Корж В.В. Эксплуатация и ремонт оборудования насосных и компрессорных станций

Подождите немного. Документ загружается.

3.1.2.2 Гидравлический расчет вертикального масляного пылеуловителя

Потери давления в пылеуловителе, вызванные местными сопротивле-

ниями h, кг/м

h = hi+h

h: h- h

где hi - потери при внезапном расширении газа на входе, кг/м

;

h2 - потери при внезапном сужении газа на входе в контактные

трубки, кг/м;

- потери в контактных трубках, кг/м ;

- потери при внезапном расширении газа на выходе из контакт-

ных трубок, кг/м;

- потери в жалюзийном сепараторе, кг/м;

- потери на выходе газа из пылеуловителя при внезапном суже-

нии, кг/м

Потери при внезапном расширении и сужении газа к

кг/м

K-i^,

2-g

где Е, - коэффициент местных сопротивлений;

W - скорость газа на данном участке, м/с;

g -ускорение свободного падения, м/с.

Скорости при внезапном расширении газа на входе в пылеуловитель W

м/с, и при внезапном сужении при входе в контактные трубки W

, м/с, равны и

определяются по формуле:

где d

- диаметр подводящего патрубка, м.

Потери в контактных трубках h

, кг/м

где X - коэффициент гидравлического сопротивления;

- приведенная скорость жидкости, м/с;

L - длина трубок, м;

- плотность жидкости в рабочих условиях, кг/ст. м

Потери в жалюзийном сепараторе /г^, кг/м

161

где £5 - коэффициент сопротивления в жалюзийном сепараторе, оп-

ределяемый в зависимости от числа Рейнольдса;

ai - скорость набегания газа на элементы жалюзийного сепара-

тора, м/с,

Fa - коэффициент живого сечения сепаратора

———,

где а - ширина между жалюзи, м;

д - толщина листа жалюзи, м;

т - гидравлический радиус жалюзийного сепаратора, м:

т =—,

где F - площадь живого сечения сепаратора, м

F = H-a,

где Н - высота жалюзийного сепаратора, м.

Число Рейнольдса Re

Re = ^,

jUgFa

где d

- эквивалентный диаметр жалюзийного сепаратора, м

4т,

где ju - коэффициент динамической вязкости газа, Па-с.

3.1.2.3 Пример расчёта вертикального масляного пылеуловителя

Рассчитать пылеуловитель при следующих заданных условиях:

- суточная производительность газопровода Q = 12,7 млн м

/ сут;

- давление газа на приеме КС р

ра

б = 4 МПа;

- температура газа на входе в КС Т

ра

б = 288 К;

- плотность газа р = 0,672 кг/м

;

- давление при стандартных условиях р

сх

= 0,1033 МПа;

- температура при стандартных условиях Т

сх

= 293 К;

- коэффициент сжимаемости z = 0,89.

Секундный расход газа при заданных условиях q

, м

/с

QPcJ

ae 12,7-10

-0,1033-288

а = = = 3,73 м/с.

•

3600

•

раб

ст

•

3600 -4-293

162

В зависимости от давления газа в пылеуловителе принимаем по табли-

це 14 допустимые скорости в контактных трубках Wb свободном сечении W

набегания на жалюзи W

Таблица 13

Допустимые скорости в пылеуловителе

Давление газа

раб

МПа

Допустимая скорость, м/с

Давление газа

раб

МПа

в контактных

трубках Wk

в свободном

сечении W0

набегания

на жалюзи Wi

1 3,35 1,12 0,65

2 2,35 0,79 0,45

3 1,95 0,65 0,37

4 1,68 0,56 0,34

1,5

0,5 0,28

6 1,38 0,46 0,26

7 1,27 0,43 0,24

* Допустимые скорости рассчитаны при Т = 293 К и z = 1.

Общая потребная площадь группы пылеуловителей для очистки принято-

го количества газа F, м

F = q

/ Wo,

F = 3,73 / 0,48 = 7,77 м

Число пылеуловителей п, шт.

N = F//

где f„ - площадь поперечного сечения одного пылеуловителя, м

В случае получения дробного числа п округляем в большую сторону до

целого числа п.

К расчету принимаем пылеуловители диаметром dj = 1400, d

= 1600,

ёз = 2400 мм и получаем

1= 7,77 /1,535 = 5,1;

о2

= 7,77 /2,04 = 3,8;

о3

= 7,77/4,52 =1,7.

Округляя, получаем nj = 6, п

= 4, п

= 2.

Затраты металла по каждому варианту G

Gi = gi -п

где g

- масса i-ro пылеуловителя, т.

163

Принимая g; = 12,2 т, g

= 15,9 т, g

= 30 т, получим

Gi= 12,2

•

6 = 73,2т;

= 15,9-4 = 63,6 т;

= 30

•

2 = 60 т.

По затраченному металлу наиболее целесообразным будет вариант с пы-

леуловителями d = 2400 мм.

Действительная газовая нагрузка на один пылеуловитель q

, м

/с

= q

/n;

= 3,73/2 = 1,87 м

/с.

При отключении одного пылеуловителя нагрузка на другой q'

= 3,73 м/с,

что составит 200%, т. е. увеличение на 100% при допускаемом 33%.

Следующим типом по минимальному расходу металла будет d = 1600 мм.

В этом случае

= 3,73 / 4 =0,93 м

/с;

' = 3,73 /3 = 1,24 м

/с.

т. е. перегрузка составит 33%.

Проверим действительную скорость газа в контактных трубках м/с

= q

где - суммарная площадь поперечного сечения контактных трубок, м

Y f

(п d\ )п

= (3,14

•

0,089

4) •

57 = 0,3

;

где dk - диаметр контактных трубок, мм,

= 89 мм;

= 0,93 /0,35 = 2,66 м/с.

Проверим действительную скорость газа в осадительной секции W

, м/с

= q

где f

- площадь свободного поперечного сечения осадительной

секции, м

f ~f ~ '

где

суммарная площадь, занимаемая дренажными трубками в

осадительной секции, мм

£/

= (ж1

/4)п

= (3,14

•

0,089

/ 4)

•

9 = 0,05 м

;

/о = 2,04-0,05 = 1,99 мм

= 0,93 /1,99 = 0,47 м/с,

Так как действительные скорости в контактных трубках и осадительной

сеуции в пределах допустимых, то пылеуловитель выбран правильно.

128

3.1.3 Определение технического состояния нагнетателя

Расход газа через ЦБН известен. Оценка технического состояния ЦБН

(его газового тракта) проводится путем сравнения эксплуатационного значения

политропического КПД с его эталонным значением на подобном режиме т.е.

(Qi

)

= const.

Объемный приведенный к оборотам расход (Qi

)

J&pJv

H0M

/n,

где А

- коэффициент пропорциональности дается в зависимости от ти-

па ЦБН;

Ар

- перепад давлений на измерительном устройстве (тарированный

патрубок, либо конфузор, либо что-то другое), Па;

- плотность газа на входе в ЦБН, кг/м

;

ом ~ номинальное значение частоты вращения, об/мин;

п - замеренное значение частоты вращения, об/мин.

Далее определяется коэффициент технического состояния Кц\

V = V„o

1Г

1 поп, 1) •

Отклонение от единицы свидетельствует об ухудшении в процессе экс-

плуатации характеристики ЦБН, за счет увеличения внутренних потерь (подре-

зы лопаток, износ колеса и др.).

Эксплуатационная мощность ГТУ определяется на основе замера пара-

метров перекачиваемого газа ЦБН.

Внутренняя мощность ЦБН N

eu3M

, Вт

N =N.

AN ,

еизм г мех'

где Ni - мощность, определяемая по измеренным параметрам

природного газа до и после ЦБН (температура и давление

на входе нагнетателя pi

, ti

, Р

2н

, t2

), Вт:;

где К/К-1 - коэффициент, определяемый по таблице 4 по значениям

приведенным в зависимости от:

- от средней температуры газа в ЦБН 1

фн

= (ti +12) /2;

- от относительной плотности газа по воздуху, определен-

ной в химической лаборатории Д

= р

га

за/Рвоз

;

К - коэффициент адиабаты природного газа, определяется из

таблицы 4;

165

- коэффициент сжимаемости природного газа, принимается

по расчетным данным характеристик ЦБН из ТУ агрегата;

R - газовая постоянная, принимается по расчетным характери-

стикам ЦБН (ТУ или ИЭ);

- расход перекачиваемого природного газа, определяемый

специальными измерениями ( по тарированным конфузорам,

измерительными шайбами, измерительными соплами), м

/с;

ЛЫ

мех

- механические потери в подшипниках ЦБН, определяются

при проектировании агрегата, Вт.

Таблица 14

Значения расчетных коэффициентов для различного состава газа

tecp,°C

Дв

tecp,°C 0,55 0,575 0,600 0,625 0,650 0,675 tecp,°C

0,85...

0,75

0 4,12 4,19 4,26 4,33 4,39 4,45

10 4,16 4,23 4,29 4,35 4,42 4,48

20 4,20 4,26 4,33 4,39 4,45 4,51

30 4,24 4,30 4,37 4,43 4,50 4,55

40 4,27 4,34 4,42 4,48 4,55 4,60

50 4,30 4,38 4,46 4,53 4,61 4,66

60 4,35 4,42 4,50 4,57 4,65 4,73

tecp,°C

3,75...

0,65

0 4,28 4,36 4,43 4,51 4,58 4,65

10 4,30 4,37 4,44 4,52 4,59 4,67

20 4,32 4,40 4,45 4,53 4,60 4,69

30 4,35 4,42 4,49 4,57 4,64 4,71

40 4,37 4,45 4,53 4,60 4,68 4,75

60 4,39 4,48 4,56 4,64 4,72 4,80

Далее определяется степень сжатия в ЦБН п

Pln±Pa.

Pin + Pa

По измерениям на агрегате определяется относительная частота вращения

п. Затем по расчетной характеристике ЦБН, представленной на рисунке 37, оп-

ределяют зону расположения r/„

OI1

, К/К - 1, и уточненное значение r/„

OI1

_К-\ lgg

К "lg (T

166

Рис. 37. Расчетная характеристика нагнетателя Н-1676-1,37

Данный метод распространяется на любые типы агрегатов и обладает

наибольшей точностью.

3.1.4 Расчёт торцевого уплотнения

Считается, что поверхность трения вращающегося и неподвижного ко-

лей установлена строго перпендикулярно и концентрично к оси вращения

вала, и что эти поверхности абсолютно плоские. Наличие в зазоре пары тре-

ния уплотняемой жидкости, находящейся под действием перепада давления

(Р - Р

) (где -;-), приводит к возникновению расклинивающей силы R, дей-

ствующей на аксиально-подвижную втулку.

Эпюра распределения давления в щели имеет вид трапеции: падение давле-

ния происходит по линейному закону. Тогда среднее давление в щели определяется

как полусумма рабочего давления и давление на выходе из щели Рср, Па

Р+Р

Р =

•

где Р - рабочее давление, Па;

- давление на выходе из щели, Па, как правило, барометрическое

^ = 0;

128

Заметим что, определение среднего давления в щели между контакти-

рующими кольцами по данной формуле вносит некоторую ошибку.

В центробежных насосах для нефтепродуктов диаметры рабочих колес ко-

леблются от 50 до 150 мм, а ширина контактной поверхности b составляет при-

мерно 5 мм. Ошибка составляет 1,4... 3,8%, чем практически можно пренебречь.

Расклинивающая сила R, Н

Для реальных пар трения кривые изменения давления по длине щели ха-

рактеризуются степенными законами. На характер эпюры давления оказывает

влияние вязкость жидкости. Удельное давление в паре трения одинарного тор-

цового уплотнения определяют из баланса сил, действующих в торцовом уп-

лотнении. На аксиально-подвижную пару действуют:

- сила гидростатического давления G уплотняемой жидкости, действую-

щая на неуравновешенную площадь втулки/ м

128

Иногда принимают Р"

уд

, считая, что усилие пружины уравновешивается

силой трения. Тогда окончательно удельное давление в паре трения Р'

уд

, Па

Р'

уд

=(к

-0,5)-Р,

где к

- коэффициент разгрузки:

к -L

Коэффициент разгрузки оказывает влияние на конструкцию торцового

уплотнения. При к

> 1 торцовое уплотнение считают неразгруженным, а при

< 1 - разгруженным.

При монтаже уплотнения с вращающимся аксиально-подвижным коль-

цом па валу постоянного диаметра из-за необходимости обеспечивать зазоры

между валом и превращающейся втулкой всегда имеемся условие, когда /> F,

то есть к

> 1.

Разгруженное уплотнение с вращающимся аксиально-подвижным коль-

цом монтируют на ступенчатом валу или на гильзе, с помощью которой обес-

печивается необходимая разность диаметров.

Для установки неразгруженного уплотнения (к

= 1) с вращающимся ак-

сиально-подвижным кольцом также нужен ступенчатый вал. Но, поскольку в

разгруженном уплотнении с таким же ступенчатым валом удельное давление на

контактные поверхности рабочих колец меньше, это уплотнение применяют

чаще, чем уплотнение, у которого к

= 1. При монтаже уплотнения с внешним

нагружением и невращаюгцимся аксиально-подвижным кольцом на валу посто-

янного диаметра любой коэффициент разгрузки может быть получен при изме-

нении размера d

Уплотнения, имеющие к

> 1, используют при легких рабочих условиях -

при низких давлениях уплотняемой жидкости. При повышенных давлениях

жидкости применяют разгруженные уплотнения, имеющие к

< 1.

В практике наиболее распространены значения коэффициента к

от 0,56

(для разгруженных уплотнений) до 1,2 (для неразгруженных).

Уплотнения с коэффициентом к

= 0,5 называется полностью разгружен-

ным, так как для них

= 0.

При дальнейшем снижении коэффициента разгрузки (к

<0,5) расклини-

вающая сила оказывается преобладающей и стремится отжать аксиально-

подвижное кольцо, что приводит к нарушению герметичности в паре трения. В

разгруженных торцовых уплотнениях нефтяных центробежных насосов реко-

мендуется удельное давление в паре трения принимать в пределах 5... 7 кгс/см

при давлениях уплотняемой жидкости 25... 30 кгс/см

128

При конструировании уплотнении и их расчете существенное значение

имеет выбор поверхности трения, то есть ширины b уплотнительных поясков

рабочих колец. С уменьшением значения b снижается выделение тепла. В то же

время утечка через уплотнение практически не зависит от радиальной ширины

уплотнительной поверхности колец. Применяемые на практике значения шири-

ны кольца b находятся в пределах 2... 10 мм, а для нефтяных насосов с диамет-

ром валов от 40 мм до 100 мм - 3,5...6 мм.

3.1.4.1 Пример расчета торцового уплотнения

Частота вращения вала п = 2950об/мин, диаметр вала - 115 мм, диаметр

гильзы с расточкой под торцовое уплотнение - 125 мм. Конструктивные разме-

ры рабочих колец: dj = 151 мм; d

= 142 мм; d

= 146мм.

Поверхность трения F, см

~(d*-d

3 14 ,

- (151 —142 ) = 20,1 см .

Неуравновешенная площадь аксиально-подвижного кольца, по которому

осуществляется гидравлический прижим/ см

/ = ~{dl~dly,

/ = Ml. (151

-146

) = 11,66 ом

Коэффициент разгрузки к

= 0,56.

Для равномерного распределения давление трущихся поверхностей реко-

мендуется устанавливать по периметру не менее шести пружин. Принимаем

шесть пружин, равномерно распределенных по окружности.

При максимальном сжатии каждая пружина создает усилие 10 кгс. Удель-

ное давление от усилий всех пружин при максимальном их сжатии без учета

сил трения Р

^, кгс/см

П m-S-T

у" р '

где т - количество пружин, т = 6;

S - сила сжатия одной пружины, кгс, S

10 кгс,

Т - сила трения, кгс, Т = 0 кгс;

128