Главная  Переработка нефти и газа 

Скачать эту книгу

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 [ 126 ] 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155

В уравнении баланса энергии (14.6) величина Z включает следующие параметры:

Z = AZ + - Йост.

Коэффициент X учитывает потери на местные сопротивления в линейной части нефтепровода и принимается в пределах 1,01+1,01.

Для ламинарного режима течения жидкости в трубопроводе m =1,0; в = 4,153; для режима течения в области гидравлических гладких труб m = 0,25; в = 0,0246; области смешенного трения соответствуют величины m = 0,123; в =

0,127lg

= 0,0802- 1 0 D :100627, а квадратичной области течения m = = 0; в = 0,0826, где Кэ и D - эквивалентная абсолютная шероховатость и внутренний диаметр трубопровода.

Таким образом, модель (выражение 14.16) представляет систему трех уравнений с граничными условиями и характеризует передачу энергии от привода к насосу, и далее, к трубопроводу.

Первое уравнение системы показывает, что частоте вращения турбины соответствует определенное, с точки зрения минимального удельного расхода топлива, значение мощности. Последняя, в свою очередь, накладывает определенную связь на режим работы насоса (второе уравнение системы).

Третье уравнение устанавливает зависимость режимов работы насосов станции от параметров трубопровода и перекачиваемой жидкости. После определения рабочего режима решением уравнений (14.16)-(14.21) с использованием выражений (14.8), (14.9), необходимо произвести оценку экономичности путем вычисления расхода топлива при помощи выражения (14.3), которое соответствует условию, когда рабочая точка лежит на линии оптимальных режимов работы ГТД.

В случае, если режимы работы турбины выходят из пределов оптимальной зоны, расход топлива можно определить по уравнению, получаемому путем соответствующих преобразований из выражения (14.1).

Круг задач, решаемых с использованием модели, можно охарактеризовать следующим образом:

задачи, решаемые на стадии проектирования объектов неф-тепроводного транспорта;

задачи эксплуатационного характера.

В зависимости от поставленных целей и начальных условий система уравнений может видоизменяться и представлять частные случаи различных задач.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ НАДЕЖНОСТИ ОБОРУДОВАНИЯ НЕФТЕПЕРЕКАЧИВАЮЩИХ СТАНЦИЙ

15.1. АНАЛИЗ ПОКАЗАЛЕЙ НАДЕЖНОС ОБОРУДОВАНИЯ

Анализ показателей надежности нефтеперекачивающих станций имеет большое практическое значение, так как в этом случае возможно сравнить различное оборудование по надежности, выявить "слабые" места, определить количественные характеристики надежности и исследовать влияние на них условий эксплуатации, разработать рациональную организацию периодичности контроля работоспособности, технического обслуживания и ремонта.

Для построения модели по статистическим данным предпочтение отдается факторам и показателям, которые меньше подвержены субъективными искажениям. Статистические данные по отказам должны удовлетворять ряду требований, полноте информации, достоверности, непрерывности и своевр еменности.

По данным за последние 15 лет для насосных станций отказы распределяются примерно следующим образом:

отказы КИПиА станции - 46 %;

отказы насосных агрегатов - 11 %;

отказы систем энергоснабжения - 12 %;

отказы маслосистемы и других станционных механических систем - 18 %;

отказы по вине персонала и прочие причины - 13 %.

Для магистральных и подпорных насосных агрегатов подобная статистика выглядит следующим образом:

отказы собственно насоса - 36 %;

отказы энергетического оборудования - 28 %;

отказы системы утечек и разгрузки - 4 %;

отказы КИПиА - 20 %;

отказы систем маслоснабжения - 7 %;

прочие - 5 %.

Основные причины отказов магистральных центробежных насосов типа ИМ следующие:

повышенная вибрация - 37 % всех отказов; выход из строя торцевых уплотнений - 32 %; разрушение подшипников - 17 %; прочие причины - 14 %.

Основными причинами повышенной вибрации являются: неуравновешенность ротора;

неудовлетворительная центровка вала насоса и электродвигателя;

неравномерный износ деталей насоса и особенно уплотни-тельных колец;

ослабление крепежных болтов корпуса насоса с фундаментом, просадкой фундамента;

работа насосов на нерасчетных режимах; попадание в рабочее колесо посторонних предметов; дефекты подшипников и зубчатых муфт.

Отказы из-за повышенной вибрации не совсем точно отражает действительность, так как отказы подшипников, муфт, расцентровка и прочие также характеризуются ростом вибрации. Кроме того, слаба оснащенность насосных агрегатов аппаратурой контроля вибрации, вибродатчики, как правило, находятся только на переднем подшипниковом узле электродвигателя. Даже там, где установлена аппаратура контроля вибрации, она, как правило, не задействована в систему автоматики на отключение агрегата из-за повышенной вибрации. Поэтому оценка уровня вибрации определяется субъективно и зависит от квалификации персонала.

Постоянный контроль вибрации, разработка и внедрение мероприятий по ее снижению - один из главных факторов снижения отказов насосного агрегата, повышение его межремонтного ресурса.

Вибрации, вызванные дефектами валов насосов или дисбалансом, ускоряет их разрушение в местах максимальных величин концентрации напряжений или трещин в материале. Разрушение вала происходит в результате постепенного развития трещин в материале, возникающих при действии переменных нагрузок.