Нефтепромысловое оборудование

КПД лопастных насосов 77 с учетом рассмотренных выше механического, дискового, объемного и гидравлического КПД изменяется в пределах 0,45.. .0,86. Максимальное значение КПД достигает 0,89 у наиболее мощных нефтяных центробежных магистральных насосов.

В зависимости от изменения величин множителей изменяется и величина общего КПД насоса. Обычно изменение общего КПД изображают кривой 77 -f(Q) в характеристике центробежного насоса.

2.6 Уравновешивание осевого давления

Давление жидкости, находящейся в каналах рабочего колеса, на его внутренние стороны дисков практически уравновешено и не вызывает возникновения осевого давления. Давление жидкости на наружные стороны дисков рабочего колеса различно (рис. 2.6. а). Вследствие вращения дисков и относительно малого зазора между ними и корпусом насоса давление жидкости на наружные стороны дисков рабочего колеса уменьшается от сечения диаметром D₂ к сечению диаметром D₁. При этом в области от D₂ до D₁давления на диски рабочего колеса равны.

Рис. 2.6. Эпюры осевых сил. Схемы уменьшения осевых сил, действующих на вал

Следует отметить, что давления в этой области могут различаться при неодинаковых зазорах между дисками рабочего колеса и корпусом насоса. Тогда в результате разности давлений возникает осевое давление. Кроме того, в области от Dj до D2 давление жидкости на диск со стороны всасывания (передний диск) меньше давления на задний диск. Разность этих давлений также приводит к возникновению осевого давления, направленного, обычно, в сторону всасывания.

Необходимо учитывать, что при определенных режимах работы насоса существенной величины достигает давление струи жидкости, входящей в колесо. Тогда осевое давление может быть направлено в сторону нагнетания.

Для устранения или уменьшения осевого давления применяются различные способы. Лопатки 1 (рис. 2.6. б), расположенные на заднем диске, уменьшают осевое давление, направленное в сторону всасывания. Отверстия в рабочем колесе и уплотнение на нем со стороны нагнетания (рис. 2.6. в) уравнивают давление на поверхностях А. Взаимно противоположное расположение рабочих колес (рис. 2.6. г) и разгрузочная пята 3 (рис. 2.6. д), отжимаемая вправо давлением в камере 1 (камера 2 соединена со всасыванием насоса), уменьшают осевое давление. Для снижения осевого давления применяют также двусторонний подвод жидкости к рабочему колесу, рабочие колеса с дисками различного диаметра (увеличивают диаметр переднего диска или уменьшают диаметр заднего диска).

2.7 Явление кавитации и допустимая высота всасывания

Неполадки в центробежных насосах возникают в результате несоблюдения условий входа жидкости в насос.

Если в отдельных областях насоса давление понизится до давления насыщенных паров, то в этих областях начнется вскипание жидкости с образованием в канале воздушных карманов, нарушающих плавность потока. Эти карманы заполняются парами.

Пузырьки паров увлекаются движущимся потоком и, попадая в сферу более высокого давления, конденсируются. Процесс конденсации происходит очень интенсивно. Частицы жидкости, стремясь заполнить область конденсирующегося пузырька, движутся к его центру с очень большими скоростями. При завершении процесса конденсации частицы жидкости внезапно останавливаются, в результате чего кинетическая энергия этих частиц переходит в энергию давления, причем местное повышение давления достигает значительной величины (десятков мегапаскалей).

Описанный процесс сопровождается местными гидравлическими ударами, повторяющимися десятки тысяч раз в секунду. Это явление называется кавитацией, которая может возникнуть как в стационарной, так и в движущейся частях насоса.

Кавитация сопровождается сильным шумом, треском, вибрацией насоса, вызывает разрушение металла, понижает напор, производительность и КПД насоса.

Кроме механического разрушения металла, кавитация вызывает его коррозию. Особенно быстро разрушается чугун. Разруша ются и более стойкие металлы - бронза, нержавеющая сталь. Поэтому в работе насоса нельзя допускать кавитацию, а высота всасывания должна быть такой, при которой возникновение кавитации невозможно.

При эксплуатации центробежных насосов кавитация может возникнуть при понижении уровня жидкости во всасывающем резервуаре ниже расчетного, повышении температуры перекачиваемой жидкости, неправильной установке и неправильном монтаже насоса.

Высота всасывания определяется расстоянием, отсчитываемым по вертикали от оси колеса насоса до свободного уровня в резервуаре, из которого жидкость откачивается насосом. Если уровень жидкости находится ниже оси насоса, то высота всасывания положительна, а если выше оси насоса (подпор), то отрицательна. Высота всасывания центробежного насоса зависит от ряда факторов: барометрического давления (с уменьшением этого давления всасывающая способность насоса уменьшается); упругости паров перекачиваемой жидкости, зависящей от ее температуры; вязкости перекачиваемой жидкости и сопротивления всасывающего трубопровода; кавитационного запаса, необходимого для нормальной работы насоса.

С целью уменьшения потерь во всасывающем трубопроводе уменьшают, по возможности, его длину, делают его более прямым, устанавливают минимальное количество арматуры, избегают воздушных мешков, снижают скорость движения жидкости. Для практических целей высоту всасывания центробежного насоса можно определить с достаточной точностью по опытной формуле:

где- допустимая высота всасывания, отнесенная к горизонтальной оси рабочего колеса, м ст. жидкости;

- давление на свободную поверхность сверх упругости паров, м ст. жидкости;

При перекачке нефтепродуктов, обладающих небольшой вязкостью, явление кавитации несколько ослабляется, так как коэффициент теплопередачи нефтепродуктов, меньший, чем у воды, замедляет процесс парообразования, а наличие в составе нефтепродуктов различных фракций углеводородов с различными точками кипения обусловливает более плавное изменение характеристики насоса. При перекачке горячих нефтепродуктов жидкость находится под давлением собственных паров (Н_а =0).

Следовательно.

т. е. для работы насоса необходимо создать подпор.

2.8 Зависимость подачи, напора и мощности от числа оборотов насоса

Зачастую приходится испытывать насос при числе оборотов, отличном от нормального. Поэтому необходимо знать, как изменится подача, напор и мощность при изменении числа оборотов. Из формул (2.10), (2.12) и (2.14) получим:

т. е. напор, создаваемый насосом, пропорционален квадрату числа оборотов,

(2.19)

т. е. подача насоса пропорциональна числу оборотов,

т. е. при условиигидравлическая мощность пропорциональна кубу числа оборотов,. Полученные зависимостиназывают законом пропорциональности или подобия и ими широко пользуются для определения параметров насоса при изменении числа оборотов.

2.9 Коэффициент быстроходности колеса насоса

С целью установления аналогии между рабочими колесами отдельных типов и отнесения их к определенной серии вводится коэффициент быстроходности колес n_s; он является основной характеристикой, определяющей тип насоса, и влияет на выбор числа ступеней центробежного насоса. Коэффициентом быстроходности колеса насоса называется число оборотов такого эталонного колеса, которое геометрически подобно рассматриваемому, имеет одинаковые с ним гидравлический и объемный КПД, но создает напор Н = 1 м и имеет подачу Q = 0.1 м³/сек, т. е. развивает гидравлическую мощность 1 кВт.

Коэффициент быстроходности определяют из условий геометрического подобия по следующей формуле:

где п - скорость вращения колеса, об/мин;

Q - подача, при максимальном КПД, м³/сек;

Н - напор одного рабочего колеса, м вод. ст. Для насоса с рабочим колесом двойного всасывания для подачи следует принимать Q/2. Коэффициент быстроходности - величина, определяющая для оптимального режима тип подобных насосов независимо от размеров и числа оборотов.

Лопастные насосы в зависимости от щ разделяют на три основные группы: центробежные, диагональные и пропеллерные (осевые). На рис. 2.7. изображена классификация рабочих колес в зависимости от быстроходности.

Здесь а - тихоходное колесо центробежного насоса (а, может принимать значения 50... 80 и);

б - нормальное колесо центробежного насоса (n, может принимать значения 80... 150 и;

в - быстроходное колесо центробежного насоса (n, может принимать значения 150...300 и находится в пределах 1,4... 1,8);

г - колесо диагонального насоса (n, может принимать значения 300...600 и D/De находится в пределах 1,1... 1,2);

д - колесо пропеллерного насоса (n может принимать значения 600... 1200 и ).

Рис. 2.7. Классификация рабочих колес в зависимости от их быстроходности

Из этого следует, что центробежные насосы при ns меньшем 50 не применяются, так как КПД таких насосов был бы низким из-за больших потерь на трение при протекании жидкости в узких каналах рабочего колеса. Это область применения поршневых насосов, имеющих высокий КПД.

Так как коэффициент быстроходности ns пропорционален числу оборотов насоса п, то с увеличением числа оборотов уменьшаются размеры и вес насоса.

Для получения больших напоров следует увеличивать число оборотов п данного колеса или увеличивать наружный диаметр колеса D₂ - наружный диаметр входного канала колеса). Величина напора колеса пропорциональна квадрату его диаметра D₂ и квадрату окружной скорости на выходе из колеса. Для получения больших напоров насосы выполняют многоступенчатыми или применяют последовательное соединение насосов.

Из формулы (2.21) следует, что при заданном числе оборотов коэффициент быстроходности увеличивается с увеличением подачи и уменьшением напора. Следовательно, тихоходные колеса служат для создания больших напоров при малой подаче, а быстроходные колеса (диагональные и пропеллерные) дают большую подачу при небольших напорах. Поэтому тихоходные насосы наиболее часто применяют для водоснабжения и в нефтяной промышленности для подачи нефти из скважин, где требуется создание больших напоров, а пропеллерные насосы используют в установках, предназначенных для подъема больших масс жидкости на сравнительно небольшую высоту, например, для подачи воды в оросительные каналы.

2.10 Рабочая характеристика центробежного насоса

В характеристике центробежного насоса (рис. 2.8.) указаны изменения напора Я, мощности N, потребляемой насосом, и КПД 77 в зависимости от подачи О насоса при неизменной частоте вращения вала.

Режим работы насоса с наибольшим КПД называют оптимальным. Область в пределах изменения подачи при небольшом снижении КПД (Qi, Q2) называют рабочей. Насос рекомендуется применять в пределах этих параметров.

Теоретический напор насоса НТо0 при бесконечном числе лопаток изменяется линейно в зависимости от изменения подачи. Действительно, с изменением подачи меняется только величина скорости с^со . прямо пропорциональная количеству жидкости, проходящей через каналы рабочего колеса. Таким образом, напор НТоо как функция от подачи представляется прямой линией (рис. 2.8.).

Рис. 2.8. Характеристика лопастного насоса

Нулевому напору насоса всегда соответствуют нулевой КПД и наибольшая подача насоса, так называемая работа насоса на излив, т. е. без преодоления полезных сопротивлений. Мощность, потребляемая насосом при нулевой подаче или кулевом напоре, не равна нулю, так как при этих режимах имеются потери на дисковое трение, рециркуляцию жидкости у входа и выхода из колеса, механические и объемные потери (утечка).

Запуск центробежного насоса производится в режиме закрытой задвижки, так как при этом наименьшая мощность, потребляемая насосом, а следовательно, и минимальный пусковой ток на обмотке электродвигателя.

2.11 Определение рабочей характеристики насоса при изменении частоты вращения вала

На рис. 2.9. показаны характеристики насоса при частоте вращения вала 2900 и 2600 об/мин. Подача Q2 получена пересчетом подачи Qi по формуле (2.19). Новый напор (точка 2) определен по формуле (2.18). Мощность при новом режиме (точка 2 ) определена по формуле (2.20). КПД при новом режиме не изменяется, и точку l" перенесем по горизонтали в точку 2'.

Рис. 2.9. Характеристика насоса при разных частотах вращения вала

Рис. 2.10. Универсальная характеристика насоса при изменении частоты вращения его вала

Необходимо учесть, что при большом снижении частоты вращения колеса КПД насоса уменьшается, так как возрастает доля механических потерь.

Таким же порядком определяются все точки кривых характеристики.

Построив характеристики насоса при нескольких значениях вращения вала и соединив точки равного КПД, получим универсальную характеристику насоса при изменении частоты вращения его вала (рис. 2.10.). Если при построении универсальной кривой принимались внутренние КПД насоса, то кривые равных КПД представляют собой параболы. При общем КПД насоса (с учетом механических потерь в сальниках и подшипниках) эти кривые искажаются и не соответствуют форме параболы.

Универсальная характеристика позволяет по одному графику определить параметры насоса при изменении частоты вращения его вала.

2.12 Обточка рабочих колес по диаметру

Как мы видели, подача и напор насоса находятся в определенной зависимости от внешнего диаметра рабочего колеса D2.

Обточка большинства типов колес в небольших пределах (от D2{ до D2) мало изменяет выходной угол лопатки и площадь сечения канала между лопатками на выходе. Рекомендуемые предельные величины обточки колеса в зависимости от коэффициента быстроходности представлены в таблице 1.

Таблица 1

В этих пределах, используя формулы (2.10) и (2.12), можно принять:

Опыты показывают, что для режимов работы насоса, удовлетворяющих этим зависимостям, КПД насоса приблизительно одинаков. Приняв несколько изменений диаметра рабочего колеса насоса, можно построить универсальную характеристику и для обточки колеса (рис. 2.11. а).

Рис. 2.11. Рабочие поля характеристик лопастных насосов при обточке колеса по диаметру

По рекомендуемым пределам обточки и границам рабочей области по КПД определяется рабочее поле насоса (abсd, рис. 2.11. б). В каталогах иногда дается сводный график рабочих полей насосов (обычно в логарифмических координатах) (рис. 2.11. в), что значительно облегчает выбор насоса.

2.13 Влияние плотности и вязкости перекачиваемой жидкости на работу насоса

Центробежные насосы на нефтяных промыслах применяются для подачи весьма разнообразных по своим физическим показателям жидкостей: сильно минерализованной воды (плотность более 1000 кг/м3), сырой нефти и некоторых нефтепродуктов (плотность менее 1000 кг/м3), но при этом с большой вязкостью.

Основные технические показатели любого насоса определяются при работе его на воде с плотностью 1000 кг/м3 и вязкостью 0,01 см2/с и вносятся в техническую документацию на насос. Поэтому при выборе и эксплуатации центробежного насоса необходимо учитывать влияние плотности и вязкости подаваемой жидкости на характеристику насоса.

Полезная мощность насоса и потери мощности (за исключением механических потерь в сальниках и опорах) изменяются с изменением плотности подаваемой жидкости. С уменьшением плотности жидкости уменьшается полезная мощность, вследствие чего уменьшается и КПД насоса. С увеличением плотности происходит обратное - увеличиваются полезная мощность и КПД насоса. Подача О и напор Н насоса не зависят от плотности подаваемой жидкости, и характеристика О - Н насоса остается неизменной. Давление насоса изменяется прямо пропорционально плотности жидкости.

Изменение вязкости жидкости влияет, в основном, на потери мощности, на дисковое трение и гидравлические сопротивления движению потока жидкости и оказывает значительно большее по сравнению с плотностью жидкости влияние на потери мощности. При подаче вязких сырых нефтей и нефтепродуктов потери мощности насоса резко увеличиваются и КПД насоса уменьшается, несмотря на увеличение объемного КПД в результате уменьшения объемных потерь. При увеличении вязкости подаваемой жидкости уменьшаются напор и подача насоса и характеристика Q-Нснижается.

При пересчете технических показателей насоса при подаче им воды на подачу более вязкой жидкости используются экспериментальные данные. Теоретическое решение такой задачи затруднено из-за сложности явлений, происходящих в насосах. Для анализа экспериментальных данных и пересчета технических показателей насоса предложено несколько методов. В большинстве методов используются пересчетные коэффициенты для подачи Kqv напора Кнv. и КПД Kзv насоса. Зная технические показатели насоса при подаче им воды (с индексом В), можно определить новые технические показатели при подаче вязкой жидкости (с индексом v) по формулам:

2.14 Работа центробежного насоса в одинарный трубопровод

При практическом использовании насосов всегда имеется следующая система: подвод жидкости к насосу - насос - нагнетательный трубопровод - потребитель. Характеристики всех четырех частей системы связаны между собой.

Первая часть системы определяет напор у входа жидкости в насос. Минимальная ее величина ограничена допустимой высотой всасывания. Жидкость, подводимая к насосу, может иметь и большой напор, например, при последовательной работе насосов. Наибольший напор на всасывании ограничивается прочностью узлов насоса. Напор на всасывании насоса может изменяться в зависимости от величины подачи.

Напор у выкида насоса будет равен сумме напора у входа в насос и напора, создаваемого насосом. Таким образом, может быть получена характеристика О -- II первых двух частей системы.

Примем, что нагнетательный трубопровод и потребитель представлены одной характеристикой, полученной суммированием характеристик трубопровода и потребителя. Эта характеристика зависит от требований потребителя (высоты подъема или необходимого давления жидкости) и от потерь напора в нагнетательном трубопроводе. Последние растут с увеличением подачи.

Суммарную характеристику нагнетательного трубопровода и потребителя будем далее условно называть характеристикой нагнетательного трубопровода.

Наложением характеристики первых двух частей системы на характеристику нагнетательного трубопровода можно найти рабочий режим всей системы.

Рис. 2.12. Характеристика работы насосной установки

На рис. 2.12. даны суммирующая характеристика приемной и напорной частей системы (кривая 1). Напор на приеме насоса зависит от уровня, с которого поднимается жидкость, и от потерь напора в трубопроводе. Характеристика насоса представлена кривой 2. Пересечение характеристик 1 и 2 (точка А) определяет рабочий режим всей системы. Рабочая точкам показывает, какой напор Нпотр должен создать насос для того, чтобы поднять жидкость на высоту Hст и преодолеть при этом гидравлические сопротивления

1.15 Работа насоса в разветвленный трубопровод

На практике встречаются случаи, когда насос или насосная станция подают жидкость не одному потребителю, а нескольким по разветвленному трубопроводу. При этом требования потребителей, протяженность и сечения трубопроводов различны На рис. 2.13. показана схема подачи жидкости одним насосом в два резервуара, находящихся на разных уровнях.

Насос создает напор более высокий, чем уровни жидкости в резервуарах. Таким образом, жидкость подается в оба резервуара. Пренебрегаем потерями напора в трубопроводе до разветвления (точки В). Тогда характеристики трубопроводов ВС и BD будут представлены соответствующими кривыми, а насоса - кривой В.

Рис. 2.13. Работа насоса на разветвленную сеть

Суммарная характеристика трубопроводов получается сложением абсцисс кривых ВС и BD и будет представлена кривой ВС + BD (от точки 1 до обозначения ВС + BD). Пересечение этой кривой с характеристикой насоса в точке А определяет режим его работы на разветвленный трубопровод. При этом общая подача будет равна Qc + Q_D, а подача по отдельным ветвям трубопровода определится пересечением горизонтали, проведенной из точки А, с характеристиками соответствующих трубопроводов. Во всех случаях работы насоса точка А должна быть в области его эффективного рабочего режима (рис. 2.13.).

Возможно, что при оснащении системы насосом его напор будет больше требуемого и подача насоса может значительно увеличиться. Насос будет работать не в рекомендуемой области и с подачей, отличной от требуемой. Если насос нельзя заменить, то необходимо отрегулировать его.

2.16 Параллельная работа центробежных насосов

В практике использования насосов на нефтяных промыслах часто появляется необходимость работы нескольких насосов на один нагнетательный трубопровод. Наиболее часто насосы работают параллельно (насосные станции водоподъема, перекачка нефти, нагнетание воды в пласт). Такие насосы обычно устанавливают в одной насосной. Они могут иметь разные характеристики. Рассмотрим упрощенный случай работы двух насосов, близкий к практическим задачам, когда можно пренебречь сопротивлением всасывающей части системы и напорных трубопроводов до узловой точки О (рис. 2.14.). Насосы и их характеристики имеют индексы I и II.

При параллельной работе насосов подачи их складываются, а напоры равны. Для получения суммарной их характеристики необходимо сложить абсциссы характеристик обоих насосов при равных ординатах (напорах).

Суммарная характеристика обоих насосов представлена кривой I + II. Характеристика нагнетательного трубопровода пересекает суммарную характеристику насосов в точке А. При этом подача будет равна Q = Q_I + Q_II, а напор H_I= Н_II. Таким образом, режимы работы насосов I и II определятся точками С и В. При параллельной работе двух насосов возможен режим их работы, при котором напор одного из них (например, насоса II) превысит напор другого в его режиме нулевой подачи. Тогда насос II будет нагнетать жидкость через насос / в сторону его приема. Такая работа возможна, например, при возрастании давления в нагнетательном трубопроводе III и в случае запуска одного из насосов при открытой задвижке на его выкиде и при работающем втором насосе. Поэтому необходимо для параллельной работы подбирать насосы так, чтобы рабочий напор не превышал напора при нулевой подаче одного из насосов. Рекомендуется подбирать насосы для параллельной работы с возможно близкими напорами при нулевой подаче. Для предотвращения перекачки жидкости одним насосом через другие необходимо у выкидов насосов устанавливать обратные клапаны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 2.14. Параллельная работа насосов

2.17 Последовательная работа центробежных насосов

Последовательная работа насосов применяется при необходимости увеличить напор жидкости, подаваемой в нагнетательный трубопровод. При этом первый насос (рис. 2.15.) подает жидкость на прием второго насоса. Второй насос нагнетает ее в трубопровод. Таким образом, через оба насоса проходит одинаковое количество жидкости Q, которая подается в нагнетательный трубопровод с напором, равным сумме напоров насосов I и II.

Рис. 2.15. Последовательная работа насосов

Суммарная характеристика двух насосов представлена кривой I + II, характеристика нагнетательного трубопровода кривой III. Эти кривые пересекаются в точке А, являющейся рабочей точкой системы. Режимы работы насосов I и II пересекаются точками С к В.

При последовательной работе насосов подача первого насоса должна быть равной подаче второго или несколько большей (в пределах рабочей области второго насоса), а напор в начале нагнетательного трубопровода должен быть допустимым для второго насоса по условию сохранения его прочности.

2.18 Регулирование параметров работы центробежного насоса

Регулирование параметров работы центробежного насоса можно осуществить при постоянном или измененном числе оборотов ротора. При изменении числа оборотов согласно формулам (2.18), (2.19) и (2.20) подача, напор и мощность изменяются по закону подобия. При перекачке жидкости с изменением ее вязкости результаты указанных соотношений несколько отличаются.

Регулирование при постоянном числе оборотов осуществляется несколькими способами:

1. Регулирование дросселированием на напорном трубопроводе при помощи задвижки - простая операция, поэтому широко применяется. Однако при этом происходит потеря энергии, снижается КПД, так как в задвижке теряется часть напора, создаваемого насосом. Точка пересечения А характеристик насоса и трубопровода перемещается влево по кривой Q - Н (рис. 2.12.). Абсцисса новой точки соответствует уменьшенной подаче.

2. Регулирование дросселированием на приемном трубопроводе. Этот способ не может быть рекомендован, так как к указанным недостаткам такого регулирования добавляется еще большее снижение КПД вследствие ухудшения всасывающей способности, выделение паров жидкости и затем возможность появления кавитации.

3. Регулирование впуском небольшого количества воздуха в приемную трубу. Этот способ, несмотря на его сравнительную экономичность, не применяется при перекачке нефти и нефтепродуктов. При впуске воздуха в приемную трубу при перекачке легко испаряющихся жидкостей, помимо явления кавитации, может произойти взрыв.

4. Регулирование перепуском части нагнетаемой жидкости из напорного патрубка в приемный. Осуществляется перепуск жидкости через обводную линию (байпас). При перепуске части жидкости по обводной линии общая подача насоса увеличивается, а напор в соответствии с характеристикой снижается. Однако этот способ регулирования не экономичен, так как с перепускаемой жидкостью теряется затраченная энергия. В многоступенчатых насосах часть жидкости перепускают не из напорной линии, а с первой или второй ступени. При этом теряется меньшая часть энергии и экономичность регулирования повышается.

5. Регулирование изменением схемы соединения насосов. Как было указано, совместная работа насосов может быть осуществлена при параллельном и последовательном их соединении. При последовательном соединении однотипных насосов развиваемые ими напоры складываются, а при параллельном соединении складываются подачи. Пренебрегая потерями, можно считать, что при последовательном соединении одинаковых насосов напор удваивается, а при параллельном их соединении подача возрастает и распределяется поровну между насосами, но получается меньше суммы подач тех же насосов, работающих в отдельности на заданный трубопровод. Таким образом, переключением насосов с последовательного соединения на параллельное и наоборот можно изменять подачу жидкости в трубопровод и ее напор. Указанный способ регулирования можно применять при перекачке нефти, когда в зависимости от температуры окружающей среды (летом, зимой) изменяется противодавление в трубопроводе.

6. Регулирование уменьшением диаметра рабочих колес. При этом способе не затрачивается лишняя энергия. Способ широко применяется для центробежных насосов спирального типа и заключается в уменьшении наружного диаметра рабочих колес обтачиванием в соответствии с универсальной характеристикой.

7. Регулирование уменьшением количества рабочих колес применяется, когда насос может развить напор больший, чем противодавление в трубопроводе.

8. Регулирование закрытием некоторого количества каналов рабочего колеса. При этом уменьшаются подача и напор насоса.

Последние три способа экономичны, но связаны с остановкой и разборкой насоса и применяются, когда режим работы меняют на продолжительное время. На нефтепромыслах в основном применяют первый и четвертый способы регулирования.

2.19 Эксплуатация центробежных насосов

В процессе работы насоса необходимо систематически проверять нагрев подшипников и сальников насоса, а также давление по манометру и следить за приборами, показывающими поступление масла и воды для охлаждения. Система охлаждения должна обеспечить температуру подшипников, не превышающую 60 °С.

Следует следить за тем, чтобы уровень жидкости отвечал требуемой высоте всасывания или подпора насоса, особенно при пуске или прогреве агрегата. При остановке насоса необходимо медленно закрыть задвижку на напорном трубопроводе и выключить двигатель. После охлаждения горячего насоса нужно закрыть все вентили, подводящие масло и воду для охлаждения, а также закрыть краны у манометров.

Если насос останавливают на длительное время, рабочие колеса, уплотняющие кольца, защитные гильзы вала, втулки и все обтекаемые жидкостью детали следует смазать, а сальниковую набивку вынуть.

Узлами центробежного насоса, определяющими продолжительность его бесперебойной работы, являются сальники и подшипники, поэтому их монтажу и уходу за ними необходимо уделять особое внимание. При нагреве сальника следует несколько раз включить и выключить насос, пока не просочится масло через набивку. Если масло не появится, то это означает, что сальник слишком туго набит и его нужно ослабить. Нагрев подшипников, прекращение поступления смазки, вибрация или ненормальный шум свидетельствуют о неполадках в насосе; последний должен быть немедленно остановлен для осмотра и устранения причин, вызывающих ненормальную его работу.

При помощи насосов на нефтепромыслах перекачивают нефть из резервуаров сборных установок, буферных и участковых нефтесборных пунктов и сборных общепромысловых и товарных парков, а также их используют для внутренней перекачки на деэмульсационных и стабилизационных установках. Для этого сооружают насосные станции, отличающиеся друг от друга количеством и производительностью насосов, а также общими размерами зданий. Для сборных установок и участковых пунктов специальных зданий насосных станций обычно не сооружают, а насосы монтируют на металлических передвижных основаниях - салазках и защищают от атмосферных влияний капотом с жалюзийными решетками.

Для общепромысловых и товарных парков применяют мощные насосы и сооружают специальные здания. Выбор производительности, типа и количества насосов зависит от количества перекачиваемой жидкости, ее вязкости, числа часов работы в сутки и вида энергии для двигателя.

Наиболее широко применяют на нефтепромыслах центробежные насосы как более экономичные и удобные в обслуживании. Но область их применения ограничена, так как КПД насосов с увеличением вязкости нефти резко снижается.

В качестве привода обычно применяют электродвигатели и только при отсутствии электроэнергии пользуются двигателями внутреннего сгорания.

Насосную станцию следует располагать так, чтобы был обеспечен самотек от резервуаров к насосам. Это особенно важно для центробежных насосов, пуск которых возможен при герметичном всасывающем трубопроводе.

По условиям ремонта и эксплуатации целесообразно устанавливать, по возможности, однотипные насосы с одинаковой производительностью.

При определении размеров и конструкции здания насосной станции руководствуются нормами и требованиями техники безопасности. Агрегаты должны быть расположены так, чтобы были обеспечены полная безопасность и удобство обслуживания, возможность монтажа и разборки машин. Для этого должен быть доступ к каждому агрегату со всех сторон.

Проход между агрегатами принимается не менее 1 м при низковольтных электродвигателях и не менее 1,5 м при высоковольтных. Расстояние между неподвижными выступающими частями оборудования должно быть всегда не менее 0,7 м. Расстояние от длинных сторон фундаментных плит электронасосов до стенки - не менее 1,25 м. Исключение может быть допущено для насосов с диаметром напорных патрубков не более 150 мм, которые можно устанавливать на расстоянии 0,8 м от стены. При двухрядном расположении насосов проходы между выступающими частями насосов, расположенных в разных рядах, должны составлять не менее 2 м.

В насосных могут быть установлены любые двигатели. Однако при перекачке нефти и нефтепродуктов с температурой вспышки паров 45° С и ниже двигатели внутреннего сгорания и взрывоопасные электродвигатели должны быть ограждены от помещения насосов глухой стеной из несгораемых материалов. Вал, соединяющий двигатель с насосом, должен быть пропущен через сальник. Не допускается для этих насосов применение плоскоременных передач.

Здание насосной станции сооружают из огнестойких или полуогнестойких материалов. Оно должно быть оборудовано паровым или водяным отоплением, водопроводом, канализацией, взры-вобезопасным электроосвещением и вентиляцией. Вентиляция в насосной может быть естественной или принудительной и должна обеспечивать 10 - 15-кратный обмен воздуха.

3. Компрессоры

Компрессоры представляют собой машины для сжатия и перемещения газообразных агентов, например, воздуха, кислорода, водорода, природного газа и т. п. (далее по тексту - газа). Они нашли широкое применение в народном хозяйстве, в том числе в нефтяной и газовой промышленности.

Области применения компрессоров в этих отраслях следующие:

- подъем пластовой жидкости на поверхность при компрессорном способе добычи нефти;

- закачка газа в нефтяные пласты с целью поддержания и восстановления пластового давления;

- закачка газа в подземные хранилища;

- освоение скважин после бурения и ремонта;

- подача воздуха в пневматические системы буровых установок;

- подача окислителя (воздуха) в нефтяные пласты при эксплуатации месторождений с применением внутрипласто-вого движущегося очага горения;

- сбор газа при эксплуатации нефтяных и газовых месторождений и подача его на головную компрессорную станцию;

- сжатие нефтяного газа в сепарационных установках;

- транспортирование газа по магистральным трубопроводам;

- подача воздуха в пневматические системы различных грузоподъемных, транспортных и других машин, приборов, инструментов и приспособлений, применяемых в нефте- и газодобыче;

- опрессовка трубопроводов, емкостей и т. п. в процессе испытания их на прочность и плотность;

- перемещение газа в установках заводов по переработке нефти и газа;

- удаление газа с целью создания в какой-либо полости вакуума;

- вентиляция с целью охлаждения оборудования и циркуляции воздуха в помещениях;

- теплопередача в охлаждающих рубашках машин, подогревателях, холодильных установках.

Все компрессоры можно условно подразделить на два вида: динамические и объемные. В динамических компрессорах газ сжимается путем увеличения его скорости и превращения кинетической энергии газа в энергию давления. В объемных компрессорах - в результате уменьшения объема рабочего пространства.

К динамическим компрессорам относятся центробежные, осевые компрессоры и центробежные вентиляторы.

Центробежные компрессоры и вентиляторы по принципу действия и конструкции подобны центробежным насосам; осевой компрессор - осевому насосу. Конструктивные особенности динамических компрессоров в отличие от насосов связаны со сжимаемостью перемещаемой газовой среды (это свойство газа определяет конструктивные особенности и объемных компрессоров) и с большими частотами вращения валов компрессоров (более 200 с^-1).

К объемным компрессорам, по аналогии с объемными насосами, относятся поршневые и роторные. Классификационным признаком поршневых компрессоров является наличие в качестве рабочего органа поршня или плунжера. Принцип их действия подобен принципу действия поршневых насосов.

К роторным компрессорам относятся пластинчатые, жидкостно-кольцевые, коловратные, винтовые и некоторые другие типы компрессоров. В них, так же как и в роторных насосах, осуществляется вращательное или вращательное и возвратно-поступательное движения рабочих органов независимо от характера движения ведущего звена. Их конструкция и принцип действия аналогичны.

К компрессорам (компрессорным машинам) относятся собственно компрессоры, вентиляторы и вакуумные компрессоры.

В результате сжатия газа давление на выходе компрессора р₂ становится больше давления на входе р₁. Отношение этих величин представляет собой степень повышения давления компрессором

Когда требуется обеспечитьв пределах 1... 1,15, применяются вентиляторы (вентиляторы практически не сжимают газ, поэтому их принцип действия мало отличается от принципа дейст вия насоса). Для получениябольше 1,15 применяют компрессоры.

Вакуумные компрессоры применяются для удаления газа из ограниченного пространства (сосуда, резервуара). Давление на выходе вакуумного компрессора обычно равно атмосферному, но в результате создания разряжения в сосуде или в резервуаре степень повышения давления вакуумным компрессором может достигать больших значений, по сравнению с другими компрессорными машинами.

3.1 Принцип работы и термодинамические условия работы поршневого компрессора

Принципиальная схема поршневого компрессора (рис. 3.1.) включает щитндр 1, поршень 2, всасывающий 3 и нагнетательный 4 клапаны, шток 5 и кривошипно-шатунный механизм, состоящий из крейцкопфа 6, шатуна 7 и кривошипа 8.

Рис. 3.1. Схема поршневого компрессора

Рабочий процесс в поршневом компрессоре осуществляется за четыре этапа:

1. Расширение газа во «вредном» пространстве цилиндра компрессора (в клапанах и околоклапанном пространстве, в зазоре между крышкой цилиндра и плоскостью АЛ, соответствующей крайнему положению поршня).

2. Всасывание. Расширение и всасывание происходят при движении поршня от плоскости АА до плоскости ВВ на длине хода поршня s. При этом всасывающий клапан открывается не сразу, а лишь после того, как газ, находящийся во «вредном» пространстве цилиндра, расширится и его давление станет меньше давления во всасывающей линии. В этот момент откроется клапан 3, и газ начнет поступать в цилиндр компрессора.

3. Сжатие происходит при движении поршня от плоскости ВВ до плоскости СС.

4. Нагнетание происходит при движении поршня от плоскости СС до плоскости АА. Нагнетание газа в трубопровод начинается тогда, когда давление газа в 1щлиндре превысит давление в нагнетательной линии, в этот момент откроется клапан 4, и газ начнет поступать в трубопровод.

Расширение и сжатие газа в компрессоре связаны с изменением его температуры и являются объектом изучения технической термодинамики. Характер изменения объема газа зависит от условий теплообмена между газом, деталями компрессора и окружающей средой. В зависимости от этого сжатие или расширение могут происходить:

- без теплообмена (адиабатический процесс), т. е. с нагревом газа при его сжатии или охлаждением газа при его расширении;

- с частичным теплообменом (политропический процесс);

- с полным теплообменом (изотермический процесс), т. е. с сохранением одной и той же, постоянной при сжатии и расширении, температуры газа.

Как видно из определений, адиабатический и изотермический процессы являются частными случаями политропического процесса.

Политропический процесс изменения состояния идеального газа задается уравнением:

(3.1)

где р - давление; V- объем газа; т - показатель политропы

При адиабатическом процессе т = к и называется показателем адиабаты. Он равен 1,67 для одноатомных газов, 1,4... 1,41 для двухатомных и 1,2... 1,3 для трех- и многоатомных газов.

При изотермическом процессе m = 1.

Из условий работы поршневого компрессора видно, что процессы сжатия и расширения газа происходят в основном при политропическом процессе.

Изменение температуры газа можно определить, используя уравнение состояния идеального газа:

(3.2)

где R - газовая постоянная;

Т - абсолютная температура газа в цилиндре,

Для политропического процесса температура после сжатия определяется по формуле:

(3.3.)

где- конечная температура газа после сжатия, - начальная температура газа,

3.2 Индикаторная диаграмма идеального рабочего процесса компрессора

При рассмотрении идеального цикла поршневого компрессора принимают следующие допущения:

1. Сопротивления движению потока газа (в том числе и в клапанах) отсутствуют.

2. Давление и температура газа во всасывающей и нагнетательной линиях постоянны.

3. Давление и температура газа в период всасывания, также как и в период выталкивания газа из цилиндра, не меняются.

4. «Мертвое» («вредное») пространство в цилиндре компрессора отсутствует.

5. Нет утечек газа и потерь мощности на трение. Индикаторная диаграмма идеального цикла представлена на рис. 3.2.

Процесс сжатия газа поршнем характеризуют кривые 1--2. При изотермическом процессе это будет криваяпри адиабатическома при политропическом 1--2 или

Рассматривая политропический процесс 1--2, видим, что за этот период цикла объем газа уменьшится сдо, давление изменится отдо, а температура - отдо Далее идет нагнетание газа в трубопровод 2--3. Давление и температура газа остаются в этот период неизменными (и). Весь объем газа переходит в нагнетательный трубопровод. За период 3--4 в цилиндре снижается давление до давления во всасывающем трубопроводе, закрывается нагнетательный клапан и с началом движения поршня вправо открывается всасывающий клапан. Период всасывания характеризуется линией 4--1. Здесь давление и температура газа равныи, в цилиндр поступает объем газа, равный

Рис 3.2. Индикаторная диаграмма идеального цикла компрессора простого действия

Работа сжатия газа от давления всасываниядо давления нагнетанияв цилиндре компрессора за время одного цикла характеризуется площадью индикаторной диаграммы, ограниченной линиями, которые соединяют точки 1--2--3--4. В случае идеального процесса, когда исключены все непроизводительные потери энергии, затрачиваемая энергия равна полезной. Таким образом, индикаторная диаграмма в этом случае дает величину затрачиваемой и полезной работы.

При изотермическом процессе газ сжимается без нагрева и выходит с меньшей температурой, чем при адиабатическом или политропическом процессах.

Поскольку компрессор предназначен только для сжатия и перемещения газа, то повышение его температуры не является полезной для нас частью работы. Поэтому изотермический процесс (без нагрева газа) более выгоден. При этом процессе на сжатие газа от давления до давления затрачивается меньше энергии (рис. 3.2., площадьнаименьшая). Однако изотермиче-

ский процесс трудно осуществить на практике, и компрессоры работают при политропическом или адиабатическом процессах.

3.3 Работа на сжатие единицы массы газа в компрессоре

Работа идеального цикла компрессораравна сумме работы сжатия газаи работы вытеснения газа в нагнетательный трубопроводза вычетом работы, обусловленной энергией газа, имевшейся у него уже во всасывающем трубопроводе:

Работа сжатия газа от давления р_} до давления р2 характеризуется площадью индикаторной диаграммы, ограниченной линиями 1--2--6--7 (рис. 3.2.). При политропическом процессе:

При адиабатическом процессе:

При изотермическом процессе:

Работа нагнетания (площадь 2--3--5--6):

Работа, совершаемая газом благодаря имеющейся у него энергии (площадь 1--4--5--7):

Если в формуле (3.4) заменимвыражениями из правых частей равенств (3.5), (3.8) и (3.9), то полная работа при политропическом процессе сжатия будет определяться формулой:

Учитывая, что при политропическом процессе , последняя формула примет вид:

При адиабатическом процессе формула (3.10) будет иметь вид:

Если в формуле (3.4) заменимвыражениями из пра-

вых частей равенств (3.7), (3.8) и (3.9), то полная работа при изотермическом процессе сжатия будет находиться следующим образом:

Так как при изотермическом процессе, то имеем:

В этих формулах:

- Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

начальное давление, Н/м²;

- Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

конечное давление в конце процесса сжатия;

V- удельный объем газа, м³/кг;

L - удельная работа, Нм/кг.

3.4 Индикаторная диаграмма реального рабочего процесса компрессора

Реальный цилиндр компрессора отличается от идеального, прежде всего, наличием «вредного» пространства. В этом пространстве остается некоторый объем сжатого газа после окончания процесса вытеснения его в нагнетательный трубопровод. В реальном компрессоре пространство это обусловлено полостью цилиндра, ограниченной с одной стороны его торцом, а с другой - торцом и уплотнениями поршня (рис. 3.1., объем полости от торца цилиндра до сечения АА), полостями клапанной коробки и каналов у всасывающего и нагнетательного клапанов.

Вторым отличием является изменение давления, объема и температуры газа из-за затрат энергии на преодоление сопротивлений потоку газа в клапанах и каналах и непостоянного режима теплообмена газа в результате контакта с окружающими его деталями и смешения газа, поступающего в цилиндр, с газом, заполняющим «вредное» пространство.

Рассмотрим подробнее реальный рабочий цикл компрессора. Процесс сжатия газа в цилиндре соответствует линии 1--2 на индикаторной диаграмме (рис. 3.3.). В начальный момент сжатия относительно холодный газ получает тепло от нагретого цилиндра, вследствие чего процесс идет с подводом тепла к газу, и политропа отклоняется вправо от политропы идеального процесса (пунктирная линия). В конце процесса сжатия газа температура его повышается и становится больше температуры цилюадра и клапанов и процесс сжатия идет с отводом тепла от газа. Политропа на этом участке отклоняется влево от политропы идеального процесса. Эти явления приводят к тому, что показатель реальной политропы процесса сжатия газа становится переменным и расчет процесса надо вести по условному эквивалентному показателю политропы.

Понижение давления в цилиндре относительно давления во всасывающей линии (рис. 3.3., точка 1) в начале сжатия обусловлено сопротивлением потоку газа во всасывающем клапане. Повышение давления в цилиндре относительно давления в нагнетательном трубопроводе (точка 2) в конце сжатия обусловлено усилиями, затрачиваемыми на открытие нагнетательного клапана (сопротивление пружин клапана и инерцию масс деталей клапана, приводимых в движение при его открытии).

Процесс нагнетания соответствует линии 2--3. Повышенное относительно идеального процесса давление нагнетания обусловливается сопротивлениями потоку газа в нагнетательном клапане и подводящих каналах. Некоторая волнистость линии нагнетания обусловливается непостоянством сопротивлений потоку газа из-за изменения скоростей поршня и газа, пульсацией давления в газопроводе и вибрацией клапанных пластин.

За процессом нагнетания в реальном цилиндре идет процесс расширения газа, оставшегося в «мертвом» («вредном») пространстве под давлением(линия 3--4). Объем «вредного» пространства обозначается какГаз расширяется, снижая давление от дои увеличивая свой объем доПри этом поршень движется вправо. Процесс расширения заканчивается при открытии всасывающего клапана. Давление в цилиндре при этом будет ниже, чем во всасывающем трубопроводе, за счет усилий, затрачиваемых на открытие всасывающего клапана.

Процесс расширения газа идет вначале с отбором тепла от сжатого газа, а затем с подводом тепла к газу, и потому показатель политропы будет не постоянен (так же, как и при сжатии газа).

За процессом расширения идет процесс всасывания газа (линия 4--7). Давление в цилиндре при этом будет ниже давления в подводящем трубопроводе за счет сопротивления движению потока газа в клапане и каналах. Колебание давления всасывания в цилиндре обусловлено теми же явлениями, которые наблюдаются и при нагнетании газа.

Рис. 3.3. Индикаторная диаграмма реального цикла компрессора простого действия

Работа, затрачиваемая на сжатие газа, в реальном цикле характеризуется площадью индикаторной диаграммы 1--2--3--4 (рис. 3.3.). Сняв с цилиндра работающего компрессора индикаторную диаграмму, замеряют ее площадь (планиметром) и при известном масштабе объема и давления находят индикаторную работу

Работа, затрачиваемая на сжатие газа во «вредном» пространстве (рис. 3.3., площадь), компенсируется при его расширении. При этом газ давит на поршень, за счет чего и возвращает накопленную энергию.

Работа характеризуется заштрихованными участками Эти участки определяют работу, затрачиваемую в полном реальном цикле.

3.5 Подача поршневого компрессора, коэффициент подачи

Подачей компрессора называют объем или массу газа, проходящего за единицу времени по линии всасывания или линии нагнетания компрессора. Расход газа при нагнетании всегда меньше, чем при всасывании, за счет утечек газа через неплотности. Объемный расход газа обычно рассчитывается исходя из условий всасывания, нормальных условий (давление 1013,25 гПа и температура 293,15 °К) или стандартных условий (1013,25 гПа и 293,15 °К).

Потребителя интересует обычно количество газа, подаваемого ему от компрессора, приведенное к нормальным или стандартным условиям. Иногда эту подачу называют коммерческой.

Подача компрессора с одним цилиндром одинарного действия рассчитывается по формуле:

где- коэффициент подачи, зависящий от многих факторов;

- объем воздуха, перекачиваемого поршнем за ход в одну сторону;

- число двойных ходов поршня в минуту (с возвращением в исходное положение).

Коэффициент подачи рассчитывается по формуле:

где коэффжгаенты:- объемный;

- герметичности;

- температурный;

- давления.

Объемный коэффициент отражает степень полноты использования объема цилиндра:

где- показатель политропы;

- степень сжатия компрессора;

- относительный коэффициент «мертвого» пространства.

Коэффициент герметичностивводится ввиду того, что могут быть запаздывание закрытия клапанов, негерметичность уплотнений зазора между поршнем и цилиндром, уплотнений штоков у цилиндров двойного действия, негерметичность соединений рабочих каналов. Коэффициент герметичности обычно принимается в пределах 0,95... 0,98.

Температурный коэффициентотражает влияние нагрева газа при всасывании за счет теплообмена с горячими стенками цилиндра и каналов. При нагреве увеличивается объем газа, находящегося в цилиндре, и уменьшается полезный объем газа, поступающего в цилиндр из всасывающего патрубка. Температурный коэффициент зависит от степени сжатия газа, поскольку от этого зависят температура нагнетаемого газа и температура стенок каналов и цилиндра. Ориентировочно температурный коэффициент можно найти по формуле:

Коэффициент давленияучитывает снижение подачи компрессора за счет уменьшения давления газа в цилиндре при всасы вании по сравнению с давлением во всасывающем патрубке. В результате этого снижения давления газ расширяется и в цилиндр входит меньшее его количество. На подачу влияет уменьшение давления не в начале, а в конце периода всасывания. Коэффициент давления обычно находится в пределах 0,95.. .0,98.