道系統受力的不平衡。一般在應力分析過程中，應盡量避免支架的脫空，以減小熱態工況下的一次應力。在出現支架脫空現象時，應先將此支架移除，若無此支架的管道系統一次應力通過，則去除脫空支架，反之則采用彈簧支架代替剛性支架，以滿足管系一次應力的要求。

根據模型的運行結果，查看壓縮機進口在OPE 工況下的受力，荷載分別為Fx=3 503N、Fy=-7 967N、Fz=-7 949N、Mx= -17 496N·m、My=2 350N·m、Mz=-10 304N·m。將上述荷載根據API617標準，校核單個管口的受力，計算如下所示：

壓縮機管口合力：

壓縮機管口合力矩：

從上述計算結果可知，壓縮機管口校核不通過，即進口荷載過大，應調整管線走向或改變支吊架的型式。結合該管線周圍的空間布局，先考慮從支架型式入手，將該管道系統上靠近壓縮機進口的第一個剛性支吊架改為彈簧支架，管線走向不變；這樣可以減少垂直管道熱膨脹產生的熱態作用力，同時減小摩擦力的作用。

2.3 調整后管線應力分析

2.3.1 應力校核

運行模型，SUS、EXP 和OCC 工況下查看應力結果，σL/[σ]h最大值為0.295，小于1，σO/（1.33[σ]h）最大值為0.225，小于1，表示該管道系統的一次應力通過；σE/[σ]A最大數值為0.063，小于1，表示該管道系統的二次應力通過，即調整后的壓縮機進口管線柔性依舊很好。

2.3.2 管口校核

調整后的壓縮機進口管道，在操作工況OPE 下各支架所受載荷如下：節點70處Fx=0、Fy=-27 152、Fz=0；節點145處Fx=1 059N、Fy=-25 716N、Fz=7 642N；節 點200 處Fx=952N、Fy=-21 909N、Fz=6 503N。結果可看出各彈簧支架的受力均衡，避免了管線調整前剛性支架的脫空，由此解決了移除脫空支架后管道系統一次應力不通過的問題；再者將剛性支架改為彈簧支架，也能改善壓縮機進口在OPE 工況下的受力，荷載分別為Fx=230N、Fy=320N、Fz=-6 854N、Mx=-18 663N·m、My= 734N·m、Mz=-1 199N·m。根據API617 標準壓縮機的管口校核還是未通過，即僅通過改變支架的形式，并不能完全改善設備管口荷載，還需要對壓縮機進口管線的走向進行優化。查看管口各方向荷載，可看出Z 向受力和X 向扭矩較大，這可能是由于Z 向水平管道熱態位移向壓縮機管口方向變形較大所引起的，所以為了降低彎頭處水平熱位移對管口力和力矩的影響，現將壓縮機進口處的立管加長1 000mm，隨之另一端立管降低1 000mm，其余管道走向不變。2.3.3 二次調整后管口校核

通過調整壓縮機管道走向后，管口荷載分別為Fx=210N、1558N·m，可看出壓縮機進口荷載Z 向受力和X 向扭矩明顯減小，根據API617 標準校核單個管口的受力，可得出即壓縮機進口受力和力矩均在允許范圍內，且各支架點受力荷載均衡。同時，該壓縮機的進口管線一次應力和二次應力均通過校核，管線系統布局合理，可采用此方案應用于實際工程的運行。該項目已開車，根據現場工程師反饋，此壓縮機的進口管線運行工況平穩，設備進口完好，且法蘭密封面未出現泄漏現象，管道無異常振動和較大變形量，彈簧支架受力良好，變形量正常。

3 結束語

壓縮機管線的應力分析，首先應科學合理地布局壓縮機的工藝管道，然后在節省投資和設備安全可靠運行的基礎上，進一步優化管道的柔性，并詳細分析設備管口受力的影響因素，盡可能改善管口的受力情況，使其通過API617校核。