螺桿壓縮機組管道應力和撬體結構設計分析

劉 勇，徐向陽，姚 俊，肖 強，楊 金，盧福志

（1.中國石油集團濟柴動力有限公司成都壓縮機分公司，四川成都610100；2.中加壓縮機撬及管道工程公司，卡爾加里加拿大）

1 引言

螺桿壓縮機因其可靠性高、動力平衡好以及適應性強等特點，目前在包括天然氣等多個領域，得到了越來越廣泛的應用。與之相應的，如何更加合理地設計螺桿式壓縮機組，提高其使用壽命和安全性也顯得越來越重要。一般來說，對螺桿壓縮機組的成撬設計，考慮機組管道系統的柔性和熱應力是其中一個重要的部分。只有通過進行管道柔性和熱應力分析，才能確定最合適的管道布置和支撐設計，同時提供管道在撬邊交接點的力和力矩值，以實現與撬外管道的安全連接。管道布置柔性不好或熱應力過大，嚴重時會損壞管道支撐，同時還會導致容器、設備管嘴連接部位變形過大甚至破壞管嘴連接。此外，壓縮機撬體結構設計也是保證機組安全運行的重要部分。即使管道柔性和熱應力設計合理，如果壓縮機組底撬結構設計不合理，同樣會引起底撬梁的過度變形和破壞，降低機組的運行可靠性和使用壽命。因此，管道柔性、熱應力以及底撬結構設計分析是螺桿式壓縮機組成撬設計中不可或缺的一個關鍵環節。

管道柔性和熱應力分析包括計算和檢查管道在自重、風載荷、地震載荷、運行溫度和壓力等載荷作用下的應力和變形，計算和檢查壓縮機和容器在運行條件下的管嘴載荷，優化管道和支撐設計以滿足ASME B31.3對管道應力的要求，提供管道在撬邊交接點的載荷以及為底撬結構設計提供支撐載荷。

壓縮機撬體結構分析包括撬體在自重、活載、風載荷、地震載荷及運行載荷作用下的結構強度和結構梁變形分析，以滿足AISC 360相關標準要求。

本文以某雙螺桿壓縮機組（1級壓縮、電動機驅動、轉速1120~2980 r/min）為例，說明在螺桿壓縮機組成撬設計中，如何進行管道柔性和熱應力分析以及撬體結構分析，以滿足相關規范要求。

2 機組管道的柔性和熱應力分析

2.1 管道柔性和熱應力分析方法

根據ASME B31.3標準，機組管道柔性和熱應力分析的基本要求包括：（1）計算管道的應力以滿足標準要求；（2）計算管道對管道支撐的作用力，為管道支撐的設計提供依據；（3）計算管道對相連設備的管口載荷以滿足相應規范要求；（4）計算管道位移，以防止管道碰撞或管道支架脫空。

管道柔性和熱應力分析是用有限元方法進行的，其中管道、彎頭、三通和變徑管等都用對應的有限元單元來模擬，機身和支撐用梁單元來模擬，連接和固定部分用相應的約束點來模擬。系統模型建立完成后，對模型施加邊界條件和相應的作用力，然后應用有限元法計算每個單元的位移、應力以及相應的管口載荷、約束反力等并與相關標準進行對照。本文的管道柔性和熱應力分析是使用Bentley AutoPIPE軟件進行的。

2.2 載荷設置

管道柔性和熱應力分析的載荷是按照ASME B31.3要求，根據壓縮機組的運行工況確定。一般包括：（1）持續載荷，即管道和流體自重、儀表閥門重量等載荷；（2）壓力載荷，即最大工作壓力載荷；（3）溫度載荷，即由最低工作溫度或最低環境溫度到最高工作溫度之間因熱脹冷縮所引起的載荷；（4）偶然載荷，即雪載、風載和地震等偶然載荷。針對壓縮機組的具體情況，溫度載荷是影響機組安全運行、需要考慮的重點。

2.3 系統模型

在壓縮機組的仿真模型基礎上，施加管道柔性和熱應力分析的載荷組合，即可形成管道柔性和熱應力分析模型。圖1顯示了該模型中機組的最大運行壓力，圖2顯示了該模型中機組的最高工作溫度。

2.4 管道應力分析結果和討論

圖3顯示了管道布置和支撐優化后的應力分析結果。從圖中可以看出，系統最大標準應力滿足ASME B31.3標準要求。

表1顯示了壓縮機管嘴載荷滿足API 619標準要求。通過進行柔性和熱應力分析，還校核了冷卻器管嘴載荷、容器管嘴載荷等，同時提供機組在撬邊管道交接點的力和力矩值以及管道和容器支撐點的作用反力和反力矩等，以作為后續設計的邊界條件，為全部系統的安全設計提供技術依據。

圖1 機組的最大運行壓力

圖2 機組的最高工作溫度

圖3 系統標準應力

圖4 撬體結構的三維有限元模型

3 機組運行時底撬結構分析

3.1 機組運行時底撬結構分析的有限元模型

使用Bentley Staad Pro軟件建立的雙螺桿壓縮機組有限元模型如圖4所示。在有限元分析模型中，撬體各主要部件和設備的密度是根據撬體重量清單計算得到的等效值。

表1 壓縮機管嘴載荷校核

3.2 結構分析載荷設置及載荷組合

撬體在運行過程中包括如下載荷：（1）自重載荷，分析中使用的自重載荷為撬體重量加上自重的10%作為連接件等的重量；（2）活載荷，根據業界常規，活載荷假設為2.4 kPa；（3）管道載荷，管道載荷由上一章管道柔性和應力分析得到；（4）風載荷，風載荷由式WL=CfqCeCgA給出，其中q是風壓，A是縱向迎風面積，Ce是暴露系數，Cf是陣風因子，Cg是外壓系數；（5）地震載荷，分析中計算得到等效地震載荷為自重的0.107倍。由于地理位置的關系，本文沒有考慮雪載荷。

撬體結構在運行條件下的極限狀態，包括Ultimate Limit States（ULS）和Serviceability Limit States（SLS）。

圖5 運行條件下底撬梁結構應力

圖6 運行條件下底撬梁結構變形

3.3 撬體結構應力和位移分析結果

運行條件下撬體結構的分析結果表明最大應力比為0.18，小于極限值1.0，如圖5所示；底撬結構梁最大變形為2.7 mm，小于允許變形值，如圖6所示。壓縮機撬體結構的應力及變形均滿足AISC 360鋼結構設計規范要求。

4 結論

在螺桿壓縮機組成撬設計中，需要進行ASME B31.3管道熱應力和柔性分析，以發現管道和支撐的不合理設計并加以解決，同時需要對底撬進行結構分析，從而達到提高機組運行的可靠性和延長機組運行時間的目的。本文以某螺桿壓縮機組為例，說明如何進行管道應力和底撬結構分析，使機組系統同時滿足ASME B31.3管道柔性和熱應力以及AISC 360結構分析要求，從而保證機組安全運行，為螺桿壓縮機組的成撬設計和安全使用提供了技術參考依據。