УСЛОВНО ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА В АГРЕГАТНУЮ ЛИНИЮ РЕЦИРКУЛЯЦИИ Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.515+621.6.078

DOI: 10.25206/2588-0373-2024-8-1-32-41

EDN: TDUJME

УСЛОВНО ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА В АГРЕГАТНУЮ ЛИНИЮ РЕЦИРКУЛЯЦИИ

А. Д. Ваняшов

Омский государственный технический университет, Россия, 644050, г. Омск, пр. Мира, 11

Разработана методика условно динамического (квазидинамического) гидравлического и теплового расчета линий рециркуляции компрессорных станций. В качестве примера рассмотрено решение задачи по реконструкции линейной компрессорной станции магистрального газопровода. С использованием разработанной методики предложены варианты модернизации существующей линии рециркуляции с целью повышения ее пропускной способности. Выполнен анализ изменения температуры газа в линии рециркуляции за счет различных факторов (теплообмена с грунтом, дросселирования) на пусковых режимах постоянных и переменных оборотах ротора компрессора. Выполнен анализ изменения времени цикла рециркуляции и интенсивности роста температуры на входе в компрессор в единицу времени.

Ключевые слова: антипомпажный клапан, газодинамическая характеристика, газоперекачивающий агрегат, линия рециркуляции, компрессорная станция, компрессорная установка, центробежный компрессор.

Актуальность исследования

Решение вопросов эффективной и надежной эксплуатации компрессорных установок (КУ) с центробежными компрессорами (ЦК) в различных технологических процессах, в том числе в нефтяной и газовой промышленности, на различных эксплуатационных режимах, которые, как известно, зачастую не соответствуют проектным, а во многих случаях являются переменными или нестабильными, является важной задачей. Кроме того, немаловажным является обеспечение надежности и стабильности пуска и останова КУ, что обусловлено изменением режима компримирования газа, сменой рабочей и резервной КУ, вводом в эксплуатацию объекта после ремонта и другими факторами.

Указанные выше технологические операции для КУ с ЦК выполняются при работе в линии рециркуляции (ЛР) или байпасные линии, соединяющие сторону нагнетания с всасывающей стороной КУ с установленными в них антипомпажными (АПК) и регулирующими клапанами.

Для линейных, дожимных компрессорных станций (КС) и компрессорных цехов (КЦ) объектов добычи и транспорта природного газа, комприми-рования попутного нефтяного газа применяют агрегатные (для каждой КУ или газоперекачивающего агрегата (ГПА)) и цеховые (для всех параллельно подключенных ГПА) линии рециркуляции.

Работа компрессора в линию рециркуляции, которая в данном случае является для него сетью, на режимах пуска и останова характеризуется заданным изменением частоты вращения ротора. Нестабильность работы системы «компрессор — сеть» в данном случае возможна при постоянной или переменной частоте вращения ротора и связана, в том числе с нестационарностью изменения температуры всасываемого газа.

Работа компрессора на агрегатную ЛР необходима в следующих случаях:

— пуск КУ и выход на требуемый режим;

— нормальный или аварийный останов КУ;

— применение антипомпажной защиты;

— проведение теплотехнических испытаний (снятие газодинамических характеристик) при приёмке в эксплуатацию и при проведении параметрической диагностики.

Для КС и КЦ, состоящих из нескольких параллельно работающих КУ, работа на режимах пуска и останова может осуществляться по следующим сценариям:

— пуск первой КУ в линию рециркуляции (остальные КУ остановлены);

— пуск одной КУ в линию рециркуляции при работающих других КУ.

Для всех перечисленных выше случаев работы КУ в агрегатную и цеховую ЛР будет происходить непрерывный рост температуры газа на входе в компрессор, причем наиболее интенсивный рост температуры будет при одной КУ в работе и остановленных других КУ. Для пусковых режимов, которые являются непродолжительными по времени, данное изменение не является существенным, а в случае необходимости более длительной работы, например, для проведения теплотехнических испытаний с станционных условиях, будет иметь место нестабильность условий на входе в компрессор, что необходимо учитывать при обработке данных, а также для планирования испытаний.

Следует отметить, что в актуальной в настоящее время нормативно-технической документации имеется недостаточно сведений и требований по проектированию линий рециркуляции и выбору типоразмера регулирующих и АПК [1—3], некоторые случаи ошибочных решений по выбору пропускной способности АПК, приводящих к аварийным ситуа-

циям, содержатся в [4, 5]; вопросы проектирования трубопроводной обвязки рассмотрены в [6, 7]. Методика статического анализа работы компрессора в линию рециркуляции приведена в [8—10]. Для динамического моделирования поведения компрессора в режимах пуска и останова с целью избежать неверных решений при выборе типоразмера АПК и трубопроводной обвязки КУ используются специализированные программные комплексы, например HYSYS [11 — 15], применение которых также не гарантирует нахождение точного и однозначного решения.

Ошибочные решения в определении диаметра и точки подключения линии рециркуляции, а также пропускной способности антипомпажных и регулирующих клапанов может привести к усложнению процесса одновременной работы в ЛР двух КУ (например, одна в режиме пуска, вторая — в режиме останова) вследствие значительного увеличения скоростей газа и срабатывания антипомпажной защиты.

Объект исследования и методика расчета

Методика расчетного анализа системы «компрессор — сеть», состоит в определении зависимости сопротивления сети, т.е. агрегатной (или цеховой) ЛР с АПК (или регулирующим клапаном), крутизна которой зависит от степени открытия АПК и совмещение её с газодинамической характеристикой (ГДХ) ЦК в рабочем диапазоне частот вращения ротора или с применением других способов регулирования.

На большинстве КС агрегатная ЛР представляет собой комбинацию участков: трубопровод от АПК № 6р до врезки в общий для всех КУ коллектор рециркуляционной линии до врезки на вход установки очистки газа с сепараторами и пылеуловителями, цеховой (станционный) всасывающий коллектор, всасывающий трубопровод ЦК.

Разработана методика условно динамического (квазидинамического) гидравлического и теплового расчета ЛР с использованием зависимостей для расчетов потерь давления на линейных участках и местных потерь (отводы, тройники, запорно-ре-гулирующая арматура), теплообмена с грунтом и эффекта дросселирования в АПК и ЛР, алгоритм расчёта и основные уравнения представлены ниже.

Для расчёта цеховой ЛР задаются начальные параметры газа на входе в КС (давление Р , температура Тн и расход газа QgKC, количество работающих ГПА (КУ)). Для расчёта агрегатной ЛР задаётся число оборотов поб и производительность компрессора QgmA для заданных оборотов. Пересчитывается объёмная производительность при стандартных условиях на условия всасывания.

Задается отношение давлений ЦК е , соответствующее заданной производительности и оборотам.

Определяется конечное давление газа на выходе ЦК, МПа

P = P (()•£(().

к нv ' '

(1)

ТДО • (ек(г'»1

(2)

где а(() = цп((]к/(к — 1) — число политропы сжатия.

Рассчитываются суммарные потери давления ДРАрЕ в агрегатной или цеховой ЛР, которые складываются из потерь на трение ДРшр, местных потерь ДРм и потерь давления в клапане ДРл, МПа

ДР уп = ДР ... + ДР ... + ДР п.

лр.Е(г) mp(ij) M(t,j) кл(.)

(3)

Потери давления на трение на прямых участках ЛР

ЛР„

= Ь<j) (l(п/DHл)• 0,5Р(j) • СПт

(4)

где Х{.) — коэффициент сопротивления трения; ¡^ — длина прямолинейного участка, мм; — внутренний диаметр трубопровода на данном участке, мм;

р.. — плотность газа в элементе, кг/м3; С,, — ско-мл и

рость газа на участке трубопровода, м/с.

Коэффициент сопротивления трения по рекомендации ВНИИГАИя [ 1]

Хи) = 0,067

( Л0,2

158 2K + -

Re D

вн( j)

(5)

где Яе = V, 'О ,, • р ,/и — таило Рейнольдса; К —

" 1й внТ ' и) ' "

шероховатость внугреиней пнверхности трубопровода, мм; |1 — коэффициент динамической вязкости, Па • с.

Потери давлевид на участках местных сопротивлений

ЛтР^) и йФ^М(а • Р(„ • С^ (6)

где ^ — коэффициент меытдэго аидравлического сопротивления.

Потери давлянии ]н ренуышрующтм клапине

НТ'(кл) И й.С£Т(кл) ' рдх(кд) • Син(кл) '

(7)

Коэффициент с=протиклиния юкапана зависит от степени его открытия и коэффициента пропускной способности (Kv) :п]зin поином с^^о открытии

С,

200

КЛ:100У„)

Kv,

fп.

(8)

(100%)

Зависимость коэффыциентм пщопунтной способности, а значит тт коэффтциынтч со противления от степе ни от киыаия ктапан а может (зыть ли нейной или равнопронынтнай.

Находится дэыленче газа о конце ЭР, т.а эт входе КС, которое должно быза ртвно зтданному нк чальному давлению Ид, т.е. ныпчеыняется пронерка условия:

Р = D - АР = P

=| i + 1( K(i) л.р.Е(1) h(i]:

(9)

В случае если -Р=1Л, к п , то значении +к корректируется:

Политропный КПД вычисляется по функциональной зависимости п„(0 = ДО(0). Температура газа на выходе ЦК, К

л г d k = s .,[ I 8е ,

K(i-j1) ПО К

где 5ек — итеинциоонная приба-ка, -ек+менруется 5е = 0,001.

К

Далее расчет повторяе1ся, наоиная с формулы

(1).

I >

N1

О s

K о E н T ^ >0 z р

С К

» 2

33

Если условие Рн(1+1) = Рн(11 выполняется, тогда найденные значения 8к и Рн считаются определенными для заданного режима.

Аналогичным образом для других значений расхода газа при других оборотах находятся соответствующие 8к.

Выполняется построение характеристик сети — ЛР в виде зависимости 8к = /(0), которая совмещается с ГДХ ЦК для оценки положения рабочей точки.

На изменение температуры газа на входе ЦК влияет характер раб оты К С в режиме «кольцо»:

— режим частичной рециркуляции с добавлением к байпасируемому газу газа из газопровода (например, пуск 1-го ГПА в агрегатную ЛР, в то время как другие ГПА работают в режиме подачи газа в газопровод);

— режим полной рециркулкц ии (например, пуск 1-го ГПА в агрегатную ЛР, в то время как другие ГПА остатовлен ы).

Для режима частичной рециркуляции изменение температуры в ЛРза счет подогрева от перепускаемого газа

ТH(])QgKC + Тn)pQg.n)p QgKC + Qg .пер

(10)

,„ K%DH(r- Т0) ,

dT =--—-— dx - DtdP

Ge 0

или на элементарном уч астке -DyOon ровода

(11)

dT= KkDh(T dx =

GT„

T)-D) do.

' dx

(12)

К = (Г/а -I- Я К 1/а )- 1,

> газ из гр' '

где агаз, а, — к/аффириешы теплоотдачи соответственно от газа к стенке трубы и от наружной поверхности ебубопровода в окружающую среду, Вт/(м2 К) [1];

Я^ — теомичедкое сопротиклоние изоляции,

вт/( меке

Я = (П /2Н1 + 25 /РФ )о где 5 — толщина изо-

из у н ' у уз н' ^ из 1

ляции трубоаровода, ли; X — коэффициент тепло-провудности патевиала изолрции, 13т/(м•К).

Считаем, что киэКфициент тепкопередачи К = = Кср, изоба]еная теплоемкотть ср постоянны для втео ЛК /огда п/мьненик ткмеературы газа за счёт теплообмена с груттом иа ивастках ЛР

АТто = -ía1 (п

G • т„

(¿.-•L^ (13)

Как npíi]^]a;HO, линие рециркуляции состоит из агpeгатноо тинио (АА.) и цетовохо коллектора (Ц.К.), тогда:

а Кср • С • (Т(.) - Т0)

ттто = -^1 ]

G • т„

где Гн(,), ^ иКС. тд°„ — Темтеравсеы и расх°д

газа, соответственно поступающего из МГ и перепускаемого, К, млн м3/сут.

При пересиске тава иериз линию с краном № 6, его температет>а принимается равной температуре конца сжатия в ЦК Тпер = Тк, при перепуске газа через кран № 36 — ттмпе ратуре пи еле охлажде ния в АВО Т = и .

пер охл

Изменение температурв1 газа на входе ЦК на режиме полной рецрркилярии происходит за счет подогри ва от переи/экаттогт газа, теплообмена с окружающей гредой (грунтом) и расширением газа (эфф еке дрокса юирювен ия).

В результате решения определяется интенсивность роста темпе°атуок на агркгатной кольцевой линии, которая предсвавдает собой отношение прироста температуры н/ входр в ЦК АT к времени т, за которое ктеичесовг газаь нарсдощегося 1ь элементах ЛР, совершит оовндш кольяевои цикл АГ+н/тц.

Изменение темпетатуры в трубопроводе происходит за счет теплообмена с окружающей средой (грунтом) и расшщентем гаит (эффект дросселирования) и межет быть опргдтлено по уравнению

Измсиннит тб^роо^еэ^^т;^]:,!^^ гози зс! лчёт эффекте дроосртфованмя аа учзеекох .гг]тегатной линии (А.А;) и цеиовоэв ко;итектоов (цЛ. 1С.)

ОТ?], rDDi^KijQgl (14)

С =1

Дот ./ГО5, с остгярей из АЛ. l Ц .К.,

ОТ?р = Dt (/ОООозЦ.,)^-- к ООкк j ■ Сн

снижение тем^раткры raiTT в резpльтатe дрос-селиооваТит нт АОК, К:

сии о вtсеlя,6 яво,(Оо,, р етз гг 33сз,.в , (15)

е о]

с

где 3 се( с — поттрт давлеиия на у! астке, включающем АПК, эгретиную линзю в>ециркуеяции, цеховой кoллeктoя, утаебвку очистки газа, цеховой всасываю щит кго;(кек,^о):), а я;ре;1,а^о]^1>1]: всагывающий трубопровод.

Суммсагзное сниж^н:ие ^^мпературы в линии рециркуляции, К

о 0-( =ОГВР+ЛТто + от-.

(16)

Темпера^ра гази (Е1а ЦК после линии ре-

циркуляции, К

>т> _ >т> » т-'ОХЛ

Т H(i+1) = Т :(]) _ ОО mi) •

(17)

где K — кс^т6;;^ициe]E[т тeII0t.o]:[^]я6Г1t;(^l;и от газе в окружающую среду, Вт/(м2' 1ТТ T — ^^мпе^<гтууа газа в элементарном угастке тр;л^^ы Кл,°С; Г0 — температура окружающей среды, °С; Dн — наружный диаметр трутоибввода, м; ср — удельная иззбарная теплоемкость г от а, Дж е(сг • К); С — мал совый расход, кг/с; Dt — коэффици^нт .^ж^^.л^ — Томсона, К/МПа [1].

Коэффицие о^т теплопередача.

Приращение темп=ратур-i нн; входе в ЦК, К

ОТн Тн(]+1) Тн(]) '

Время цикла ре^ркуляции, сео;

Tц=Vг(ЛР) Pср/GГПА,

(18)

(19)

н(] + 1)

34

Исходные данные

Рим, Tail), QgKC,{QginA)

ЦЛР Т Q ,., +Т О

■"-V1' rp _ HZ-'gKC пер ^--g.пер

AJ1P

лг +6„

Задается Ь=/(05А«§

-'/.;,. = Д£?ю)

др =г

шми) 2

2

<l>~ ^'Р-ЧО

если f если

P jtP (0 p

определена р.т. на е* = f{Q, Поб)

AT0" = АТдг + AT™ + AT™

^ Un it) ffi CO

(" АР

"J> G.c, f; "

Д7=ДДР„(0 »Д

^»(1+1) = "«(О ~ ^Гад-

прирост А Гя+/х,

I >

N1

О s

K о E н T ^ >О

z р С К

» 2 si

Рис. 1. Блок-схема решения задачи совместной работы компрессора на линию рециркуляции Fig. 1. Flowchart for solving the problem of compressor co-operation on the recirculation line

где Vr{AP] — геометрический объём коммуникаций линии рециркуляции, м3; рср — средняя плотность газа в объёме коммуникаций АР, кг/м3; СГПА — массовая производительность ГПА, кг/с.

Прирост температуры в единицу времени: АГ+ /т .

н ц

Важным, для достоверной оценки положения рабочей точки на характеристиках ЦК, является необходимость их пересчета из представления — при заданном номинальном конечном давлении (рном _ cons^ г в другой вид — при заданном фактическом начальном давлении (Р = const).

Краткий алгоритм реализации разработанной методики представлен в виде блок-схемы на рис. 1.

С использованием разработанного алгоритма выполнен анализ нестабильности пусковых режимов на примере одной линейной КС системы магистральных газопроводов, в которой к существующим 4-м КУ, в данном случае газоперекачивающим агрегатам (ГПА), дополнительно установлены еще два ГПА. Расчётная схема существующей (до модернизации) агрегатной АР приведена на рис. 2. Поскольку точка врезки цехового коллектора агрегатной АР со всасывающим коллектором КС реализована на узле подключения к магистральному газопроводу, в том числе вследствие заниженного диаметра АР, она имеет повышенное гидравлическое сопротивление, что приводило при одновременной работе двух КУ на байпасной линии к аварийным остановам КУ и КЦ из-за срабатывания антипомпажной защиты.

Полученные результаты расчетов подтвердили данную проблему. На рис. 3 показаны результаты расчёта сопротивления ЛР с учётом только сопротивления АПК (без учёта ЛР), только с учётом сопротивления ЛР (без учёта АПК) и с учётом сопротивления АПК и ЛР. Сравнение с результатами расчёта сопротивления только лишь АПК при

■vim ир^гкн ЛР

Рис. 2. Расчетная схема существующей агрегатной линии рециркуляции: ЛР — линия рециркуляции; ПУ — пылеуловители; ФС — фильтр-сепараторы; ГПА — газоперекачивающие агрегаты (№ 1—6); Вс.К — всасывающий коллектор; Нагн.К — нагнетательный коллектор Fig. 2. Design diagram of the existing recirculation train: ЛР —recycle line; ПУ — dust collectors; ФС — filter separators; ГПА — gas-compressor units (№ 1—6);

Вс.К — suction collector; Нагн.К — discharge collector

ЧО

< <

Существующая агрегатная линия ре цирк} г;|:::,|

1,7 1,6 1.5 1,4 l,i 1,2 1.1 1,0

Агрегатная линия рециркуляции (1 ГПА пуск)

12(300 —

12000 --

/

0ВОО -

J2 ч'с - 'ío

1 /

$.100 ✓

/

-АПКП|И|%1 ñe\ ЛР

_ — ЛР(Ду2») «п АПК

- ЛР ШШ) с АПК (]№%)-2 ГПА на кольце

3,0 4,0 5,0 6,0 7.0 8,0 9,0 ¡0,0

Q£7 м :н м; ;лт

2.20 r2.D0

А

1 1.ВО

1

0

1 ео

р

2

1 1.40 р

' 1.20 1 00

-100% -so%

-40%

10000 MVi,

Рис. 4. Результаты расчёта пропускной способности антипомпажного клапана Fisher совместно с газодинамической характеристикой компрессора C402 по данным Solar Turbines при степени открытия 40 %, 50 %, 100 % Fig. 4. Fisher Anti-Surge Valve Capacity Calculation Results in Conjunction with Compressor Gas Dynamic Performance C402 according to Solar Turbines at an opening rate of 40 %, 50 %, 100 %

1,6

1,5

1,3

Рис. 3. Результаты расчета существующей агрегатной линии

рециркуляции с антипомпажным клапаном Fig. 3. Results of calculation of existing recirculation line with anti-surge valve

12600 -"12000 об/миь /

/ ' * ? * *

1 0800 _ / ✓ У Ч.

960 0 _ / * ✓ ✓ у /.•А

8400 /V ' / ✓ ' -Г /X

с ¡е-'

3,0 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 10,0 Qg, млн.м3/сут а)

Агрегатная линия рециркуляции (1 ГПА - пуск; 2 ГПА - останов)

12600 2000 об/мин / , /

/ // * r /

i )800 . / / / / ✓ ✓ f

9600 8400 / / / / ✓ ✓ ✓ ✓

f ✓ * У ✓

/ / -—yjg'

0 5 10 ¡5 20 25 30 Qe МЛН. CTM3/tyi

Рис. 5. Доля потерь давления в клапане от потерь давления

во всей агрегатной линии рециркуляции Fig. 5. Fraction of pressure losses in the valve due to pressure losses in the entire recirculation line

его открытии на 100 %, предоставленными фирмой Solar (поставщиком оборудования) и приведенными на рис. 4, показало практически точное совпадение с результатами расчётов по разработанному алгоритму. Ошибочные проектные решения, допущенные поставщиком оборудования, могут быть объяснены тем, что для большинства подобных объектов, как показывает опыт проектирования и реконструкции КС, сопротивление собственно АПК составляет около 75 — 80 % от сопротивления всей линии (рис. 5), включая АПК и сопротивление самой линии,

1,4

1,3 1,2 1Д

3,0 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 10,0 Qe, мпн.мУсут б)

Рис. 6. Результаты расчета вариантов модернизации агрегатной линии рециркуляции: а) для одного ГПА; б) для двух ГПА Fig. 6. Results of calculation of options for modernization of the recirculation line: a) for one GPU; b) for two GPU

не учитывают при выборе типоразмера АПК, что и произошло на данном объекте.

По результатам расчета видно, что существующая линия рециркуляции не удовлетворяет пропускной способности как при работе одного ГПА, тем более двух ГПА. При работе одного ГПА в ЛР скорости газа в ней превышают допустимые 50 м/с. При работе одновременно в режиме пуска двух ГПА (или 1 ГПА — пуск, 2 ГПА — останов) рабочие точки на ГДХ компрессора находятся вблизи границы помпажа (менее уставки в 10 %) при условии 100 % открытия АПК (рис. 3).

С использованием разработанной методики предложены варианты модернизации существующей ЛР с целью повышения её пропускной способности (рис. 6):

— уменьшение длины линии рециркуляции Ду 250 с переносом точки врезки на вход установки очистки газа;

— увеличение диаметра линии рециркуляции до Ду 300;

Рис. 7. Расчетная схема изменённой агрегатной линии рециркуляции: ЛР — линия рециркуляции; ПУ — пылеуловители; ФС — фильтр-сепараторы; ГПА — газоперекачивающие агрегаты (№ 1—6); Вс.К — всасывающий коллектор; Нагн.К — нагнетательный коллектор Fig. 7. Design diagram of the revised recirculation line: ЛР — recycle line; ПУ — dust collectors; ФС — filter separators; ГПА — gas-compressor units (№ 1—6); Вс.К — suction collector; Нагн.К — discharge collector

8,0 а)

Op млн.<ггм5/суг

ATOI

7,0 6,0 5,0 4,0 3,0 2,0 1,0 0,0

ra> k АТЕ(охл)

--- — „

** > s s

V N

■4

АТкл

1

1 = = : = = : : = * i --- « £ А1Д] )

4,0 6,0 8,0 2S> млн.ст.м3/суг

б)

Рис. 8. Изменение температуры газа в агрегатной линии рециркуляции за счет различных факторов при постоянных оборотах ротора 10800 об/мин: а) существующая ЛР; б) модернизированная ЛР Fig. 8. Change in gas temperature in the recirculation line due to various factors at constant rotor speeds of 10800 rpm: a) existing recycle line; b) modernized recycle line

I >

Si

О s

K о E н T i >0 z р а К

» 2 si

— уменьшение длины ЛР с увеличением диаметра до Ду 300;

— уменьшение длины ЛР с увеличением диаметра до Ду 400;

— уменьшение длины ЛР с увеличением диаметра до Ду 500.

По результатам анализа вариантов модернизации принято решение по увеличению ее диаметра с Ду 250 до Ду 400 и переносом точки врезки на вход установки очистки, в результате чего её протяжённость сократилась в 7 раз (рис. 7).

С другой стороны, сокращение протяженности агрегатной ЛР приводит к снижению интенсивности охлаждения газа на участке от АПК № 6р до всасывающего патрубка ЦК, по сравнению с существующей конфигурацией ЛР, за счет уменьшения теплообмена с грунтом (ДТТО) и эффекта дросселирования (ДТ). Таким образом, общий эффект охлаждения газа в модернизированной ЛР (ДТЕТО) практически обеспечивается только за счёт дросселирования в антипомпажном клапане (ДТ ). Кроме того, сокращение времени цикла рециркуляции газа (хч) приводит к более интенсивному росту температуры на всасывании в компрессор (ДТн+), т.е. возникает дополнительная нестабильность в режиме работы компрессора. Особенно это неблагоприятно для процесса испытаний по снятию ГДХ ЦК.

Расчеты по представленному алгоритму выполнялись с учетом работы на ЛР одного ГПА (режим «кольцо»), при трех ГПА, работающих в режиме «магистраль», т.е. подачи газа в систему газопроводов.

Результаты расчёта снижения температуры газа в существующей и модернизированной ЛР за счет различных факторов при постоянных оборотах ротора 10800 об/мин показаны на рис. 8.

9,0 10,0_11,0 Qy, млн. ст.мУсуг

а)

AT,

4,5

4,0

2,0 1,5 1.0 0,5 0,0

OXJI' ДТЕ(охл) -

J-' - ДТкл

a s i5 о у

iS о тг К

о о „ -» я о

г- » ) о о

о с о <N

V© j АТдр

= =»= = _ — —* — — — —• — Z Z Z * ---- ^ ДТто

7,0 8,0 9,0 10,0 11,0 Qp млн.ст.м3/суг б)

Рис. 9. Изменение температуры газа в агрегатной линии рециркуляции за счет различных факторов при переменных оборотах ротора и открытом на 100 % АПК: а) существующая длинная ЛР; б) модернизированная короткая ЛР

Fig. 9. Change in gas temperature in the recirculation line due to various factors at variable rotor speeds and open by 100 % anti-surge valve а) existing long recirculation line; б) upgraded short recirculation line

Тц, С 220

200

180

160

140

120

100

80

60

40

ек

Cynji СТВуЮЕ л 1ая дли р иная

Модер низиро ванная

ко роткая J IP

- - - --- ---

4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 Qg> млн.ст.м3/суг а)

ЛТ„+/т,г

одо 0,08 0,06 0,04 0,02 0,00

пц, ек

Модерь кор изиров откая J анная [Р *

** у **

✓ * Cyi цеству! ощая

д винная ЛР

—-

4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 Qs, МЛН.СТ.М3/суг б)

10 30 50 70 90 110 130 150 170 г, сек в)

160 140 120 100 80 60 40 20

;ек

Сущ ствующа}

В ДЛ1 нная ЛР

ю о s S в

о <N о о is о в .2 в в

_ __ "tf-00 о о ю о о о ю о

Mofiepi ~ -в- _ шзирован ная о о о

KOJ откая ЛР ■ —

7,0

8,0

9,0

10,0 11,0 Q,,, млн.ст.м3/сут

г)

10,0 д)

АТ„

25,0

20,0

15,0

10,0

5,0

0,0

л -( —г 'У1 /lot (ее (ер гву 1ИЗ ЮП] ирс ая >ва ДЛ ша 1НИ я к ая ор< ЛР TKi я IP у

S

✓ S ✓ s 2,С MJ IH.1 л3/с ух

У *

У 2,0 7,: м IH. ч3/с ух

* 7,3 млн.м3/сут

—F^H-i I'^f—1

10 30 50 70 90 110 130 150 170 г, сек е)

Рис. 10. Результаты условно динамического расчёта существующей и модернизированной линии рециркуляции: а), г) время цикла рециркуляции; б), д) интенсивность роста температуры на входе в ЦК в единицу времени; в), е) приращение температуры на входе в ЦК в зависимости от времени работы на ЛР; а), б), в) при постоянном числе оборотов ротора 10800 об/мин; г), д), е) при переменных оборотах ротора и открытом на 100 % АПК Fig. 10. Results of conditionally dynamic calculation of the existing and upgraded recirculation line: а), г) recirculation cycle time; б), д) the rate of temperature rise at the compressor inlet per unit time; в), е) increase in compressor inlet temperature depending on the operating time of the recirculation line; а), б), в) at constant number of rotor revolutions 10800 rpm; г), д), е) at variable rotor RPM and open by 100 % anti-surge valve

На рис. 9 показаны результаты расчёта изменения температуры газа в существующей и модернизированной ЛР для различных чисел оборотов ротора ЦБК от 7200 об/мин до 12000 об/мин при полностью открытом АПК.

На рис. 10а, б, в показаны результаты условно динамического расчёта существующей и модернизированной линии рециркуляции при постоянном числе оборотов ротора 10800 об/мин, а на рис. 10г, д, е — при переменных оборотах ротора от 7200 об/мин до 12000 об/мин и открытом на 100 % АПК. Вычисляемыми параметрами условно динамическо-

го расчёта на рис. 10 являлись: а), г) время цикла рециркуляции; б), д) интенсивность роста температуры на входе в ЦК в единицу времени ДТн+/тц; в), е) приращение температуры на входе в ЦК в зависимости от времени работы на ЛР.

Как видно, интенсивность роста температуры в линии рециркуляции после ее модернизации увеличится в 3 — 4 раза по сравнению с ее существующей конфигурацией. Происходит это главным образом из-за снижения эффекта дросселирования за счёт увеличения диаметра и сокращения длины.

Заключение

Таким образом, при выполнении проектировочных или поверочных расчётов агрегатных и цеховых линий рециркуляции необходимо, кроме сопротивления регулирующего или антипомпажного клапана, учитывать сопротивление всей линии рециркуляции с учётом тепловых режимов.

Выполнение условно динамического (квазидинамического) расчёта ЛР позволит определять интенсивность роста температуры на входе в ЦК за время его работы в агрегатную ЛР, что необходимо учитывать, особенно при проведении эксплуатационных испытаний, обработке результатов испытаний при построении интегральных газодинамических характеристик.

Список источников

1. СТО Газпром 2-3.5-051-2006. Нормы технологического проектирования магистральных газопроводов. Введ. 2006 — 07-03. Москва: ООО ИРЦ Газпром, 2005. 198 с.

2. СТО Газпром 2-4.1-212-2008. Общие технические требования к трубопроводной арматуре, поставляемой на объекты ОАО «Газпром». Введ. 2008-06-14. Москва: ООО ИРЦ Газпром, 2008. 86 с.

3. Рекомендации по повышению виброустойчивости технологических трубопроводов при проектировании и реконструкции КЦ КС. Москва: ООО ВНИИГАЗ, 2002. 29 с.

4. Гузельбаев Я. З. Некоторые особенности динамических свойств центробежных компрессоров и сети // Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования: тр. 14-го Междунар. симп. Санкт-Петербург, 2008. С. 191-196.

5. Щуровский В. А. Особенности статической и динамической работоспособности ЦБК и газотранспортной сети // Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования: тр. 18-го Междунар. симп. Санкт-Петербург, 2013. С. 53-58.

6. Акимов В. И., Бакиев Т. А., Скрынников С. В. [и др.]. Обеспечение виброустойчивости технологических трубопроводов пускового контура КС // Газовая промышленность. 2015. № 8 (726). С. 56-59. EDN: UZMVAB.

7. Лапицкий А. Е., Козаченко Л. И., Королев А. А. Особенности заводских (стендовых) и эксплуатационных испытаний центробежных газовых компрессоров // Компрессорная техника и пневматика. 2015. № 6. С. 10-17. EDN: OHMUFL.

8. Филькин Н. Ю., Ваняшов А. Д., Крупников А. В. Анализ режимов работы и выбор типоразмера цехового регулирующего клапана технологической обвязки компрессорных станций // Динамика систем, механизмов и машин. Омск, 10-12 ноября 2009 г. В 5 кн. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2009. Кн. 2. С. 158-162. ISBN 978-5-8149-0766-0.

9. Филькин Н. Ю., Ваняшов А. Д. Выбор типоразмера агрегатного и цехового регулирующих клапанов газоперекачивающих компрессорных станций на основе технико-эко-

номических и гидравлических расчетов // Вакуумная, компрессорная техника и пневмоагрегаты: сб. тр. 3-й Всерос. молодежной науч.-практ. конф., Москва, 01 июня 2021 г. Москва: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2010. С. 123-128. ISBN 978-5-900025-53-7.

10. Филькин Н. Ю., Юша В. Л., Ваняшов А. Д. Оценка влияния конфигурации локальных участков трубопроводной обвязки компрессорных установок на их теплонапряженное состояние // Тр. 15-й Междунар. науч.-техн. конф. по компрессорной технике. Казань, 19-20 июля 2011 г. В 2 т. Казань: Слово, 2011. Т. 2. С. 21-28.

11. Amin A. A., Maqsood M. T., Mahmood-Ul-Hasan K. Surge protection of centrifugal compressors using advanced antisurge control system // Measurement and Control. 2021. Vol. 54. P. 1-16. DOI: 10.1177/0020294020983372.

12. Amin A. A., Mahmood-Ul-Hasan K. Advanced anti-surge control algorithm for turbine driven centrifugal compressors // Science International (Lahore). 2015. Vol. 27 (3). P. 1845-1854.

13. Wolfswinkel van O., Smeulers J. P. M. Evaluation of Anti-Surge Control Concepts during ESD Simulation of dynamic process behaviour with PULSIM // Engineering. 2002. P. 1-6. URL: https://folk.ntnu.no/skoge/prost/proceedings/escape12/ CD_ESCAPE12_with_supplementary_proceedings/escape/C11. pdf (дата обращения: 11.12.2023).

14. Belardini E., Tapinassi L., Rubino D. T. Modeling of pressure dynamics during surge and ESD // 3rd Middle East Turbomachinery Symposium (METS III). Doha, 2015. P. 1-13. URL: https://core.ac.uk/download/pdf/187123742.pdf (дата обращения: 11.12.2023).

15. Morini M., Pinelli M., Venturini M. Development of a One-Dimensional Modular Dynamic Model for the Simulation of Surge in Compression Systems // Journal of Turbomachinery. 2007. Vol. 129 (3). P. 437-447. DOI: 10.1115/1.2447757.

ВАНЯШОВ Александр Дмитриевич, кандидат технических наук, доцент (Россия), доцент кафедры «Холодильная и компрессорная техника и технология» Омского государственного технического университета, г. Омск; начальник отдела по проектированию компрессорных станций ОАО «Сибнеф-тетранспроект», г. Омск. SPIN-код: 1103-5921 AuthorID (РИНЦ): 285096 AuthorID (SCOPUS): 8300390600 Адрес для переписки: adv@omgtu.ru

Для цитирования

Ваняшов А. Д. Условно динамический анализ работы центробежного компрессора в агрегатную линию рециркуляции // Омский научный вестник. Сер. Авиационно-ракетное и энергетическое машиностроение. 2024. Т. 8, № 1. С. 32-41. DOI: 10.25206/2588-0373-2024-8-1-32-41.

Статья поступила в редакцию 26.01.2024 г. © А. Д. Ваняшов

UDC 621.515+621.6.078

DOI: 10.25206/2588-0373-2024-8-1-32-41

EDN: TDUJME

CONDITIONALLY DYNAMIC ANALYSIS OF THE CENTRIFUGAL COMPRESSOR OPERATION IN THE AGGREGATE RECIRCULATION LINE

A. D. Vanyashov

Omsk State Technical University, Russia, Omsk, Mira Ave., 11, 644050

The procedure for conditionally dynamic (quasi-dynamic) hydraulic and thermal calculation of recirculation lines of compressor stations has been developed. As an example, the solution to the problem of reconstruction of the linear compressor station of the main gas pipeline is considered. Using the developed methodology, options for upgrading the existing recirculation line in order to increase its throughput are proposed. The gas temperature change in the recirculation line is analyzed due to various factors (heat exchange with soil, throttling) at the starting modes of constant and variable rotations of the compressor rotor. The analysis of the change in the recirculation cycle time and the rate of temperature growth at the compressor inlet per unit time is performed.

Keywords: anti-surge valve, gas dynamic characteristic, gas compressor unit, recirculation line, compressor station, compressor unit, centrifugal compressor.

References

1. STO Gazprom 2-3.5-051-2006. Normy tekhnologicheskogo proyektirovaniya magistral'nykh gazoprovodov [Standards for technological design of main gas pipelines]. Moscow, 2005. 198 p. (In Russ.).

2. STO Gazprom 2-4.1-212-2008. Obshchiye tekhnicheskiye trebovaniya k truboprovodnoy armature, postavlyayemoy na ob"yekty OAO «Gazprom» [General technical requirements for pipeline fittings supplied to the facilities of OJSC «Gazprom»]. Moscow, 2008. 86 p. (In Russ.).

3. Rekomendatsii po povysheniyu vibroustoychivosti tekhnologicheskikh truboprovodov pri proyektirovanii i rekonstruktsii KTs KS [Recommendations for increasing the vibration resistance of process pipelines during the design and reconstruction of Compressor shop Compressor station]. Moscow, 2002. 29 p. (In Russ.).

4. Guzel'bayev Ya. Z. Nekotoryye osobennosti dinamicheskikh svoystv tsentrobezhnykh kompressorov i seti [Some features of the dynamic properties of centrifugal compressors and networks] // Potrebiteli-proizvoditeli kompressorov i kompressornogo oborudovaniya. Consumers-Manufacturers of Compressors and Compressor Equipment. Saint Petersburg, 2008. P. 191 —196. (In Russ.).

5. Shchurovskiy V. A. Osobennosti staticheskoy i dinamicheskoy rabotosposobnosti TsBK i gazotransportnoy seti [Features of static and dynamic performance of the pulp and paper mill and gas transportation network] // Potrebiteli-proizvoditeli kompressorov i kompressornogo oborudovaniya. Consumers-Manufacturers of Compressors and Compressor Equipment. Saint Petersburg, 2013. P. 53-58. (In Russ.).

6. Akimov V. I., Bakiyev T. A., Skrynnikov S. V. [et al.]. Obespecheniye vibroustoychivosti tekhnologicheskikh truboprovodov puskovogo kontura KS [Ensuring vibration resistance of process pipelines of the Compressor station starting circuit] // Gazovaya promyshlennost'. GAS Industry of Russia. 2015. No. 8 (726). P. 56-59. EDN: UZMVAB. (In Russ.).

7. Lapitskiy A. E., Kozachenko L. I., Korolev A. A. Osobennosti zavodskikh (stendovykh) i ekspluatatsionnykh ispytaniy

tsentrobezhnykh gazovykh kompressorov [Features factory (poster) and operational tests of centrifugal gas compressors] // Kompressornaya tekhnika i pnevmatika. Compressor Technology and Pneumatics. 2015. No. 6. P. 10-17. EDN: OHMUFL. (In Russ.).

8. Fil'kin N. Yu., Vanyashov A. D., Krupnikov A. V. Analiz rezhimov raboty i vybor tiporazmera tsekhovogo reguliruyushchego klapana tekhnologicheskoy obvyazki kompressornykh stantsiy [Analysis of operating modes and selection of standard size of a shop control valve for the process piping of compressor stations] // Dinamika sistem, mekhanizmov i mashin. Dynamics of Systems, Mechanisms and Machines. In 5 bks. Omsk, 2009. Bk. 2. P. 158162. ISBN 978-5-8149-0766-0. (In Russ.).

9. Fil'kin N. Yu., Vanyashov A. D. Vybor tiporazmera agregatnogo i tsekhovogo reguliruyushchikh klapanov gazoperekachivayushchikh kompressornykh stantsiy na osnove tekhniko-ekonomicheskikh i gidravlicheskikh raschetov [Selection of standard size of unit and shop control valves of gas pumping compressor stations based on technical, economic and hydraulic calculations] // Vakuumnaya, kompressornaya tekhnika i pnevmoagregaty. Vacuum, Compressor Technology and Pneumatic Units. Moscow, 2010. P. 123-128. ISBN 978-5-900025-53-7. (In Russ.).

10. Fil'kin N. Yu., Yusha V. L., Vanyashov A. D. Otsenka vliyaniya konfiguratsii lokal'nykh uchastkov truboprovodnoy obvyazki kompressornykh ustanovok na ikh teplonapryazhennoye sostoyaniye [Assessment of the influence of the configuration of local sections of piping of compressor units on their thermally stressed state] // Trudy 15-y Mezhdunar. nauch.-tekhn. konf. po kompressornoy tekhnike. Proceedings of the 15th Int. Scientific-Technical Conf. on Compressor Technology. In 2 vols. Kazan, 2011. Vol. 2. P. 21-28. (In Russ.).

11. Amin A. A., Maqsood M. T., Mahmood-Ul-Hasan K. Surge protection of centrifugal compressors using advanced antisurge control system // Measurement and Control. 2021. Vol. 54. P. 1-16. DOI: 10.1177/0020294020983372. (In Engl.).

12. Amin A. A., Mahmood-Ul-Hasan K. Advanced anti-surge control algorithm for turbine driven centrifugal compressors // Science International (Lahore). 2015. Vol. 27 (3). P. 1845-1854. (In Engl.).

13. Wolfswinkel van O., Smeulers J. P. M. Evaluation of Anti-Surge Control Concepts during ESD Simulation of dynamic process behaviour with PULSIM // Engineering. 2002. P. 1—6. URL: https://folk.ntnu.no/skoge/prost/proceedings/escape12/ CD_ESCAPE12_with_supplementary_proceedings/escape/C 11. pdf (accessed: 11.12.2023). (In Engl.).

14. Belardini E., Tapinassi L., Rubino D. T. Modeling of pressure dynamics during surge and ESD // 3rd Middle East Turbomachinery Symposium (METS III). Doha, 2015. P. 1 — 13. (In Engl.).

15. Morini M., Pinelli M., Venturini M. Development of a One-Dimensional Modular Dynamic Model for the Simulation of Surge in Compression Systems // Journal of Turbomachinery. 2007. Vol. 129 (3). P. 437-447. DOI: 10.1115/1.2447757. URL: https://core.ac.uk/download/pdf/187123742.pdf (accessed: 11.12. 2023). (In Engl.).

Professor of Refrigeration and Compressor Equipment and Technology Department, Omsk State Technical University, Omsk; Head of Compressor Station Design Department, OJSC «Sibneftetransproyekt», Omsk. SPIN-code: 1103-5921 AuthorID (RSCI): 285096 AuthorID (SCOPUS): 8300390600 Correspondence address: adv@omgtu.ru

For citations

Vanyashov A. D. Conditionally dynamic analysis of the centrifugal compressor operation in the aggregate recirculation line // Omsk Scientific Bulletin. Series Aviation-Rocket and Power Engineering. 2024. Vol. 8, no. 1. P. 32-41. DOI: 10.25206/25880373-2024-8-1-32-41.

I >

Si

O s g o E h

>0 o K

VANYASHOV Aleksandr Dmitriyevich, Candidate Received January 26, 2024.

of Technical Sciences, Associate Professor, Associate © A. D. Vanyashov

o s

si