吳佳歡

(中國石油集團工程設計有限責任公司 北京分公司，北京 100085)

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離心式壓縮機的防喘振控制設計探討

吳佳歡

(中國石油集團工程設計有限責任公司 北京分公司，北京 100085)

針對離心式壓縮機穩(wěn)定工況區(qū)較窄、易喘振問題，介紹了離心式壓縮機的喘振及防喘振機理。討論了離心式壓縮機防喘振控制中有關冷、熱回流線的設計方案，并給出了推薦方案。就離心式壓縮機防喘振控制設計中安全上限值設定、防喘振控制閥、壓縮機出口管線排布等關鍵問題進行了詳細的分析。

離心式壓縮機 防喘振控制 壓縮機性能曲線 回流管線設計

離心式壓縮機是石油化工、天然氣輸送等領域廣泛使用的大型關鍵增壓設備[1]。離心式壓縮機通過帶葉片的工作輪轉動，帶動氣體運動，氣體的動能增加，進而將氣體部分動能轉化為壓力能，提高氣體壓力，具有單級流量大、易損件少、氣體介質不與機器潤滑系統油接觸、轉速較高等優(yōu)點[2]。由于離心式壓縮機的壓力與流量相關性較高，穩(wěn)定工況區(qū)較窄，存在易喘振問題，需采用防喘振控制使離心式壓縮機在工藝要求的工況下安全、平穩(wěn)運行[3-4]。介紹了離心式壓縮機的喘振及防喘振機理，詳細討論了離心式壓縮機防喘振控制設計，給出了推薦方案，詳細分析了離心式壓縮機防喘振控制設計中的關鍵問題。

1 離心式壓縮機喘振機理

離心式壓縮機的操作工況偏離設計工況導致入口流量減小，使得壓縮機內部葉輪、擴壓器等部件氣流方向發(fā)生變化，在葉片非工作面上出現氣流的旋轉脫離，造成葉輪通道中氣流無法通過。該工況下，壓縮機出口壓力及與壓縮機聯合工作的管網壓力會出現不穩(wěn)定波動，進而使得壓縮機出口氣體反復倒流，導致壓縮機內部的周期性軸向、低頻、大幅氣流振蕩現象，即“喘振”[5],壓縮機性能曲線如圖1所示。圖1中pd為壓縮機出口壓力；ps為壓縮機入口壓力；qV為壓縮機入口體積流量。

圖1 壓縮機性能曲線示意

由圖1可以看出，當壓縮機的入口流量小于喘振線上的臨界流量值下限時，壓縮機工作點將進入喘振區(qū)。離心式壓縮機轉速變化時，其性能曲線也將隨之改變，相應的喘振流量也不相同。當轉速增大時，喘振流量隨之增大，即隨著轉速的增加，喘振線將向大流量區(qū)移動。

2 離心式壓縮機防喘振機理

由圖1可知，壓縮機入口流量減小是發(fā)生喘振的根本原因。防喘振控制的目的是使壓縮機在性能曲線上的工作點始終處在限定的范圍內，而不進入喘振區(qū)，從而確保壓縮機的安全運行。即只要保證壓縮機入口流量大于喘振線的流量，壓縮機就會工作在穩(wěn)定區(qū)，不會發(fā)生喘振。因此，壓縮機防喘振控制的基本原理就是當壓縮機入口流量降低到安全下限值時，通過降低壓縮機出口管線的流阻，提高入口管線流量，降低壓縮機出口管線壓力，進而避免流體倒流，防止喘振現象的發(fā)生。降低壓縮機出口管線流阻的主要方式包括：通過打開放空管線上的放空閥將壓縮機出口氣體排向大氣(如圖2a)所示)或通過打開回流管線上的防喘振閥(回流閥)使壓縮機出口氣體回流(如圖2b)所示)。其中，采用放空閥的防喘振控制方案僅降低了壓縮機出口管線的壓力，在一定程度上緩解了喘振給壓縮機各部件所帶來的損害，但并未增加壓縮機的入口流量，無法真正地解決壓縮機的喘振問題。同時，將壓縮機送出的大量氣流排向大氣，造成了大量的能量浪費，因而該方案通常不被推薦。采用回流閥的防喘振控制方案將壓縮機出口氣體經過冷卻后送回至壓縮機入口，在降低壓縮機出口管線壓力的同時，增加了壓縮機的入口流量，可使壓縮機工作點由喘振區(qū)移動至穩(wěn)定工作區(qū)，實現了壓縮機的防喘振控制，避免了能量的浪費，是離心式壓縮機防喘振控制的推薦方案。

采用回流閥的壓縮機防喘振控制過程中，壓縮機工作點在性能曲線上的變化情況，如圖3所示。壓縮機工作在A點時正常運行，入口流量大于設定的安全下限值，防喘振閥關閉。當壓縮機入口流量減小至設定的安全下限值B點時，防喘振控制器啟動防喘振動作?？紤]防喘振控制器的響應時間和防喘振閥的執(zhí)行時間，當工作點移至C點時，防喘振閥打開，使壓縮機入口流量逐漸增大，出口壓力逐漸降低，工作點移至點D，避免了壓縮機工作點進入喘振區(qū)域。

a) 通過排放出口氣體放空的防喘振控制

b) 通過出口氣體回流的防喘振控制

圖3 壓縮機防喘振過程工作點變化示意

3 離心式壓縮機防喘振控制方案

如前文所述，考慮壓縮機效能的最大化，避免能量的浪費，通過回流管線提高壓縮機入口流量，降低出口壓力，是實現壓縮機防喘振控制的優(yōu)選方案。壓縮機防喘振控制的回流線通常包括采用冷卻器降低回流氣體溫度的冷回流線和帶有防喘振控制閥的熱回流線。若單獨采用冷回流線，由于冷卻器的尺寸較大，壓縮機出口泄壓較慢，回流效率較低。若單獨采用熱回流線，回流效率較高，但回流氣體未冷卻。因此，常采用冷回流與熱回流共同作用實現壓縮機的防喘振控制。熱回流先作用，快速降低壓縮機出口壓力，提高壓縮機入口流量；冷回流逐漸作用，冷卻回流氣體。

多臺壓縮機防喘振控制回流線的設計方案如圖4所示。圖4a)為分布式空冷，且每臺壓縮機只配備了冷回流。如上所述，該方案可能存在壓縮機出口泄壓較慢，回流效率較低等問題。圖4b)為集中式空冷，即多臺壓縮機共用1臺空冷器，集中配置冷回流線，并分別為每臺壓縮機配置熱回流線。如前文所述，該方案采用冷回流與熱回流共同作用，防喘振效果較好。此外，由于多臺壓縮機只采用1臺空冷器，成本較低，可作為常用推薦方案。

a) 分布式空冷

b) 集中式空冷

4 離心式壓縮機防喘振控制設計關鍵問題

4.1 安全下限值的設定

安全下限值的設定直接關系到防喘振閥的啟閉，是壓縮機防喘振控制的關鍵參數之一。通常，可采用固定極限流量和可變極限流量設置壓縮機入口流量的安全下限值，如圖5所示。固定式極限流量，即使壓縮機的入口流量始終控制在大于某個固定值qV+S1(qV為壓縮機發(fā)生喘振的最大入口流量，S1為針對防喘振線1的安全裕度值)，從而避免壓縮機的工作點進入喘振區(qū)。固定極限流量設置簡單，防喘振控制可靠性高，投資少，一般適用于固定轉速或轉速變化范圍較小的壓縮機。如果壓縮機在轉速較低的范圍內運行，可能由于流量安全裕度S1過大，造成能量的較大浪費。

圖5 固定極限流量和可變極限流量設置

為減少壓縮機的能量損耗，在壓縮機負荷經常波動，需要調節(jié)轉速時，可采用變化的防喘振極限流設置壓縮機入口流量的安全下限值。由于壓縮機轉速變動時，喘振點的變化軌跡(喘振界限線)大致是1條二次拋物線，為防止喘振發(fā)生，考慮安全裕度，可以按喘振界限線得到與其平行的1條控制線，以控制防喘振閥的啟閉。因此，在不同的轉速下，使壓縮機運行的安全裕度S2(S2為針對防喘振線2的安全裕度值)相同，避免能量的浪費。

4.2 防喘振控制閥設計

壓縮機防喘振回流管線上的防喘振閥通常采用調節(jié)閥，以保證實施防喘振控制過程中，壓縮機后續(xù)工藝不停車。若采用緊急切斷閥，會造成突然大量回流，對后續(xù)工藝影響極大。防喘振閥通常采用“fail open”方式，以實現故障安全功能。壓縮機投產時，防喘振閥通常設置為全開，防喘振閥的流通能力應滿足如下要求：

1) 在壓縮機性能曲線上的全部操作區(qū)域內，都能提供有效的防喘振保護。

2) 對可能出現的最大波動也能提供有效的防喘振保護。

3) 防喘振閥的最大流量應大于穩(wěn)定操作在防喘振線上所需要的流量。

4) 防喘振閥的流通能力設計還應考慮到避免壓縮機進入阻塞區(qū)。

5) 從可控性的角度考慮，防喘振閥的尺寸不宜選擇過大。

防喘振閥通常選用線性調節(jié)閥，以使其在全操作量程內具有相等的回路增益。防喘振閥的全行程速度應滿足針對所有工藝波動進行充分防喘振保護所要求的響應速度。防喘振閥全關時間應與全開時間基本一致或稍慢。防喘振閥關斷過快可能導致閥門全關時回流并未充分完成，影響防喘振控制效果。可由控制系統修正以實現防喘振閥的“快開、慢關”動作。

4.3 壓縮機出口管線布置設計

壓縮機出口管線的布置也將影響壓縮機系統的可控性?？赏ㄟ^最小化壓縮機出口的部分管線體積，盡可能減小壓縮機控制系統的停滯時間和延遲時間。該壓縮機出口部分管線體積指的是壓縮機出口法蘭面、防喘振閥入口法蘭面及止回閥入口法蘭面之間的部分管線體積。該部分管線體積過大將顯著地降低防喘振控制效果，需設置更大的防喘振安全裕度，造成能量浪費。

兩種典型單臺壓縮機出口管線布置方案如圖6所示。圖6b)所示的壓縮機出口管線，由于冷卻器設置在防喘振閥前，加大了壓縮機出口法蘭面、止回閥入口法蘭面及防喘振閥入口法蘭面之間的體積。與之相比，圖6a)所示的壓縮機出口部分管線具有更小的體積，進而具有更好的防喘振控制效果，可設置更小的安全裕度，是更優(yōu)的壓縮機出口管線布置方案。

a) 冷卻器在防喘振閥后

b) 冷卻器在防喘振閥前

5 結束語

文中給出了離心式壓縮機的喘振及防喘振機理，詳細討論了離心式壓縮機防喘振控制中冷、熱回流的設計，指出了采用冷回流與熱回流共同作用的集中式空冷回流方案具有較好的防喘振效果，且成本較低，可作為常用的推薦方案。分析了離心式壓縮機防喘振控制設計中的關鍵問題，針對防喘振控制安全下限值的設定，指出了在不同的轉速下，采用可變安全下限值可有效避免能量的浪費；總結了防喘振閥設計的關鍵注意事項；針對壓縮機的出口管線排布，指出了最小化壓縮機出口的部分管線體積可獲得更好的防喘振控制效果。

[1] 李鶴，楊鐸，聞邦椿，等.大型壓縮機管道系統振動現場測試與控制[J].振動與沖擊，2007，26(04)：158-160.

[2] 趙賞鑫，王俊業(yè).多氣源條件下離心壓縮機的防喘振控制[J].油氣儲運，2009，28(02)：62-64.

[3] 鄭水成，董愛娜.離心式壓縮機防喘振控制系統設計探討[J].石油化工自動化，2004，40(05)：16-17.

[4] 儲朝霞.離心式壓縮機防喘振控制方案及數學模型[J].石油化工自動化，2007，43(03)：19-21.

[5] 王明玉.離心式壓縮機的防喘振控制[J].石油化工自動化，2000，36(05)：11-13.

[6] 張錫德，戴廣來，邵士銘，等.管道柔性設計對合成氣壓縮機汽輪機振動的影響[J].化工設備與管道，2013，50(02)：42-46.

[7] 李杰春.透平壓縮機組控制系統在尿素CO2壓縮機控制中的應用[J].化工自動化及儀表，2015，42(01)：104-110.

[8] 臧傳蘭.原料氣壓縮機控制系統升級改造[J].化工自動化及儀表，2015，42(04)：461-463.

[9] 王銀鎖.基于ITCC的離心式壓縮機防喘措施[J].化工自動化及儀表，2014，41(01)：93-96.

[10] 趙志偉.煤制天然氣丙烯壓縮機防喘振控制的實現[J].化工自動化及儀表，2014，41(07)：833-835，861.

Discussion on Anti-Surge Control Design of Centrifugal Compressor

Wu Jiahuan

(Beijing Branch Company, China Petroleum Engineering Co. Ltd., Beijing, 100085, China)

s：Aiming at problem of narrow steady working condition area and easy surge for centrifugal compressor, mechanism of surge and anti-surge for centrifugal compressor are presented. Design scheme for cold and hot reflux pipelines in anti-surge control of centrifugal compressor is discussed. Recommended solution is provided. The key issues of safety upper limit value setting, anti-surge control valve, pipeline layout of compressor outlet are investigated in detail for centrifugal compressor design.

centrifugal compressor; anti-surge control; characteristic curve of compressor; design for reflux pipeline

吳佳歡(1984—)男，獲博士學位，現就職于中國石油集團工程設計有限責任公司北京分公司，主要從事油田地面工程自動化設計工作，任工程師。

TP273

B

1007-7324(2016)05-0033-04

稿件收到日期：2016-06-01，修改稿收到日期：2016-07-16。