乙烯離心壓縮機組關鍵部件的性能分析

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的核心設備，其性能直接決定著相關行業的生產效率及效果。當前常用的離心壓縮機設計方法包括理論設計法、經驗設計法等，相關設計方法所獲取的設計結果大多較為籠統，難以保障設計精準性。據此，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計和驗證，對現有設計問題進行有效解決和完善，保障設計可行性，將具有一定的現實價值。

1 乙烯離心壓縮機組參數設計

乙烯離心壓縮機組參數設計中引入氣動熱力學相關理論，結合模塊法，從整體參數設計、流道截面設計、各段各級參數選擇三大環節完成乙烯離心壓縮機組參數設計，最終獲取到以下參數設計方案。

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鍵部件仿真模型構建

根據乙烯離心壓縮機組參數化設計方案，通過SolidWorks 三維軟件構建關鍵部件三維幾何模型，具體關鍵結構包括葉輪、轉子、吸氣室、機殼四部分[3]。

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

圖1 乙烯離心壓縮機組關鍵部件網格劃分模型

3 乙烯離心壓縮機組關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果。

根據現行規定可知，乙烯離心壓縮機組葉輪軸承處最小盈值為0.344 3 mm，結合圖2 可知，參數設計方案中50%葉輪軸軸孔處形變量為0.267 5 mm，小于現行規定中的最小盈值，確認參數設計方案中50%葉輪軸軸孔的接觸符合要求。此外，根據仿真分析可知，乙烯離心壓縮機組葉輪在跳閘轉速條件下的最大等效應力值為682 MPa，該應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用安全，應對葉輪口內圈和外圈等應力集中區域設置加強結構或者調整圓角過度，避免因氣流不均勻引起的應力集中問題[4-5]。

圖2 乙烯離心壓縮機組軸承孔徑向變形

3.2 轉子穩定性

乙烯離心壓縮機組額定轉速一般為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子與壓縮機定子之間設置有0.2～2.0mm 間隙?；诖颂攸c，根據API617 標準的相關要求，針對乙烯離心壓縮機組最惡劣工況條件實施裝置穩定性分析。

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

圖3 轉子一階正進動的對數衰減率隨轉速變化曲線

3.3 吸氣室氣動性能

參數設計前后乙烯離心壓縮機組吸氣室氣動特性仿真分析結果如圖4 所示。

圖4 參數設計前后乙烯離心壓縮機組吸氣室氣動特性

如圖4 所示，相較于原設計，參數設計后的吸氣室在收斂通道區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，進而控制吸氣室內各倒也對而壓縮比處于合理范圍內。

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設計中機殼所承受的最大等效應力值和最大主應力分別為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。深入分析后發現機殼分流板與機殼支撐環連接區域存在應力集中情況，并且該區域焊縫較多，且焊縫多為圓弧形角焊縫，所以在實際生產過程中應對該區域進行質量檢驗，保障生產質量。

4 乙烯離心壓縮機組參數設計的工程應用

通過有限元仿真分析法初步確認乙烯離心壓縮機組參數設計可行性后，為進一步保障應用安全性，還需要開展工業性試驗分析，具體試驗內容包括葉輪超速運轉試驗、轉子高速動平衡試驗、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，根據乙烯離心壓縮機組參數設計方案對現有乙烯離心壓縮機組進行結構優化調整，以離心壓縮機氣動性能試驗為例，實施仿真分析和工業性試驗分析對比，具體對比分析結果如表1 所示。

表1 仿真分析和工業性試驗分析對比

如表1 所示，通過仿真分析所獲取的研究結構與實際工業性試驗中所采集的結果差異性較小，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計，乙烯離心壓縮機組參數設計方案具有較強可行性，更符合當前應用情況。

5 結語

基于乙烯離心壓縮機組基本原理和氣動熱力學理論，通過有限元仿真分析法介紹一種乙烯離心壓縮機組參數設計方案。此設計方案先采用有限元仿真分析方法進行分析驗證，確認符合應用需求后，再采用工業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用價值的同時，也驗證乙烯離心壓縮機組參數設計方案具有較強可行性，可在后續乙烯離心壓縮機組結構優化及設計中進行參考應用。