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

бочие колеса вследствие того, что насосы с номинальной подачей 475 м3/ч и напором 291 м, КПД 78,5 % в результате изменения режима экснлуатации нефтепровода стали работать на подаче 90 м3/ч нри напоре 360 м. С такой малой подачей КПД насосов упал до 39 %. За счет использования вставных сопел и колес КПД насосов поднялся на 20 %. Затраты на нереос-нащение насосов быстро окупились за счет экономии средств на эксплуатацию и ремонт. В нашей стране вставные сопла (направляющие нефтепроводы) используются на насосах НМ 10 000-210 со сменным ротором на 0,5 от номинальной подачи.

12.3. ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ, ЭКСПЛУАТИРУЕМЫХ НА НЕДОГРУЗОЧНЫХ РЕЖИМАХ

Значительное снижение объемов перекачки и изменение в загрузке насосных агрегатов повлияло на перераспределение причин отказов и снижения экономичности работы основного оборудования НПС.

С одной стороны в связи с работой меньшего числа установленных насосов (3Q-35 % от всего парка) на предприятиях появилась возможность более тщательного проведения техобслуживания и ремонта, сокращения (нри 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 фальшступе-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 12 %), 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 о,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 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

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 кавита-ционных явлений, сопровождаемых ростом вибрации. При пониженных подачах наблюдается также внутренняя рециркуляция у выхода из колеса.

В результате рециркуляции у выхода, также как и нри рециркуляции у входа, возникают гидравлические толчки, местная кавитация на концах лопастей.

Подача, нри которой возникает рециркуляция у выхода, может быть и больше и меньше той, нри 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 нре-имущественно у дисков колеса. Когда давление в пазухах кор-нуса 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 Q = 0,5-рном, 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-Оном, 0,7-Оном, где Q - номинальная нодача насоса), что позволяет вести перекачку на более экономичном режиме, однако и нри 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 Qном, 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 нодачи) наибольшее влияние оказывают гидравлические потери. Последние необхо-