УМКД ГНП. УМКД, НПС, МиО ГНП , Kovalenko_2005_1. Учебнометодический комплекс для студентов специальности 170 05 01 Проектирование, сооружение и эксплуатация
 Скачать 6.46 Mb.
|
|
2.4. Совместная работа центробежных насосов 2.4.1. Последовательное соединение насосов На нефтеперекачивающих станциях центробежные насосы соединяются последовательно для увеличения напора или параллельно для увеличения расхода. На ГНС, как правило, основные насосы обвязываются последовательно, подпорные – параллельно. Подпорные и магистральные насосы работают последовательно. При последовательном соединении насосов их характеристики Q-H складываются при этом расход нефти в насосах один и тот же, а напоры суммируются Q 1 = Q 2 = Q, H 1 + H 2 = H Рис. 2.5. Последовательное соединение насосов В соответствии с этим принципом можно графически построить напорную характеристику последовательно работающих насосов. Рис. 2.6. Построение напорной характеристики последовательно работающих насосов а – насосы с одинаковым напором б – насосы с различными напорами. Математическая модель паспортной характеристики может быть записана следующим образом 2 1 2 1 2 ( ) (НС НС НС iiН С H А В Q = − ⋅ , (2.31) где НС iiiiiiiiАiiаi 1 n H C i i B b = = ∑ ; для насосов с одинаковыми роторами ; H C H C A n a B n b = ⋅ = ⋅ . КПД НС при последовательной работе n разнотипных насосов определяется формулой 1 1 n i i H C n i i i H H = = η = η ∑ ∑ , (2.32) где H i – напор ого насоса при КПД – Для однотипных насосов H i = НС НС = η i = η. 43 2.4.2. Параллельная работа центробежных насосов. При параллельной работе, расходы в насосах суммируются, а напор, создаваемый каждым насосом один и тот же Q = Q 1 + Q 2 ; H = H 1 = Рис. 2.7. Построение напорной характеристики параллельно работающих насосов Математическая модель насосной станции для n параллельно работающих насосов с одинаковыми роторами может быть записана 2 H C H C H C H A B Q = − , где НС iiАiiаi ; НС iibiiВiiniВ общем случае характеристика НС при параллельно включенных насосах имеет вид 1 2 1 2 a H a H Q b b − − = + . (2.33) КПД насосной станции при параллельной работе n разнотипных насосов определяется формулой 1 1 n i i i H C n i i i i H Q H Q = = ⋅ η = ⋅ η ∑ ∑ (2.34) Для насосов с одинаковыми роторами H i = H ; НС = η i = η ; Q i = На головных насосных станциях, как правило, работают последовательно один подпорный и n магистральных насосов. Поэтому математическая модель напорной характеристики ГНС имеет следующий вид 2 ГHC ГHC ГHC H A B Q = − , (2.35) где А ГНС , В ГНС – коэффициенты математической модели суммарной напорной характеристики ГНС. При использовании магистральных насосов с разными типами роторов 1 n ГНС П i i A а a = = + ∑ ; 1 n ГНС П i i B b b = = + ∑ . (2.36) При использовании магистральных насосов с одинаковыми типами роторов ГНС П A а n a = + ⋅ ; 2 H C H C H C H A B Q = − ; ГНС П B b n b = + ⋅ , (2.37) где а П и П – коэффициенты напорной характеристики подпорного насоса. 2.5. Изменение насосных характеристик При выборе насосов для перекачки нефти может возникнуть необходимость в изменении гидравлических характеристик насосов. Как правило, эти изменения осуществляют путем замены рабочего колеса насоса рабочим колесом другого (большего или меньшего) диаметра, изменением числа оборотов рабочего колеса насоса, или перепуском части нефти из линии нагнетания в линию всасывания. 2.5.1. Изменение насосных характеристик изменением диаметра рабочего колеса. При замене рабочего колеса центробежного нагнетателя характеристика насоса изменяется. Если первоначальный диаметр рабочего колеса была характеристика имела вид H = ϕ ( Q ), то после замены рабочего колеса на колесо с диаметром D 1 , его характеристика будет иметь вид 2 1 1 0 0 D D H f Q D D ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ = ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ , те. график характеристики Q-H насоса растягивается вдоль оси напоров враз и вдоль оси расходов – враз. В частности, если 2 H a bQ = − , то после замены рабочего колеса, его рабочая характеристика будет иметь вид 2 2 1 1 1 0 D H a b Исходя из теории подобия центробежных насосов, о том, что для небольших изменений внешнего диаметра рабочего колеса для пересчета характеристик насоса могут быть использованы приближенные формулы, которые похожи на формулы подобия 2 3 2 3 1 1 1 1 1 1 0 0 0 0 ; ; Q D H D N D Q D H D N D ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ = = ε = = ε = = ε ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ ; (2.38) Используя формулы (2.22) и (2.38), можно определить диаметр обточенного колеса 1 2 1 1 0 H bQ D D a + = . (2.39) После обточки колеса насоса, имея характеристику насоса сне обточенным колесом можно получить математическую модель напорной характеристики насоса с обточенным колесом 2 1 1 1 m H a b Q − = − , (2.40) где 1 b b = и 2 2 1 1 0 D a a a D ⎛ ⎞ = ε = В соответствии с РД 39-30-900-84, перерасчет характеристик нефтяных насосов, которые дают возможность определения не только внешнего диаметра рабочего колеса, но и учитывают конструктивные особенности насоса, можно определить параметры насоса следующим образом. Для насосов с коэффициентом быстроходности n S = 70...125 – используются формулы перерасчета (2.38); n S = 125...175 2,2 2,2 1 1 0 0 H D H D ⎛ ⎞ = = ε ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ; 1,3 1,3 1 1 0 Q D Q D ⎛ ⎞ = = ε ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ; n S = 175...230 2,35 2,35 1 1 0 0 H D H D ⎛ ⎞ = = ε ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ; 1,85 1,85 1 1 0 0 Q D Q D ⎛ ⎞ = = Таблица 2.4 Зависимость допустимой степени обточки рабочих колес нефтяных насосов от n S . Коэффициент быстроходности Допустимая степень обточки от диаметра колеса, % Снижение КПД на каждые % обточки 70 – 125 20 – 15 1 – 1,5 125 – 175 15 – 11 1,5 – 2,5 175 – 220 11 – 5 2,5 – 3,5 46 2.5.2. Изменение насосных характеристик изменением числа оборотов ротора нагнетателя. При изменении частоты вращения рабочего колеса центробежного нагнетателя характеристика Q-H насоса тоже изменяется. Если номинальная частота вращения ротора n 0 об./мин, а измененная частота вращения n 1 об./мин, тоновая рабочая характеристика насоса имеет вид 2 1 1 0 0 n n H Q n n ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ = ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ , те. график растягивается вдоль оси напоров враз, а вдоль оси расходов враз. В частности, если характеристика насоса имела вид, 2 H a bQ = − , то после изменения частоты вращения 2 2 2 1 1 1 1 1 0 0 ; ; n n H a b Q a a В соответствии с теорией подобия, основные параметры насоса можно пересчитать последующим уравнениям 1 1 0 0 Q n Q n = ; 2 1 1 0 0 H n H n ⎛ ⎞ = ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ; 3 1 1 0 0 N n N n ⎛ ⎞ = ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ (2.41) Рис. Изменение напорной характеристики при изменении числа оборотов ротора нагнетателям n 0 А Б Q Б H Б H А Q А Изменение частоты вращения ротора насоса может производится изменением частоты вращения вала привода изменением частоты вращения вала насоса. 2.5.3. Изменение характеристик насоса методом байпасирования. Характеристику центробежного нагнетателя можно изменить пере- пуска части нефти из линии нагнетателя байпасу обратно в линию всасывания. Обозначив через п расход нефти, возвращаемой из линии нагнетателя в линию всасывания, получим, что подача насоса увеличится и станет равной Q + па напор H уменьшится. Тогда характеристика Q-H насоса может быть представлена в следующем виде ( ) ( ) , 2 2 2 2 bQ Q bq bq a q Q b a H п п п − − − = + − = (2.42) Рис. 2.9. Изменение характеристик насоса методом байпассирования 2.6. Пересчет характеристик центробежных насосов при изменении вязкости перекачиваемой жидкости На заводах-изготовителях стенды приспособлены для испытания только на воде, в паспорте насоса указывают, как правило, характеристики по вязкости воды (v = 0,01 см = 1 ⋅10 -6 мс = 1 Ст) при температуре 20 о С. При перекачке вязких жидкостей напори подача на режиме максимального КПД меньше, чем при работе на воде, вследствие возрастания потерь на трением п А Определить характеристику насоса, перекачивающего вязкий нефтепродукт, на основании теоретических методик нельзя, даже если известна его характеристика для воды. Поэтому для пересчета характеристик насосов используются эмпирические формулы и поправочные коэффициенты. Существует несколько методик пересчета характеристик центробежных насосов своды на вязкую нефть. 1. Пересчет характеристик центробежных насосов своды на вязкие нефтепродукты по методу М.О. Айзенштейна. При постоянной частоте вращения вала насоса кривая HQ снижается так, что n S на режиме максимального КПД остается постоянным, а при Q = 0, H (напор) остается приблизительно одинаковым. 3 / 4 3/ 4 B H B H Q Q H H = ; (2.43) 3 4 3.65 s Q n n H = ⋅ ⋅ , где В и QH – подача для воды и нефти. Следовательно, 3/ 2 B B H h Q H Q H ⎛ ⎞ = ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ , (2.44) где Н В и Н Н – напор для воды и нефти. Из зависимости (2.43) следует, что для вычислений, относящихся к режиму максимального КПД при перекачке вязкого нефтепродукта, необходим только опытный поправочный коэффициент для подачи и напора. Второй коэффициент можно определить с помощью уравнения (2.43). На практике подачу, напор, КПД и допустимый кавитационный режим расчета насоса при работе на вязких жидкостях определяют с помощью поправочных коэффициентов , , , Q Н h К К К К η ∆ ; ; ; H Q B H H B H B д н h д в H K H K h K h η ∆ = ⋅ = ⋅ η = ⋅ η ∆ = ⋅ Поправочные коэффициенты h Н Q К К К К ∆ , , , η можно принять постоянными в диапазоне Q = (0,8...1,1) Q опт где Q опт – оптимальная подача насоса. Значения поправочных коэффициентов определяют по графику рис. 2.10) в зависимости от числа Re. Рис. 2.10. Зависимость поправочных коэффициентов от Re k ∆h k η 0,8 1 20000 40000 60000 Re 1,0 1,1 1,2 50 Re опт экв t Q D = ⋅ ν , (2.45) где v t – коэффициент кинематической вязкости при температуре перекачиваемой жидкости экв ⋅ ϕ ,– эквивалентный диаметр рабочего колеса b – ширина лопатки рабочего колеса на наружном диаметре 0,9...0,95 ϕ = – коэффициент сжатия сечения каналов лопатки на выходе. Число Re может быть определено по формуле 2 3 Re r t Q n = ν , а поправочные коэффициенты с использованием графика (рис. 2.11) Из графиков видно, что при Re > 7·10 3 коэффициенты К K мало отличаются от 1, те. увеличение гидравлических потерь при пересчете своды на нефть незначительно. Коэффициент при Re > 7·10 3 существенно отличается от 1, что объясняется увеличением потерь на дисковое трение, и только при Re > 5·10 4 – K η соответствует 1. 2. Пересчет характеристик центробежных насосов своды на вязкие нефтепродукты по РД 39-30-990-84 В соответствии с РД 39-30-990-84 Методика расчета напорных характеристики пересчета параметров центробежных насосов магистральных нефтепроводов при изменении частоты вращения и вязкости перекачиваемой жидкости, рабочую зону напорной характеристики пересчитать следующим образом. а) Определяют число Re для потока перекачиваемой жидкости по формуле 2 0 Re t n где n – частота вращения ротора насоса, об./с; D 0 – наружный диаметр рабочего колесам коэффициент кинематической вязкости, мс. Рис 2.11. Графические зависимости коэффициентов пересчета подачи К , КПД и напора – Кв функции от числа Рейнольдса Re б) Определяют переходное число п, в зависимости от n S 3/ 4 3,65 H H S Q n n H = , где n – скорость оборотов вала насоса, об./мин; Н – номинальная подача насоса, мс Н – номинальный напор насосам. Для насосов с двухсторонним подводом жидкости для расчета Q принимают наполовину ниже подачи насоса 5 0,305 Re 3,16 П (2.46) из которой затем находится критическое значение коэффициента вязкости. 2 2 0,305 5 Re 3,16 10 S П П n D n D n ⋅ ⋅ ν = = ⋅ ; (2.47) 2 Re n D η η ⋅ ν = . (2.48) K a K n K a K n Если число Re для насоса меньше П (Re < П) то пересчету подлежат как напорная, таки энергетическая характеристики насоса П ⎛ ⎞ = − α ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ; (2.49) 1,5 H H B B H Q Q H ⎛ ⎞ = ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ; (2.50) Н = η − α ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ , (2.51) где П – коэффициент математической модели для пересчета напорной характеристики насоса (П = 0,128); α η – коэффициент математической модели для пересчета КПД. Значения Re H , Re η , определяют по графику (рис. 2.12) в зависимости от n s Рис. 2.12. Коэффициенты для перерасчета характеристик нефтяных насосов 53 2.7. Кинематика потока в рабочем колесе нагнетателя Конструкция рабочего колеса насоса или вентилятора представляет собой систему лопаток (аэродинамических профилей, заканчивающихся острой кромкой. Профили закреплены между двумя дисками, один из которых насажен навал, соединенный с валом электродвигателя. При вращении колеса каждая лопатка вследствие циркулярного обтекания, взаимодействуя с потоком, вызывает появление реакции, равной по величине подъемной силе. Выделим сечение между двумя соседними лопатками и рассмотрим течение жидкости в нем (рис. 2.13). Энергия, передаваемая потоку рабочим колесом, определяется значением абсолютных с, относительных w и окружных u скоростей при входе выходе из межлопастного пространства. Абсолютная скорость с – это скорость движения потока относительно неподвижного корпуса нагнетателя. Абсолютная скорость равна сумме относительной w и переносной (окружной) u скоростей. c w u = + , Относительная скорость w – это скорость движения потока относительно вращающегося рабочего колеса. Вектор ее направлен по касательной к лопатке, те. вдоль линии тока. Рис. 2.13. Кинематика потока в рабочем колесе нагнетателя Вектор окружной скорости u , направленный по касательной к данной точке рабочего колеса радиусом r в сторону вращения рабочего колеса, вращающегося с угловой скоростью w 0 равен u = w 0 Векторы окружной и абсолютной скоростей образуют угол α ; вектор относительной скорости с обратным направлением скорости – угол Пусть на входе в рабочее колесо 1 имеются окружная скорость u 1 , относительная скорость w 1 , и абсолютная скорость с. Направление скорости определяется углом β 1 , который называется углом входа. На выходе из рабочего колеса 2 имеем соответственно скорости u 2 , w 2 , c 2 . Направление скорости w 2 определятся углом Таким образом, на входе и выходе из рабочего колеса получаем треугольники скоростей, показанных на рис. 2.14. Рис. 2.14. Треугольники скоростей Как видно из рис. 2.14, абсолютную скорость потока можно разложить на радиальную (расходную) составляющую, равную с = си окружную составляющую c u = c cos α называемую скоростью закручивания. |