korzh_v_v_salnikov_a_v_ekspluataciya_i_remont_oborudovaniya

3.1.2.2 Гидравлический расчет вертикального масляного пылеуловителя

	Потери давления в пылеуловителе, вызванные местными сопротивле-
ниями h, кг/м
		h = hi+h2+h3	h:	h- h6,
где	hi	- потери при внезапном расширении газа на входе, кг/м2;
	h2	- потери при внезапном сужении газа на входе в контактные
		трубки, кг/м;
	h3	- потери в контактных трубках, кг/м ;
	h4	- потери при внезапном расширении газа на выходе из контакт-
		ных трубок, кг/м;
	h5	- потери в жалюзийном сепараторе, кг/м;
	h6	- потери на выходе газа из пылеуловителя при внезапном суже-
		нии, кг/м2.
	Потери при внезапном расширении и сужении газа къ кг/м
		K - i	^	,
			2-g
где	Е,	- коэффициент местных сопротивлений;
	W	- скорость газа на данном участке, м/с;
	g	-ускорение свободного падения, м/с.

Скорости при внезапном расширении газа на входе в пылеуловитель W b м/с, и при внезапном сужении при входе в контактные трубки W2, м/с, равны и определяются по формуле:

где	dp	- диаметр подводящего патрубка, м.
	Потери в контактных трубках h3, кг/м

где	X	- коэффициент гидравлического сопротивления;
	Wg	- приведенная скорость жидкости, м/с;
	L	- длина трубок, м;
	pg	- плотность жидкости в рабочих условиях, кг/ст. м3.

Потери в жалюзийном сепараторе /г^, кг/м

161

где	£5	- коэффициент сопротивления в жалюзийном сепараторе, оп-
		ределяемый в зависимости от числа Рейнольдса;
	WSai	- скорость набегания газа на элементы жалюзийного сепара-
		тора, м/с,
	Fa	- коэффициент живого сечения сепаратора
		Fa = ———,
		a + S
где	а	- ширина между жалюзи, м;

д- толщина листа жалюзи, м;

т- гидравлический радиус жалюзийного сепаратора, м:

			F
		т = — ,
			Р
где	F	- площадь живого сечения сепаратора, м2:
		F = H-a,
где	Н	- высота жалюзийного сепаратора, м.
	Число Рейнольдса Re
		Re =	^	,
			jUgFa
где	de	- эквивалентный диаметр жалюзийного сепаратора, м
		de	= 4т,
где	ju	- коэффициент динамической вязкости газа, Па-с.
	3.1.2.3 Пример расчёта вертикального			масляного пылеуловителя

Рассчитать пылеуловитель при следующих заданных условиях:

-суточная производительность газопровода Q = 12,7 млн м3/ сут;

-давление газа на приеме КС рраб = 4 МПа;

-температура газа на входе в КС Траб = 288 К;

-плотность газа р = 0,672 кг/м3;

-давление при стандартных условиях рсх = 0,1033 МПа;

-температура при стандартных условиях Тсх = 293 К;

-коэффициент сжимаемости z = 0,89.

Секундный расход газа при заданных условиях qc, м3/с

ас =	QPcJPae		12,7-106-0,1033-288	3
	24 • 3600 • ррабТст	=	24 • 3600 -4-293	= 3,73 м/с.

162

В зависимости от давления газа в пылеуловителе принимаем по таблице 14 допустимые скорости в контактных трубках Wb свободном сечении W0, набегания на жалюзи Wx.

						Таблица 13
				Допустимые скорости в пылеуловителе
	Давление газа			Допустимая скорость, м/с
				в контактных	в свободном	набегания
	рраб МПа
				трубках Wk	сечении W0	на жалюзи W i
		1		3,35	1,12	0,65
		2		2,35	0,79	0,45
		3		1,95	0,65	0,37
		4		1,68	0,56	0,34
		5		1,5	0,5	0,28
		6		1,38	0,46	0,26
		7		1,27	0,43	0,24
	*Допустимые скорости рассчитаны при Т = 293 К и z = 1.
	Общая потребная площадь группы пылеуловителей для очистки принято-
	го количества газа F, м2
				F = qc / Wo,
				F = 3,73 / 0,48 = 7,77 м2.
	Число пылеуловителей п, шт.
				N = F//n,
	где	f„	-	площадь поперечного сечения одного пылеуловителя, м2.
	В случае получения дробного числа п округляем в большую сторону до
	целого числа п.
	К	расчету		принимаем пылеуловители диаметром dj =		1400, d2 = 1600,
	ёз = 2400 мм и получаем
				п01= 7,77 /1,535 = 5,1;
				по2 = 7,77 /2,04 = 3,8;
				по3 = 7,77/4,52 =1,7.
	Округляя, получаем nj = 6, п2 = 4, п3 = 2.
	Затраты металла по каждому варианту Gb т
				Gi = gi -пь
	где	gt		- масса i-ro пылеуловителя, т.

163

	Принимая g; = 12,2 т, gt = 15,9 т, gt		= 30 т, получим
		Gi= 12,2 • 6 = 73,2т;
		G2= 15,9-4 = 63,6 т;
		G3 = 30 • 2 = 60 т.
	По затраченному металлу наиболее целесообразным будет вариант с пы-
леуловителями d = 2400 мм.
	Действительная газовая нагрузка на один пылеуловитель qn, м3/с
		qn = qc/n;
		qn = 3,73/2 = 1,87 м3/с.
	При отключении одного пылеуловителя нагрузка на другой q'n = 3,73 м/с,
что составит 200%, т. е. увеличение на 100% при допускаемом 33%.
	Следующим типом по минимальному расходу металла будет d = 1600 мм.
В этом случае
		qn = 3,73 / 4 =0,93 м3/с;
		qn' = 3,73 /3 = 1,24 м3/с.
	т. е. перегрузка составит 33%.
	Проверим действительную скорость газа в контактных трубках				м/с
		Wk = q
где		- суммарная площадь поперечного сечения контактных трубок, м2:
		Y fk = (пd\ )пк = (3,14 • 0,0892 / 4) • 57 = 0,3 5 м2;
где	dk	- диаметр контактных трубок, мм, <4 = 89 мм;
		Wk = 0,93 /0,35 = 2,66 м/с.
	Проверим действительную скорость газа в осадительной секции WD, м/с
		W0 = qn//D ,
где	f0	- площадь свободного	поперечного сечения осадительной
		секции, м2:
		f ~f	~	'
где		_ суммарная площадь, занимаемая дренажными трубками в
		осадительной секции, мм2:

£/ д = (ж1д2/4)пд

=(3,14 • 0,0892 / 4) • 9 = 0,05 м2;

/о = 2,04-0,05 = 1,99 мм2 W0 = 0,93 /1,99 = 0,47 м/с,

Так как действительные скорости в контактных трубках и осадительной сеуции в пределах допустимых, то пылеуловитель выбран правильно.

128

3.1.3 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. (QiH)np = const.

Объемный приведенный к оборотам расход (QiH)

	(QlH) = [AKJ&pJvlH]nH0M/n,
где Ак	- коэффициент пропорциональности дается в зависимости от ти-
	па ЦБН;
Ари	- перепад давлений на измерительном устройстве (тарированный
	патрубок, либо конфузор, либо что-то другое), Па;
vlH	- плотность газа на входе в ЦБН, кг/м3;
пИом	~ номинальное значение частоты вращения, об/мин;
п	- замеренное значение частоты вращения, об/мин.

Далее определяется коэффициент технического состояния Кц\

KV = V„oa 1Г1 поп,

1) •

Отклонение от единицы свидетельствует об ухудшении в процессе эксплуатации 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 Neu3M, Вт
				N	=N.	+ AN	,
					еизм г	мех'
где	Ni	-	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 1ф н = (ti +12) /2;

-от относительной плотности газа по воздуху, определенной в химической лаборатории Дв = ргаза/РвозД;

К- коэффициент адиабаты природного газа, определяется из таблицы 4;

165

	zlH	- 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);
	GH	- расход перекачиваемого природного газа, определяемый
		специальными измерениями ( по тарированным конфузорам,
		измерительными шайбами, измерительными соплами), м3/с;
	ЛЫмех	- механические потери в подшипниках ЦБН, определяются
		при проектировании агрегата, Вт.
							Таблица 14
	Значения расчетных коэффициентов для различного состава газа
				Дв
tecp,°C		0,55	0,575	0,600	0,625	0,650	0,675
				11 = 0,85... 0,75
	0	4,12	4,19	4,26	4,33	4,39	4,45
	10	4,16	4,23	4,29	4,35	4,42	4,48
	20	4,20	4,26	4,33	4,39	4,45	4,51
	30	4,24	4,30	4,37	4,43	4,50	4,55
	40	4,27	4,34	4,42	4,48	4,55	4,60
	50	4,30	4,38	4,46	4,53	4,61	4,66
	60	4,35	4,42	4,50	4,57	4,65	4,73
tecp,°C				11 = 3,75... 0,65
	0	4,28	4,36	4,43	4,51	4,58	4,65
	10	4,30	4,37	4,44	4,52	4,59	4,67
	20	4,32	4,40	4,45	4,53	4,60	4,69
	30	4,35	4,42	4,49	4,57	4,64	4,71
	40	4,37	4,45	4,53	4,60	4,68	4,75
	60	4,39	4,48	4,56	4,64	4,72	4,80
166	Далее определяется степень сжатия в ЦБН п
				n=Pln±Pa.
				Pin + Pa
	По измерениям на агрегате определяется относительная частота вращения

п. Затем по расчетной характеристике ЦБН, представленной на рисунке 37, оп-

ределяют зону расположения r/„OI1, К/К -	1, и уточненное значение r/„OI1
_ К - \	lgg
К	"lg (T2jTlHy

Рис. 37. Расчетная характеристика нагнетателя Н-1676-1,37

Данный метод распространяется на любые типы агрегатов и обладает наибольшей точностью.

3.1.4 Расчёт торцевого уплотнения

Считается, что поверхность трения вращающегося и неподвижного колей установлена строго перпендикулярно и концентрично к оси вращения вала, и что эти поверхности абсолютно плоские. Наличие в зазоре пары трения уплотняемой жидкости, находящейся под действием перепада давления (Р - Р0) (где -;-), приводит к возникновению расклинивающей силы R, действующей на аксиально-подвижную втулку.

Эпюра распределения давления в щели имеет вид трапеции: падение давления происходит по линейному закону. Тогда среднее давление в щели определяется как полусумма рабочего давления и давление на выходе из щели Рср, Па

			Рф =	Р+Р	0 •
				2
где	Р	- рабочее давление, Па;
	Р0	-	давление на выходе из щели, Па, как правило, барометрическое
		^	= 0;

128

Заметим что, определение среднего давления в щели между контактирующими кольцами по данной формуле вносит некоторую ошибку.

В центробежных насосах для нефтепродуктов диаметры рабочих колес колеблются от 50 до 150 мм, а ширина контактной поверхности b составляет примерно 5 мм. Ошибка составляет 1,4... 3,8%, чем практически можно пренебречь.

Расклинивающая сила R, Н

Для реальных пар трения кривые изменения давления по длине щели характеризуются степенными законами. На характер эпюры давления оказывает влияние вязкость жидкости. Удельное давление в паре трения одинарного торцового уплотнения определяют из баланса сил, действующих в торцовом уплотнении. На аксиально-подвижную пару действуют:

- сила гидростатического давления G уплотняемой жидкости, действующая на неуравновешенную площадь втулки/ м2

128

128 Иногда принимают Р"уд, считая, что усилие пружины уравновешивается силой трения. Тогда окончательно удельное давление в паре трения Р'уд, Па

		Р'уд=(кр-0,5)-Р,
где	кр	- коэффициент разгрузки:

к- L F

Коэффициент разгрузки оказывает влияние на конструкцию торцового уплотнения. При кр > 1 торцовое уплотнение считают неразгруженным, а при к р < 1 - разгруженным.

При монтаже уплотнения с вращающимся аксиально-подвижным кольцом па валу постоянного диаметра из-за необходимости обеспечивать зазоры между валом и превращающейся втулкой всегда имеемся условие, когда / > F, то есть кр> 1.

Разгруженное уплотнение с вращающимся аксиально-подвижным кольцом монтируют на ступенчатом валу или на гильзе, с помощью которой обеспечивается необходимая разность диаметров.

Для установки неразгруженного уплотнения (кр= 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 кр = 1. При монтаже уплотнения с внешним нагружением и невращаюгцимся аксиально-подвижным кольцом на валу постоянного диаметра любой коэффициент разгрузки может быть получен при изменении размера d2.

Уплотнения, имеющие к р > 1, используют при легких рабочих условиях - при низких давлениях уплотняемой жидкости. При повышенных давлениях жидкости применяют разгруженные уплотнения, имеющие кр < 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 разгруженным, так как для них РУд = 0.

При дальнейшем снижении коэффициента разгрузки (кр<0,5) расклинивающая сила оказывается преобладающей и стремится отжать аксиальноподвижное кольцо, что приводит к нарушению герметичности в паре трения. В разгруженных торцовых уплотнениях нефтяных центробежных насосов рекомендуется 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 ширины кольца b находятся в пределах 2... 10 мм, а для нефтяных насосов с диаметром валов от 40 мм до 100 мм - 3,5...6 мм.

3.1.4.1 Пример расчета торцового уплотнения

Частота вращения вала п = 2950об/мин, диаметр вала - 115 мм, диаметр гильзы с расточкой под торцовое уплотнение - 125 мм. Конструктивные размеры рабочих колец: dj = 151 мм; d2 = 142 мм; d0 = 146мм.

Поверхность трения F, см2

F =		~(d*-d22).
3 14	(151	—142 ) = 20,1 см	,	.
F = -
4
Неуравновешенная площадь аксиально-подвижного кольца, по которому
осуществляется гидравлический прижим/ см2
/	=	~{dl~dly,
/ = M l .	(1512 -1462 ) = 11,66 ом2.

Коэффициент разгрузки кр = 0,56.

Для равномерного распределения давление трущихся поверхностей рекомендуется устанавливать по периметру не менее шести пружин. Принимаем шесть пружин, равномерно распределенных по окружности.

При максимальном сжатии каждая пружина создает усилие 10 кгс. Удельное давление от усилий всех пружин при максимальном их сжатии без учета сил трения Р1^, кгс/см2

	П	m-S-T
	у"	р	'
где т	- количество пружин, т	= 6;

S- сила сжатия одной пружины, кгс, S = 10 кгс,

Т- сила трения, кгс, Т = 0 кгс;

128