丙烯壓縮機平衡氣對壓縮機性能的影響分析及解決方法

王 宇，李 亮，李品威，楊國林

（沈陽鼓風機集團有限公司，遼寧 沈陽 110142）

0 引言

石油化學工業中大多數中間產品和最終產品均以烯烴和芳烴為原料，除由重整生產芳烴以及由催化裂化副產物中回收丙烯、丁烯和丁二烯外，主要由乙烯裝置生產各種烯烴和芳烴。以三烯（乙烯、丙烯、丁二烯）和三苯（苯、甲苯、二甲苯）總量計，約65%來自乙烯生產裝置。因此，常常以乙烯生產作為衡量一個國家和地區石油化工生產水平的標志。

壓縮機組是生產乙烯原料裝置的核心設備，乙烯生產裝置壓縮機組主要包括裂解氣壓縮機、丙烯壓縮機和乙烯壓縮機。我國乙烯工業裝置技術起步較晚，1998年以前，國內的18套乙烯裝置用的50多臺離心壓縮機組均從國外引進[1]。自2009年國產化百萬噸乙烯三機研制成功后，國內壓縮機制造廠不斷提升乙烯三機的整體設計水平。乙烯三機中的丙烯壓縮機，工藝復雜，機組低溫環境，設計難點較多，也是國內乙烯三機技術進步的主要關注點。

1 機組概況

本文以某企業一丙烯壓縮機為例，該丙烯制冷壓縮機為閉式循環制冷系統，可給分離系統各冷劑用戶提供-40℃，-23℃，0℃，18℃，4種規格的冷劑。本產品設計為單缸6級4段壓縮，順排布置，1、2級為第一段，一段后一次加氣，3級輪為第二段，二段后第二次加氣，4級為第三段，三段后第三次加氣，5，6級為第四段，其工藝流程簡圖見圖1。本文主要采用數值模擬方法，計算分析了平衡氣引起的機組一段參數偏離和密封形式及間隙對壓縮機泄漏量的影響。旨在避免丙烯壓縮機現場運行可能出現的性能偏差[2]。

圖1 丙烯壓縮機流程圖Fig.1 Flow chart of propylene compressor

2 壓縮機平衡氣對機組性能的影響及解決方案

2.1 丙烯制冷壓縮機設計中的入口溫度升高問題

丙烯壓縮機設計時按照入口蒸發溫度-40℃進行設計和選型，考慮管道溫升2℃后，理論壓縮機入口溫度應該為-38℃。但是由于壓縮機平衡盤側密封泄漏量通過平衡氣管連接到一段入口，造成一段入口的溫度升高，設計中若不考慮這部分的影響，會導致壓縮機設計偏差。以本機組為例，計算平衡氣導致的入口溫升，及考慮溫升之后的容積流量偏差。

設壓縮機一段入口流量m1，入口溫度t1，壓縮機出口溫度t2，泄露量m0，混合后的溫度為t′，混合后的流量m′，由熱力學第一定律得：

Q1=Q2，m1C（t′-t1）=m0C（t2-t′）

工程估算中，認為氣體組成不變的情況下氣體比熱容C值變化不大，同時氣體通過密封節流時為等焓過程，密封上、下游溫度變化不大，在此不做考慮。計算結果見表1。

表1 不同泄漏量對壓縮機入口溫度及流量的影響Tab.1 Influence of different balance plate seals on temperature and flow of compressor inlet

由計算結果可見，氣體通過平衡氣返回到一段入口，高溫氣體與一段入口氣體混合后，將導致流入到一段葉輪的溫度升高，而壓縮機入口溫度的提高，將引起壓縮機入口容積流量的增大，最終導致壓縮機入口吸入量裕度不足，影響該段用戶的制冷量。泄漏量越大，這種影響越明顯。因此，盡量減少丙烯壓縮機的泄漏量是減少丙烯壓縮機現場運轉偏差的主要辦法。

2.2 密封形式及密封間隙對壓縮機泄漏量的影響

離心壓縮機口圈、級間及平衡盤密封一般為梳齒密封，常用的形式有曲折形密封、平滑形密封及臺階形密封結構。對于壓縮機的平衡盤密封，比較常用的是曲折形密封和平滑形密封，見圖2。

圖2 幾種密封形式Fig.2 Several sealing forms

本產品平衡盤原結構采用曲折形金屬密封，由以上分析發現密封泄漏量對壓縮機的入口的溫度和容積流量均有影響，從而影響了壓縮機的效率，考慮采取有效措施來減小密封泄漏量。利用伯努利方程，假使忽略氣體節流時的損失，則估算經過間隙的氣體流量qml為

密封間隙截面積A=πDs

式中：△p為密封前后壓差，D為間隙的平均直徑，s為間隙大小。

可見通過密封的泄漏量是與間隙的截面積和密封前后的壓差成比例，丙烯壓縮機機型較大，順排布置，平衡盤兩側的壓差較大，導致壓縮機的泄漏量也較大。但是平衡盤兩側的壓差與壓縮機的進出口壓力及機組布置方式有關，一般無法改變。因此，當平衡盤密封前后的壓差一定的時候，減小密封間隙以減小截面積就成為減小密封泄漏量的主要方法[3]。本次改造考慮采用非金屬可磨密封替代原金屬密封，可以有效減小密封間隙，并對兩種密封的效果進行了詳細的評估。

利用公式只能粗略的估算密封泄漏量及參數的影響，無法很好的模擬氣體的真實流動狀態，為了更好的對比不同形式密封對泄露量的影響，本文采用CFD軟件計算對比不同密封的泄漏量，以得到一個更為真實、準確的計算結果。

（1）分析模型。計算域如圖3（a）所示的密封進口計算至密封出口結構。計算了三種密封結構，如圖3（b）所示，圖中M1為原設計結構，曲折形金屬密封直徑間隙1.2mm，M2為曲折形密封直徑間隙減小至0.7mm，M3為平齒密封，直徑間隙0.5mm。

圖3 密封結構Fig.3 Seal structure

（2）網格模型。利用CFD軟件NUMECA進行計算分析，采用Autogrid5進行網格自動劃分，利用FINE/TURBO求解器進行求解。密封網格模型均采用全周的1/18劃分計算網格，網格拓撲結構和網格總數基本一致。為了保證計算精度，分別以壁面距離第一層壁面網格厚度0.01mm，0.005mm，0.003mm劃分網格，分別記為C1、C2和C3，其中Y+為0.01mm的計算網格見圖4[4]。

圖4 密封結構的計算網格Fig.4 The calculation grid of the seal structure

（3）計算結果。以設計工況末級出口靜壓作為入口的總壓邊界，以首級進口靜壓作為出口靜壓邊界。為了方便計算，根據相似原理，將丙烯換算為理想空氣進行計算，固壁絕熱無滑移。湍流模型為S-A模型，多重網格加速收斂。為了驗證計算結果的可靠性，對M2密封結構劃分三種網格（C1、C2、C3）進行計算，計算結果見表2，三種網格的計算結果基本一致，確定采用C1網格即可獲得準確結果。采用C1網格計算得到的三種密封結構泄漏量見表3。

表2 M2密封結構三種網格的泄漏量Tab.2 Leakage of three kinds of sealing mesh of M2

表3 三種密封的泄漏量Tab.3 Leakage of three kinds of sealing mesh

由計算結果可見，當密封直徑間隙由1.2mm減小到0.7mm時，密封泄漏量減小至原泄漏量的65%。密封若改為平齒密封，密封直徑間隙減小至0.5mm，泄漏量可以繼續減小至原泄漏量的57%。

2.3 平衡盤密封改進方案確定

由2.2計算結果可見，采用平齒密封，且密封間隙減小到0.5mm的M3模型泄漏量最小，因此我們確定M3模型為最優的設計方案。但是在壓縮機高速運轉工程中，葉輪口圈處將產生變形，導致密封在設計小間隙情況下與葉輪口圈發生碰磨，從而不僅使壓縮機的泄露量增大，嚴重時還會對壓縮機的安全運轉產生影響。因此，如采用M3模型，需要將平衡盤密封由普通金屬密封更換為可磨密封。目前國內常用的可磨密封材質為聚醚醚酮，聚醚醚酮材質高溫性能好，耐腐蝕性能強，可以普遍應用在很多介質的壓縮機中[5]，但是其低溫場合的性能有一些不足，因此本產品需采用一種低溫可磨密封來保證其在小間隙條件下具備優異的耐磨損性和低溫彈性。對比采用M3模型后機組的壓縮機總體功率，見表4，密封間隙縮小后，總體功耗減小357kW，占機組總功率的2.1%，同時，壓縮機設計轉速降低。可見，采用低溫可磨密封減小密封間隙后，機組性能得到了顯著的提高。

表4 改進前后壓縮機功率對比Tab.4 Compressor power comparison between previous model and improved model

3 結束語

本文采用數值模擬方法，對某乙烯裝置中丙烯壓縮機進行研究，研究結果發現，丙烯壓縮機平衡盤密封泄露量相對較大，平衡氣導致一段入口溫度升高，體積流量增大，一段性能出現偏離，設計選型時要考慮這一影響進行選型。密封形式及密封間隙的選擇都將影響平衡盤密封泄漏量，采用低溫可磨密封技術可以有效減小壓縮機泄漏量，從而減小平衡氣對一段性能的影響，降低整個機組耗功。本文采用低溫可磨密封改進后，壓縮機功耗降低2.1%，其效果十分顯著。