Расчет основных параметров оборудования ГРС
Рис. 37. Расчетная характеристика нагнетателя Н-1676-1,37
Определение технического состояния нагнетателя
Расход газа через ЦБН известен. Оценка технического состояния ЦБН
(его газового тракта) проводится путем сравнения эксплуатационного значения
политропического КПД с его эталонным значением на подобном режиме т.е.
= const.
Объемный приведенный к оборотам расход (QiH)
где - коэффициент пропорциональности дается в зависимости от ти-
па ЦБН;
- перепад давлений на измерительном устройстве (тарированный
патрубок, либо конфузор, либо что-то другое), Па;
- плотность газа на входе в ЦБН, кг/м3;
~ номинальное значение частоты вращения, об/мин;
n - замеренное значение частоты вращения, об/мин.
Далее определяется коэффициент технического состояния
Отклонение от единицы свидетельствует об ухудшении в процессе экс-
плуатации характеристики ЦБН, за счет увеличения внутренних потерь (подре-
зы лопаток, износ колеса и др.).
Эксплуатационная мощность ГТУ определяется на основе замера пара-
метров перекачиваемого газа ЦБН.
Внутренняя мощность ЦБН , Вт
где - мощность, определяемая по измеренным параметрам
природного газа до и после ЦБН (температура и давление
на входе нагнетателя piH, tiH, Р2н, t2H), Вт:;
где К/К-1 - коэффициент, определяемый по таблице 4 по значениям
приведенным в зависимости от:
- от средней температуры газа в ЦБН 1фн = (ti +12) /2;
- от относительной плотности газа по воздуху, определен-
ной в химической лаборатории Дв = ргаза/РвозД;
К - коэффициент адиабаты природного газа, определяется из
таблицы 4;
- коэффициент сжимаемости природного газа, принимается
по расчетным данным характеристик ЦБН из ТУ агрегата;
R - газовая постоянная, принимается по расчетным характери-
стикам ЦБН (ТУ или ИЭ);
- расход перекачиваемого природного газа, определяемый
специальными измерениями ( по тарированным конфузорам,
измерительными шайбами, измерительными соплами), м3/с;
- механические потери в подшипниках ЦБН, определяются
при проектировании агрегата, Вт.
Таблица 14
Значения расчетных коэффициентов для различного состава газа
Далее определяется степень сжатия в ЦБН n
По измерениям на агрегате определяется относительная частота вращения
п. Затем по расчетной характеристике ЦБН, представленной на рисунке 37, оп-
ределяют зону расположения , К/К - 1, и уточненное значение
Данный метод распространяется на любые типы агрегатов и обладает
наибольшей точностью.
3.1.4 Расчёт торцевого уплотнения
Считается, что поверхность трения вращающегося и неподвижного ко-
лей установлена строго перпендикулярно и концентрично к оси вращения
вала, и что эти поверхности абсолютно плоские. Наличие в зазоре пары тре-
ния уплотняемой жидкости, находящейся под действием перепада давления
(Р - ) (где -;-), приводит к возникновению расклинивающей силы R, дей-
ствующей на аксиально-подвижную втулку.
Эпюра распределения давления в щели имеет вид трапеции: падение давле-
ния происходит по линейному закону. Тогда среднее давление в щели определяется
как полусумма рабочего давления и давление на выходе из щели , Па
где Р - рабочее давление, Па;
- давление на выходе из щели, Па, как правило, барометрическое
= 0;
Заметим что, определение среднего давления в щели между контакти-
рующими кольцами по данной формуле вносит некоторую ошибку.
В центробежных насосах для нефтепродуктов диаметры рабочих колес ко-
леблются от 50 до 150 мм, а ширина контактной поверхности b составляет при-
мерно 5 мм. Ошибка составляет 1,4... 3,8%, чем практически можно пренебречь.
Расклинивающая сила R, Н
F – площадь контакта в паре трения, м2
Для реальных пар трения кривые изменения давления по длине щели ха-
рактеризуются степенными законами. На характер эпюры давления оказывает
влияние вязкость жидкости. Удельное давление в паре трения одинарного тор-
цового уплотнения определяют из баланса сил, действующих в торцовом уп-
лотнении. На аксиально-подвижную пару действуют:
- сила гидростатического давления G уплотняемой жидкости, действую-
щая на неуравновешенную площадь втулки/ м2
-усилия пружины;
-силы трении по уплотни тельному элементу T (в уплотнениях сильфо-
Ном T = 0);
-расклинивающая R.
Результирующую силу W, H, с которой аксиальное - подвижное кольцо
Прижимается к неподвижному, можно описать как
W=G+S-R-T
Где G – сила гидростатического давления, H:
G=ƒ*P
Удельное давление в паре трения , Па
Это выражение можно преобразовать
Иногда принимают , считая, что усилие пружины уравновешивается
силой трения. Тогда окончательно удельное давление в паре трения =( -0,5)*Р,
где - коэффициент разгрузки:
Коэффициент разгрузки оказывает влияние на конструкцию торцового
уплотнения. При > 1 торцовое уплотнение считают неразгруженным, а при
< 1 - разгруженным.
При монтаже уплотнения с вращающимся аксиально-подвижным коль-
цом па валу постоянного диаметра из-за необходимости обеспечивать зазоры
между валом и превращающейся втулкой всегда имеемся условие, когда > F,
то есть > 1.
Разгруженное уплотнение с вращающимся аксиально-подвижным коль-
цом монтируют на ступенчатом валу или на гильзе, с помощью которой обес-
печивается необходимая разность диаметров.
Для установки неразгруженного уплотнения ( = 1) с вращающимся ак-
сиально-подвижным кольцом также нужен ступенчатый вал. Но, поскольку в
разгруженном уплотнении с таким же ступенчатым валом удельное давление на
контактные поверхности рабочих колец меньше, это уплотнение применяют
чаще, чем уплотнение, у которого = 1. При монтаже уплотнения с внешним
нагружением и невращаюгцимся аксиально-подвижным кольцом на валу посто-
янного диаметра любой коэффициент разгрузки может быть получен при изме-
нении размера .
Уплотнения, имеющие > 1, используют при легких рабочих условиях -
при низких давлениях уплотняемой жидкости. При повышенных давлениях
жидкости применяют разгруженные уплотнения, имеющие < 1.
В практике наиболее распространены значения коэффициента кр от 0,56
(для разгруженных уплотнений) до 1,2 (для неразгруженных).
Уплотнения с коэффициентом кр = 0,5 называется полностью разгружен-
ным, так как для них = 0.
При дальнейшем снижении коэффициента разгрузки ( <0,5) расклини-
вающая сила оказывается преобладающей и стремится отжать аксиально-
подвижное кольцо, что приводит к нарушению герметичности в паре трения. В
разгруженных торцовых уплотнениях нефтяных центробежных насосов реко-
мендуется удельное давление в паре трения принимать в пределах 5... 7 кгс/см2
при давлениях уплотняемой жидкости 25... 30 кгс/см2.
При конструировании уплотнении и их расчете существенное значение
имеет выбор поверхности трения, то есть ширины b уплотнительных поясков
рабочих колец. С уменьшением значения b снижается выделение тепла. В то же
время утечка через уплотнение практически не зависит от радиальной ширины
уплотнительной поверхности колец. Применяемые на практике значения шири-
ны кольца b находятся в пределах 2... 10 мм, а для нефтяных насосов с диамет-
ром валов от 40 мм до 100 мм - 3,5...6 мм.
3.1.4.1 Пример расчета торцового уплотнения
Частота вращения вала n = 2950об/мин, диаметр вала - 115 мм, диаметр
гильзы с расточкой под торцовое уплотнение - 125 мм. Конструктивные разме-
ры рабочих колец: d1 = 151 мм; d2 = 142 мм; d0 = 146мм.
Поверхность трения F, см2
Неуравновешенная площадь аксиально-подвижного кольца, по которому
осуществляется гидравлический прижим ƒ, см2
Коэффициент разгрузки кр = 0,56.
Для равномерного распределения давление трущихся поверхностей реко-
мендуется устанавливать по периметру не менее шести пружин. Принимаем
шесть пружин, равномерно распределенных по окружности.
При максимальном сжатии каждая пружина создает усилие 10 кгс. Удель-
ное давление от усилий всех пружин при максимальном их сжатии без учета
сил трения , кгс/см2
где т - количество пружин, т = 6;
S - сила сжатия одной пружины, кгс, S = 10 кгс,
Т - сила трения, кгс, Т = 0 кгс;
Удельное давление , кгс/ см2
Р - давлении среды в камере уплотнения, кгс/см2, Р = 40 кгс/см2;
= (0,56 - 0,5)*40 = 2,4 кгс/ см2.
Результирующее удельное давление в паре трения по формуле макси-
мальном сжатии пружин РУд, кгс/см2
Руд =Р'уд+Р``уд
Руд = 2,4 + 2,9 = 5,3 кгс/см2
Такое значение удельного давления соответствует рекомендуемому
3,5...7 кгс/см2.
3.1.5.1 Температурный режим газораспределительных станций
В связи с тем, что на ГРС производится снижение давления газа, это приво-
дит к соответствующему его охлаждению. В результате могут образоваться гидра-
ты и сильно охладиться регулирующие клапаны, запорная аппаратура,
контрольно-измерительные приборы и трубопроводы, что нарушает работу стан-
ций. Для борьбы с гидратообразованиями на ГРС применяют автоматическую по-
дачу в газопровод метанола и подогрев газа. На некоторых ГРС внедрены
пневматические автоматы для подачи метанола (ввод метанола в поток газа).
Подогрев газа применяют главным образом на ГРС, где ожидается посту-
пление неосушенного газа при резких перепадах давления, когда наблюдается
значительное охлаждение газа. Для подогрева используются специальные теп-
лообменники. Конструкция теплообменников, а также схема блока подогрева
зависит от давления, температуры и количества поступающего на ГРС газа.
Количество тепла, необходимое для подогрева газа Q, ккал/ч (кДж/ч)
Vo - расход газа, м3/ч, при 0°С и 760 мм рт. ст.;
рo - плотность газа, кг/м , при 0°С и 760 мм рт. ст.;
Ср - удельная теплоемкость газа при постоянном давлении, для
природных газов, равная 0,5 ккал/(кг-°С)(2,3 кДж/(кг-°С));
∆t - температура подогрева газа, °С, равная примерно 4... 5°С и более
в зависимости от температуры и давления газа до и после ГРС.
Поскольку температура газа зависит от перепада давления, коэффициента
Джоуля-Томсона и изменения скорости движения газа, температуру газа после
регулирующего клапана t2, °С, определяют по формуле
- температура газа до регулятора давления, °С;
- коэффициент Джоуля-Томсона, С/ Па;
- давление газа до регулятора, МПа;
- давление газа после регулятора, МПа;
2 - линейная скорость газа после регулятора, м/с;
1 - линейная скорость газа до регулятора, м/с.
Зададимся необходимыми данными и определим температуру газа (ме-
тана) на выходе из ГРС и количество тепла, необходимого для подогрева газа
до регулятора давления.
Исходные данные:
- температура газа до регулятора давления = 29,8 С;
- абсолютное давление до редуцирующего клапана = 2,3*106 Па;
- абсолютное давление после редуцирующего клапана = 1,2*106 Па;
- линейная скорость газа до клапана 1 = 25м/с;
- теплоемкость метана Ср = 2300 Дж/(кг-°С);
- коэффициент Джоуля-Томсона =4-106 С/Па;
- расход газа Vo = 42250 м3/ч;
- плотность газа рo = 0,71 кг/м3.
Диаметры трубопроводов до и после регуляторов равны.
Линейная скорость газа после регулятора из условия равенства диаметров
до и после клапана 2, м/с
2= 2*
2=
Температура газа после регулирующего клапана t2, °С
°С
Количество тепла, необходимого для подогрева газа до регулятора давле-
ния Q, кДж/ч
Q = 42250*0,71 *2,3*(29,8-25) = 331172 кДж/ч.
3.1.5.2 Выбор предохранительных и регулирующих клапанов для ГРС
При выборе типоразмеров предохранительных и регулирующих клапанов
для ГРС пользуются следующей методикой расчета.
Предохранительные клапаны рассчитывают на полную пропускную спо-
собность ГРС с тем, чтобы после сброса давления (превышающего нормальное
рабочее) за клапанами не могло создаваться давление, выше рабочего более чем
на 15%. Клапаны должны открываться при повышении давления газа на 25%
сверх рабочего. Для быстрого сброса газа низкого давления (0,5...2,8 кгс/см2)
применяют специальные предохранительные клапаны типа С1111К, для сброса
газа среднего давления (16 кгс/см2) - клапаны типа ППК, величина открытия
которых составляет (0,25... 0,36)-dc (где dc - диаметр сопла или седла).
Предохранительные клапаны выбирают по их пропускной способности
G, кг/ч:
а - коэффициент расхода газа клапаном (для стандартных конст-
рукций типов СППК4 и ППК4 а = 0,5... 0,8);
F - площадь сечения клапана, равная наименьшей площади в про-
точной части, мм2;
- максимальное избыточное давление перед предохранительным
клапаном, кгс/см2;
- избыточное давление за предохранительным клапаном, кгс/см2;
- плотность среды для параметров рг' и \ кг/м3;
t1' - температура газа перед клапаном, °С;
В - коэффициент, зависящий от показателя адиабаты К и перепада дав-
ления pi/pi \ при сбросе в атмосферу В принимается по таблице 15.
Таблица 15
Значение коэффициента В
Из вышеприведенной формулы определяют величину F, а затем по ката-
логу подбирают предохранительный клапан, у которого ближайшая величина F
больше расчетной величины.
Регулирующие клапаны выбирают также по их пропускной способности.
Поскольку пропускная способность регулирующего клапана зависит от режима
истечения газового потока через регулирующий клапан, необходимую макси-
мальную пропускную способность Ку, м3/ч, определяют по двум уравнениям:
- при
- при
- перепад давления на регулирующем клапане, кгс/см2:
: - абсолютное давление до регулирующего клапана, кгс/см2;
- абсолютное давление после регулирующего клапана, кгс/см2;
Q - максимальный расход среды, м3/ч;
- плотность среды (при 760 мм вод. ст. и 0° С), кг/м3;
Т - абсолютная температура среды, К.
Условная пропускная способность регулирующего клапана , м3/ч
По найденной условной пропускной способности по каталогу подбирают
ближайший больший по отношению к условный проход регулирующего
клапана.
Подберем предохранительный клапан. Исходные данные:
- среда - природный газ (98% метана);
- расход газа Vo = 42250 м3/ч;
- абсолютное давление защищаемой системы
12 кгс/см2 (1,2 МПа);
- температура газа t2 =25 °С.
Сброс происходит из предохранительного клапана в атмосферу:
- коэффициент адиабаты газа К = 1,31;
- коэффициент сжимаемости газа z = 0,9.
Необходимое проходное сечение предохранительного клапана F, мм2
Условная пропускная способность
По каталогу выбираем регулирующий клапан типа 25 с 40 нж условной пропускной способностью = 100 м3/ч и условным проходом Dy = 65 мм.