Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Проектирование компрессорного цеха

ВВЕДЕНИЕ

Энергоемкость транспорта природных газов в основном определяется энергоемкостью процесса перемещения газа по трубопроводу, который, в свою очередь, определяет энергозатраты на компримирование газа по станции и перемещение его по трубопроводу. Анализ энергозатрат, необходимых для перемещения газа по трубопроводу, показывает, что для их снижения необходимо, в частности: понижать температуру транспортируемого газа; повышать давление транспортируемого газа и охлаждать газ перед его компримированием на станции.

Для охлаждения транспортируемого газа наибольшее распространение на компрессорных станциях получили аппараты воздушного охлаждения (АВО), имеющие целый ряд преимуществ перед другими типами теплообменник аппаратов: они надежны в эксплуатации, экологически чисты, достаточно просто подключаются к обвязке компрессорной станции.

Применяемые на КС АВО газа за счет высоких численных значений коэффициентов оребрения (примерно 8—20), характеризующих отношение площади наружной поверхности к площади поверхности гладких труб, имеют весьма развитые наружные поверхности теплообмена.

Теплообменные секции АВО относительно уровня земли могут располагаться горизонтально (АВГ), вертикально, наклонно и зигзагообразно (АВЗ), образуя различную конструктивную компоновку агрегата. Как показывает опыт использования этих аппаратов на газопроводах, наиболее приемлемой конструкцией является аппарат с горизонтальным и зигзагообразным расположением теплообменных секций, что значительно упрощает монтажно-ремонтные работы по АВО и обеспечивает хорошее распределение потоков воздуха по секциям. Наиболее приемлемым расположением вентиляторов для АВО горизонтального и зигзагообразного типов следует признать их компоновку па линии нагнетания.

В настоящее время можно с уверенностью утверждать, что АВО газа являются одним из основных и весьма необходимых технологических узлов компрессорной станции на газопроводах большего диаметра (Д≥ 1020- 1420 мм).

В силу того что эффективность охлаждения газа в АВО напрямую зависит от разности температур между теплоносителями, все существующие схемы предусматривают охлаждение газа после его компримирования на станции, когда температура газа после нагнетателей может находиться на уровне 40—50°С и выше. При отсутствии АВО подача газа с такой температурой в трубопровод приводит к тому, что он не успевает охлаждаться на участках между станциями до уровня первоначальной температуры перед компримированием на предыдущей станции. В результате этого по мере увеличения дальности транспорта газа, от станции к станции, по длине трубопровода происходит непрерывное повышение температуры транспортируемого газа. Это, в свою очередь, приводит к

увеличению затрат мощности на транспорт газа, к ряде случаев — к потере устойчивости трубопровода, нарушению изоляционного покрытия, снижению пропускной способности газопровода и т.д.

В северных регионах страны, где газопроводы в ряде случаев проходят по зонам вечной мерзлоты, высокие температуры транспортируемого газа могут привести к расстаиванию грунта и, как следствие, к потере устойчивости трубопровода. Все это вызывает необходимость осуществлять охлаждение компримированного газа на КС перед подачей его в газопровод.

В этих условиях использование АВО оказывается наиболее эффективным. Глубина охлаждения газа, в зависимости от количества включенных аппаратов, обычно достигает величины 15—25°С.

Охлаждение газа в АВО в основном преследует две цели: первой и основной является предотвращение технических осложнений, в частности, нарушения изоляции при транспорте нагретого при сжатии газа, второй — повышение пропускной способности линейных участков газопровода в условиях охлаждения транспортируемого газа.

Установка охлаждения газа должна быть общей для всех газоперекачивающих агрегатов компрессорного цеха, иметь коллекторную схему обвязки и обвод. На реконструируемых компрессорных станциях допускается проектировать установки охлаждения газа на нагнетательной линии каждой группы газоперекачивающих агрегатов.

Следует предусматривать аварийную остановку компрессорной станции при повышении температуры газа на выходе аппаратов воздушного охлаждения газа выше 70 °С.

1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИСХОДНЫХ РАСЧЕТНЫХ ДАННЫХ

1.1 Выбор рабочего давления

1.1.1 Принимаем рабочее (избыточное) давление в газопроводе p=7,35 МПа. Значения абсолютного давления на входе и выходе центробежного нагнетателя составят соответственно р_вс=5,1 МПа и р_наг=7,5 МПа. Согласно принятого уровня давления и годовой производительности по табл. 3 принимаем условный диаметр газопровода D_y=1200 мм. Средняя температура грунта на глубине заложения оси газопровода составляет То=278 К, средняя температура воздуха ТВОЗД=283К, газопровод прокладывается в смешанных грунтах К_ср=1 Вт/(м²·К) [5].

По газопроводу транспортируется газ следующего состава

Компонент	СН₄	С₂Н₆	С₃Н₈	С₄Н₁₀	СО₂	N₂
Объемная доля, %	99,0	0,028	0,007	0,003	0,063	0,855

1.1.2 Для строительства газопровода принимаем трубы D_н=1220 мм Харцызского трубного завода, изготовленные по ТУ 14-3р-04-94 из стали 12ГСБ.

Для принятого диаметра, значения расчетного сопротивления металла трубы и толщины стенки газопровода

где R1^н — нормативное сопротивление растяжению (сжатию), равное временному сопротивлению стали на разрыв, МПа (R1^н =σ_в), σ_в=510 МПа[1, приложение А];

m - коэффициент условий работы, m=0,9. [6];

k₁-коэффициент надежности по материалу, k₁=1,4 [1, приложение А];

k_н-коэффициент надежности по назначению,k_н=1,05 [6].

где р - рабочее давление в трубопроводе, МПа;

п_р— коэффициент надежности по нагрузке, п_р=1,1 [6];

R₁- расчетное сопротивление металла трубы, МПа.

Принимаем стандартную толщину стенки трубы δ=15 мм [1, стр. 48].

Внутренний диаметр газопровода

1.2 Расчет свойств перекачиваемого газа

1.2.1 Плотность газа при стандартных условиях

где a₁,…а_п - доля каждого компонента в смеси для данного состава газа[1, приложение Б];

p₁,…р_п- плотность компонента при стандартных условиях (Т=293К, Р=0,1013 МПа), кг/м³ [1, приложение Г].

1.2.2 Молярная масса

где m₁,…М_n - молярная масса компонента, кг/моль [1, приложение Г].

1.2.3 Газовая постоянная

где R_г = 8314,4 - универсальная газовая постоянная, Дж/(кг·К).

1.2.4 Псевдокритические температура и давление

где Р_КРi, Т_КРi – критические значения давления и температуры i-го компонента газовой смеси, определяемые по [7].

1.2.5 Относительная плотность газа по воздуху

1.2.6 Суточная производительность газопровода

где К_И— оценочный коэффициент пропускной способности газопровода.

где К_РО - коэффициент расчетной обеспеченности газоснабжения потребителей, отражающий необходимость увеличения пропускной способности газопровода для обеспечения дополнительных поставок газа потребителям в периоды повышенного спроса на газ;

К_ЭТ - коэффициент экстремальных температур, учитывающий необходимость компенсации снижения пропускной способности газопровода, связанного с влиянием высоких температур окружающей среды;

К_НД - коэффициент надежности газопровода, учитывающий необходимость компенсации снижения производительности газопровода из-за вынужденных простоев и ремонтно-технического обслуживания.

К_РО=0,98 [1, стр. 23];

К_ЭТ=0,98 [1, стр. 23];

К_НД=0,97 [1, табл. 2].

1.3 Определение расстояния между КС и числа КС

1.3.1 Пользуясь данными таблицы 4 [1, стр.25], определяем значения начального и конечного давления на линейном участке между КС

р_н=р_наг-(δр_вых+ δр_охл)

где δр_вых - потери давления в трубопроводе между компрессорным цехом и узлом подключения к линейной части магистрального газопровода (без учета потерь давления в системе охлаждения транспортируемого газа), δр_вых=0,11МПа;

δр_охл- потери давления в системе охлаждения газа, включая eго обвязку, δр_охл=0,06МПа.

р_н=7,5-(0,11+ 0,06)=7,33 МПа

Давление в конце участка газопровода

р_к=р_вс+∆р_вс

где ∆р_вс - потери давления газа на входе КС с учетом потерь давления в подводящих шлейфах и на узле очистки газа, ∆р_вс =0,12 МПа [1, табл. 4].

р_к=5,1+0,12=5,22 МПа

1.3.2 Полагая температуру газа на входе в линейный участок равной Т_Н=303K, определим ориентировочно среднюю температуру газа на линейном
участке.

где Т_о- температура окружающей среды на глубине заложения газопровода, Т_о =278 К (Комсомольское месторождение), Т_н - температура газа на входе в линейный участок, которую можно принять равной 303 - 313К.

1.3.3 В первом приближении, полагая режим течения газа квадратичным, коэффициент сопротивления трению

где k_э- эквивалентная шероховатость труб, k_э=3·10^-5м [3].

1.3.4 Коэффициент гидравлического сопротивления λ определяется по формуле

где Е_г- коэффициент гидравлической эффективности, принимается по результатам расчетов диспетчерской службы в соответствии с отраслевой методикой. При отсутствии этих данных коэффициент гидравлической эффективности принимается равным 0,95;

λ_ТР- коэффициент сопротивления трению.

Тогда

1.3.5 Среднее давление в линейном участке

1.3.6 Приведенные значения давления и температуры

1.3.7 Коэффициент сжимаемости газа

где

Подставляя данные получаем

1.3.8 Расчетное расстояние между КС составит

1.3.9 Определяем расчетное число компрессорных станций

где L-длина магистрального трубопровода (км).

1.3.10 Округляем расчетное число КС до целого значения п=6, после чего уточняем расстояние между КС

1.4 Уточненный тепловой и гидравлический расчет участка газопровода между двумя компрессорными станциями

1.4.1 Принимаем в качестве первого приближения значения λ, Т_СР и Z_СР из первого этапа вычислений

; ;

1.4.2 Определяем в первом приближении значение р_к

1.4.3 Определяется среднее давление

1.4.4. Определяем средние значения приведенного давления и температуры

1.4.5.Удельная теплоемкость газа

где R – газовая постоянная.

Подставляя значения получим

1.4.6 Коэффициент Джоуля-Томсона

где

Подставляя данные получим

1.4.7 Рассчитываем коэффициент а

где К_ср— средний на линейном участке общий коэффициент теплопередачи от газа в окружающую среду, Вт/(м²·К).

1.4.8 Вычисляем значение средней температуры с учетом теплообмена с окружающей средой и коэффициента Джоуля-Томсона

1.4.9 Вычисляем уточненные значения приведенной температуры Т_ПР и коэффициента сжимаемости Z_cp

1.4.10 Рассчитываем коэффициент динамической вязкости и число Рейнольдса

где

где Q- производительность газопровода, млн.м³/сут;

D_вн - внутренний диаметр газопровода, м;

µ— коэффициент динамической вязкости, Па·с.

При подстановке данных получаем

1.4.11 Вычисляем коэффициенты λ_ТР и λ

1.4.12 Конечное давление во втором приближении

1.4.13 Относительная погрешность определения конечного давления составляет

Полученный результат отличается от предыдущего приближения более 1 %. Поэтому приравниваем p_k=p_k^' и уточняем расчёты, начиная с пункта 3. Результаты расчётов приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Результаты уточненного теплового и гидравлического расчета линейного участка газопровода

Наименование расчетного

параметра

Первое

приближение

Второе

приближение

Конечное давление р_к_, МПа

5,332

Среднее давление р_ср_, МПа

6,384

Приведенная температура Т_пр

1,530

Приведенное давление р_пр

1,380

Теплоемкость газа С_р, кДж/(кг·К)

2,681

Коэффициент Джоуля-Томсона D_i, К/МПа

4,045

Параметр а

0,002585

Средняя температура Т_ср, К

290,497

Средний коэффициент сжимаемости Z_ср

0,878

Динамическая вязкость газа µ, Па·с

1,244·10^-5

Число Рейнольдса Re

4,632·10⁷

Коэффициент сопротивления трения λ_тр

9,382·10^-3

Коэффициент гидравлического сопротивления λ

0,0104

Конечное давление р_к,МПа

5,309

Относительная погрешность подавлению,%

0,4

1.4.14 Уточняется среднее давление

1.4.15 Определяем конечную температуру газа

На этом уточненный тепловой и гидравлический расчет участка газопровода можно считать завершенным.

2 ВЫБОР ГПА И РАСЧЕТ РЕЖИМА РАБОТЫ

2.1 Описание газоперекачивающего агрегата

На компрессорных станциях газопровода предполагается установка газотурбинных агрегатов ГТК-10-4, оборудованных центробежными нагнетателями 370-18-1.

Основные конструктивные особенности газотурбинных ГПА могут быть рассмотрены на примере наиболее распространенного на компрессорных станциях агрегата ГТН-6.

Основная часть оборудования ГТУ выполнена в виде блока турбогруппы на раме-маслобака (рис. 1.). Турбина высокого давления (ТВД), турбина низкого давления (ТНД) и осевой компрессор объединены общим корпусом сварной конструкции. Передняя часть корпуса компрессора (диагональный входной патрубок) выполнена литой чугунной. На средней части корпуса компрессора установлены два противопомпажных клапана и два сбросных клапана для обеспечения пусковых и нестационарных режимов, Направляющие лопатки имеют 12 ступеней, лопатки входного направляющего и выходного спрямляющего аппарата размещены в обоймах.

Корпус турбины двухстенный, внутренняя часть образована обоймами, в которых размещены направляющие аппараты турбины, и тонкостенной промежуточной частью. Между наружной и внутренней стенками имеется слой изоляции. Статорные детали корпуса и ротора охлаждаются воздухом, отбираемым из компрессора.

Рисунок 1. Продольный разрез турбоблока газотурбинной установки типа ГТН-6

Турбина высокого давления – трехступенчатая, низкого давления двухступенчатая. Ротор турбокомпрессора двухопорный жесткий, состоит из двух частей: компрессорной и турбинной.

В блоке переднего подшипника размещены турбодетандер обгонной муфтой и некоторые элементы системы регулирования.

В корпусе внутреннего подшипника расположены опорные вкладыши роторов турбокомпрессора и силовой турбины. Внутренний подшипник защищен от нагрева тепловой изоляцией, кожухом промежуточного патрубка и специальной системой воздушного охлаждения.

Система уплотнений позволяет поддерживать давление внутри корпуса подшипников близким к атмосферному.

B корпусе заднего подшипника ТНД располагаются опорно-упорный вкладыш, валоповоротное устройство, главный масляный насос, приводимый во вращение от вала ТНД с помощью зубчатой передачи, зубчатая муфта, соединяющаяся с промежуточным валом, узлы регулирования.

Камера сгорания — встроенная секционная, состоит из десяти секций и

расположена в общем корпусе турбогруппы между компрессором и турбиной.Жаровые трубы расположены радиально и соединены пламяперекидными патрубками.

Рама-маслобак представляет собой сварную конструкцию коробчатого сечения. Внутренние полости рамы специальными перегородками разделены

на отсеки грязного «горячего» масла, чистого «горячего» масла и чистого холодного» масла. Из полостей подшипников масла поступает в первый отсек, а затем через два сетчатых фильтра — во второй. Пройдя через два маслоохладителя водяного охлаждения, оно попадает в третий холодный отсек. На раме маслобака смонтированы маслоохладители, инжекторы, фильтры, насосы, запорная арматура, внутренние трубопроводы, трубопровод подогрева масла и др.

Система регулирования ГТ-6-750 гидравлическая с гидравлическими связями.

Агрегат ГТН-6 представляет собой модернизированный вариант ГТ.6-750,имеющий следующие основные отличия. Агрегат выполнен блочным для бесподвальной установки на нулевой отметке, ГТУ и нагнетатель размещены и поставляются на общей раме. Применена кольцевая камера сгорания, что потребовало соответствующего изменения корпуса турбогруппы. Система охлаждения масла - воздушная. Все элементы маслоснабжения (кроме маслоохладителей) и регулирования размещены на турбоблоке. Масло системы ГТУ и нагнетателя объединены.

Изменена конструкция муфты и промежуточного вала, что позволило осуществлять взаимную компенсацию осевых усилий нагнетателя и ТНД и иметь один упорный подшипник.

Усовершенствована конструкция уплотнения нагнетателя.

Модернизированы система уплотнения среднего подшипника турбогруппы, элементы системы регулирования и некоторые другие узлы агрегата.

2.2 Расчет ГПА и режима работы КС

По результатам теплового и гидравлического расчета линейного участка определим давление р_вс и температуру Т_вс газа на входе в центробежный нагнетатель, ∆р_вс=0,12 [1, табл.4]; Т_вс=Т_к=290,449К.

р_вс=р_к-∆р_вс=5,309-0,12=5,189 МПа

2.1 Вычисляем при р=р_вс и Т=Т_вс значения давления и температуры, приведенные к условиям всасывания

2.2 Рассчитываем коэффициент сжимаемости газа при условиях всасывания

где

Подставляя данные получаем

2.3 Определяем плотность газа, требуемое количество нагнетателей и производительность нагнетателя

где Q_кс=Q- производительность КС;

Q_н- номинальная производительность ЦН (при стандартных условиях), Q_н=37,0 млн.м³/сут [1, приложение Ж].

Принимаем m_n=2.

где Q_кс=Q- производительность КС при стандартных условиях.

2.4Задаваясь несколькими значения оборотов ротора в диапазоне возможных частот вращения ГПА, определяем Q_пр и [n/n_н]_пр. Результаты вносим в таблицу 2.

Таблица 2 – Результаты расчета Q_пр и [n/n_н]_пр

Частота вращения n, мин^-1	n/n_н	n_н /n
3300	0,69	1,454	605,614	0,682
3700	0,77	1,297	540,142	0,764
4100	0,85	1,170	487,445	0,847
4500	0,93	1,06	444,117	0,930
5000	1,1	0,96	399,706	1,033

n_н=4800 ; Z_пр=0,888; R_пр=508,2 Дж/(кг∙К); T_пр=288 К

Полученные точки Q_пр - [n/n_н]_пр наносятся на характеристику нагнетателя и соединяются линией режимов (рисунок 2)

Рисунок 2 – Приведенная характеристика нагнетателя 370-18-1

2.5 Вычисляем требуемую степень повышения давления

По характеристике нагнетателя (рисунок 2) определяем расчетные значения приведенных параметров. Проведем горизонтальную линию из ε =1,445 до линии режимов и найдем точку пересечения. Восстанавливая перпендикуляр из этой точки до пересечения с горизонтальной осью, находим, Q_пр=427 м³/мин. Аналогично определяем η_пол=0,88 и [n/ρвс]_пр =240 кВт/(кг/м³).