基于CAESARⅡ的离心式压缩机管线优化设计

方 菊

（康泰斯（上海）化学工程有限公司，上海 201210）

随着化学工业的发展，离心式压缩机逐步成为压缩和输送化工生产中各种气体的关键机器。因其为动设备，在输送介质时管道易受温度及压力等因素影响，产生载荷的附加作用力，若管道的支架点和支架型式设计不合理，就会导致相应的管道局部作用受力不均衡、振动严重，使设备管口所受力和扭矩较大[1]，破坏转动轴和转子，进而引起设备的非正常运作，长期运行将毁坏压缩机，因此对其进出口管线进行强度和安全性的评价至关重要，主要包括管线的应力柔性分析和设备管口的校核。

1 概述

本文以某项目中的压缩机为例，对其进口管线进行模拟分析和管口校核。

2 应力分析

2.1 模型建立

根据配管设计提供的轴测图（如图1），添加管道上支架点；根据压缩机厂家的设备图纸，设置管口的附加位移；对于管道系统的风荷载和地震荷载也相应的输入参数，按照边界条件处理。

图1 压缩机进口管线轴测图

2.2 结果分析

2.2.1 持续载荷作用下一次应力校核[3]

管道中由于压力、重力和其他持续载荷所产生的纵向应力之和σL，不超过材料在设计温度下的许用应力[σ]h。运行模型，SUS 安装工况下查看应力结果，σL/[σ]h最大值为0.294，小于1，表示该管道系统在持续载荷作用下的一次应力通过。

2.2.2 偶然载荷和持续载荷共同作用下一次应力的校核[3]

考虑到偶然荷载作用下蠕变的影响可以忽略，所以在校核一次应力时，许用应力可适当放宽。管道在运行状态下，受到重力、压力、其他持续荷载和偶然荷载所产生的纵向应力之和σO，不超过材料在设计温度下许用应力[σ]h的1.33倍。运行模型，OCC 偶然工况下查看应力结果，σO/（1.33[σ]h）最大值为0.224，小于1，表示该管道系统在偶然载荷和持续载荷共同作用下的一次应力通过。

2.2.3 二次应力的校核[3]

管道的二次应力σE应在许用位移应力范围[σ]A内，运行模型，EXP 热态工况下查看应力结果，σE/[σ]A最大值为0.060，小于1，表示该管道系统的二次应力通过，即压缩机进口管线的柔性较好。

2.2.4 管口校核

国内外常采用美国石油学会标准API617 校核离心式压缩机的管口受力，规定了压缩机管口的许用合力和合力矩[4]。 如图1的管道轴测图，节点70、145及200处各设置了一刚性支吊架，在OPE 操作工况下所受载荷如下：节点70处Fx=0、Fy= 0、Fz=0；节点145处Fx=1 229N、Fy=-31 515N、Fz=9 374N；节 点200处Fx=877N、Fy=-20 322N、Fz=6 033N。

由结果可看出，70节点处的刚性支架受力为0，即表示管道运行后，该支架未支撑住管道，处于脱空状。这是由于压缩机进口附近的立管受热膨胀，存在向上的位移，导致70节点处的支架不受力，从而引起整个管道系统受力的不平衡。一般在应力分析过程中，应尽量避免支架的脱空，以减小热态工况下的一次应力。在出现支架脱空现象时，应先将此支架移除，若无此支架的管道系统一次应力通过，则去除脱空支架，反之则采用弹簧支架代替刚性支架，以满足管系一次应力的要求。

根据模型的运行结果，查看压缩机进口在OPE 工况下的受力，荷载分别为Fx=3 503N、Fy=-7 967N、Fz=-7 949N、Mx= -17 496N·m、My=2 350N·m、Mz=-10 304N·m。将上述荷载根据API617标准，校核单个管口的受力，计算如下所示：

压缩机管口合力：

压缩机管口合力矩：

从上述计算结果可知，压缩机管口校核不通过，即进口荷载过大，应调整管线走向或改变支吊架的型式。结合该管线周围的空间布局，先考虑从支架型式入手，将该管道系统上靠近压缩机进口的第一个刚性支吊架改为弹簧支架，管线走向不变；这样可以减少垂直管道热膨胀产生的热态作用力，同时减小摩擦力的作用。

2.3 调整后管线应力分析

2.3.1 应力校核

运行模型，SUS、EXP 和OCC 工况下查看应力结果，σL/[σ]h最大值为0.295，小于1，σO/（1.33[σ]h）最大值为0.225，小于1，表示该管道系统的一次应力通过；σE/[σ]A最大数值为0.063，小于1，表示该管道系统的二次应力通过，即调整后的压缩机进口管线柔性依旧很好。

2.3.2 管口校核

调整后的压缩机进口管道，在操作工况OPE 下各支架所受载荷如下：节点70处Fx=0、Fy=-27 152、Fz=0；节点145处Fx=1 059N、Fy=-25 716N、Fz=7 642N；节 点200 处Fx=952N、Fy=-21 909N、Fz=6 503N。结果可看出各弹簧支架的受力均衡，避免了管线调整前刚性支架的脱空，由此解决了移除脱空支架后管道系统一次应力不通过的问题；再者将刚性支架改为弹簧支架，也能改善压缩机进口在OPE 工况下的受力，荷载分别为Fx=230N、Fy=320N、Fz=-6 854N、Mx=-18 663N·m、My= 734N·m、Mz=-1 199N·m。根据API617 标准压缩机的管口校核还是未通过，即仅通过改变支架的形式，并不能完全改善设备管口荷载，还需要对压缩机进口管线的走向进行优化。查看管口各方向荷载，可看出Z 向受力和X 向扭矩较大，这可能是由于Z 向水平管道热态位移向压缩机管口方向变形较大所引起的，所以为了降低弯头处水平热位移对管口力和力矩的影响，现将压缩机进口处的立管加长1 000mm，随之另一端立管降低1 000mm，其余管道走向不变。2.3.3 二次调整后管口校核

通过调整压缩机管道走向后，管口荷载分别为Fx=210N、1558N·m，可看出压缩机进口荷载Z 向受力和X 向扭矩明显减小，根据API617 标准校核单个管口的受力，可得出即压缩机进口受力和力矩均在允许范围内，且各支架点受力荷载均衡。同时，该压缩机的进口管线一次应力和二次应力均通过校核，管线系统布局合理，可采用此方案应用于实际工程的运行。该项目已开车，根据现场工程师反馈，此压缩机的进口管线运行工况平稳，设备进口完好，且法兰密封面未出现泄漏现象，管道无异常振动和较大变形量，弹簧支架受力良好，变形量正常。

3 结束语

压缩机管线的应力分析，首先应科学合理地布局压缩机的工艺管道，然后在节省投资和设备安全可靠运行的基础上，进一步优化管道的柔性，并详细分析设备管口受力的影响因素，尽可能改善管口的受力情况，使其通过API617校核。