Оборудование нефтеперекачивающей станции
Оборудование
Нефтеперекачивающая станция является основным элементом магистрального нефтепровода и представляет собой комплекс сооружений и оборудования для приема, накопления и перекачки нефти по магистральному нефтепроводу. Продукция подразделяется по назначению на виды с емкостью и НПС без емкости.
Оборудование
- насосов с магистральными и подпорными агрегатами,
- системы фильтров,
- резервуарных парков,
- систем водо- и теплоснабжения,
- систем пожаротушения, электроснабжения, автоматики, телемеханики, связи,
- узлов учета,
- печи, где производится подогрев нефти,
- технологических трубопроводов,
- различных производительно-бытовых зданий и сооружений.
Магистральные центробежные насосы – мощные энергоемкие машины, поэтому эффективная экономичная эксплуатация их – весьма важная задача обслуживающего персонала. Необходимо также поддерживать высокую надежность этих машин, что значительно снижает расходы на ремонт и эксплуатацию.
Экономичность работы насосного оборудования определяется значением КПД в процессе эксплуатации. В связи с этим при эксплуатации необходимо осуществлять анализ фактических напорных и энергетических характеристик насосов и разрабатывать мероприятия по их улучшению.
Проведенные промышленные испытания и опыт эксплуатации магистральных насосов показывают, что эти насосы не уступают лучшим зарубежным образцам. Однако фактические показатели работы насосных агрегатов при перекачке нефтей показывают, что КПД их в среднем ниже на 6 %, а развиваемый напор — на 9… 10 % по сравнению с паспортными.
Это снижение приводит к значительному экономическому ущербу. Для иллюстрации приведем пример: определим ущерб от снижения КПД насоса НМ 10000-210 по сравнению с паспортом на 5 % в оптимальном режиме при перекачке нефти с плотностью 860 кг/м3. В указанном режиме КПД насоса 0,89, а двигателя 0,97.
Затраты мощности двигателя составят, если он работает в соответствии с паспортными данными, 5700 кВт. Пять процентов от этой величины составляют 285 кВт. При годовой работе насоса (8400 ч) потери электроэнергии составят 2394 тыс. кВт ч.
Этот простой пример четко иллюстрирует важность мероприятий по повышению экономичности работы насосов.
Основными причинами снижения КПД магистральных насосов типа НМ при работе на нефтях по сравнению с паспортными являются:
причины, связанные с отклонениями в размерах машины при ее изготовлении;
увеличение объемных потерь в щелевых уплотнениях из-за увеличения зазоров в уплотнительных кольцах сверх нормативных;
увеличение уровня вибрации насоса в результате некачественной сборки, монтажа, возникающих дефектов или кавитации в насосе;
изменение диаметра рабочего колеса путем обточки, отклонение его фактических размеров от проектных, погрешности при его монтаже в насос (несимметричность расположения относительно улитки; смещение выходных кромок половинок рабочих колес относительно друг друга, неравенство щелевых зазоров уплотнения колеса и др.);
влияние вязкости перекачиваемой нефти;
содержание свободного газа в перекачиваемой жидкости;
недостаточный подпор для первого по потоку насосного агрегата;
работа насосов на нестационарных режимах, зависимость работы насоса от его положения по потоку, влияние схемы подвода жидкости к насосу и другие причины.
Для иллюстрации изложенного остановимся коротко на причинах, снижающих КПД насосов, типа НМ 10 000-210 с ротором.
Снижение КПД, связанное с отклонениями геометрических размеров насоса при его изготовлении и сборке
Отметим, что параметрические
испытания магистральных
В случае отклонения рабочих
характеристик испытуемого
Необходимо отметить, что параметрическим испытаниям подвергаются согласно ГОСТ 6134-71 выборочные и доведенные насосы из данной серии. Все остальные насосы согласно этому стандарту должны подвергаться испытаниям на соответствие создаваемому напору в диапазоне подач, соответствующих рабочей зоне.
Случайные отклонения размеров и формы деталей насосных агрегатов, связанные с технологией их изготовления и качеством обработки поверхностей (дефекты при литье, несоответствие геометрии проточной части чертежам, изменения толщин лопаток, входных и выходных диаметров, зазоров в уплотнениях, повышенная шероховатость и наплывы в проточной части и т.д.), приводят к несоответствию фактических характеристик паспортным. Различия между паспортными и индивидуальными характеристиками, а также между характеристиками насосов одной серии, корпуса и колеса которых считаются идентичными, но отливаются в разное время, могут быть значительными.
Выполненными исследованиями парка насосов было установлено, что разброс из-за небольших случайных отклонений в размерах десяти однотипных насосов составил по мощности от 7,5 до 30 %, по напору в номинальной точке до 7 % и до 13 % при нулевой подаче. При обследовании во ВНИИАЭН двух серийно изготовленных насосов НМ 3600—230 № 211 и № 213 установили, что на поверхности проточной части имелись шероховатости и волнистости высотой до 3 мм, а в крышке под языком и в отводящем канале – пригар высотой до 5 мм и местный наплыв на языке размером 5x7x15 мм.
Были отмечены значительные деформации спирали отвода. Расчетное сечение спирали отвода зажато до 7 % (рис. 12.1) за счет утолщения языка. Местное несовпадение контуров каналов крышки и корпуса составило 3-5 мм. Вследствие этого индивидуальные характеристики насосных агрегатов изменились по сравнению с паспортными (табл. 12.1). Видно, что
|
Рис. 12.1. Пример деформации спирали отвода
фактические оптимальные режимы значительно не соответствуют расчетным.
Естественно, геометрические отклонения влияют на характеристики насоса во всей области подач. На величину отличия фактических параметров насосов от паспортных влияет то, что условия измерения параметров на НПС отличаются от предписываемых ГОСТ 6134—71. Нерациональность измерения подачи на каждой НПС, отсутствие требуемых ГОСТом прямых участков при определении давления (хотя, в этом случае, можно рекомендовать получение паспортных характеристик при подводе нефти, как в условиях эксплуатации, согласно примечанию к п. 2.14 ГОСТ 6134—71), измерение давления только на нагнетательной линии насоса, неточность расположения точки отбора давления приводят к дополнительному искажению индивидуальных характеристик насоса.
Рассмотрим подробное влияние отклонений некоторых геометрических параметров на характеристики насоса. В рабочей зоне работы насосного агрегата наибольшее влияние оказывают: наружный диаметр колеса D2, ширина выходного канала Q2, угол выхода лопатки р2, толщина лопатки на выходе 62, расстояние между рабочим колесом и языком спирали и форма языка, площади сечения спирали отвода.
При частичных расходах также оказывают значимое влияние на характеристики входной диаметр колеса, толщины покрывного и основного дисков, зазор в уплотнении, форма входа лопастей рабочего колеса, смещение оси колеса и отвода и Ú.‰.
Однако при подачах, меньше номинальной, доминирующим становится влияние противотока и закрутки потока, которые распространяются далеко в область всасывания, повышая давление на периферии сечения и снижая тем самым значение измеряемого напора. Сложный и недостаточно изученный характер потока на входе в колесо при частичных подачах и трудность одновременного учета всех возможных отклонений геометрических параметров не позволяют прогнозировать изменение характеристик насоса в этой области. При неточном литье относительное изменение толщины лопаток может достигать ±20 %, что приводит к изменению величины (AQ/Q)62 на ±1,5 %.
При отклонениях средней толщины лопаток на входе 6t наблюдается относительное изменение производительности того же порядка.
Большой интерес для изучения представляет влияние зазора между рабочим колесом центробежного насоса и языком спирального отвода, а также формы языка на параметры центробежного насоса.
Величина зазора между колесом и отводом должна быть оптимальной. Реальный поток, ориентируясь в области языка, "приспосабливается" к обтеканию с минимальными потерями. В момент прохождения концов лопастей колеса мимо языка спирали возникают гидравлические удары и пульсации давления, энергия которых для насосов с большим коэффициентом быстроходности ns довольно значительна. Если величина зазора мала, то местное ударное понижение давления до уровня, меньшего давления паров, может привести к локальной кавитационной эрозии, насос работает с шумом и повышенной вибрацией. Увеличение зазора путем обточки языка уменьшает интенсивность пульсаций. Кроме того, по некоторым исследованиям обточка аналогична подрезке выходных концов лопаток колеса: уменьшается крутизна напорной характеристики насоса, повышается напор при большей производительности. При нулевой подаче напор остается неизменным, максимальный КПД повышается и смещается в сторону больших подач (рис. 12.2). При чрезмерном увеличении зазора растут объемные потери, следовательно, снижается КПД.
Толщина языка своеобразно влияет на характеристики потока в спиральном отводе. Поток, поступающий со стороны рабочего колеса к языку, в так называемую "точку торможения", замедляется и часть его даже вытесняется назад в сторону колеса, из-за чего окружная симметрия потока за колесом нарушается даже для расчетной подачи. Однако при неизменном диаметре основной окружности спирального отвода максимальный КПД и оптимальная величина подачи остаются постоянными вплоть до значительных толщин языка, что подтверждает теорию об ориентировке, приспосабливаемости потока в точке торможения, о его малой реакции на имеющееся существенное нарушение окружной симметрии. Потери напора и, соответственно, КПД насоса связаны с потерями преобразования в напорном патрубке.
ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ
ПОКАЗАТЕЛЕЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ
Значительное снижение объемов
перекачки и изменение в
С одной стороны в связи с работой меньшего числа установленных насосов (30-35 % от всего парка) на предприятиях появилась возможность более тщательного проведения техобслуживания и ремонта, сокращения (при ухудшении каких-либо эксплуатационных показателей) межремонтного ресурса. С другой стороны работа насосов на подачах 0,4-0,6 от номинальной приводит к значительному увеличению пульсаций потока в насосе и обвязке, росту динамических нагрузок. Это обстоятельство является основным объяснением практически не повышающегося межремонтного ресурса насосов, несмотря на внедрение новых разработок. Имеющаяся в последнее время практика работы "половинками" рабочих колес (с фалыпступе-нью) несколько улучшает вибрационные и экономические показатели, но ставит и дополнительные вопросы. Они вызваны перераспределением осевых усилий и нагрузок от изменившихся дисковых потерь.
Кроме падения экономичности (согласно характеристике) и надежности насосов на режимах левее от номинальной производительности (малые режимы подач) из-за роста гидравлических потерь и повышения вибрационных нагрузок растет доля потерь, имеющих место на номинальном режиме из-за влияния шероховатости и отклонения геометрических размеров (до 1— 2 %), влияния износа элементов щелевого уплотнения рабочего Колеса (по мере наработки падение КПД на 2-12 % в зависимости от типоразмера и эксцентриситета), влияние вязкости перекачиваемой нефти (до 0,5 %), влияние обточки рабочего колеса по наружному диаметру (до 1-4 %).
Ухудшение вибросостояния насосов на недогрузочных режимах происходит из-за изменения расчетного угла атаки потока на входе в лопатки рабочего колеса, приводящего к росту неуравновешенных сил и дополнительных потерь вследствие завихрений и обратных токов нефти. Одновременно на выходе из колеса создается неравномерность распределения давлений и возникает радиальная составляющая сил, действующих на рабочее колесо, увеличивающая нагрузку на вал и опоры и ухудшающая вибрационное состояние насоса. Неравномерность распределения сил по периферии рабочего колеса обусловлена тем, что спиральный отвод может обеспечить асимметричный поток лишь при расчетном (номинальном) режиме. При работе на недогрузке в спираль поступает меньшее количество жидкости, чем это определяется расчетными сечениями спирали и в этом случае последняя работает аналогично диффузору с нарастанием давления по углу обхвата и отсутствием симметрии в распределении сил давления на периферии насоса. Механизм усиления импульса вибрации от неоднородности потока за колесом срабатывает и при наличии в потоке препятствия в виде языка спирального отвода.
В практике эксплуатации насосов известны случаи, когда давление на входе в насос значительно превышает давление насыщенных паров, однако на режимах, отличных от номинальных, выходящий из рабочего колеса поток нефти образует ударное давление, приводящее к местному снижению давления до уровня, меньшего давления насыщенных паров. При этом отмечалось, что повышенная вибрация подводящих трубопроводов вызывалось импульсами, образующимися в насосах.
Технические пути решения
проблемы сложны и связаны, в основном,
с разработкой новых
Новая конструкция рабочих колес будет отличаться другим профилем, увеличенным числом рабочих лопаток, меньшим диаметром, позволяющим увеличить зазор между колесом и отводом. При этом необходимо увязать рациональную величину зазора с формой лопастей колеса и языка.
Рециркуляция на входе в рабочее колесо на малых подачах 288
вызывает обратное течение нефти в области, примыкающей к входным кромкам лопастей.
Возвращаясь к основному потоку, нефть, участвующая в рециркуляции, образует вихри. Турбулентное смешение основного и завихренного обратного потоков вызывает повышенные удары и пульсации и приводит к появлению местных кавитационных явлений, сопровождаемых ростом вибрации. При пониженных подачах наблюдается также внутренняя рециркуляция у выхода из колеса.
В результате рециркуляции у выхода, также как и при рециркуляции у входа, возникают гидравлические толчки, местная кавитация на концах лопастей.
Подача, при которой возникает рециркуляция у выхода, может быть и больше и меньше той, при которой начинается рециркуляция у входа.
При рециркуляции у выхода наблюдается еще одно явление — осевая неустойчивость ротора. Это приводит к росту осевой вибрации исследуемых насосов. Осевая неустойчивость появляется в результате сильных пульсаций давления преимущественно у дисков колеса. Когда давление в пазухах корпуса с обеих сторон колеса меняется различным образом, ротор сдвигается то в одну, то в другую сторону на величину, пропорциональную люфту в радиально-упорном подшипнике и осевому люфту всего ротора. Такая осевая неустойчивость более интенсивней выводит из строя шарикоподшипник и объясняет повышенную вибрацию на исследуемых насосах. Особенно ощутимо снижение экономичности при эксплуатации насосов больших типоразмеров. Так, если насос НМ 10 000-210 с основным ротором работает на подаче О = 0,5-Оном, то его КПД примерно на 20 % ниже, чем на номинальном режиме.
Для повышения КПД насоса в таких случаях используются сменные рабочие колеса, рассчитанные на меньшие подачи (0,5-QHOM, 0,7-QHOM, где О – номинальная подача насоса), что позволяет вести перекачку на более экономичном режиме, однако и при этом не удается достичь КПД, соответствующего работе насоса на номинальной подаче с основным ротором. Основной причиной этого является несоответствие параметров потока геометрии спирального отвода насоса, рассчитанного на номинальную подачу Оном, что приводит к росту гидравлических потерь в отводе.
Из всех потерь — гидравлических, механических и объемных — на ухудшение эффективности работы насосов на режимах недогрузки (менее 0,8 от номинальной подачи) наибольшее влияние оказывают гидравлические потери. Последние необходимо рассматривать как суммарные потери при движении жидкости в каналах рабочего колеса, подводящем патрубке и спиральном отводе.
На режимах недогрузки насоса относительный рост гидравлических потерь трения от движения нефти в каналах рабочего колеса и спиральном отводе значительно меньше потерь на вихреобразование.
В направлении повышения экономичности и надежности существующего насосно-силового оборудования в условиях снижения объема перекачки наряду с традиционными методами (применение сменных роторов и обточка рабочих колес) выполненные поисковые работы указывают на актуальность следующих работ.
1. Работа одной половинкой рабочего колеса с компенсацией осевых пульсаций, нагрузок на ротор, подшипниковые узлы и торцевые уплотнения. Должен быть обеспечен минимум дисковых потерь за счет изменения конструкции "фалыпступени".
2. Применением и оптимизацией характеристик сменных рабочих колес с некоторым изменением геометрии лопастей и дисков рабочих колес, применением обточки (подрезки).
3. Использование лопаточных
диффузоров (направляющих аппаратов)
или специальных сопел в
4. Оптимизацией зазора
между наружным диаметром
5. Разработкой осецентробежных рабочих колес с двух- или трехъярусным расположением лопаток.
6. Управлением пограничным
слоем движущегося в
7. Применением плавающих или торцевых уплотнений рабочего колеса вместо существующей конструкции щелевого уплотнения.
8. Использованием более совершенной технологии сборки, монтажа и ремонта насосов, обеспечивающих симметричное расположение рабочих колес относительно улитки, равномерный (без эксцентриситета) зазор в щелевом уплотнении, плавное сопряжение отдельных деталей насоса, скругление входных кромок лопаток и языка, снижение шероховатости элементов проточной части насосов.
9. Оптимальное сочетание подрезки рабочих колес на недогрузочных режимах с целью снижения вибрации и изменения (снижения) КПД.
Работа одной половинкой рабочего колеса
Работа одной половинкой рабочего колеса целесообразна при подаче насоса менее 50 % от номинальной. При этом напор существенно ниже по сравнению с паспортным, полученным для серийного рабочего колеса. Это объясняется следующим. Во-первых, работу серийного колеса можно приближенно рассматривать, как параллельную работу двух половинок и тогда полученный напор следует относить к удвоенной величине подачи, на которой производились замеры. Во-вторых, геометрия проточной части корпуса насоса рассчитана на эксплуатацию при подачах, близких к номинальной, а на малых подачах будут дополнительные потери в спиральном отводе насоса.
Полученная при испытаниях кавитационная характеристика для недогрузочных режимов удовлетворительно согласуется с паспортной при экстрополяции последней.
Учитывая повышение КПД насоса с половинкой колеса на 6-10 % по сравнению с серийным колесом и высокую виброустойчивость насоса (на корпусах подшипников виброскорость составляет 2-4 мм/с), следует признать целесообразным использование таких колес в тех случаях, когда выдаваемый насосом напор позволяет вести перекачку с заданной производительностью.
Оценка осевых сил, действующих на ротор насоса при применении половинок рабочих колес
Надежность работы подшипниковых узлов и торцевых уплотнений магистральных насосов во многом определяется величиной дополнительных нагрузок, возникающих при эксплуатации агрегатов. Эта дополнительная нагрузка зависит от неучтенных при проектировании или замене колеса осевых усилий, возникающих, в частности, от применения половинок рабочих колес.
Центробежное колесо одностороннего входа не обладает симметрией относительно плоскости, перпендикулярной к оси. Поэтому давление на боковые поверхности колеса распределяются по разному, что приводит к появлению неуравновешенной осевой силы, направленной в сторону входа.
Вычисление осевой силы, действующей на ротор насоса, весьма трудная задача и она до сих пор не имеет удовлетворительного решения и поэтому ее экспериментальное определение является наиболее достоверным. Обычно при вычислении осевой силы исходят из предположения о том, что жидкость, находящаяся в камере между боковыми стенками колеса и корпуса, вращается как твердое тело с угловой скоростью со1; равной половине угловой скорости колеса со. Найдем распределение давления и осевую силу, считая, что вся жидкость вращается с постоянной угловой скоростью cot = со/2. Выделим элементарный объем жидкости двумя цилиндрическими поверхностями с радиусами г и г + dr (рис. 12.15) и двумя меридио-
1 1 ’2
Рис. 12.15. Расчетная схема осевых сил
нальными плоскостями, расположенными под углом d<p одна к другой. На такой элемент действует центробежная сила
Осевые силы могут достигать больших значений, однако практика эксплуатации исследуемых институтом насосов с половинками рабочего колеса на НПС показывает, что они работают удовлетворительно в силу значительного запаса подшипников по долговечности. Тем не менее, недостаточно большая наработка агрегатов большой мощности не позволяет с уверенностью говорить о требуемой надежности их эксплуатации.
При наличии больших осевых нагрузок в насосах, использующих половинки рабочего колеса, могут быть рекомендованы следующие мероприятия, направленные на разгрузку ротора насоса.
1. Усиление узла радиально-упорного
подшипника, что с
точки зрения КПД является наилучшим,
так как затраты мощности в этом случае
минимальны, вследствие малого коэффициента
трения подшипников.
2. Перепуск нефти (разгрузка
или стравливание давления)
со стороны заглушённой части рабочего
колеса на всасывание насоса.
3. Сверление отверстий в основном
диске рабочего колеса,
обеспечивающее выравнивание давлений
по обе стороны рабочего колеса, однако
в этом случае КПД насоса снижается на
2—6 % в зависимости от его типоразмера.
4. Установка радиальных ребер на основном диске колеса,
что позволяет частично разгрузить колесо. Этот способ рекомендуется, когда режим работы меняется в узких пределах.
5. Увеличение диаметра бурта щелевого уплотнения со стороны заглушённой части рабочего колеса с одновременным перепуском малого количества нефти на всасывающую сторону колеса. По сравнению с п.п. 2—4 можно обеспечить снижение КПД только на величину 0,2-0,8 %.
Применение сменных роторов, обточенных и специальных рабочих колес
Магистральные нефтяные насосы
для магистральных
Таблица 12.3
Рекомендуемые пределы обточки в зависимости от коэффициента быстроходности
Коэффициент быстроходности |
Допустимая обточка колеса ÓÚ D2, % |
Снижение КПД насоса на каждые 10 % обточки колеса, % |
70-120 120-170 170-220 |
20-15 15-11 11-7 |
1-1,5 1,5-2,5 2,5-3,5 |
Наши исследования, а также работы других авторов показали, что КПД зависит от коэффициента быстроходности насоса ns, с увеличением коэффициента быстроходности насосов и при применении обточки наблюдается увеличение падения КПД при той же степени обточки. Так, если для насосов с ns = 60-е-100 при обточке на 15 % почти не происходит снижения КПД, то при обточке на 10 % рабочего колеса насоса с nS= ̇ 2,5-3 %.
Таким образом, степень допустимой
обточки рабочего колеса по наружному
диаметру зависит от конструкции
насоса, т.е. от коэффициента быстроходности.
Для насосов малой
Обработка материалов испытаний позволяет назначить наиболее целесообразные пределы допустимой обточки в зависимости от коэффициента быстроходности (табл. 12.3). Здесь приведены также значения снижения КПД насоса на каждые 10 % обточки. Если взять конкретные магистральные насосы, то для насосов НМ 1250-260 и НМ 2500-230 допустима обточка до 20 %, для ̇ÒÓÒÓ‚ çå 3600-230 Ë çå 5000-210 – ‰Ó 15 %, для насоса НМ 7000-210 до 10-11 %, а для насоса НМ 10000-210 целесообразный предел обточки составляет 5-7 %.
Подрезка рабочих колес является одним из простых способов приспособления характеристики насоса к конкретным условиям, определяемым объемом перекачки.
Повышение эффективности работы за счет применения лопаточных диффузоров (направляющих аппаратов)
Большую часть потерь в насосах при работе на режимах недогрузки составляют потери в отводе. Если на номинальной подаче потери в отводе составляют по отношению к гидравлической мощности насоса 3 %, то на подаче, равной 0,5 QHOM,
