Оборудование нефтеперекачивающей станции

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 модификаций  колес, рассчитанных на соответствующие условия работы, или изменением гидравлики проточной части насоса, например за счет специальных вставных сопел, устанавливаемых в спиральный отвод. Это приведет и к росту КПД насоса.

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 проточную  часть насоса (в спиральный канал  диффузора – улитку, на входе  в колесо) с возможным одновременным  растачиванием кромок горловины  диффузора, подпиливанием нерабочей  стороны лопаток колеса и пр.

4. Оптимизацией зазора  между наружным диаметром рабочего  колеса и языком спирального  отвода с возможной запиловкой  выходных кромок лопастей. Доработка  языка насоса.

5. Разработкой осецентробежных  рабочих колес с двух- или трехъярусным  расположением лопаток.

6. Управлением пограничным  слоем движущегося в межлопаточном  пространстве потока за счет  эжекции выходящей из рабочего колеса жидкости или перераспределением   давления на поверхностях лопаток путем сверления отверстий или фрезерования щелей.

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 нефтепроводов, изготовляемые согласно ГОСТ 12124, для работы на режимах меньших номинальных имеют сменные роторы на подачи 0,5-QHOM и 0,7-QHOM. Коэффициент полезного действия насосов со сменными роторами несколько меньше величин, соответствующих номинальным режимам работы насоса с основным ротором, но выше по сравнению с вариантом применения на малых подачах основных роторов.

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 быстроходности допускаемая обточка в процентах от первоначального диаметра D2 больше, чем для насосов с большим коэффициентом быстроходности.

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,