孫建華，周軍 ，彭井宏，肖瑤

1.國(guó)家管網(wǎng)集團(tuán)中原儲(chǔ)氣庫(kù)有限責(zé)任公司，河南 濮陽(yáng) 457000；2.西南石油大學(xué)石油與天然氣工程學(xué)院，四川 成都610500

引言

隨著全球天然氣消費(fèi)量的不斷增長(zhǎng)，地下儲(chǔ)氣庫(kù)作為目前世界上最主要的天然氣儲(chǔ)存和調(diào)峰方式，已在全球各國(guó)得到越來(lái)越廣泛的應(yīng)用[1]。目前，世界地下儲(chǔ)氣庫(kù)的數(shù)量約有715座，工作氣量占全球天然氣消費(fèi)量的11%[2]。隨著中國(guó)天然氣消費(fèi)量的持續(xù)增長(zhǎng)，地下儲(chǔ)氣庫(kù)在中國(guó)也得到了越來(lái)越廣泛的應(yīng)用[3-9]。

儲(chǔ)氣庫(kù)的運(yùn)行工藝主要包括注氣工藝和采氣工藝。在注氣工藝中最重要且能耗最大的便是注氣增壓系統(tǒng)[10]。因此，在確保儲(chǔ)氣庫(kù)安全平穩(wěn)注氣的基礎(chǔ)上，對(duì)壓縮機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行運(yùn)行規(guī)律模擬和性能優(yōu)化，降低壓縮機(jī)組的運(yùn)行能耗，具有重要的經(jīng)濟(jì)和技術(shù)價(jià)值。雖然中國(guó)儲(chǔ)氣庫(kù)的建設(shè)和運(yùn)營(yíng)還處于發(fā)展階段，專門針對(duì)儲(chǔ)氣庫(kù)注氣壓縮機(jī)優(yōu)化研究的文獻(xiàn)還較少，但仍有不少學(xué)者在該方面開展了研究工作。陳家新等以儲(chǔ)氣庫(kù)壓縮機(jī)站的功率最小消耗量為目標(biāo)函數(shù)，編制了夏季儲(chǔ)氣庫(kù)最優(yōu)運(yùn)行方案[11]。楊穎等以相國(guó)寺儲(chǔ)氣庫(kù)為研究對(duì)象，建立了注氣期壓縮機(jī)經(jīng)濟(jì)運(yùn)行的優(yōu)化模型[12]。劉佳寧等以降低壓縮機(jī)能耗成本為目標(biāo)，應(yīng)用NSGA-II 算法優(yōu)化了注氣配產(chǎn)方案[13]。劉子曉等以國(guó)內(nèi)某天然氣儲(chǔ)氣庫(kù)燃?xì)馔鶑?fù)式壓縮機(jī)組為研究對(duì)象，開展了氣體參數(shù)對(duì)壓縮機(jī)組工作效率影響程度的定量分析和預(yù)測(cè)工作[14]。李強(qiáng)對(duì)影響相國(guó)寺儲(chǔ)氣庫(kù)壓縮機(jī)組安全運(yùn)行的因素進(jìn)行分析探討，提出了預(yù)防措施[15]。雖然以上學(xué)者在儲(chǔ)氣庫(kù)注氣壓縮機(jī)研究方面取得了一定的成果，但大部分研究都是將壓縮機(jī)視為儲(chǔ)氣庫(kù)注氣的輔助設(shè)備，存在壓縮機(jī)內(nèi)部熱力模型的構(gòu)建不夠深入，壓縮機(jī)性能優(yōu)化措施的研究不夠全面等不足之處。基于此，本文以文23 儲(chǔ)氣庫(kù)增壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)和運(yùn)行數(shù)據(jù)為依托，基于壓縮機(jī)熱力復(fù)算原理，構(gòu)建壓縮機(jī)性能模擬計(jì)算模型和程序，開展變工況下壓縮機(jī)性能影響因素模擬分析，重點(diǎn)分析一級(jí)進(jìn)氣壓力、末級(jí)排氣壓力、一級(jí)進(jìn)氣溫度和二級(jí)進(jìn)氣溫度對(duì)壓縮機(jī)容積流量和單位能耗的影響。并基于分析結(jié)果，提出有效的文23 儲(chǔ)氣庫(kù)增壓系統(tǒng)能耗優(yōu)化措施。

1 文23 儲(chǔ)氣庫(kù)增壓系統(tǒng)概況

文23 儲(chǔ)氣庫(kù)位于河南省濮陽(yáng)市文留鎮(zhèn)東北，整體設(shè)計(jì)庫(kù)容104.21×108m3，有效工作氣量40.31×108m3，最大調(diào)峰能力3 600×104m3/d[16]。文23 儲(chǔ)氣庫(kù)建設(shè)工程又分為一期工程和遠(yuǎn)期工程，其中，一期工程涉及1 座注采站、8 座叢式井場(chǎng)和數(shù)條注采氣管線的建設(shè)，并已于2019 年7 月底全部投產(chǎn)運(yùn)行。

2019 年文23 儲(chǔ)氣庫(kù)累計(jì)注氣30.4×108m3。注氣期間氣源主要來(lái)自天津LNG 接收站，經(jīng)天津管道和鄂安滄管道輸送至文23 注采站，經(jīng)增壓系統(tǒng)后，通過(guò)注采井注入地下儲(chǔ)氣庫(kù)。

文23 儲(chǔ)氣庫(kù)一期工程增壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)規(guī)模為1 800×104m3/d，由12 臺(tái)往復(fù)式壓縮機(jī)構(gòu)成，分兩座廠房布置在注采站內(nèi)（圖1），單臺(tái)壓縮機(jī)設(shè)計(jì)排量為150×104m3/d。

圖1 文23 儲(chǔ)氣庫(kù)注采站壓縮機(jī)廠房Fig.1 Compressor plant of injection and production station in Wen 23 gas storage

壓縮機(jī)采用功率為4 500 kW 的電機(jī)驅(qū)動(dòng)，連接方式采用直聯(lián)。增壓系統(tǒng)的壓縮機(jī)組由6 臺(tái)國(guó)產(chǎn)化機(jī)組和6 臺(tái)進(jìn)口機(jī)組構(gòu)成，包括廠家A 的5 臺(tái)機(jī)組，廠家B 的1 臺(tái)機(jī)組，廠家C 的6 臺(tái)機(jī)組。

2 壓縮機(jī)性能模擬計(jì)算模型

對(duì)于已經(jīng)投入運(yùn)行的往復(fù)式壓縮機(jī)，其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)已經(jīng)確定。但由于工藝流程或系統(tǒng)工況發(fā)生變化，包括進(jìn)、排氣壓力變化，壓縮介質(zhì)變化和容積流量調(diào)節(jié)等，都將對(duì)壓縮機(jī)的工作性能產(chǎn)生影響。在這種情況下，就需要通過(guò)熱力復(fù)算來(lái)獲得新工況下的設(shè)備性能參數(shù)，用以判斷此壓縮機(jī)能否滿足新工況的運(yùn)行要求，這種校核計(jì)算便稱為壓縮機(jī)熱力復(fù)算[17-19]。此外，通過(guò)開展大量變工況下的壓縮機(jī)熱力復(fù)算，還可以探究工況變化對(duì)壓縮機(jī)主要性能參數(shù)的影響規(guī)律，從而為壓縮機(jī)的運(yùn)行優(yōu)化措施制定提供理論支撐。

文23 儲(chǔ)氣庫(kù)一期工程壓縮機(jī)技術(shù)參數(shù)如表1所示。本文將根據(jù)文23 儲(chǔ)氣庫(kù)增壓系統(tǒng)壓縮機(jī)組結(jié)構(gòu)參數(shù)和運(yùn)行特點(diǎn)，基于熱力復(fù)算原理，構(gòu)建壓縮機(jī)性能模擬計(jì)算模型，模型的具體計(jì)算步驟后文再述。

表1 文23 儲(chǔ)氣庫(kù)壓縮機(jī)技術(shù)參數(shù)（一期工程）Tab.1 Technical parameters of compressor of Wen 23 gas storage(first-stage project)

2.1 計(jì)算壓縮機(jī)行程容積

往復(fù)式壓縮機(jī)可分為單作用氣缸壓縮機(jī)和雙作用氣缸壓縮機(jī)。文23 儲(chǔ)氣庫(kù)增壓系統(tǒng)所采用的壓縮機(jī)設(shè)備均為雙作用式壓縮機(jī)，即氣缸兩端都可以進(jìn)行壓縮循環(huán)，其行程容積計(jì)算公式為

2.2 計(jì)算迭代初始級(jí)間壓力和壓比

在第一次計(jì)算時(shí)，各級(jí)的原始級(jí)間壓力屬于未知量，因此，根據(jù)等壓比分配原則對(duì)各級(jí)間壓力進(jìn)行近似計(jì)算。對(duì)于有z級(jí)壓縮的壓縮機(jī)，總壓比計(jì)算公式如式（2）所示，各級(jí)壓比計(jì)算公式如式（3）所示，各級(jí)進(jìn)氣壓力計(jì)算公式如式（4）所示。

2.3 計(jì)算氣體指數(shù)

2.3.1 絕熱指數(shù)

絕熱指數(shù)代表氣體可逆絕熱過(guò)程的指數(shù)。對(duì)于實(shí)際混合氣體來(lái)說(shuō)，絕熱指數(shù)與氣體的種類、所受壓力、溫度有關(guān)[20]。其計(jì)算公式為

由于絕熱指數(shù)Ki又稱比熱容比，其值為氣體定壓比熱容和定容比熱容之比，因此，可通過(guò)查氣體壓力-溫度-比熱容關(guān)系圖進(jìn)行絕熱指數(shù)估算。

2.3.2 膨脹指數(shù)

壓縮機(jī)膨脹過(guò)程指數(shù)與吸入壓力，并且由絕熱指數(shù)計(jì)算得到有關(guān)，其計(jì)算方法如表2 所示。

表2 膨脹過(guò)程指數(shù)m計(jì)算方法Tab.2 Expansion process indexmcalculation method

2.3.3 壓縮因子

壓縮因子表示實(shí)際氣體受到壓縮后與理想氣體受到同樣的壓力壓縮后在體積上的偏差。BWRS方程是公認(rèn)的計(jì)算精度較高的經(jīng)驗(yàn)方程，適用性廣泛[21-22]。BWRS 方程的計(jì)算公式為

2.4 計(jì)算容積流量修正系數(shù)

往復(fù)式壓縮機(jī)的容積流量是指單位時(shí)間內(nèi)將壓縮機(jī)最后一級(jí)排出的氣體量換算到第一級(jí)進(jìn)口狀態(tài)的壓力和溫度時(shí)的氣體容積值，習(xí)慣上也稱為排氣量。在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中，由于余隙容積、壓力變化、溫度變化、氣體泄漏、中間冷卻器析水和氣體凈化抽氣等因素的影響，導(dǎo)致實(shí)際循環(huán)的容積流量與理論循環(huán)存在較大差異。所以需引入一系列系數(shù)對(duì)容積流量進(jìn)行修正[23]。壓縮機(jī)容積流量與任一級(jí)氣缸行程容積之間的關(guān)系如式（8）所示

2.4.1 容積系數(shù)

由于氣缸存在余隙容積，使氣缸工作容積的部分容積被膨脹氣體占據(jù)。因此，通過(guò)容積系數(shù)λv對(duì)氣缸的容積進(jìn)行修正。容積系數(shù)的計(jì)算公式為

2.4.2 壓力系數(shù)

在氣體進(jìn)入氣缸時(shí)，由于氣流脈動(dòng)、管道、氣閥等阻力元件造成的壓力損失，使得實(shí)際進(jìn)氣壓力ps′低于名義進(jìn)氣壓力ps。將實(shí)際進(jìn)氣壓力ps′換算到名義進(jìn)氣壓力ps時(shí)，則將導(dǎo)致氣體容積的減少，因此，采用壓力系數(shù)λp進(jìn)行修正。壓力系數(shù)的計(jì)算公式為

2.4.3 溫度系數(shù)

由于進(jìn)氣加熱，往往使得氣體實(shí)際進(jìn)氣溫度Ts′高于名義進(jìn)氣溫度Ts，將其換算到名義進(jìn)氣溫度時(shí)，也將導(dǎo)致實(shí)際進(jìn)氣容積的減少。溫度系數(shù)λt的影響因素較多，很難用精確的公式描述溫度系數(shù)與這些因素間關(guān)系。因此，工程上常根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算溫度系數(shù)，該公式為

當(dāng)εj<3.0時(shí)，Aj取0.025，Ktj取0.985～1.005；當(dāng)3.0 ≤εj≤4.0時(shí)，Aj取0.020，Ktj取0.982～1.015；當(dāng)εj>4.0時(shí)，Aj取0.015，Ktj取0.972～1.023。

2.4.4 泄漏系數(shù)

泄漏系數(shù)表示氣閥、活塞環(huán)、填料以及管道、附屬設(shè)備等因密封不嚴(yán)而產(chǎn)生的氣體泄漏對(duì)氣缸容積利用程度的影響。泄漏系數(shù)的計(jì)算公式為

2.4.5 析水系數(shù)

若壓縮機(jī)吸入氣體中含有水蒸氣，這些氣體經(jīng)過(guò)氣缸增壓和級(jí)間冷卻后，水蒸氣的分壓超過(guò)冷卻后溫度下的飽和蒸氣壓，就會(huì)有水分析出。這將導(dǎo)致下一級(jí)的吸氣量減少，這種影響便可用析水系數(shù)來(lái)表示。析水系數(shù)的計(jì)算公式為

2.4.6 凈化系數(shù)

在某些工藝流程中，氣體在被壓縮至適當(dāng)壓力時(shí)，要進(jìn)行級(jí)間凈化處理，去掉工藝中不需要的某種成分后，再繼續(xù)進(jìn)行下一級(jí)壓縮。由此導(dǎo)致的下一級(jí)進(jìn)氣量的減少可用凈化系數(shù)λc來(lái)表示。凈化系數(shù)的計(jì)算公式為

2.5 校核精度系數(shù)

由壓縮機(jī)容積流量與任一級(jí)氣缸行程容積之間的關(guān)系式式（8）可得到相鄰級(jí)氣缸行程容積之間的關(guān)系

由式（15）可知，公式任意一邊的乘積值僅與某一級(jí)氣缸參數(shù)有關(guān)，因此，將其定義為對(duì)應(yīng)級(jí)氣缸的工況常數(shù)Cj，如式（16）所示。根據(jù)各級(jí)工況常數(shù)Cj應(yīng)相互相等的原則，找出各級(jí)工況常數(shù)中的最小值Cmin和最大值Cmax進(jìn)行比較，并將其比值定義為精度系數(shù)B，如式（17）所示。

為了提高計(jì)算的準(zhǔn)確性，本文將精度系數(shù)的下限值確定為0.98。若精度系數(shù)大于0.98，則復(fù)算結(jié)果足夠準(zhǔn)確，否則要對(duì)各級(jí)間壓力的進(jìn)行修正后，進(jìn)行第二次復(fù)算。

2.6 修正級(jí)間壓力和壓比

對(duì)于已投入運(yùn)行的往復(fù)式壓縮機(jī)，各級(jí)氣缸的行程容積Vhj可通過(guò)計(jì)算得到。因此，通過(guò)相鄰級(jí)氣缸行程容積之間的關(guān)系式式（15）便可推導(dǎo)出任一級(jí)和第1 級(jí)氣缸進(jìn)氣壓力之間的關(guān)系，如式（18）所示。各級(jí)間壓力便可通過(guò)該式進(jìn)行修正。

2.7 計(jì)算壓縮機(jī)功率

壓縮機(jī)的軸功率為驅(qū)動(dòng)電機(jī)傳輸給壓縮機(jī)主軸的功率。它通常由壓縮機(jī)完成實(shí)際循環(huán)的指數(shù)功率和各運(yùn)行件摩擦所消耗的摩擦功率組成。壓縮機(jī)的第j級(jí)的指示功率計(jì)算公式為

在計(jì)算出壓縮機(jī)各級(jí)指示功率Nindj之后，除以壓縮機(jī)的機(jī)械效率ηm便可以得到壓縮機(jī)軸功率Ns，其計(jì)算公式為

對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)熱力復(fù)算方法的計(jì)算原理和各參數(shù)計(jì)算公式進(jìn)行了詳細(xì)的分析后，為了更直觀地說(shuō)明該方法的計(jì)算邏輯，本文將壓縮機(jī)熱力復(fù)算方法的計(jì)算過(guò)程歸納為如圖2 所示的流程框圖。

圖2 文23 儲(chǔ)氣庫(kù)往復(fù)式壓縮機(jī)熱力復(fù)算流程Fig.2 Thermodynamic check calculation process of reciprocating compressor in Wen 23 gas storage

3 壓縮機(jī)性能模擬計(jì)算程序

傳統(tǒng)的往復(fù)式壓縮機(jī)熱力計(jì)算大多采用手工計(jì)算的方式，然而該方式往往存在很大的弊端，如工作量大，容易出錯(cuò)和計(jì)算速度慢等[24]。為了克服這些弊端，研究出了采用Java 語(yǔ)言編寫相應(yīng)的文23儲(chǔ)氣庫(kù)往復(fù)式壓縮機(jī)熱力復(fù)算程序，界面見圖3。

圖3 文23 儲(chǔ)氣庫(kù)往復(fù)式壓縮機(jī)熱力復(fù)算程序界面Fig.3 Thermodynamic check calculation program interface of reciprocating compressor in Wen 23 gas storage

使用該計(jì)算程序，用戶只需要輸入新工況下的已知參數(shù)，便可計(jì)算出相應(yīng)的級(jí)間壓力和級(jí)間溫度等參數(shù)，大大提高了計(jì)算速度和計(jì)算效率。

4 增壓系統(tǒng)性能模擬計(jì)算

基于所建立的往復(fù)式壓縮機(jī)熱力復(fù)算模型和程序，針對(duì)文23 儲(chǔ)氣庫(kù)所采用的3 種廠家壓縮機(jī)設(shè)備，分別開展相同工況下各廠家壓縮機(jī)性能對(duì)比模擬計(jì)算和工況參數(shù)變化對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算。根據(jù)計(jì)算結(jié)果分析各廠家壓縮機(jī)工作性能差異和壓縮機(jī)性能主要影響因素。在計(jì)算過(guò)程中，一些參數(shù)雖然與壓縮機(jī)級(jí)間壓力和溫度相關(guān)，但它們對(duì)復(fù)算精度的影響并不顯著。

因此，為了計(jì)算簡(jiǎn)便，可在熱力復(fù)算開始之前，根據(jù)壓縮機(jī)運(yùn)行工況和計(jì)算公式對(duì)這些參數(shù)進(jìn)行提前取值。并在迭代過(guò)程中，將這些參數(shù)視為定值。這些參數(shù)包括壓力系數(shù)、溫度系數(shù)和泄漏系數(shù)。其中，一級(jí)壓力系數(shù)取0.96，二級(jí)壓力系數(shù)取0.99，一級(jí)溫度系數(shù)取0.96，二級(jí)溫度系數(shù)取0.96，一級(jí)泄漏系數(shù)取0.97，二級(jí)泄漏系數(shù)取0.97。

由于儲(chǔ)氣庫(kù)來(lái)氣屬于氣田或LNG 接收站處理后的外輸氣，氣質(zhì)狀況良好，在經(jīng)壓縮機(jī)增壓過(guò)程中，無(wú)水蒸氣或雜質(zhì)析出，因此，析水系數(shù)和凈化系數(shù)均取值為1。

此外，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速取額定值994 r/min，一級(jí)進(jìn)氣溫度取10°C，二級(jí)進(jìn)氣溫度取30°C，一級(jí)相對(duì)余隙容積取30%，二級(jí)相對(duì)余隙容積取35%，壓縮機(jī)機(jī)械效率取93%。最后，計(jì)算過(guò)程中，壓縮介質(zhì)的氣質(zhì)組分如表3 所示，該氣質(zhì)組分為儲(chǔ)氣庫(kù)注氣期間主要?dú)庠吹臍赓|(zhì)組分，即天津LNG 接收站氣源來(lái)氣。

表3 天然氣氣質(zhì)組分Tab.3 Natural gas component

4.1 相同工況下各廠家壓縮機(jī)性能對(duì)比模擬計(jì)算

在相同工況下各廠家壓縮機(jī)性能對(duì)比模擬計(jì)算中，根據(jù)壓縮機(jī)末級(jí)排氣壓力的不同，分別選擇了末級(jí)排氣壓力為25.0，30.0 和34.5 MPa 等3 種工況進(jìn)行計(jì)算。

除末級(jí)排氣壓力外，各工況下一級(jí)進(jìn)氣壓力均為7.0 MPa，各級(jí)進(jìn)氣溫度和壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速均與前文取值一致。基于模擬計(jì)算結(jié)果，重點(diǎn)對(duì)各工況下3個(gè)廠家壓縮機(jī)設(shè)備的容積流量（排氣量）和單位能耗進(jìn)行了分析，分析結(jié)果如圖4 和圖5 所示。

圖4 3 種工況下各廠家壓縮機(jī)容積流量對(duì)比Fig.4 Compressor volume flow comparison under three working conditions

圖4 展示了3 種工況下各廠家壓縮機(jī)容積流量對(duì)比情況。從該圖可以看出，在相同的一級(jí)進(jìn)氣壓力和末級(jí)排氣壓力工況下，廠家A 的壓縮機(jī)設(shè)備具有最高的容積流量，廠家B 次之，且與廠家A 相差不大，廠家C 的壓縮機(jī)容積流量最小。隨著末級(jí)排氣壓力的增加，壓縮機(jī)容積流量逐漸降低。

圖5 展示了3 種工況下各廠家壓縮機(jī)單位能耗的對(duì)比情況。單位能耗是壓縮機(jī)設(shè)備軸功率與容積流量之間的比值，代表增壓?jiǎn)挝惑w積天然氣所要消耗的功。從圖5 可以看出，3 種工況下，廠家A 的壓縮機(jī)單位能耗略高，而廠家B 和廠家C 的壓縮機(jī)單位能耗幾乎相同。

圖5 3 種工況下各廠家壓縮機(jī)單位能耗對(duì)比Fig.5 Compressor unit energy consumption comparison under three working conditions

4.2 一級(jí)進(jìn)氣壓力對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算

在一級(jí)進(jìn)氣壓力對(duì)壓縮機(jī)組性能影響模擬計(jì)算中，往復(fù)式壓縮機(jī)二級(jí)排氣壓力設(shè)定為30.0 MPa，一級(jí)進(jìn)氣壓力取值范圍為5.0～8.0 MPa，每隔0.1 MPa選取一個(gè)工況點(diǎn)，共31 個(gè)工況點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算分析。分別對(duì)3 個(gè)廠家的壓縮機(jī)設(shè)備進(jìn)行模擬計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖6 和圖7 所示。

圖6 容積流量隨一級(jí)進(jìn)氣壓力變化情況Fig.6 The change of volume flow with first-stage suction pressure

圖7 單位能耗隨一級(jí)進(jìn)氣壓力變化情況Fig.7 The change of unit energy consumption with first-stage suction pressure

圖6 展示了壓縮機(jī)容積流量隨一級(jí)進(jìn)氣壓力的變化情況。從該圖可以看出，隨著一級(jí)進(jìn)氣壓力的增加，容積流量逐漸增加。通過(guò)對(duì)壓縮機(jī)容積流量的計(jì)算公式分析可知，在往復(fù)式壓縮機(jī)其他工況參數(shù)不變的情況下，壓縮機(jī)的容積流量是由一級(jí)氣缸的吸氣量決定的。對(duì)于多級(jí)壓縮機(jī)而言，當(dāng)一級(jí)吸氣壓力提高時(shí)，各級(jí)壓比都會(huì)下降。此時(shí)，一級(jí)壓比減小，一級(jí)容積系數(shù)增大，使得壓縮機(jī)的容積流量增大。

圖7 展示了壓縮機(jī)單位能耗隨一級(jí)進(jìn)氣壓力的變化情況。從該圖可以看出，隨著一級(jí)進(jìn)氣壓力的增加，壓縮機(jī)組的單位能耗逐漸降低。這是由于一級(jí)進(jìn)氣壓力增加過(guò)程中，壓縮機(jī)軸功率也隨之增加，但軸功率增加的速率低于容積流量，最終使得壓縮機(jī)單位能耗隨著一級(jí)入口壓力的增加而降低。

4.3 末級(jí)排氣壓力對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算

在末級(jí)排氣壓力對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算中，壓縮機(jī)一級(jí)進(jìn)氣壓力設(shè)定為7.0 MPa，末級(jí)排氣壓力在20.0～34.5 MPa，每隔0.5 MPa 選取一個(gè)工況點(diǎn)，共30 個(gè)工況點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算。模擬計(jì)算結(jié)果如圖8和圖9 所示。

圖8 容積流量隨末級(jí)排氣壓力變化情況Fig.8 The change of volume flow with last-stage discharge pressure

圖8 展示了容積流量隨末級(jí)排氣壓力的變化情況，從該圖可以看出隨著末級(jí)排氣壓力的升高，壓縮機(jī)容積流量逐漸減小。這是因?yàn)槟┘?jí)排氣壓力的升高，導(dǎo)致壓縮機(jī)各級(jí)壓比增大，使得各級(jí)容積系數(shù)減小。從容積流量計(jì)算公式可知，在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速和行程容積不變的情況下，容積系數(shù)減小將最終導(dǎo)致壓縮機(jī)容積流量的減小。

圖9 展示了壓縮機(jī)單位能耗隨末級(jí)排氣壓力的變化情況。如圖所示，壓縮機(jī)單位能耗隨末級(jí)排氣壓力的增加而大幅上升。這是由于末級(jí)排氣壓力的增加導(dǎo)致了各級(jí)壓比的增加，由壓縮機(jī)功率計(jì)算公式可知，壓比的增加將直接導(dǎo)致壓縮機(jī)軸功率的增加。與此同時(shí)，壓縮機(jī)容積流量卻在逐漸減小。由此便加劇了壓縮機(jī)單位能耗的增加。

圖9 單位能耗隨末級(jí)排氣壓力變化情況Fig.9 The change of unit energy consumption with last-stage discharge pressure

4.4 一級(jí)進(jìn)氣溫度對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算

在一級(jí)進(jìn)氣溫度對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算中，設(shè)定天然氣一級(jí)進(jìn)氣壓力為7.0 MPa，二級(jí)排氣壓力為30.0 MPa，一級(jí)進(jìn)氣溫度5～25°C，每隔1°C取一個(gè)點(diǎn)，共21 個(gè)工況點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算。模擬計(jì)算結(jié)果如圖10 和圖11 所示。

圖10 容積流量隨一級(jí)進(jìn)氣溫度變化情況Fig.10 The change of volume flow with first-stage suction temperature

圖11 單位能耗隨一級(jí)進(jìn)氣溫度變化情況Fig.11 The change of unit energy consumption with first-stage suction temperature

圖10 展示了壓縮機(jī)容積流量隨一級(jí)進(jìn)氣溫度的變化情況，從該圖可以看出，在進(jìn)、排氣壓力一定的情況下，隨著一級(jí)進(jìn)氣溫度的增加，壓縮機(jī)容積流量逐漸降低。這是因?yàn)樵趬嚎s機(jī)一級(jí)吸氣量一定的情況下，進(jìn)氣溫度升高，氣體膨脹，一級(jí)氣缸所吸入氣體質(zhì)量減少，轉(zhuǎn)換到標(biāo)況條件下的容積流量也將隨之減小。

如圖11 所示，壓縮機(jī)單位能耗隨著一級(jí)進(jìn)氣溫度的增加而逐漸升高。這是因?yàn)殡S著一級(jí)進(jìn)氣溫度的增加，壓縮機(jī)所增壓的氣體量減少，壓縮機(jī)功率消耗逐漸降低，但是降低的幅度要低于壓縮機(jī)容積流量。由此便導(dǎo)致了壓縮機(jī)單位能耗的增加。

4.5 二級(jí)進(jìn)氣溫度對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算

在二級(jí)進(jìn)氣溫度對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算中，設(shè)定天然氣一級(jí)吸氣壓力為7.0 MPa，二級(jí)排氣壓力為30 MPa，二級(jí)進(jìn)氣溫度為30～60°C，每隔1°C取一個(gè)點(diǎn)，共31 個(gè)工況點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算。模擬計(jì)算結(jié)果如圖12 和圖13 所示。

圖12 容積流量隨二級(jí)進(jìn)氣溫度變化情況Fig.12 The change of volume flow with second-stage suction temperature

圖12 展示了容積流量隨二級(jí)進(jìn)氣溫度的變化情況，從該圖可以看出，在一級(jí)進(jìn)氣壓力和末級(jí)排氣壓力保持不變的情況下，壓縮機(jī)的容積流量隨著二級(jí)進(jìn)氣溫度的升高而降低。這是因?yàn)殡S著二級(jí)進(jìn)氣溫度的提高，氣體膨脹，吸入的氣體質(zhì)量就減少，導(dǎo)致容積流量的降低。

圖13 展示了單位能耗隨二級(jí)進(jìn)氣溫度的變化情況。如圖所示，壓縮機(jī)的單位能耗隨著二級(jí)進(jìn)氣溫度的升高而逐漸增加。與一級(jí)進(jìn)氣溫度相同，二級(jí)進(jìn)氣溫度的增加使得壓縮機(jī)功率消耗逐漸增加，但壓縮機(jī)容積流量卻不斷降低，最終導(dǎo)致了單位能耗的增加。

圖13 單位能耗隨二級(jí)進(jìn)氣溫度變化情況Fig.13 The change of unit energy consumption with second-stage suction temperature

5 增壓系統(tǒng)性能優(yōu)化研究

5.1 運(yùn)行參數(shù)對(duì)壓縮機(jī)性能影響程度研究

基于前面的工況參數(shù)對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算，得到了壓縮機(jī)性能隨各工況參數(shù)的變化曲線。通過(guò)線性回歸方法，可以求解出各曲線對(duì)應(yīng)趨勢(shì)方程的表達(dá)式。由于所得到的變化關(guān)系曲線與趨勢(shì)方程吻合度較好。因此，選擇趨勢(shì)方程的斜率代表壓縮機(jī)性能參數(shù)隨工況參數(shù)的變化速率。變化速率為正說(shuō)明兩者呈正相關(guān)，反之為負(fù)相關(guān)。通過(guò)變化速率的絕對(duì)值大小可以近似表示工況參數(shù)對(duì)壓縮機(jī)性能的影響程度。

容積流量隨工況參數(shù)的變化速率如表4 所示。從該表可以看出，容積流量隨一級(jí)進(jìn)氣壓力的變化速率為正值，即容積流量隨一級(jí)進(jìn)氣壓力的增加而增加。

表4 容積流量隨工況參數(shù)的變化速率Tab.4 The change rate of volumetric flow with operating parameters

容積流量隨其余工況參數(shù)的變化速率都為負(fù)值，說(shuō)明其余參數(shù)的增加都將導(dǎo)致容積流量的降低。此外，通過(guò)對(duì)各變化速率絕對(duì)值的大小比較可以看出，在工況參數(shù)都改變一個(gè)單位值的情況下，一級(jí)進(jìn)氣壓力的變化對(duì)壓縮機(jī)容積流量影響程度最大，即一級(jí)進(jìn)氣壓力增加1 MPa，容積流量增加27×104Nm3/d 左右。緊接著分別是一級(jí)進(jìn)氣溫度、末級(jí)排氣壓力，影響程度最小的是二級(jí)進(jìn)氣溫度。

單位能耗隨工況參數(shù)的變化速率如表5 所示。

表5 單位能耗隨運(yùn)行參數(shù)的變化速率Tab.5 The change rate of unit energy consumption with operating parameters

從表5 可以看出，單位能耗隨一級(jí)進(jìn)氣壓力的變化速率為負(fù)值，即單位能耗隨一級(jí)進(jìn)氣壓力的增加而降低。對(duì)于其余工況參數(shù)，壓縮機(jī)單位能耗的變化速率都為正值。

此外，在工況參數(shù)都改變一個(gè)單位值的情況下，一級(jí)進(jìn)氣壓力對(duì)單位能耗的影響程度最高，即一級(jí)進(jìn)氣壓力增加1 MPa，單位能耗降低75 kW·h/（×104Nm3）左右。其次分別是末級(jí)排氣壓力和一級(jí)進(jìn)氣溫度，影響程度最小的是二級(jí)進(jìn)氣溫度。因此，在壓縮機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，想要調(diào)整單位能耗，首先可考慮調(diào)整一級(jí)進(jìn)氣壓力。

5.2 增壓系統(tǒng)運(yùn)行優(yōu)化措施

根據(jù)前文所開展的相同工況下各廠家壓縮機(jī)性能對(duì)比模擬計(jì)算和工況參數(shù)變化對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算，了解了不同廠家壓縮機(jī)的性能差異和各工況參數(shù)對(duì)壓縮機(jī)容積流量和單位能耗的影響情況。接下來(lái)將根據(jù)分析結(jié)果提出一些相應(yīng)的壓縮機(jī)能耗優(yōu)化措施。

5.2.1 壓縮機(jī)開機(jī)方案優(yōu)化措施

由相同工況下各廠家壓縮機(jī)性能對(duì)比模擬計(jì)算可知，在所選擇的3 種模擬工況中，廠家A 壓縮機(jī)具有最高的排氣量和單位能耗，廠家B 次之，廠家C 最小。因此，在運(yùn)行過(guò)程中，如果想要減少壓縮機(jī)開機(jī)數(shù)，可以考慮多運(yùn)行廠家A 壓縮機(jī)設(shè)備；想要減少增壓系統(tǒng)能耗，可以考慮多運(yùn)行廠家C 壓縮機(jī)設(shè)備。

5.2.2 壓縮機(jī)工況參數(shù)優(yōu)化措施

由壓縮機(jī)性能模擬計(jì)算可知，隨著一級(jí)進(jìn)氣壓力的升高，壓縮機(jī)容積流量升高，單位能耗逐漸降低。因此，對(duì)于儲(chǔ)氣庫(kù)注采站的進(jìn)站過(guò)濾和分離工藝，應(yīng)采用高效的過(guò)濾設(shè)備，并定期對(duì)過(guò)濾設(shè)備進(jìn)行除灰除垢，減小設(shè)備的過(guò)程阻力，提高壓縮機(jī)進(jìn)氣壓力，降低增壓系統(tǒng)單位能耗。通過(guò)壓縮機(jī)二級(jí)進(jìn)氣溫度對(duì)壓縮機(jī)能耗單耗的影響分析知道，二級(jí)進(jìn)氣溫度越低，壓縮機(jī)能耗單耗越低。可以采用降低冷卻水入口溫度、提高冷卻水流量等方式降低二級(jí)進(jìn)氣溫度，使得壓縮過(guò)程趨于等溫壓縮。

6 結(jié)論

（1）基于往復(fù)式壓縮機(jī)熱力復(fù)算原理，構(gòu)建了文23 儲(chǔ)氣庫(kù)增壓系統(tǒng)往復(fù)式壓縮機(jī)性能模擬計(jì)算模型和程序。基于所開發(fā)的壓縮機(jī)性能模擬計(jì)算程序，開展相同工況下各廠家壓縮機(jī)性能對(duì)比模擬計(jì)算和工況參數(shù)變化對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算。

（2）通過(guò)模擬計(jì)算發(fā)現(xiàn)相同工況下廠家A 壓縮機(jī)具有最高的容積流量和單位能耗，廠家B 次之，廠家C 最小。此外，在參數(shù)變化對(duì)壓縮機(jī)性能影響模擬計(jì)算中，一級(jí)進(jìn)氣壓力升高1 MPa 將導(dǎo)致容積流量升高27.0×104Nm3/d 和單位能耗降低75 kW·h/（×104Nm3），末級(jí)排氣壓力升高1 MPa 將導(dǎo)致容積流量降低0.7×104Nm3/d 和單位能耗升高17 kW·h/（×104Nm3），一級(jí)和二級(jí)進(jìn)氣溫度的升高則都將導(dǎo)致容積流量的小幅度降低和單位能耗的小幅度升高。

（3）根據(jù)所獲得的壓縮機(jī)性能模擬計(jì)算結(jié)果，結(jié)合文23 儲(chǔ)氣庫(kù)運(yùn)行實(shí)際，本文提出了諸如多運(yùn)行廠家C 壓縮機(jī)設(shè)備以減少增壓系統(tǒng)能耗、減小過(guò)濾設(shè)備過(guò)程阻力以提高一級(jí)進(jìn)氣壓力、提高中間冷卻器換熱效果以降低二級(jí)進(jìn)氣溫度等運(yùn)行優(yōu)化措施。最后，本文所獲得的儲(chǔ)氣庫(kù)增壓系統(tǒng)性能模擬結(jié)果和優(yōu)化措施可為儲(chǔ)氣庫(kù)運(yùn)營(yíng)部門的增壓系統(tǒng)運(yùn)行方案規(guī)劃和日常操作提供一定的指導(dǎo)意義，從而使得儲(chǔ)氣庫(kù)注氣工藝水平更加高效和經(jīng)濟(jì)。

符號(hào)說(shuō)明