馬永斌， 張 慧， 何宗瑋

（陜西延長中煤榆林能源化工有限公司， 陜西 榆林 718500）

0 引言

離心壓縮機作為石油化工、航空航天、金屬冶煉等諸多行業(yè)的核心設(shè)備，其性能直接決定著相關(guān)行業(yè)的生產(chǎn)效率及效果。當(dāng)前常用的離心壓縮機設(shè)計方法包括理論設(shè)計法、經(jīng)驗設(shè)計法等，相關(guān)設(shè)計方法所獲取的設(shè)計結(jié)果大多較為籠統(tǒng)，難以保障設(shè)計精準性。據(jù)此，以乙烯離心壓縮機組為研究對象，通過有限元仿真分析方法進行設(shè)計和驗證，對現(xiàn)有設(shè)計問題進行有效解決和完善，保障設(shè)計可行性，將具有一定的現(xiàn)實價值。

1 乙烯離心壓縮機組參數(shù)設(shè)計

乙烯離心壓縮機組參數(shù)設(shè)計中引入氣動熱力學(xué)相關(guān)理論，結(jié)合模塊法，從整體參數(shù)設(shè)計、流道截面設(shè)計、各段各級參數(shù)選擇三大環(huán)節(jié)完成乙烯離心壓縮機組參數(shù)設(shè)計，最終獲取到以下參數(shù)設(shè)計方案。

1）葉輪圓周速度：一段1 級—4 級及二段1 級截面為317.4 m/s，二段2 級—4 級截面為294.7 m/s。

2）葉輪外徑及葉片數(shù)量：一段1 級—4 級及二段1 級截面分別為700mm，二段2 級—4 級截面為650mm；葉片數(shù)量均為19 個[1-2]。

3）葉輪進口直徑及寬度：一段1 級—4 級及二段1 級截面分別為413.4 mm 和29.4 mm，二段2 級—4級截面為410.7 mm 和27.8 mm。

4）擴壓器進口/出口直徑、寬度：一段1 級—4 級及二段1 級截面分別為722mm、28mm、1014mm、25mm，二段2 級—4 級截面為719mm、27mm、1005mm、22mm。

5）回流器入口/出口直徑、寬度：一段1 級—4 級及二段1 級截面分別為1 014 mm、25 mm、1 014 mm、25 mm，二段2 級—4 級截面為1 005 mm、22 mm、1 005 mm、22 mm。

6）段啟動功率：一段為10 824 kW，二段為18 731kW。

2 乙烯離心壓縮機組關(guān)鍵部件仿真模型構(gòu)建

根據(jù)乙烯離心壓縮機組參數(shù)化設(shè)計方案，通過SolidWorks 三維軟件構(gòu)建關(guān)鍵部件三維幾何模型，具體關(guān)鍵結(jié)構(gòu)包括葉輪、轉(zhuǎn)子、吸氣室、機殼四部分[3]。

將各關(guān)鍵部件三維幾何模型導(dǎo)入到ANSYS 有限元仿真軟件中，為模型實施網(wǎng)格劃分。其中需要實施應(yīng)力和應(yīng)變仿真分析的葉輪和機殼均采用SOLID187單元，網(wǎng)格尺寸設(shè)定為13 mm，分別劃分出6 350 個單元和12 444 個節(jié)點、78 603 個單元和134 803 個節(jié)點，具體網(wǎng)格劃分模型如圖1 所示。

圖1 乙烯離心壓縮機組關(guān)鍵部件網(wǎng)格劃分模型

3 乙烯離心壓縮機組關(guān)鍵部件性能有限元分析

3.1 葉輪強度及軸承變形

通過ANSYS 軟件實施乙烯離心壓縮機組葉輪有限元仿真分析，進而獲取以下仿真分析結(jié)果。

根據(jù)現(xiàn)行規(guī)定可知，乙烯離心壓縮機組葉輪軸承處最小盈值為0.344 3 mm，結(jié)合圖2 可知，參數(shù)設(shè)計方案中50%葉輪軸軸孔處形變量為0.267 5 mm，小于現(xiàn)行規(guī)定中的最小盈值，確認參數(shù)設(shè)計方案中50%葉輪軸軸孔的接觸符合要求。此外，根據(jù)仿真分析可知，乙烯離心壓縮機組葉輪在跳閘轉(zhuǎn)速條件下的最大等效應(yīng)力值為682 MPa，該應(yīng)力值接近葉輪材料的最大屈服極限值683 MPa，確認葉輪可滿足強度要求。不過，為保障乙烯離心壓縮機組的實際應(yīng)用安全，應(yīng)對葉輪口內(nèi)圈和外圈等應(yīng)力集中區(qū)域設(shè)置加強結(jié)構(gòu)或者調(diào)整圓角過度，避免因氣流不均勻引起的應(yīng)力集中問題[4-5]。

圖2 乙烯離心壓縮機組軸承孔徑向變形

3.2 轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性

乙烯離心壓縮機組額定轉(zhuǎn)速一般為8000～10000r/min，為保障乙烯離心壓縮機組的運行效率，通常會在壓縮機離心轉(zhuǎn)子與壓縮機定子之間設(shè)置有0.2～2.0mm 間隙?；诖颂攸c，根據(jù)API617 標準的相關(guān)要求，針對乙烯離心壓縮機組最惡劣工況條件實施裝置穩(wěn)定性分析。

通過仿真分析可知，轉(zhuǎn)子一階正進動的對數(shù)衰減率與交叉耦合剛度之間存在較為直接的相關(guān)性，并由此確認在壓縮機離心轉(zhuǎn)子與壓縮機定子之間設(shè)置2.0mm間隙，即最大間隙時轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性可滿足要求；反之，在壓縮機離心轉(zhuǎn)子與壓縮機定子之間設(shè)置0.2 mm 間隙，即最小間隙時轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性無法滿足要求。此外，圖3 為氣動熱力學(xué)理論條件下最小軸承間隙時轉(zhuǎn)子一階正進動的對數(shù)衰減量隨轉(zhuǎn)速變化曲線。由圖3 可知，在最大連續(xù)轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)子一階正進動的最終對數(shù)衰減率為0.161，該對數(shù)衰減率可滿足要求。

圖3 轉(zhuǎn)子一階正進動的對數(shù)衰減率隨轉(zhuǎn)速變化曲線

3.3 吸氣室氣動性能

參數(shù)設(shè)計前后乙烯離心壓縮機組吸氣室氣動特性仿真分析結(jié)果如圖4 所示。

圖4 參數(shù)設(shè)計前后乙烯離心壓縮機組吸氣室氣動特性

如圖4 所示，相較于原設(shè)計，參數(shù)設(shè)計后的吸氣室在收斂通道區(qū)域出口分離問題得到進一步減弱，可有效保障氣流場的均勻性，進而控制吸氣室內(nèi)各倒也對而壓縮比處于合理范圍內(nèi)。

3.4 機殼強度及變形

通過仿真分析可知，乙烯離心壓縮機組參數(shù)設(shè)計中機殼所承受的最大等效應(yīng)力值和最大主應(yīng)力分別為268.55 MPa 和270 MPa，而機殼所采用的材料的最大屈服強度為345 MPa，確認強度符合要求。深入分析后發(fā)現(xiàn)機殼分流板與機殼支撐環(huán)連接區(qū)域存在應(yīng)力集中情況，并且該區(qū)域焊縫較多，且焊縫多為圓弧形角焊縫，所以在實際生產(chǎn)過程中應(yīng)對該區(qū)域進行質(zhì)量檢驗，保障生產(chǎn)質(zhì)量。

4 乙烯離心壓縮機組參數(shù)設(shè)計的工程應(yīng)用

通過有限元仿真分析法初步確認乙烯離心壓縮機組參數(shù)設(shè)計可行性后，為進一步保障應(yīng)用安全性，還需要開展工業(yè)性試驗分析，具體試驗內(nèi)容包括葉輪超速運轉(zhuǎn)試驗、轉(zhuǎn)子高速動平衡試驗、定子部件水壓試驗、離心壓縮機氣動性能試驗等諸多試驗內(nèi)容。以某項目大型LNG 裝置用乙烯離心壓縮機組為研究對象，根據(jù)乙烯離心壓縮機組參數(shù)設(shè)計方案對現(xiàn)有乙烯離心壓縮機組進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化調(diào)整，以離心壓縮機氣動性能試驗為例，實施仿真分析和工業(yè)性試驗分析對比，具體對比分析結(jié)果如表1 所示。

表1 仿真分析和工業(yè)性試驗分析對比

如表1 所示，通過仿真分析所獲取的研究結(jié)構(gòu)與實際工業(yè)性試驗中所采集的結(jié)果差異性較小，一方面確認仿真分析方法具有較強可行性的同時，另一方面也證明相較于原設(shè)計，乙烯離心壓縮機組參數(shù)設(shè)計方案具有較強可行性，更符合當(dāng)前應(yīng)用情況。

5 結(jié)語

基于乙烯離心壓縮機組基本原理和氣動熱力學(xué)理論，通過有限元仿真分析法介紹一種乙烯離心壓縮機組參數(shù)設(shè)計方案。此設(shè)計方案先采用有限元仿真分析方法進行分析驗證，確認符合應(yīng)用需求后，再采用工業(yè)性試驗分析與有限元仿真分析進行匹配對比，確認有限元仿真分析方法具有較強應(yīng)用價值的同時，也驗證乙烯離心壓縮機組參數(shù)設(shè)計方案具有較強可行性，可在后續(xù)乙烯離心壓縮機組結(jié)構(gòu)優(yōu)化及設(shè)計中進行參考應(yīng)用。