分析和解决由于组分变化引起的喘振及能耗问题

　　1概述裂解气压缩机是乙烯装置的核心设备，兰州石化240 k t/a乙烯装置，现有两台离心式裂解气压缩机分别为101 J和GB 201，其中101 J/JT为高、低压两缸，五段压缩，蒸汽透平为抽汽凝汽式，其型号为3MCL606 2BCL459和EHNK32 /36，处理气量33 t/h，压缩机功率为4 490 kW，汽轮机的额定功率5 186 kW.裂解气压缩机，主蒸汽是10. 00 MPa（102 kg /cm 2 A）的高压蒸汽，抽出的是1. 63 MPa（16. 6 kg /cm 2 A）的中压蒸汽，冷凝汽压力0. 01 MPa（0. 107 kg /cm 2 A）。由于生产原料和工艺条件的改变等原因，过去的2年间压缩机经常处于喘振工况下工作，装置老化机组的能耗更是居高不下，为解决上述问题本文从原理出发结合实际经验，找到解决问题的办法。

　　2理论分析在喘振工况中的运用2008年元月中旬裂解气压缩机101 J发生了严重的喘振现象，采取开启防喘振阀、降低出口压力、增加入口流量多种调节措施无效后，曾多次被迫停车。后来经过理论分析，采取合理的方法调整了相应的操作参数后成功地解决了严重的喘振问题，从而避免了裂解气压缩机解体大检修。

　　2. 1离心式压缩机性能曲线在分析喘振过程中的运用裂解气压缩机101 J将来自裂解水急冷塔（107 E）顶的裂解气（温度39. 9！，压力0. 037 M Pa），从0. 037 M Pa增压到3. 67 MPa左右送到后序工艺干燥分离。2008年元月中旬101 J发生了严重的喘振现象，经过多次调节后情况并没有发生明显好转，分析发现五段出口压力不稳定，一段入口压力偏高，一段入口流量反而偏小（气体组分变轻引起的）。

　　为了使压缩进入稳定工况，根据离心式压缩机性能变化曲线吸入压力性能曲线，当压缩机一段吸入压力高时，可调节压缩机转速，使压缩机的性能曲线上移，使吸入压力和转速性能曲线相匹配，压缩机的工作点落在喘振曲线右侧。转速提高到7 700多转，但是吸入量依然偏低只好降低裂解气量退出一台裂解炉，四台裂解炉投油后压缩机暂时处于稳定的工况，但是负荷提不起来，当五台裂解炉投油时压缩机又马上进入喘振工况。此时怀疑压缩机体内部流道阻塞引起喘振，或段间冷却器阻塞，或段间气液分离罐泡沫网阻塞，但通过检修、检查等手段又排除了工艺流道结焦的可能。另外根据理论当压缩机各级压缩比变化时，也可能引起压缩机内部气流紊乱，造成喘振和能耗高的现象。在相同进气量下，高转速的进口气流角小于转速时的进口气流角，即高转速时正冲角大于低转速时的正冲角，所以高转速时叶道内容易发生旋转分离以至喘振，高转速时喘振流量要比低转速时大。

　　2. 2利用理论分析解决喘振问题由于裂解原料轻质化与设计发生了变化，甲烷和乙烯的组分增加了，长期以来与设计入口气体分子量相比实际裂解气分子量偏小，经过对压缩机稳定工况和喘振工况的各项数据分析，对喘振工况和正常工况下各取了3组中间数据进行了细致的对比，发现裂解气中轻组分有所增加，怀疑压缩机入口分子量变小了。

　　对比可知喘振工况下裂解气分子量确实变小了，根据多变压缩功的公式可知气体的分子量对所需压缩功有很大影响，同一台压缩机分别压缩两种不同气体，如果机器转速相同，那么机器所提供的多变压缩过程有效功h pol基本相同，大压缩比却不相同，气体常数R = 8 315（1）式中气体的分子量。

　　1 + h po l RT j（2）如果进气温度T j不变，在相同容积流量Q j下，压缩重气体所得的比较大；压缩轻气体所得的比较小。分子量大的气体压力比曲线在上方，分子量小的气体在下方。

　　压缩机性能曲线和管网曲线的交点即压缩机的工作点当压缩机入口裂解气的组分变轻时，每一级的压缩比都发生变化，压缩比降低，喘振边界线与水平轴的角度就变小。当压缩机转速没有变化，喘振点向右移动即喘振流量变大，压缩机处于不稳定区或已经处于喘振工况了。经过以上分析要使压缩机处于稳定工况就必须增加裂解气重组分的比例，降低裂解深度。于是采取了五台裂解炉同时降低5裂解温度，当裂解气压缩机负荷提高到入口流量40 t/h时，与预期的一样压缩机没有发生喘振，此时压缩机已经处于稳定的工作工况中了。

　　3理论分析在机组节能降耗中的运用裂解气压缩机组是乙烯行业里除裂解炉外的耗能*多的设备，所以在机组平稳运行中，优化裂解气压缩机组的操作，对降低整个乙烯装置的能耗有着重要的意义。

　　3. 1喘振工况时变转数调节更节能转速调节其压力和流量的变化都很大，从而显著扩大稳定工况区，且并不引起其他附加损失，因而变转速调节使其运行效率较高。当离心式压缩机的转速由n转变为n时，其流量Q、压缩比和功率N等性能参数的具体变化规律可用下列公式表示：Q = Q n（3）N = N（n）3（4）降低负荷时为了防止压缩机进入喘振工况，过去常采用开启防喘振阀，来增大入口流量，有时返回流量过大引起一段入口吸入压力偏高，还要提高汽轮机的转速增大吸入量的办法。这就浪费了返回气体的压缩机所做的功，增加了裂解气压缩机的能耗。

　　运用上述原理在低负荷时可降低汽轮机转速使其远离喘振工况，表3是四台裂解炉投油时，防喘振阀全关闭时压缩机在平稳工况下的数据，和以前）相比压缩机的转速降低了400 r/m in左右。

　　2009年3月6日的平均转速n= 7 226 r/m in；2008年元月中旬的平均转速n= 7 662 r/m in.

　　2009年3月6日的平均流量Q= 33 t/h；2008年元月中旬的平均流量Q = 35 t/h.

　　把上述计算出的平均流量代入公式3得：Q = Q n = 35（7 226 7 662）= 33. 008 5 33 t/h由以上结果可知由公式3计算出的数据和实际操作而得到数据是一致的。

　　由此根据公式4可计算出变转速调节和流量返回调节的功率的关系。

　　N = N（n）3 = N（7 226 7 662）3 0. 839N可见变转速调节是非常省功的，可明显降低机组的能耗，所以今后在压缩机低负荷喘振时优先考虑变转速调节，若降低转速无效后再考虑开启防喘振阀等调节手段。

　　3. 2减少分离装置轻组分返回可提高压缩机效率根据离心式压缩机气体压缩功的理论和多变压缩功的公式可知气体的分子量和多变压缩功成反比，假设要求压力比相同，被压缩的气体常数R越大即气体的分子量越小，则单位质量的压缩工也就越大< 5>.因此要尽量减少分离返回101 J的量，自2009年2月25日以来分离装置的不凝气开始返回到另外一台裂解气压缩GB 201，结果101 J的转速下降了150 200 r/m in，所以101 J的功率明显下降，效率也有所提高，以前高负荷（六台裂解炉投油）时高压蒸汽不足的状况也得到解决。

　　根据公式4可近似计算出有、无返回压缩机轴功率的比例值（不考虑因裂解气分子量变化引起的其他参数的变化）。

　　N = N（n）3 = N（7 647 7 506）3 1. 057 4N N为没有分离装置返回时的轴功率，N为分离不凝气返回101 J的情况。

　　可见分离轻组分返回101 J后，使101 J压缩机的轴功率增加了5. 74%.现在分离装置的不凝气返回到GB 201，使得GB 201的转速提高了50 r/m in，GB 201转速7 200 r/m in，大约使得GB 201的轴功率增加0. 75% . 4 490 kW（101 J的额定功率）5. 74% = 257. 726 kW（压缩机的实际轴功率计算复杂，高负荷时压缩机的功率与额定功率接近，这里就以额定功率作为对比）。

　　2009年3月11日裂解炉投了9. 5 t/h的乙烷，裂解气的组分变轻，压缩机101 J的转数增加到7 629 r/m in、入口裂解气34 t/h、五段出口压力3. 54 M Pa、流量27 t/h，压缩机的轴功率也增加了几乎接近表4中2009年2月27日高负荷时的功率，这就进一步验证了上述观点的正确性。

　　4结束语由于实际生产情况、裂解气的组分和蒸汽系统的变化，随着生产负荷各种工艺技术参数都在一定范围内变化着，上述具体数据可能随着工艺参数的改变而不同，要做到具体问题具体分析，切不可只注重结论数据不考虑前提条件。本文重点介绍运用理论分析，从原理出发思考解决由于实际生产情况和裂解气的组分变化引起的压缩机喘振和能耗增加的问题。