Заключение

Рассмотрен принцип действия и виды объемных насосов, применяемых в переработке нефти. Возвратно-поступательные насосы. Классификация. Принцип действия. Подача, графики подач, неравномерность подачи.

Лекция 9

Процесс всасывания и нагнетания поршневого насоса

Процесс всасывания

Уравнение Бернулли

h_в.кл – потери на всасывании клапана

h_ин.в – инерционные потери на всасывающей линии

а_В – ускорение жидкости во всасывающем трубопроводе

U – скорость поршня

F – площадь поршня

х – ход поршня

Процесс нагнетания

Р_i – индикаторное давление (внутри цилиндра)

Для нормальной работы поршневого насоса необходимо, чтобы на любой части хода поршня давление было выше давления насыщенных паров.

при =0^о

 Р_НП

при =180^о

 Р_НП

Если давление в цилиндре насоса в процессе всасывания достигает давления насыщенных паров, цилиндр заполняется парами. Когда давление превысит давление насыщенных паров, цилиндр будет заполняться жидкостью. В момент обратного хода поршня произойдет конденсация паров и встречный удар поршня и жидкости.

при заданном п

Н_ГВ 

При заданной Н_ГВ нужно найти _доп или п_доп

; п  п_доп

Работа поршневого насоса с пневмокомпенсаторами

Пневмокомпенсаторы являются местом разрыва сплошности потока. Жидкость от колпака до насоса движется по закону поршня. В основной всасывающей линии движение идет за счет разрежения в колпаке.

Объем колпака должен быть рассчитан так, чтобы за один двойной вход уровень жидкости в колпаке восстановился, а скорость во всасывающем трубопроводе была постоянной. Тогда h_ин.в.=0.

В нагнетательной линии процесс аналогичен, а движение по основной линии происходит за счет избыточного давления в колпаке.

;

i – число параллельно работающих цилиндров.

или п^доп находим из условия, что Р_В = Р_НП.

Индикаторная диаграмма и баланс мощности поршневого насоса

Р_i – индикаторное давление (давление внутри цилиндра).

Индикаторная диаграмма служит для определения индикаторной мощности и индикаторного к.п.д. насоса и для определения неисправности в насосе.

Полезная мощность

(на выходе насоса)

- мощность, передаваемая поршнем

- индикаторное или внутреннее к.п.д. насоса

- объемный к.п.д. насоса

_н – коэффициент наполнения;

_ут – коэффициент утечек

- гидравлический к.п.д. (характеризует работу гидравлической части насоса)

- мощность на валу

N_мех – механические потери (потери в уплотнениях поршня и штока, и в кривошипно-шатунном механизме).

- полный к.п.д.

Неисправности насоса определяются по индикаторной диаграмме.

Регулирование подач в поршневых насосах

;

1. Дросселирование задвижкой на нагнетании запрещается.

2. Применение байпаса.

3. Изменение числа оборотов п.

4. Изменение хода поршня

5. Замена пары втулка – поршень.

6. Отключением числа работающих камер (отжатием всасывающего клапана).

7. Подключением газового мешка.

Компрессоры

Лекция 10

Устройство и принцип действия поршневого компрессора

Поршневые компрессоры бывают:

- вертикальные;

- горизонтальные;

- V-образные;

- W-образные.

Поршневые компрессоры делятся на:

а) крейцкопфные;

б) бескрейцкопфные.

Компрессоры бывают:

- с дисковыми поршнями;

- с тронковыми поршнями.

Теоретический цикл идеального компрессора в Р-V координатах

Идеальный компрессор не имеет объема мертвого пространства и всех видов потерь.

Процессы:

Р = const

V = const

T = const (n=1)

dQ = 0

Политропные процессы могут быть с п  к (тепло отводится), п  к (тепло подводится)

1-2 – изотермический процесс сжатия с полным отводом тепла

1-2^/ - политропный процесс сжатия с частичным отводом тепла

1-2^// - цикл без отвода тепла

1-2^/// - цикл с подводом тепла

Цикл компрессора в Т-S координатах

Для цикла с п = 1

Т = const

Т₁ = Т₂

Для цикла с п = к

S = const

1 п  к

Работа теоретического цикла

Полный цикл

- работа компремирования газа – работа, затраченная на сжатие и перемещение газа

п = 1, Т = const

; РV^п = const

РV = const

РV = Р₁V₁

;

- степень сжатия

Адиабатический процесс п = к; dS = 0.

;

Политропный п  к

;

Подача компрессора

,

 - коэффициент подачи

 = f (P, T, a, утечки)

а – относительный объем "мертвого" пространства

_V – объемный коэффициент подачи, учитывает объем "мертвого" пространства

_Т – температурный коэффициент, учитывает теплообмен;

_Р – коэффициент давления, учитывает гидравлические потери

_Г – коэффициент герметичности, учитывает утечки.

При энергетических расчетах компрессоров подачу приводят к условиям всасывания. При коммерческих расчетах – к нормальным физическим условиям.

;

;

Действительный цикл поршневого компрессора

На действительный цикл компрессора оказывают влияние следующие явления:

1. наличие "мертвого" пространства приводит к появлению линии расширения газа сd;

2. за счет инерции клапана в начале хода всасывания и входа нагнетания наблюдаются скачки давления;

3. вследствие гидравлических потерь давление во всасывающем трубопроводе Р₁ выше давления в цилиндре Р_В, а давление нагнетания в цилиндре выше давления в нагнетательном трубопроводе Р₂;

4. вследствие теплообмена давление всасывания постепенно растет (газ нагревается от стенок цилиндра), а давление нагнетания постепенно падает (газ охлаждается за счет теплообмена со стенками цилиндра).

Кроме того процесс сжатия газа ав происходит с переменным показателем политропы.

От точки а до точки е процесс сжатия идет с подводом тепла от стенок цилиндра и температура его повышается также за счет сжатия газа. В точке е температура газа и стенок цилиндра выравнивается и дальнейший процесс сжатия (участок ев) нагнетания вс и расширения cf происходит с отводом тепла.

Объемный коэффициент подачи _V. Влияние "мертвого" пространства на подачу

;

, где - относительный объем "мертвого" пространства.

Для воздуха а = 0,1; п_р  1,2

Если V = 0, то и _V = 0

Температурный коэффициент и коэффициент давления

;

Температурный предел повышения давления в ступени компрессора

Для смазки и улучшения герметичности цилиндров с поршнем подается масло. Самое хорошее цилиндровое масло имеет температуру разложения порядка 240 ^оС. Рабочая температура в цилиндрах должна быть ниже градусов на 4060 ^оС.

К

К

;

;

; ;

Е_max  5

Для увеличения степени сжатия газа применяется многоступенчатое сжатие в компрессорах.

Лекция 11

Многоступенчатое сжатие газа

Рассмотрим теоретический цикл многоступенчатого компрессора (идеального).

;

1)

2)

На заштрихованную площадь (выигрыш в работе), при многоступенчатом сжатии эта работа выполнена холодильниками.

Преимущества многоступенчатого сжатия:

1. высокие степени сжатия при низом температурном режиме;

2. выигрыш в работе компрессора;

3. меньшие усилия, передаваемые с поршня на коленвал;

4. более равномерная нагрузка на коленвал.

Распределение степеней сжатия по ступеням компрессора

Работы ступеней

i = m

- степень сжатия компрессора

т.к.

; т – число ступеней

- степень сжатия ступени

В реальных условиях степени сжатия газа по ступеням не равны.

При недогрузках компрессора происходит перераспределение степеней сжатия. Степени сжатия на первых ступенях повышаются, на последней ступени степень сжатия самая низкая.

Регулирование подачи компрессора

Способы:

1. изменением числа оборотов двигателя;

2. сезонное саморегулирование компрессора за счет изменения температуры (зимой больше Q, чем летом);

3. применение байпаса;

4. регулирование путем обжатия всасывающего клапана;

5. коэффициент давления, который учитывает гидравлические потери. Регулирование задвижкой на всасывание.

При дросселировании задвижкой на всасывание произойдет уменьшение подачи по двум причинам:

1. уменьшается объем всасывания ( )

2. газ в цилиндр входит с меньшей плотностью за счет дроссельного эффекта.

6. изменение объема "мертвого" пространства.

Смазка поршневых компрессоров

Смазка бывает единая и раздельная.

В безкрейцкопфных компрессорах применяется единая смазка машинным маслом из кратера.

Крейцкопфные компрессоры имеют раздельную систему смазки. Цилиндры компрессора смазываются под давлением цилиндровым маслом, которое подается в цилиндр объемным насосом-лубрикатором в строго определенном количестве периодически. Количество масла определяется площадью зеркала поверхности цилиндра.

Приводная часть компрессора смазывается машинным маслом с помощью объемного шестеренного насоса, который через фильтр-холодильник подает смазку в коллектор, из коллектора смазка поступает к подшипникам коленного вала, к вкладышам шатунов и к направляющим ползунов. Отработанное масло стекает в картер.

Охлаждение компрессора

Тепло отводится от холодильника q_хол и от стенок цилиндра q_цил.

; N_пол – политропная мощность

;

- тепло, отведенное от стенок цилиндра.

Q_В – подача, приведенная к условию всасывания.

Для идеального компрессора

idem – постоянная величина.

т – число ступеней

q_жид – тепло, которое воспринимает охлаждающая жидкость.

Q_m.жид – массовый расход жидкости.

Лекция 12

Центробежные компрессоры

Устройство и принцип действия центробежного компрессора аналогично центробежному насосу.

Центробежные компрессоры бывают одноступенчатыми и многоступенчатыми, с охлаждением в процессе сжатия газа и без охлаждения. Одно и двухступенчатые компрессоры без охлаждения называются нагнетателями.

У многоступенчатых компрессоров в каждой секции, состоящей из 23х колес, диаметры одинаковы, по от секции к секции опи уменьшаются. В каждой секции происходит уменьшение ширины колеса. Изменение диаметра и ширины колеса связано со сжимаемостью газа. Охлаждение газа обычно производится между секциями в холодильнике.

Степень сжатия в одной ступени центробежного компрессора составляет Е=1,21,5.

;

Степень сжатия в одной ступени центробежного компрессора ограничена критическим числом оборотов _кр, при котором происходит разрушение колес.

Степень сжатия в секции ограничена температурным пределом, а он 5.

Характеристика центробежного компрессора. Помпаж

В точке А₁ режим компрессора устойчивый, т.к. при отклонении режима работы от расхода в положительную сторону компрессор, имея большую подачу имеет напор меньше, чем сопротивление трубопровода, поэтому он будет уменьшать подачу, увеличивая напор; в трубопроводе будет падать давление и в конце концов наступит баланс в точке А₁.

При отклонении в отрицательную сторону; поскольку давление компрессора выше, чем в трубопроводе, компрессор будет увеличивать подачу с понижением давления; в трубопроводе давление будет расти, и опять наступит баланс в точке А₁.

До точки К режимы будут устойчивые.

Если у компрессора, работающего в режиме В₁ происходит отклонение подачи в положительную сторону, то при увеличении подачи растет как давление компрессора, так и противодавление трубопровода. Противодавление трубопровода растет быстрее. Поэтому компрессор скачком меняет подачу из точки В₁ в точку В₂.

В точке В₂ расход , при котором давление в компрессоре много раз превышает противодавление трубопровода, поэтому компрессор начинает увеличивать подачу, следуя по характеристике вниз к точке С.

После точки С давление компрессора должно возрастать, но противодавление в трубопроводе также растет.

Если на характеристике компрессора на нисходящей ветви после т. К имеется точка с давлением Р_С, то компрессор автоматически перейдет в режим точки А. Из точки А компрессор будет медленно менять (снижать) подачу, стремиться к точке К. После точки К в системе снова возникнет явление помпажа.

(Черкасский "Насосы. Компрессоры", "Нагнетательные машины").

Для устойчивой работы системы компрессор должен работать в режимах, правее точки К. В зависимости от типа компрессора устанавливается помпажная зона.

Для защиты компрессоров от явления помпажа устраивают противопомпажную защиту, как правило – байпас.

При достижении рабочей точкой зоны помпажа срабатывает регулирующий клапан, открывается байпас и рабочая точка уходит в рабочую зону компрессора.

Регулирование работы центробежного компрессора

1. Дросселирование задвижкой.

а) на нагнетание.

б) регулирование задвижкой на всасывание.

В компрессорах предпочтительней регулирование на всасывание, т.к. это приводит к меньшему снижению к.п.д.

2) Изменение числа оборотов п.

Расчетное число оборотов п определяется также как и у центробежных насосов по теории подобия.

3. Обточка рабочих колес – она аналогична центробежным насосам.

4. Регулирование поворотом лопаток направляющих аппаратов на всасывание и нагнетание.

5. Регулирование с помощью байпаса – аналогично центробежному насосу.

Газоперекачивающие агрегаты

Таблица - Показатели перспективных ГТУ нового поколения.

Марка ГПА	Марка двигателя	Тип двигателя	Мощность, МВт	К.п.д., %	Степень сжатия
ГПА-2,5	ГТГ-2,5	судовой	2,5	27	13
ГПУ-6	ДТ-71	судовой	6,3	30	13,4
ГПА-Ц-6,3А	Д-336	авиа	6,3	30	15,9
ГТН-6У	ГТН-6У	промышл.	6,3	30,5	12
ГПА-Ц-6,3Б	НК-14СТ	авиа	8	30	10,5
ГПУ-10А	ДН-70	судовой	10	35	17
ГПА-12	ПС-90	авиа	12	34	15,8
ГПА-Ц-16С	ДГ-90	судовой	16	34	18,8
ГПА-Ц-16Л	АЛ-31СТ	авиа	16	33,7	18,8
ГПА-Ц-16А	НК-38СТ	авиа	16	36,8	25,9
ГТНР-16	-	промышл.	16	33	7,0
ГТН-25-1	-	промышл.	25	31	13
ГПА-Ц-25	НК-36СТ	авиа	25	34,5	23,1
ГПУ-25	ДН-80	судовой	25	35	21,8

Для перекачки природного газа применяются два типа нагнетателей:

- неполнонапорные со степенью сжатия 1,1 Е  1,251,27;

- полнонапорные со степенью сжатия Е = 1,451,53.

При обвязке компрессорных станций по схеме последовательного соединения нагнетателей применяются неполнонапорные нагнетатели. При обвязке на параллельную работу нагнетателей (коллекторная обвязка) применяются полнонапорные нагнетатели.

Основными показателями работы нагнетателей являются:

1. производительность:

а) объемная Q м³/ч;

б) массовая G кг/ч;

в) коммерческая Q_Н м³/ч, м³/сутки, м³/год.

Коммерческой называется производительность приведенная к нормальным физическим условиям на входе в компрессор (t_Н = 20 ^оС, Р_Н = 0,101 МПа).

Пересчет производительности производится по уравнению Клайперона-Менделеева с учетом сжимаемости газа (Z).

2. степень сжатия

(Q_Н)_прив – приведенная подача компрессора.

3. политропный к.п.д.

4. приведенная мощность

5. безразмерное число оборотов (приведенная относительная частота вращения)

R, Z, Т_В, п

- внутренняя мощность, потребляемая нагнетателем.

мощность на муфте

кВт – если привод газотурбинный

кВт – если электропривод.

Помпаж в нагнетателях

– приведенный политропный напор.

Для нагнетателей минимальная подача определяется из условия

10%

зона помпажа –между 1-2

зона малых возмущений – между 2-3

зона сильных возмущений – между 1-3

линия 1-1 – граница помпажа

линия 2-2 – линия контроля помпажа

линия 3-3 – линия ограничения больших возмущений

линия 4-4 – линия ограничения числа хлопков.

Поскольку зона высоких к.п.д. лежит близко к границе контроля2-2, то наиболее вероятный режим работы компрессора должен лежать справа и вблизи точки 1^I. При малейшем снижении подачи эта точка будет перемещаться к точке 1^I, а затем к точке 1^II. Режим работы попадет в зону малых возмущений. Регулирующий помпажный клапан автоматически откроется настолько, чтобы точка 1^II переместилась в точку 1^I. Если времени для срабатывания клапана не хватит, и точка 1 сместится к точке 1^III в зону сильных возмущений, помпажный клапан откроется полностью и затем по мере перемещения точки 1^III к точке 1^I найдет такое положение, при котором наступит стабильная работа в точке 1^I. В наихудшем случае точка 1 может переместиться в точку 1^IV, в компрессоре возникает помпаж и при достижении точкой линии 4-4 предохранительный клапан передвинет линию контроля помпажа 2-2 вправо.

Причины возникновения помпажа в нагнетателях:

1. колебание давления газа в газопроводе;

2. несвоевременная перестановка кранов в обвязке;

3. снижение частоты вращения вала ниже допустимой;

4. попадание посторонних предметов в защитную решетку нагнетателя;

5. обледенение решетки; и т.д.

Расчет щелевого уплотнения

V₁ = V₂ т.к.  = const

Н – напор насоса (допустим Н = 210 м)

Н = 147 м.

_вх = 0,5; _вых = 1;  = 2 – ламинарный режим.

Если Д₂ = 395 мм;

 = 0,5

I приближение  = 1

м/с

- для щели

м/с

II приближение

 = 0,41; V = 22 м/с

Re = 440

 = 0,218

м/с

III приближение

 = 0,289; V = 15,3 м/с

Re = 306

 = 0,314

 = 0,240

V = 12,89 м/с

IV приближение V = 11,9 м/с

V приближение V = 11,54 м/с

VI приближение V = 11,33 м/с

VII приближение V = 11,3 м/с

Допустим V = 11,54 м/с

м³/час

- для насоса с двухсторонним входом

Расчет торцевого уплотнения

Т = 0 (пренебрегаем силой трения)

;

 1 – коэффициент гидравлической нагрузки.

Торцевое уплотнение у которого К1 называется разгруженным.

К = 0,550,65

Меньшие значения (0,55) применяются к уплотнениям УНИ, а большие (0,65) к уплотнениям ТМ.

В качестве пар–трения применяются материалы, у которых имеются следующие свойства:

- антифрикционность

- морозоустойчивость

- износостойкость

- термостойкость

- высокая теплопроводность

- антикоррозионная стойкость.

Коэффициент трения f (основной показатель пар трения).

ТМ – торцевое уплотнение магистральных насосов, у которых пара-трения изготовлена из силицированного графита.

Пара-трения ТМ1 изготовлена из смеси карбида вольфрама со сплавами меди, никеля и кобальта.

- сила контактного давления (результирующая сила)

- контактное давление

Определяется по графику при условии, что f = f_min.

Р_пр = 200300 Н

; в = 48 мм

Выбираем контактную пара ТМ1 по бронзе

f = 0,07 Р_К = 0,85 МПа

Р_пр = 300 Н

Р_Г = 4,35 МПа

МПа

мм (в = 4 мм)

;

d₁ = 0,116м

d₂ = 0,124м

Расчет импеллера

h = 35мм

в  3мм

 = 1017^о

t = tg  0,15…0,3

Z = 5…15 – число заходов

Допустим Д = 145 мм

мм

h = 4 мм

_min = 0,50,6 мм

_max = 0,8 мм

_min = 0,5 мм

d = 15 мм

_max = 0,8 мм мм

 = 840 кг/м³

 = 15% м²/с

п = 3000 об/мин

tg = 0,27

в = 3 мм

т = 10

; t = 0,27

Q = 0

Па=0,247 МПа

м³/с = 13,09 м³/ч

_max = 0,8 мм

К_Р = 0,144

t = 0,27; V = 6 K_Q = 0,870

U = 0,7 K_N = 0,602

P₃ = 0,0931 МПа

Q_max = 12,95 м³/ч

;

Re_грII = 37500 м/с

V₃ = 23,59 м/с (при Q = 15 м³/ч) м/с

Re₁ = 4914,7

Re₂ = 9829,4 ₁ = 0,0447

Re₃ = 14744,04 ₂ = 0,0415

₃ = 0,0403

Q = 0 h = 0

Q = 5 м³/ч h = 6,135 м Р = gh = 50555 Па

Q = 10 м³/ч h = 24,14 м Р = 0,199 Па

Q = 15 м³/ч h = 53,98 м Р = 0,446 Па

Список литературы

1 Касьянов В.М. Гидромашины и компрессоры.– М.: Недра, 1981.- 295 с.

2 Башта Т.М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник для машиностроительных вузов/ Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Невзоров и др.– М.: Машиностроение, 1982.- 423 с.

3 ГОСТ 18985-79Е "Компрессорные машины. Термины и определения".

4 Ибатулов К.А. Гидравлические машины и механизмы нефтяной промышленности.– М.: Недра, 1972.- 130 с.

5 Черкасский В.М. Насосы, компрессоры и гидропривод. –М.: Энергоиздат, 1984, 416 с.

6 Михайлов А.К. Компрессорные машины./ А.К. Михайлов, В.П. Ворошилов.– М.: Энергоиздат, 1989, 283 с.

7 Ларченко Т.Н. Гидромашины и компрессоры в 4-х частях/ Т.Н. Ларченко, Р.А. Брот, В.М. Глазырина, Л.Г. Колпаков. – Уфа, УГНТУ, 1978, 1980, 1982, 1999.

8 Глазырина В.М. Гидромашины и компрессоры: Компрессоры в бурении, добыче и транспорте нефтяных газов: Учеб. пособие / В.М.Глазырина, Л.Г.Колпаков.- Уфа: УГНТУ, 1999, -96 с.

9 Колпаков Л.Г. Эксплуатация магистральных центробежных насосов. –Уфа, УНИ, 1993, 123 с.

10 Нефтяные насосы. Каталог.– М.: Цинтихимнефтемаш, 1980, 51 с.