Расчетная часть-Расчет магистрального нефтеперекачивающего насоса НМ-360-460-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет магистрального нефтеперекачивающего насоса НМ-360-460-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

5 РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
5.1 Расчет основных параметров работы насоса

Одним из основных параметров работы насоса есть затрата мощности N, то есть количество затрачиваемой насосом энергии для подъема, перемещения и нагнетания жидкости в единицу времени. Различают теоретическую мощность Nт, то есть такую, которую необходимо было бы тратить для подачи жидкости, преодолевая необходимый манометрический напор при полном отсутствии потерь энергии в самом насосе.
Очевидно, теоретическая мощность (кВт) определяется величиной
(5.1)
где Q - подача насоса в м3/год; Q=360м3/год;
ρ - плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3; ρ =0,91т/м3;
g - ускорение свободного падения, м/с2;
H - манометрический напор насоса, м; Н=460м;
Тогда имеем

В действительности, полная мощность, затрачиваемая двигателем, то есть мощность на валовые насоса или эффективная мощность N больше теоретической N>Nт вычисленной.
Поэтому отношение Nт /N всегда меньше единицы. Это отношение показывает, какая часть из всей использованной насосом энергии тратится полезно. Вследствие этого отмеченное отношение принято называть общим коэффициентом полезного действия насоса и помечать:
(5.2)
Определив из паспорта насоса механический КПД (η=0,80) выплывает что:

Общий коэффициент полезного действия насоса η можно рассматривать также как отношение полезной(теоретической) работы Е, выполняемой насосом, к полной(эффективной) роботе насоса Ее, который включает все потери энергии внутри насоса вне зависимости от природы и источников этих потерь:
; (5.3)
Эффективная мощность, N потребляемая насосом, больше теоретической мощности Nт в результате расходов некоторого количества энергии на преодоление гидравлических сопротивлений hω в самом насосе. Кроме того, некоторая дополнительная мощность тратится насосом на перемещение части жидкости, которая проходит через проточную часть насоса, но не попадает в нагнетательный трубопровод. Другими словами, через робoчие органы насоса проходит количество жидкости Q0 больше, чем действительная подача насоса Q, вследствие разных истоков Q0>Q.
Известно, что потери энергии на преодоление гидравлических сопротивлений внутри насоса hω будут зависеть от таких факторов: длины пути, что проходит жидкость в проточной части насоса, плавности траектории движения, шероховатости омываемых стенок, разных местных сопротивлений, создаваемых элементами конструкции, а также от вязкости, и скорости движения жидкости. В связи с гидравлическими потерями увеличивается работа, которая выполняет насос за счет энергии двигателя.
Поэтому напор, зватрачений на преодоление гидравлических сопротивлений внутри насоса hω, добавляется к манометрическому напору Нм и затрата мощности на насос соответственно увеличивается на отношение(Нм+hω) /Нм. Величина, обратная этому отношению.
(5.5)
называется гидравлическим КПД, потому что показывает степень гидравлического совершенства конструкции.
Тогда соответственно имеем

Гидравлический КПД также являет собой отношение полезной работы, выполняемой насосом:
, (5.6)
где Q - подача насоса в м3/год; Q=360м3/год;
ρ - плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3; ρ =0,91т/м3;
g - ускорение свободного падения, м/с2;
H - манометрический напор насоса, м; Н=460м;
до работы насоса с учетом гидравлических потерь в нем.
(5.7)
где Q - подача насоса в м3/год; Q=360м3/год;
ρ - плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3; ρ =0,91т/м3;
g - ускорение свободного падения, м/с2;
H - манометрический напор насоса, м; Н=460м;
h - напор тратит на преодоление гидравлических сопротивлений; h=8,4м;
Следует отметить, что в соответствии с перечисленными причинах возникновения гидравлических потерь внутри насоса гидравлический КПД определяется, главным. образом, доскональностью конструкции, и качеством изготовления насоса.
Механический КПД хорошо сконструированных насосов при тщательном их обслуживании бывает достаточно высоким(0,85— 0,98).
При расчете подаче насосов применяют объемный КПД
(5.8)
где Q - обємна количество жидкости которая подается насосом в напорный трубопровод; Q=360м3;
Q0 - обємна количество жидкости которая теряется например, через торцевые уплотнения; Q0= 3м3;
Тогда согласно формулы(5.8) будем иметь:

Можно определить общий КПД насосов как произведение объемного, гидравлического и механического коэффициентов полезного действия :
(5.9)
Подставив соответствующие значения будем иметь

В заключение отметим, что каждый из приведенных коэффициентов имеет соответствующее приложение в практике. Так, например, общий КПД применяется при определении затраты мощности на насос по его подаче и напору. При расчете подаче насосов применяют объемный КПД
(5.10)
При расчете напора, создаваемого насосом, применяют гидравлический КПД, Так, зная теоретический напор, создаваемый насосом, можно определить действительный напор
(5.11)
Механический КПД применяется при определении затраты мощности на насос по индикаторным диаграммам.

5.2 Определение потерь в уплотнениях рабочих колес

Чтобы определить расходы в уплотнениях рабочих кругу сначала следует определить потенциальный напор данной степени, а уже потом определить напор потерян в уплотнениях
Определяем теоретический напор насоса за формулой:
;      (5.12)
где Н - напор насоса;
- гидравлический коэффициент полезного действия.

Определяем потенциальный напор степени по формуле:
; (5.13)
где - теоретический напор, м;
- ускорение свободного падения, м/с2;
U2 - окружная скорость на выходе рабочего колеса, м/с;
,     (5.14)
где D - диаметр колеса, м;
n - скорость обращения, м/с;


Определяем напор, после потерь в уплотнениях по формуле:
    (5.15)
 где Dy2 - внешний диаметр уплотнения, м; Dy2 =0,195 м;   

Эквивалента площадь определяется по формуле:
а) внутренней щели :
    (5.16)
б) внешней щели :
      (5.17)
где μ1, μ2 - коэффициенты потерь соответственно внутренней и внешней щели;
Dy1, Dy2 - соответственно внутренний и внешний диаметр уплотнения;
= 0,20 мм - максимальный радиальный зазор.
а) для внутренней щели:

б) для внешней щели:

Определяем приведенную эквиваленту площадь:
(5.18)

Наибольшая затрата жидкости через переднее уплотнение рабочего колеса определяем по формуле:
(5.19)

Определяем перепад напора во внешней щели:
    (5.20)
где  Q п.у - наибольший розход жидкости через переднее уплотнение рабочего колеса; Q п.у =0,00288м3/с;
g - ускорение свободного падения;
f2 - эквивалента площадь; f2=0,92*10-4;


5.3 Расчет осевого усилия ротора

Определяем осевое усилие, действующее в сторону всасывания:
   (5.21)
 где - удельный вес жидкости;
 Dy2 - внешний диаметр уплотнения;
  - потенциальный напор;
 U - окружная скорость на выходе рабочего колеса;
 D2 - диаметр колеса.

Определяем усилие действующее в сторону нагнетание:
     (5.22)
Тогда имеем

Определяем силу, которая действует на уплотнение:
   (5.23)

Определяем осевое усилие действующее на рабочее колесо:
  (5.24)
То есть:
.
Полное осевое усилие действующее на роторе:
(5.25)


5.4 Расчет маслоохладителя в системе смазки насосных агрегатов

При проектировании системы смазки насосных агрегатов нефтеперекачивающей станции одним из основных вопросов есть расчет необходимой площади теплопередачи теплообменного аппарата, в котором происходит охлаждение масла.
В современных системах смазки нефтяных насосных агрегатов применяются как водяные, так и воздушные маслоохладители. Кроме того в практике трубопроводного транспорта нефти и нефтепродуктов есть случаи применения систем охлаждения, в которых нагретое масло охлаждается транспортированной средой. Применение каждого из названных видов теплоносителей имеет свои преимущества и недостатки.
Рассчитаем систему смазки насосных агрегатов с использованием водяных маслоохладителей.
В первую очередь рассчитывается режим работы насосной станции и вычисляется мощность, которая выводится в систему смазки. Проведем расчет для самых тяжелых условий, а именно:
 при максимальной мощности, которая выводится в систему смазки;
 при максимальной температуре холодного теплоносителя;
 при максимально допустимой температуре масла на входе в маслоохладитель.
Перед началом расчетов выбирается типичный теплообменник и выписываются его технические характеристики. Как выходные даны для расчета используются также технические данные типичной масляной установки насосов типа НМ.
Начальные данные для расчета:
 мощность, которая выводится в систему смазки ;
 тип маслоохладителя - МХ- 10;
 внутренний диаметр корпуса аппарата ;
 диаметр трубок × × ;
 количество трубок ;
 площадь поверхности теплопередачи ;
 горячей теплоноситель - масло турбинное 22;
 число ходов по трубам ;
 затрата масла ;
 затрата воды ;
 температура масла на входе в маслоохладитель ;
 температура воды на входе в маслоохладитель ;
 коэффициент теплопроводимости металла стенок трубок(латунь) .
При расчетах используются справочные данные о физических свойствах теплоносителей.
Расчет проводится методом последовательных приближений. Задаемся ориентировочными значениями температуры масла и воды на выходе аппарата.
,
.
Находим средние температуры теплоносителей за формулами:
, (5.26)
, (5.27)
,
.
Зависимость физических свойств теплоносителей от температуры может быть описана такими математическими моделями:
для масла
, (5.28)
, (5.29)
, (5.30)
,  (5.31)
для воды
, (5.32)
, (5.33)
, (5.34)
(5.35)
За математическими моделями вычисляются значения физических свойств теплоносителей при средних температурах:
для масла
,
,
,
,
для воды
,
,
,
.
Используя уравнение баланса энергии, вычисляем расчетную темеператури теплоносителя на выходе маслоохладителя :
для масла
, (5.36)
, (5.37)
,
для воды
, (5.38)
, (5.39)
. (5.40)
Вданому случая рассчитанные значения температур и близкие к заранее заданным, потому пересчет физических свойств теплоносителей при средних температурах не проводим.
Максимальная разница температур теплоносителей для прямотечения:
,  , (5.41)
,
.
Средняя разница температур теплоносителей за формулой Билоконя :
, (5.42)
.
В маслоохладителе холодный теплоноситель - вода, которая двигается внутри латунных трубок. Рассчитывается процесс теплоотдачи от стенок трубки к воде. Находим площадь перереза трубок одного хода для протекания воды за формулой:
, (5.43)
.
Вычисляем среднюю скорость движения воды внутри трубок:
,  (5.45)
.
Находим величину числа Рейнольдса для потока воды в трубках:
, (5.46)
.
Следовательно, режим движения воды в трубках турбулентен. Для турбулентного режима формула для вычисления критерия Нуссельта имеет такой вид:
, (5.47)
где - критерий Прандтля при средней температуре потока воды;
- критерий Прандтля при средней температуре стенки трубок;
, (5.48)
.
Задаемся средней температурой стенки трубы за условием:
, (5.49)
.
За математическими моделями - вычисляем физические свойства воды при средней температуре стенки трубки :
,
,
,
.
Находим значение критерия Прандтля при средней температуре стенки трубки :
.
Следовательно значение критерия Нуссельта для процесса теплоотдачи от стенок трубок к воде равняется:
.
Находим коэффициент теплоотдачи от стенок трубок к воде:
, (5.50)
. (5.51)
Горячий теплоноситель - масло двигается в межтрубном пространстве. Рассчитываем процесс теплоотдачи от масла к внешним стенкам трубок. В первую очередь определяем общую площадь перереза для прохождения масла за формулой:
,  (5.52)
.
Вычисляем среднюю скорость движения масла в межтрубном пространстве:
, (5.53)
.
Находим эквивалентный диаметр потока масла за формулой:
,     (5.54)
где - смоченный периметр.
,     (5.55)
,
.
Определяем число Рейнольдса для потока масла с эквивалентным диаметром :
,     (5.56)
.
Таким образом, движение масла в межтрубном пространстве происходит при режиме ламинарии.
За формулами - находим физические свойства масла при средней температуре стенки трубок :
;
;
;
.
Вычисляем значение критерия Прандтля при средней температуре потока масла и средней температуре стенок трубок :
.
Определяем значение критерия Грасгофа за формулой:
,    (5.57)
где - коэффициент объемного расширения масла.
.
Для вычисления значения критерия Нуссельта при режиме ламинарии используем следующую формулу:
, (5.58)

Находим коэффициент теплоотдачи от масла к стенкам трубок
, (5.59)
.
Определяем полный коэффициент теплопередачи от масла к воде за формулой:
,     (5.60)
.
Необходимая площадь теплопередачи маслоохладителей:
,     (5.61)
.
Количество рабочих маслоохладителей на нефтеперекачивающей станции
,      (5.62)
.
Следовательно, количество рабочих маслоохладителей .