Расчетная часть-Расчет магистрального нефтеперекачивающего насоса НПС 65-35-350-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование транспорта и хранения нефти и газа

Расчетная часть-Расчет магистрального нефтеперекачивающего насоса НПС 65-35-350-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование транспорта и хранения нефти и газа

1.3 Обоснование основных параметров

1.3.1 Расчет подачи насоса

Исходные данные для расчета:
- средний внешний диаметр колеса
- ширина канала рабочего колеса у выходной кромки лопасти
- угол выходной кромки
Действительной подачей насоса называется количество жидкости, проходящей через напорный патрубок в единицу времени. Подача может быть выражена в единицах объемного или массового расхода.
Для определения подачи насоса применим формулу, м3/с

   (1.1)

где  - окружная скорость, м/с;
- средний внешний диаметр колеса, м;
- ширина канала рабочего колеса у выходной кромки лопасти, м;
- угол выходной кромки.
Окружная скорость определяется по формуле, м/с

   (1.2)

где  - частота вращения вала насосного агрегата, с-1.

1.3.2 Расчет напора насоса

Основные исходные данные:
- длина всасывающего трубопровода ;
- диаметр всасывающего трубопровода ;
- давление нагнетания ;
- атмосферное давление ;
- длина нагнетательного трубопровода ;
- диаметр нагнетательного трубопровода ;
- частота вращения n = 2950 об/мин. = 49,17 с-1;
- плотность перекачиваемой жидкости = 790 кг/м3;
- вязкость перекачиваемой жидкости см2/с.
Напором насоса Н называется величина, характеризующая приращение механической энергии, получаемое жидкостью, проходящей через насос. Напор насоса получается как сумма напора нагнетания и напора всасывания, если насос засасывает жидкость из резервуара, находящегося ниже оси вала насоса.
Гидравлические потери напора во всасывающем трубопроводе определяются по формуле

     (1.3)

где  - ускорение свободного падения, м/с2;
- коэффициент гидравлического сопротивления всасывающего трубопровода;
- длина всасывающего трубопровода, м;
- диаметр всасывающего трубопровода, м;
- сумма местных сопротивлений во всасывающем трубопроводе;
- подача насоса, м3/с.
Коэффициент местных сопротивлений характеризует наличие на нагнетательном и всасывающем трубопроводе преград для потока жидкости, таких как запорная арматура и повороты.
Суммарный коэффициент местных сопротивлений во всасывающем трубопроводе представлен в таблице 1.3.

Таблица 1.3 - Суммарный коэффициент местных сопротивлений во всасывающем трубопроводе
№ п/п Наименование сопротивления Количество 

1 Задвижка, открытая полностью 2 шт. 0,2
2 Кран 1 шт. 5,0
3 Плавно закругление трубы (колено с углом 90°) 6 шт. 1,8
4 Фильтр очистки 1 шт. 2,1
ИТОГО 9,1

Подставив значения получаем, м:



Коэффициент гидравлического сопротивления определяется по формуле

    (1.4)

где  - число Рейнольдса.
Число Рейнольдса определяем по формуле

   (1.5)

где  - кинематическая вязкость перекачиваемой жидкости, м2/с.
Гидравлические потери напора в нагнетательном трубопроводе определяются по формуле

    (1.6)

где  - статический напор, необходимый для преодоления сопротивлений, зависящих от атмосферного давления, геодезических отметок разности высот и противодавления, м;
- коэффициент гидравлического сопротивления в нагнетательном трубопроводе;
- длина нагнетательного трубопровода, м;
- диаметр нагнетательного трубопровода, м;
- сумма местных сопротивлений в нагнетательном трубопроводе.
Статический напор, необходимый для преодоления сопротивлений, зависящих от атмосферного давления, геодезических отметок разности высот и противодавления определяется по формуле, м

   (1.7)

где  - давление нагнетания, МПа;
- атмосферное давление, МПа;
- плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3.
Суммарный коэффициент местных сопротивлений в нагнетательном трубопроводе представлен в таблице 1.4




Таблица 1.4 - Суммарный коэффициент местных сопротивлений в нагнетательном трубопроводе
№ п/п Наименование сопротивления Количество 

1 2 3 4
1 Задвижка, открытая полностью 3 шт. 0,3
2 Кран 8 шт. 40,0
3 Плавно закругление трубы (колено с углом 90°) 40 шт. 12,0
4 Вход в трубопровод с обратным клапаном 1 шт. 5,0
5 Выход из трубы в сосуд больших размеров 1 шт. 1,0
ИТОГО 58,3

Подставив значения получаем, м



Далее

,

.

Определяем напор, создаваемый насосом по формуле

    (1.8)



1.3.3 Расчет величины щелевых утечек

Разность давлений по обеим сторонам зазора является причиной протекания жидкости. Протекание жидкости в насосе называется щелевой утечкой и выражается потерей производительности насоса.
Щелевые утечки возникают: между нагнетательной камерой рабочего колеса и всасывающей камерой; между рядом расположенными ступенями многоступенчатого насоса; в разгрузочном устройстве; в сальнике.
В данном случае рассчитаем щелевые утечки между нагнетательной камерой рабочего колеса и всасывающей камерой.



Рисунок 1.17 - К расчету щелевых утечек

Величина утечки определяется по формуле, м3/с

(1.9)

где  - коэффициент утечки;
– наружный диаметр входного окна рабочего колеса, м;
- радиальный зазор между уплотнительным кольцом и рабочим колесом, м;
– ускорение свободного падения, м/с2;
– напор перед зазором, м.
Для определения наивыгоднейшего зазора рекомендуется эмпирическая формула, мм

  (1.10)

где   - диаметр уплотнительных колец, мм.
Напор перед зазором определяем по формуле, м

   (1.11)

где  - окружная скорость на выходе из колеса, м/с;
- окружная скорость на входе в колесо, м/с.
Окружную скорость определяем по формуле, м/с

   (1.12)

где  - частота вращения вала, с-1.

1.3.4 Расчет мощности насосного агрегата

Мощность насоса определяется по формуле, Вт

  (1.13)

где   - сумма механических потерь мощности, Вт.
Сумму механических потерь определяем по формуле, Вт

  (1.14)

где   - число ступеней насоса;
- число торцевых уплотнений в насосе;
- потери мощности на дисковое трение, Вт;
- потери мощности на трение в торцевом уплотнении, Вт.
Потери мощности на дисковое трение, Вт

(1.15)

где   - коэффициент, учитывающий насосный эффект дисков;
- наружный диаметр рабочего колеса, м;
- угловая скорость, рад/с;
- коэффициент, зависящий от числа Рейнольдса в щели.

    (1.16)

Число Рейнольдса определяем по формуле


Потери мощности на трение в торцевом уплотнении, Вт

   (1.17)

где  - коэффициент трения;
- усилие, сжимающее уплотнительные кольца, Н;
- скорость скольжения в паре трения, м/с.

1.4 Модернизация системы охлаждения насоса НПС

В ОАО «Норильскгазпром» применяется центробежный насос НПС-65/35-350 с автономной системой подачи охлаждающей жидкости. Подача затворной жидкости осуществляется с помощью импеллера, входящего в конструкцию торцевого уплотнения. Насосный агрегат эксплуатируется в условиях крайнего севера и располагается в отапливаемом помещении (насосной), в которой зимой температура опускается постоянно ниже нуля, поэтому применять воду для охлаждения не целесообразно.
Как показывает опыт эксплуатации насосного агрегата, одной из проблем является система охлаждения узлов, включающая в себя насос для подачи охлаждающей жидкости, емкости и запорной арматуры. В результате анализа неисправностей всего насосного агрегата НПС-65/35-350, больше всего неполадок возникает у насоса для циркуляции охлаждающей жидкости (в нашем случае НДР 1600/10): негерметичность клапанов, износ сальникового уплотнения плунжера. Так же возникают неисправности как последствия при отказе насоса НДР, т.е. при этом нарушается циркуляции жидкости, не происходит охлаждение масла.


1 – бачок охлаждения; 2 – емкость; 3 – запорная арматура; 4 – агрегат насосный НПС-65/35-350; 5 – насос НДР 1600/10; 6 – полумуфта; 7 – рама сварная электродвигателя; 8 – рама сварная насоса НДР 1600/16; 9 – трубопроводы системы охлаждения; 10 – электродвигатель насоса НДР 1600/10; 11 – электродвигатель насоса НПС-65/35-350

Рисунок 1.18 - Система охлаждения узлов насоса НПС-65/35-350

На основании вышеизложенного предлагается модернизировать систему охлаждения узлов насоса НПС-65/35-350 путем изменения схемы самой циркуляции охлаждающей жидкости. Для этого, вместо насоса НДР, подача охлаждающей жидкости на торцовое уплотнение и блок подшипников, необходимо сделать врезку в нагнетательный трубопровод насоса НПС 65/35-350, а выход охлаждающей жидкости врезать во всасывающий трубопровод на фильтр очистки.
Таким образом, циркуляция конденсата по кругу с нагнетательного трубопровода во всасывающий по замкнутому кругу, исключает возможность остановки подачи охлаждающей жидкости. Такая схема циркуляции эффективнее и надежнее, так как циркуляция происходит за счет давления насоса НПС-65/35-350 и отсутствия насоса НДР, поломка которого может привести к аварийной остановке.
Принципиальная модернизированная система охлаждения представлена на рисунке 1.19.


1 – бачок охлаждения; 2 – трубопроводы системы охлаждения; 3 – рама сварная электродвигателя; 4 - электродвигатель насоса НПС-65/35-350; 5 – полумуфта; 6 – агрегат насосный НПС-65/35-350; 7 – фильтр очистки

Рисунок 1.19 - Модернизированная система охлаждения насоса НПС-65/35-350

В результате модернизации, затраты и трудоемкость на ремонт системы охлаждения значительно снизились. Теперь нет необходимости производить ремонт самого насоса НДР, на покупку запчастей, материалов, на обслуживание и ремонт которого тратилось значительно больше средств чем на модернизированную систему. Трудоемкость ремонта системы охлаждения уменьшилась на 103 часа, так как больше всего трудоемкость ремонта была у насоса и емкости для охлаждающей жидкости.
Затраты времени на проведение одного ремонта представлены в таблице 1.5.

Таблица 1.5 Трудоемкость ремонта системы охлаждения насоса НПС
N п/п Базовая система охлаждения насоса Модернизированная система
охлаждения насоса
 Наименование оборудования Трудозатраты,
человек-час Наименование оборудования Трудозатраты,
человек-час
1 Насос НДР 1600/10 19 Вентиль Ду 25 Ру 160 - 13 шт. 13
2 Емкость V=3 м3 58 Вентиль Ду 15 Ру 160 - 2 шт. 2
3 Бачек охлаждения V=0,12 м3 – 2 шт. 10 Бачек охлаждения V=0,12 м3 - 2 шт. 10
4 Задвижка ЗКЛ Ду50 Ру16 – 3 шт. 18  
5 Вентиль Ду 25 Ру 160 - 12 шт. 12  
6 Вентиль Ду 15 Ру 160 - 1 шт. 1  
7 Фильтр сетчатый 10  
ИТОГО 128 ИТОГО 25

После длительной эксплуатации модернизированной системы и проведения анализа неисправностей насосного агрегата, неполадок, связанных с системой подачи охлаждающей жидкости, наблюдается крайне редко. В основном неполадки связаны с ревизией запорной арматуры. Если раньше система охлаждения обслуживалась по мере проведения технического обслуживания насоса НДР, то теперь обслуживание запорной арматуры проводится приблизительно каждый год, согласно паспорта запорной арматуры, то есть привело к увеличению межремонтного периода.
Как видим из результатов таблицы, при модернизации всей системы охлаждения, значительно уменьшается трудозатраты на проведение одного ремонта со 128 до 25 человеко-часов.
Основываясь на предварительных расчетах модернизированной системой охлаждения, межремонтный период увеличился в 2,6 раза, и теперь он составляет в среднем 8760 часов, по сравнению с базовой, где межремонтный период составлял 3350 часов, т.е. ревизия запорной арматуры производилась при проведении ППР насоса НДР, неисправность которого могла привести к не эффективной работе запорной арматуры.
Данная система охлаждения узлов применяется на всех центробежных насосах, эксплуатируемые на промыслах ОАО «Норильскгазпром». Анализ работы модернизированной системы охлаждения узлов насоса НПС-65/35-350 показал на практике положительные результаты. Поэтому целесообразно будет использовать такую систему охлаждения и на других насосах такого типа как НК, ТКА, где используются торцевые уплотнения и которые перекачивают не только газовый конденсат, но и метанол. В дальнейшем мы будем решать задачи по улучшению уже модернизированной системы охлаждения, автоматизировав процесс подачи охлаждающей жидкости на узлы насоса.

1.5 Расчеты на прочность и долговечность

1.5.1 Расчет проточного канала рабочего колеса

Основные исходные данные:
- расход Q = 0,018 м3/с = 65 м3/ч;
- напор одной ступени Н = 43,75 м;
- частота вращения n = 2950 об/ мин. = 49,17 с-1;
- плотность перекачиваемой жидкости = 790 кг/м3.
При расчете проточных каналов прежде всего определяют размеры меридианного сечения рабочего колеса и отвода.
Конструкция сечения рабочего колеса представлена на рисунке 1.20.



Рисунок 1.20 - Конструкция сечения рабочего колеса

Размеры и параметры меридианного сечения рабочего колеса можно рассчитать в такой последовательности:
а) Коэффициент быстроходности

   (1.18)

где  - напор, создаваемый одной ступенью, м;
- частота вращения колеса, об/мин.;
- подача насоса, м3/с.
Для центробежных насосов такой коэффициент допустим, однако он свидетельствует о небольшом к. п. д. насоса.
б) Расход жидкости в каналах рабочего колеса, м3/с

    (1.19)

Здесь - объемный коэффициент полезного действия

  (1.20)

в) Приведенный диаметр входа в рабочее колесо, м

   (1.21)

где kВХ – коэффициент входа.
Принимаем kВХ = 1,02
г) К. п. д. насоса

   (1.22)

где  - гидравлический к.п.д.
- объемный к. п. д.;
- механический к. п. д.

  (1.23)

Принимаем .
д) Диаметр вала, м

    (1.24)

где [ ] - допустимое напряжение материала вала при кручении.
В предварительном расчете вала оно принимается заниженным, [ ] = 16 МПа.
е) Внешний диаметр втулки, м

    (1.25)

ж) Диаметр входа в колесо, м

   (1.26)

где с0 - осевая скорость жидкости у входа в пространстве между D0 и dBT определяют без учета подкрутки потока по зависимости С.С. Руднева, м/с

  (1.27)

з) Диаметр колеса у входной кромки лопасти, м

    (1.28)

и) Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопасти (см. рисунок 1.20), м

   (1.29)
где  - скорость потока на входе у лопастей до стеснения ими проходного сечения .
Дальнейшие расчеты выполняют методом последовательного приближения, так как для определения влияния конечного числа лопастей на напор насоса необходимо знать основные размеры колеса, которые в начале расчета неизвестны.
к) Угол входной кромки лопасти определяют по следующей формуле

    (1.30)

1) Угол атаки = 5-10°. Для повышения кавитационных качеств колеса принимают . Принимаем =7°
2) Угол определяют по выражению

,     (1.31)

где   - скорость потока, м/с;
- окружная скорость, м/с.м/с
Скорость потока определяем по формуле,

    (1.32)

где - коэффициент стеснения.
Коэффициент стеснения k1 = 1,1 - 1,25 проходного сечения лопастями на входе колеса задают предварительно. Принимаем k1 = 1,12.
Он равен отношению сечения потока, свободного от лопастей, к действительному сечению потока.
Обычно угол входной кромки лопасти = 18-35°.
л) Средний внешний диаметр колеса D2 определяют последовательным вычислением:
1) теоретического напора, м

    (1.33)

2) коэффициента окружной составляющей абсолютной скорости жидкости при выходе из колеса, м/с

    (1.34)

где  - коэффициент реакции.
Коэффициент реакции рк отражает приращение потенциальной энергии потока в рабочем колесе. Чем выше коэффициент реакции, тем меньше кинетической энергии надо преобразовать в энергию давления в направляющем аппарате, т. е. тем совершеннее рабочее колесо.
Коэффициент реакции = 0,7 - 0,75 насосов с ns = 0,17 - 0,05
3) окружной скорости, м/с

    (1.35)

и далее, м

     (1.36)

Отношение D2/D1 = 0,230/0,120 = 2,11.
Значение D2/D1 указывает на правильный выбор количество ступеней насоса (отношение D2/D1 должно быть < 2,5).
м) Ширина канала рабочего колеса у выходной кромки лопасти, м

   (1.37)

Меридиальную скорость жидкости на выходе из колеса, взятую без учета стеснения проходного сечения лопастями, принимают, м/с

= (0,8-1,1)

н) Угол выходной кромки лопасти находят из планов скорости и с учетом коэффициентов стеснения.
В результате

  (1.38)


Для насоса с ns = 0,04 - 0,1 и для насосов с ns = 0,1 - 0,25 = 1,2 - 1,1. Принимаем =1,1 Коэффициент стеснения проходного сечения лопастями на выходе из колеса предварительно принимают k2 = 1,04 - 1,1 (больший коэффициент при меньших диаметрах D2). Принимаем k2=1,06
о) Оптимальное число лопастей дает формула К. Пфлейдерера

  (1.39)

При лопастях относительно большой толщины (~ 4 - 6 мм) k = 6,5. При лопастях, выполненных из листа с малой толщиной ( ~ 2 - 3 мм), .
п) Теоретический напор колеса при бесконечном числе лопастей, м

   (1.40)

где,

  (1.41)

 (1.42)

Проверка расчета и при необходимости выполнение дальнейшего уточняющего расчета.
Находим , м/с

    (1.43)

Находим , м/с

 (1.44)

Определяем по формуле, м



Далее уточняют величину b2, м



Находят новые значения коэффициентов k1 и k2

  (1.45)

  (1.46)

Здесь s1, s2 — толщина лопасти на входе и выходе.
При этом относительные скорости, м/с

    (1.47)

    (1.48)

Принимаем толщины лопатки на входе s1 = 4 мм, на выходе s2=3 мм.
Величины k1 и k2 достаточно близки (1,17 и 1,07) к полученным ранее значениям(1,18 и 1,08). Расчет можно закончить.

1.5.2 Расчет корпуса ступени

На корпус ступени действует давление перекачиваемой жидкости и осевая сила сжатия корпусов стяжными шпильками.
Исходные данные:
- длина корпуса ступени 0,078 м.
- наружный диаметр 0,36 м.
- внутренний диаметр 0,316 м.
- давление в корпусе 7 МПа.
- толщина ступени 0,044 м.
- средний радиус, м