Technical and economical risk aspects of centrifugal compressor modernization

Wstęp

W piśmiennictwie przedmiotu znajdujemy wiele publikacji dotyczących techniki modernizacji sprężarek przepływowych. Przesłankami do przeprowadzania modernizacji tych maszyn są efekty zarówno natury ekonomicznej, jak też i czysto technicznej (por. [5], [9]).

Zasadniczo rozróżniamy dwa rodzaje modernizacji sprężarek: tzw. revamp (inaczej rerate) oraz upgrade (por. [5], [11]). To nazewnictwo nie dotyczy jedynie sprężarek, ale jest też stosowane do innych maszyn i instalacji, zwłaszcza w branży chemicznej. W ramach niniejszej publikacji zajmiemy się modernizacjami typu revamp, polegającymi na wymianie części układu przepływowego sprężarki, czego skutkiem jest zmiana jej punktu pracy (zmianie podlegać mogą: spręż, przepływ, parametry ssania, skład gazu (por. [9]).

Osnową artykułu są wybrane procesy modernizacji sprężarek promieniowych, pracujących w chemii, energetyce i górnictwie. Omówione zostały poszczególne fazy modernizacji oraz związane z nimi elementy ryzyka. W artykule wykorzystano przeszło czterdziestoletnie doświadczenia IMP PŁ w dziedzinie revampu maszyn przepływowych.

Sformułowanie obszarów ryzyka dla procesu modernizacji sprężarek promieniowych

Modernizację sprężarki uznajemy za udaną, jeżeli: 

  • Maszyna osiągnie kontraktowe parametry pracy (ciśnienie tłoczenia, przepływ, pobór mocy) w ramach założonej tolerancji.
  • Dynamika agregatu (sprężarka + przekładnia – o ile istnieje + napęd – turbina lub silnik) spełnia wymogi odpowiednich norm (API bądź ISO). 
  • Sprężarkę uruchomiono bez opóźnień – w zakładanym terminie.
  • Trwałość maszyny okaże się wystarczająca (w zależności od warunków kontraktu).

Przeszło czterdziestoletnie doświadczenie autorów w dziedzinie modernizacji sprężarek promieniowych procesowych pozwoliły na sformułowanie obszarów ryzyka związanych z procesem modernizacji (por. monografia [5] i praca [11]): 

  • Ryzyko związane z formułowaniem parametrów modernizacyjnych. 
  • Problemy natury logistycznej. 
  • Ryzyko związane z dokładnością obliczeń 1D oraz 3D (kody CFD). 
  • Zagadnienia technologiczne, wytrzymałościowe oraz dynamiczne. 
  • Ryzyko związane z wiarygodnością badań odbiorczych.

Ryzyko związane z formułowaniem parametrów modernizacyjnych

Przykład modernizacji sprężarki powietrznej

Obiektem modernizacji były cztery sprężarki promieniowe sześciostopniowe, których przekrój podłużny pokazano na rys. 1.

Strumień objętości oryginalnej sprężarki w punkcie nominalnym wynosił V˙ N =16500 Nm3/h, a ciśnienie tłoczenia pz 0,785 MPa. Sprężarka regulowana jest klapą dławiącą na ssaniu. Podstawowym celem modernizacji było zwiększenie ciśnienia tłoczenia do p’z = 0,84 MPa (z tolerancją +5%). Ponadto postawiono warunek, że dla nowego punktu nominalnego strumień objętości nie może być mniejszy od (V˙ ‘ N)min = 15000 Nm3/h.

Na rysunku 2 zestawiono parametry projektowe oraz modernizacyjne sprężarki.

Oprócz wymaganego punktu pracy zmodernizowanej sprężarki (punkt „M”) ustanowiono dodatkowy punkt pracy („D”), odpowiadający temperaturze czynnika t’A = 35°C, podczas gdy temperatura czynnika w punkcie „M” ma wynosić 20°C. Dla punktu „D” strumień objętości nie może być mniejszy niż (V˙ ‘ N)min = 13500 Nm3/h, dla tego samego ciśnienia tłoczenia 0,84 MPa. Dodatkowo ustanowiono maksymalne pobory mocy dla punktów „M” i „D”, z tolerancją +7%.

Analiza modernizacyjnych parametrów pracy pozwala na wyciągnięcie wniosku, że spełnienie wymagań co do punktu „D” jest obarczone bardzo dużym ryzykiem niespełnienia parametrów punktu A. Co prawda izentropowy przyrost entalpii dla punktu „D” jest tylko o 5% większy niż dla punktu „M”, ale osiągnięcie strumienia objętości równego co najmniej 13500 Nm3/h wymaga przewymiarowania sprężarki w punkcie „M”. Temperatura na ssaniu narzucona przez zleceniodawcę równa tA 35° (308 K) odpowiada przecież warunkom tropikalnym, a te pomimo zmian klimatu jeszcze w Polsce nie występują.

Przykład modernizacji dwu sprężarek amoniaku

Na rysunku 3 przedstawiono przekrój podłużny zmodernizowanej sprężarki amoniaku produkcji firmy GHH. Sprężarka ta jest maszyną ośmiostopniową, a jej układ przepływowy składa się z trzech sekcji – maszyna ma króciec ssawny główny i dwa króćce dodatkowe (ang. „sidestreams”).

Podstawowym celem modernizacji było zmniejszenie sprężu z P = 5,85 do P’ = 4,33 przy strumieniu masy amoniaku zwiększonym z 4,55 do 5,89 kg/s. Modernizacja polegała na wymianie wirnika (nowe koło wirnikowe o zwiększonej szerokości i innych kątach łopatek, wykonane w technologii lutowania). Sprężarka osiągnęła zakładane parametry modernizacyjne. Jednak sukces modernizacji okazał się ograniczony. W drugiej linii technologicznej (linie A i B) przeprowadzono modernizację bliźniaczej maszyny dla innych parametrów pracy. W wyniku tego powstały problemy ze współpracą obu maszyn – jako zasadę należy przyjąć, że dwie współpracujące sprężarki powinny mieć taki sam przebieg charakterystyki.

Przyczyną tego stanu rzeczy jest niedostateczna współpraca trzech stron uczestniczących w modernizacji – użytkownika sprężarki, realizatora modernizacji i projektanta. Ta współpraca przebiegała według schematu pokazanego na rys. 4. Elementy ryzyka natury logistycznej
Ponieważ w Polsce nie ma obecnie
żadnego zakładu produkującego sprężarki
przepływowe (pomijamy tu Zakłady Cegielskiego
w Poznaniu wytwarzające jednostopniowe
dmuchawy promieniowe), to proces
ich modernizacji jest wykonywany na
drodze kooperacji. Wymaga to bardzo ścisłej
kooperacji pomiędzy podmiotami zaangażowanymi
w modernizację.
Ryzyko natury logistycznej wynika
głównie z:
1. Konieczności wczesnego zamawiania
odkuwek na koła wirnikowe i wały.
2. Konieczności precyzyjnego ustalenia
terminu lutowania kół wirnikowych
(o ile stosujemy tę technologię),
ponieważ obecnie tę operację technologiczną
przeprowadza się za
granicą.
3. Konieczności odwirowania poszczególnych
kół wirnikowych.
4. Konieczności kilkukrotnego przeprowadzenia
wyważania między-operacyjnego
– wyważamy wirnik po założeniu
kolejnego koła wirnikowego. Dodatkowym problemem może być
demontaż i powtórny montaż sprężarki,
o ile nie przeprowadzają go dysponujące
dużym doświadczeniem służby remontowe
użytkownika.

Fig. 1
Longitudinal cross-section of the compressor modernized in [7]
Fig. 2
Comparison of the compressor’s operation points before (P) and after (M and D) modernization, [7, 8]
Fig. 3
Longitudinal cross-section of the modernized GHH’s ammonia compressor [5]
Fig. 4
Scheme of the cooperation between parties during modernization

Elementy ryzyka natury logistycznej

Ponieważ w Polsce nie ma obecnie żadnego zakładu produkującego sprężarki przepływowe (pomijamy tu Zakłady Cegielskiego w Poznaniu wytwarzające jednostopniowe dmuchawy promieniowe), to proces ich modernizacji jest wykonywany na drodze kooperacji. Wymaga to bardzo ścisłej kooperacji pomiędzy podmiotami zaangażowanymi w modernizację.

Ryzyko natury logistycznej wynika głównie z:

1. Konieczności wczesnego zamawiania odkuwek na koła wirnikowe i wały.

2. Konieczności precyzyjnego ustalenia terminu lutowania kół wirnikowych (o ile stosujemy tę technologię), ponieważ obecnie tę operację technologiczną przeprowadza się za granicą.

3. Konieczności odwirowania poszczególnych kół wirnikowych.

4. Konieczności kilkukrotnego przeprowadzenia wyważania między-operacyjnego – wyważamy wirnik po założeniu kolejnego koła wirnikowego.

Dodatkowym problemem może być demontaż i powtórny montaż sprężarki, o ile nie przeprowadzają go dysponujące dużym doświadczeniem służby remontowe użytkownika.

Ryzyko natury aerodynamicznej

Standardowa procedura projektowa stosowana przez autorów artykułu obejmuje:

a. obliczenia odtworzeniowe procesu sprężania w istniejącej sprężarce (obliczenia 1D),

b. obliczenia jednowymiarowe (1D) kilku wariantów nowego układu łopatkowego,

c. weryfikację numeryczną (3D) wybranych rozwiązań.

Podstawowym problemem obliczeń 1D jest duża niepewność określania sprawności stopni. Przykładowo, na rys. 5 przedstawiono wg Luedtkego [9] pasmo sprawności politropowych stopni w funkcji wskaźnika przepływu F.

Rysunek 5 został opracowany na podstawie długoletnich badań wielu stopni sprężarkowych. Widzimy, że pasmo niepewności wynosi od 3 do 4%. Jest to wartość bardzo duża, a w dodatku dotyczy stopni zoptymalizowanych. W przypadku modernizacji, nie zawsze z powodu ograniczeń geometrycznych, możemy uzyskać sprawności takie, jak na wykresie. Stąd wynika waga obliczeń CFD umożliwiających weryfikację pól przepływu pod kątem oderwań i w pewnym stopniu umożliwiają ocenę poziomu strat w stopniach (por. Casey [1]). Jednak nie zawsze obliczenia CFD przynoszą wiarygodne wyniki.

Na rysunku 6 przedstawiono porównanie obliczeń CFD z wynikami eksperymentu dla stopnia sprężającego o małym współczynniku przepływu F (tzw. „low flow coefficient stage”).

Widzimy, że dla punktu projektowego (F ≅ 0,0125) osiągnięto dość dobrą zgodność, jeżeli chodzi o spręż. Natomiast różnica w sprawności wynosi ponad 5 punktów procentowych, a więc jest to ta sama dokładność jak w obliczeniach 1D.

Główną przyczyną tego stanu są trudności ze sformułowaniem warunków brzegowych. Dotyczy to szczególnie nowoczesnych stopni 3D (por. rys. 3) – czyli stopni o dużym współczynniku przepływu F. Na rysunku 7 przedstawiono część wlotową sprężarki propylenu: u góry – w wersji oryginalnej, u dołu – w wersji zmodernizowanej. Sprężarka zmodernizowana ma inne parametry na ssaniu, a ponadto tylko jeden czynny króciec boczny (sidestream).

Na rysunku 8 widzimy zmianę stanu w sprężarce propylenu we współrzędnych entalpia – entropia. Naniesiono przemiany dla warunku optymistycznego, pesymistycznego oraz warunki ruchu testowego.

Ruch testowy wykazał, że sprawność pierwszego stopnia sprężarki (koło typu 3D, optymalizowane numerycznie) jest bardzo niska, co rzutuje na sprawność całej maszyny. Przyczyną jest błędne ustanowienie warunków brzegowych – rzeczywiste profile prędkości nie odpowiadają założonym. Aby uniknąć tego problemu, producenci sprężarek przeprowadzają badanie wlotów na specjalnych stanowiskach, tak jak to pokazano na rys. 9.

Ponieważ w Polsce modernizacje sprężarek są przedsięwzięciami jednostkowymi, ich budżet nie pozwala na przeprowadzenie badań eksperymentalnych. Stosowane przez autorów analizy numeryczne wlotów (por. [7]) tylko w pewnym stopniu pozwalają na zmniejszenie poziomu ryzyka.

Rys. 8
Zmiana stanu w zmodernizowanej sprężarce propylenu (Graczykowski M., Kryłłowicz W., [2])
Fig. 8
Enthalpy-entropy graph of compression process in the propylene compressor [2]
Fig. 5
Range of polytropic efficiencies of typical centrifugal impellers with respect to design flow coefficient [9]
Fig. 6
Comparison between CFD-computed (– – – –) and experimentally measured (–––––) performance maps of the centrifugal compressor stage [4]
Fig. 7
Longitudinal section of the propylene compressor: upper image – conventional, lower image – modernized [2]
Fig. 9
Multistage experimental test-rig of a centrifugal compressor [10]

Ryzyko związane z zagadnieniami technologicznymi

Pod pojęciem ryzyka technologicznego rozumiemy dwa zagadnienia: 

  • wpływ zmienionej technologii procesu na pracę zmodernizowanej sprężarki, 
  • wpływ technologii wykonania (zwłaszcza dotyczy kół wirnikowych) na pracę zmodernizowanej sprężarki.

W ramach niniejszego artykułu poruszono jedynie pierwszy problem.

Modernizacja typu revamp oznacza zmianę parametrów sprężarki, ale też i zmianę technologii procesu. Niekiedy powoduje to nieprzewidziane trudności eksploatacyjne. Na rysunku 10 przedstawiono układ przepływowy dwustopniowej sprężarki gazu sodowego – bezpośrednio po modernizacji oraz po 1400-u godzinach eksploatacji. Zmiana technologii procesu spowodowała bardzo silne zabrudzenie układu przepływowego, czego efektem była zmiana charakterystyki sprężarki – tak jak to pokazano na rys. 11.

Należy sądzić, że w tym przypadku dalsza eksploatacja sprężarki jest niemożliwa – konieczne jest otwarcie kadłuba i ręczne usunięcie osadów

Lokalne uwarunkowania technologiczne są niejednokrotnie przyczyną poważnych problemów związanych z interpretacją wyników badań odbiorczych. Norma ISO 5389 (rys. 12) wymaga określonej lokalizacji przyrządów pomiarowych. Jeżeli nie spełnimy tych warunków to wzrasta niepewność pomiarów odbiorczych, a ponadto w razie sporu prawnego brak jest technicznego punktu odniesienia.

Rys.12
Rozmieszczenie oprzyrządowania pomiarowego w króćcach ssącym i tłocznym jednokadłubowej sprężarki bez chłodzenia międzystopniowego wg normy ISO 5389
Fig. 12
Locations of control measurement equipment at the inlet and outlet flanges of the singlehaul centrifugal compressor without intermediate cooling
Fig. 10
Flowpath of the soda-gas compressor after modernization (upper image) and after 1400 hours of operation (lower image) [3]
Fig. 11
Alterations in the soda-gas compressor’s performance map after 1400 hours of operation [3]

Podsumowanie

Pomimo dość wysokiego poziomu ryzyka, modernizacje sprężarek promieniowych są przedsięwzięciami opłacalnymi (por. Luedtke [9]). W tabeli poniżej zestawiono rozkład kosztów modernizacji, przyjmując jako 100% koszt kupna i zabudowy całego agregatu sprężającego. Istnieją jednak istotne przeciwwskazania jeżeli chodzi o przeprowadzenie modernizacji. Są nimi: 

  • zły stan fundamentów agregatu (rozumianego jako zespół sprężarka – przekładnia – napęd), 
  • zły stan kadłuba sprężarki.

Na rysunku 13 przedstawiono przykładowo widok dolnej połówki kadłuba sprężarki promieniowej gazu sodowego. Sprężarka ta pracuje w systemie sprężania mokrego. W tym przypadku brak należytego chłodzenia, spowodowanego niesprawnością układu wtrysku, był przyczyną przegrzania i pęknięcia kadłuba. Efektem tego była totalna awaria zmodernizowanej sprężarki.

Fig. 13
View of the lower part of the soda-gas compressor after the casing-fracture failure [3]
Table T-1
Distribution of compressor modernization costs (according to Kryłłowicz [5])

R E F E R E N C E S

[1] Casey M.V., Dalbert P., Roth P., 1990, The Use of 3D Viscous Flow Calculations in the Design and Analysis of Industrial Centrifugal Compressors, ASME Paper 90-GT-2

[2] Graczykowski M., Kryłłowicz W., Kozanecki Z., Magiera R., 2002, Revamp of a Large- Scale Propylene Refrigerating Compressor, ZN PŁ, seria CMP, Z. 122, str. 336-346, Łódź

[3] Kryłłowicz W., Klonowicz W., Matyjewski M., Kaszak A., 2007, Wet & dry compression of soda gas: comparison of the industrial turbocompressor performances, 7-th European Conference on Turbomachinery, Athens, pp. 553- 563

[4] Kryłłowicz W., Kozanecki Z., Kabałyk K., Lodz University of Technology, Institute of Turbomachinery, Lodz, Świder P., Kozanecki Z. (Jr), Neo-Tec Sp. z .O.O., Plock, Poland, 2017, Technical and Aerodynamical Aspects a High Pressure Synthesis Gas Turbocompressor Modernization, Proceedings of 12th European Conference on Turbomachinery Fluid dynamics and Thermodynamics ETC12, Paper ID: ETC2017-171, Stockholm, Sweden

[5] Kryłłowicz W., 2013, Teoria I praktyka modernizacji sprężarek promieniowych (Theory and Praxis of Centrifugal Compressors Modernization), Wydawnictwo Politechniki Łódzkiej

[6] Kryłłowicz W., Olczyk W. W., Fijałkowski T., 2010, Wybrane aspekty metrologiczne ruchów testowych sprężarek przepływowych, Politechnika Łódzka, Instytut Maszyn Przepływowych, PAK vol.56, nr 1/2010

[7] Kryłłowicz W. i Zespół, Projekt modernizacji oraz obliczenia sprężarki 6RMY56 w PGE Bełchatów, 2018, Politechnika Łódzka, Instytut Maszyn Przepływowych

[8] Olędzki M., Błaszczyk A., 2018, O modernizacji sprężarki w Elektrowni Bełchatów, Energetyka Cieplna i Zawodowa, 6/2018, str. 62-71

[9] Lűdtke C., 1995, Rerate of Centrifugal Compressors – an Alternative for Production Increase and Efficiency Improvement, wyd. własne firmy Babcock – Borsig Berlin, a także ZN PŁ, seria CMP, Z. 108, str. 239-251

[10] Sorokes J. M., Koch J. M., 1995, The Use of Single and Multi-Stage Test Vehicles in the Development of Dresser-Rand DATUM Compressor, Dresser-Rand Technology Journal, Volume 2, pp. 133-146

[11] Świder P., Kozanecki Z., Graczykowski M., Kryłłowicz W., 2015, Technical Aspects of a large size industrial process turbocompressor revamp, Open Engineering, vol. 5, no. 1, 438- 446

[12] API Standard 617, Axial and Centrifugal Compressors and Expander-compressors for Petroleum, Chemical and Gas Industry Services, (2002), American Petroleum Institute

[13] PN-EN ISO 10439: Przemysł naftowy, chemiczny i gazowniczy – sprężarki wirowe, Polski Komitet Normalizacyjny, listopad 2003

[14] ISO Std 5389: Turbocompressors. Performance test Codes (1992)