Гидравлический расчет трубопровода и подбор центробежного насосного агрегата

Гидравлический расчет трубопровода и подбор центробежного насосного агрегата

Содержание

1. Гидравлический расчет трубопровода и построение его характеристики

. Подбор насоса

. Пересчет характеристики магистрального насоса НМ 360-460 с воды на перекачиваемую жидкость методом Аитовой-Колпакова

. Построение совмещенной характеристики трубопровода и группы насосов

. Возможные варианты регулирования подачи насоса

.1 Дросселирование

.2 Регулирование воздействием на привод, изменением числа оборотов вала насоса

.3 Регулирование подачи обточкой рабочего колеса

. Проверка всасывающей способности

. Расчет щелевого уплотнения

Список использованных источников литературы

1. Гидравлический расчет трубопровода и построение его характеристики

Определим диаметр трубопровода на нагнетательной линии, принимая скорость перекачиваемой жидкости V=3,5 м/с.

 = = м

Полученный диаметр нагнетательной линии не соответствует ГОСТу. Следовательно, принимаем ближайший, соответствующий ГОСТ 20295-85

d_н=219мм б=5мм;_н=219-2*5=209мм.

Т. к. диаметр на нагнетательной линии уменьшился, следовательно изменилась и скорость. Найдём действительную скорость жидкости в нагнетательной линии трубопровода

 =

Найдем режим течения перекачиваемой жидкости

 =

 =

=

Т. к. Rе_н, Re_перI< Rе_н < Rе_перII, следовательно режим течения жидкости - турбулентный, в зоне смешанного трения. Находим коэффициент гидравлических сопротивлений по формуле Альтшуля

Найдём потери напора по длине используя формулу Дарси-Вейсбаха

 = =379,77м,

где lн^прив = lн * К_приб = 7000*1,02=7140;

К_приб =1,02 - коэффициент привидения, учитывающий местные потери.

Как правило, всасывающий патрубок в отличии от нагнетательной линии делается больше по диаметру, учитывая это найдём диаметр трубопровода во всасывающей линии, скорость перекачиваемой жидкости примем V=2,5 м/с

 = = 0,225 м.

Полученный диаметр всасывающей линии не соответствует ГОСТу. Следовательно, принимаем ближайший, соответствующий ГОСТ 20295-85

d_в=273мм б=5мм;

d_в=273-5*2=263мм.

Тогда скорость перекачиваемой жидкости во всасывающей линии будет

=

Найдем режим течения жидкости

 =

 =

=

Т. к. Rе_в, Re_перI< Rе_в < Rе_перII, следовательно режим движения жидкости - турбулентный, в зоне смешанного трения. Находим коэффициент гидравлических сопротивлений по формуле Альтшуля

Потери на всасывающей линии находим по формуле Дарси-Вейсбаха

=,

Найдём потребный напор насоса для осуществления процесса перекачки, в заданном режиме используя уравнение Бернулли

Уравнение Бернулли для сечений 1-1 и 2-2:

Уравнение Бернулли для сечений 3-3 и 4-4:

Определяем потребный напор:

При Q_потреб=360 м³/ч, Н_потреб=400,69 м.

Аналогично рассчитываем потребный напор для различных значений Q, результаты заносим в таблицу 1

Таблица 1

На основе полученных данных строим характеристику трубопровода

2. Подбор насоса

По Q_потр и H_потр проводим подбор магистральных насосов. Выбрали 1 секционный насос серии НМ 360-460 с диаметром рабочего колеса 300 мм.

Насосы магистральных нефтепроводов соответствуют, в основном, ГОСТ 12124-87 "Насосы центробежные нефтяные для магистральных трубопроводов" (типы и основные параметры). Стандарт распространяется на насосы основные, подпорные, а также насосы для откачки утечек. Он определяет 11 типов основных насосов, а с учетом сменных роторов - 20 типов. Основные насосы изготовляются на подачи от 125 до 12500 м³/ч. При подачах до 750 м изготовляют секционные насосы с последовательным соединением колес (рисунок - 1).

Секционные магистральные насосы имеют подачу до 710 м³/ч. Согласно ГОСТ 12124-87, предусмотрены пять типов секционных насосов: НМ 120-550, НМ 250-475, НМ З60-460, НМ 500-300 и НМ 710-280. Эти насосы многоступенчатые горизонтальные в однокорпусном секционном исполнении с рабочими колесами одностороннего входа.

Насос НМ 360-460 - четырех ступенчатый он состоит из ротора, крышек всасывания и напорной, секций, направляющих аппаратов, узлов уплотнения и подшипниковых опор.

Ротор насоса состоит из вала, рабочих колес, предвключенного колеса, разгрузочного диска и втулок.

Рабочее колесо литое, одностороннего входа. Направляющий аппарат - литой. Для обеспечения бескавитационной работы насоса устанавливается литое предвключенное колесо.

Осевое усилие ротора уравновешено разгрузочным диском. Концевые уплотнения ротора - механические торцевые. Опоры ротора - подшипники скольжения с кольцевой смазкой и водяным охлаждением.

Крышки всасывания и напорная стягивается стяжными шпильками, образуя вместе с секциями корпус насоса.

Насос и электродвигатель, соединенные зубчатой муфтой, устанавливают на отдельных фундаментных рамах.

Направление вращения вала - по часовой стрелке, если смотреть со стороны электродвигателя. Для расширения области применения насосов допускается уменьшение подачи и напора в пределах рабочей зоны, указанной на характеристике насоса.

1 - зубчатая муфта, 2 - вал, 3 - подшипник скольжения, 4 - торцевое уплотнение, 5 - крышка всасывания, 6 - уплотнительная втулка, 7 - предвключенное колесо, 8 - уплотнительное кольцо, 9 - секция, 10 - рабочее колесо, 11- направляющий аппарат, 12- уплотнительное кольцо, 13 - напорная крышка, 14 - пята насоса, 15 - разгрузочный диск, 16 - разгрузочная втулка, 17 - корпус концевого уплотнения, 18 - устройство отжима ротора

Рисунок 1 - Нефтяной магистральный секционный насос

Характеристика насоса НМ 360-460 (n=2970 об/мин; D₂=300 мм).

Таблица 2

Схема расположения насосов

3. Пересчёт характеристики магистрального насоса НМ360-460 с воды на перекачиваемую жидкость методом Аитовой - Колпакова

где n_s - коэффициент быстроходности;

j - число ступней, j=4;

i - одно или двухстороннего действия, i=1;

Re_пер=

Так как Re_υ > Re_пер наступает автомодельный режим и пересчеты характеристик по напору и подачи не требуется, следовательно: Н_ν = Н_в и

Q_ν = Q_в.

Но с изменением вязкости жидкости меняются дисковые потери, что ведёт к изменению КПД и мощности насоса.

Пересчет к.п.д. с воды на перекачиваемую жидкость

где η_в - к.п.д на воде;

η_ν - к.п.д. на перекачиваемую жидкость;

A - коэффициент связанный с дисковыми потерями, определяемый коэффициентом быстроходности n_s и рассчитываемый с учетом вязкости нефти, n_s = 97,62 => A = 1000;

α - коэффициент связанный с гидравлическими потерями, зависящий от числа Re и определяется по графику α = 0,04;

Re_в, Re_ν - числа Рейнольдса, определяемые по воде и вязкой жидкости.

Число Re_в при перекачке воды равно:

Пересчет мощности с воды на перекачиваемую жидкость

Расчетные данные заносим в таблицу 3

Таблица 3

4. Построение совмещенной характеристики трубопровода и группы насосов

5. Возможные варианты регулирования подачи

.1 Дросселирование

Метод дросселирования на практике применяется сравнительно часто, хотя и не является экономичным. Он основан на частичном перекрытии потока нефти на выходе из насосной станции, т.е. на введении дополнительного гидравлического сопротивления. При этом рабочая точка смещается в сторону уменьшения расхода.

Высота изменения характеристики трубопровода равна

h_др=Н_с-Н_В=444,87-400,69=44,18 м.

Оценка эффективности

η_н=76,5% при Q=360 м³/ч

 >Δη_доп=2%,

следовательно дросселирование не приемлемо.

.2 Регулирование воздействием на привод, изменением числа оборотов вала насоса

Изменение частоты вращения вала - прогрессивный и экономичный метод регулирования, позволяющий полностью исключить обточку рабочих колес.

Согласно теории подобия центробежных насосов параметры их работы при измени частоты вращения вала связаны соотношениями:

=

Строим параболу подобия Н=СQ²

Таблица 4

Парабола пересекает напорную характеристику насоса в точке К, Q при n, Q при n.

Из выражений приведённых выше найдём число оборотов вала центробежного насоса в минуту n:

n==2801,66

По формулам  и  пересчитаем напорную характеристику НМ при числе оборотов в минуту n=2970 об/мин.

Данный метод регулирования является самым эффективным, так как при изменении числа оборотов вала насоса, КПД насоса при этом не меняется.

)

)

)

)

)

)

)

)

)

)

)

)

)

)

Таблица 5

5.3 Регулирование подачи обточкой рабочего колеса

Обточка рабочих колес по наружному диаметру широко применяется в трубопроводном транспорте нефти. Этот способ может быть эффективно использован при установившемся на длительное время режиме перекачки. Следует отметить, что уменьшение диаметра рабочего колеса сверх допустимых пределов приводит к нарушению нормальной гидродинамики потока в рабочих органах насоса и значительному снижению к.п.д.

Строим параболу обточки Н_В=a_BQ²

Строим параболу обточки для подач

Q₁ = 320 м³/ч , Q₂ = 360 м³/ч, Q₃ = 400 м³/ч

Н ₁= 320² * 0,003092 = 316,59 м;

H₂ = 360² * 0,003092 = 400,69 м;

H₃ = 400² * 0,003092 = 494,67 м.

Эта парабола пересекает напорную характеристику насоса в точке К с подачей Q_К = 378,57 м³/ч. Тогда диаметр обточенного колеса будет

Строим новую напорную характеристику насоса:

)

)

) ;

) ;

) ;

) ;

)

Результаты заносим в таблицу 6

Таблица 6

При 60<n_s<120 допускается обточка рабочих колес до 20%. В нашем случае n_s=97,62 и δ=5,6% - условие выполняется, следовательно, регулирование подачи путем обточки рабочего колеса приемлемо.

6. Проверка всасывающей способности

Определим запас энергии на входе в насос, используя уравнение Бернулли

.

Располагаемый кавитационный запас

=.

Расчёт показал, что располагаемый кавитационный запас больше допустимого (для насоса НМ360-460 Dh_доп =4 м) в этом случае в насосе кавитация не возникает, подпорный насос не нужен.

7. Расчет щелевого уплотнения

Наиболее широко распространенный вид бесконтактного уплотнения в центробежных насосах - щелевое уплотнение. Оно ставится у входа в насос, между колесом и корпусом, для уменьшения перетока жидкости между областями высокого и низкого давления

В корпусе насоса 1 фиксируется неподвижно втулка 3 с буртиком, которая по диаметру Д₁ плотно прилегает к корпусу. Между втулкой и выточкой колеса 2 по техническим требованиям устанавливается малый зазор δ в пределах 0,3…0,4 мм, который обеспечивает колебания вала в пределах зазоров подшипников без заедания колеса о корпус. Отношение длины выточки к ее диаметру находится в пределах 0,12…0,15.

Определим утечки через щелевое уплотнение насоса на оптимальном режиме, если известно, что диаметр щели D=90 мм, δ₁=0,25 мм, δ₂=0,6 мм, ν=0,18^.10^-4м²/с

Выполним расчет в первом приближении.

Перепад напора на щели

Скорость

Число Рейнольдса

Так как 3753,2>1900, то режим турбулентный

Коэффициент Дарси вычисляется по формуле Блазиуса (для турбулентного режима)

Коэффициент расхода

Скорость в щели

Утечки

Второе приближение

Число Рейнольдса

Коэффициент Дарси

Коэффициент расхода

Скорость в щели

Утечки

Повторяя аналогичные вычисления для последующих приближений, соответственно получим следующий ряд расходов: 19,42 м³/ч; 19,37 м³/ч. Как видно, второе и третье приближение отличаются друг от друга не более чем на 1%, а потому расчёты можно закончить. Таким образом, утечки при указанных условиях на две стороны составят 38,74 м³/ч, что соответствует объёмному к.п.д.

магистральный насос трубопровод всасывающий

При этом скорость в щели составляет величину V =44,81 м/с.

В процессе эксплуатации насосов и щелевых уплотнений последние изнашиваются, зазор возрастает, что увеличивает утечки. Возрастание этих утечек со временем - одна из причин снижения к.п.д. насоса.

Список использованных источников

1 П.И. Тугунов, В.Ф. Новоселов, А.А. Коршак, А.М. Шаммазов, Типовые расчеты при проектировании и эксплуатации нефтебаз и нефтепроводов, Уфа: ДизайнПолиграфСервис, 2002.

Л.Г. Колпаков, Эксплуатация магистральных насосов, Уфа: УГНТУ, 1993.

3 А.М. Нечваль, Проектирование и эксплуатация газонефтепроводов, Уфа: ДизайнПолиграфСервис, 2001.

А.А. Коршак, А.М. Нечваль, Трубопроводный транспорт нефти, нефтепродуктов и газа, Уфа: ДизайнПолиграфСервис, 2005.

Альбом основного и вспомогательного оборудования насосных и компрессорных станций нефтегазопроводов, Уфа: УГНТУ, 2004.

Каталог нефтяные магистральные и подпорные насосы, Москва: ЦИНТИхимнефтемаш, 1973.

7 С.М. Вайншток, Г.Г. Васильев, Г.Е. Коробков, А.А. Коршак, М.В. Лурье, А.Д. Прохоров, А.М. Шаммазов, Трубопроводный транспорт нефти, Москва: Недра, 2002.