Исследование работы центробежных насосов магистральных нефтепроводов в режимах малых подач

Основные задачи эксплуатации центробежных насосов магистральных нефтепроводов и нефге п роду кто п ровод ов в режимах малых подач.

В настоящее время системы трубопроводного транспорта нефти и нефтепродуктов эксплуатируются в режимах резкого снижения производительности. При этом центробежные насосы (ЦБН) работают в режимах малых подач, в большинстве случаев не превышающих 50% от номинальной. Работа ЦБН в таких режимах приводит к снижению эффективности и надежности, вызванных следующими причинами.

Снижение подачи ЦБН изменяет условия движения жидкости в центробежном колесе, обуславливающему рост колебаний (пульсаций давления и скорости жидкости) и появление рециркуляционных зон. В результате происходит не только снижение коэффициента полезного действия (к.п.д.) насоса, но и появляются дополнительные динамические нагрузки на элементы насоса, снижающие их долговечность.

Хорошо известно, что одной из основных причин снижения к.п.д. насоса при работе в оптимальном режиме является износ щелевого уплотнения, приводящий к появлению потока утечек из области нагнетания в область всасывания. Рост зазора уплотнения обычно ограничен минимально допустимой величиной к.п.д. насоса, которая не может быть меньше 83% [1]. Однако существующие нормативы на износ щелевого уплотнения получены в результате статистической обработки экспериментальных данных и не учитывают индивидуальных свойств каждого агрегата, связанных с особенностями изготовления, сборки, сроком эксплуатации, рабочим режимом и т. п. При работе насосов в режимах малых подач заметно усилился износ щелевого уплотнения. В ряде случаев увеличение зазора до допустимых значений происходит значительно раньше, чем это предусмотрено существующими нормативными документами. В результате часто ЦБН работают при значениях к.п.д. ниже допускаемого. Для оценки величин утечек через щелевое уплотнение использовалась методика оценки утечек через торцевое уплотнение с подвижным элементом, приведённая в [2].

В соответствии с нормами износа щелевого уплотнения [1], весь диапазон износа был разделен на 4 части.

5о1=0,25 мм- 502−0,33 мм- 50з=0,5 мм- 504−0,66 ммМалые величины щели и снижение перепада давления по обе стороны от уплотнения до 16 кг/см позволяет считать поток в уплотненииламинарным. При этом величина потока рассчитывается по формуле:

I ~А1 5 АгЕвх + Евых М где X — коэффициент потерь на трение- 96.

Я = —, Не — число Рейнольдса-^вх, ^вых — коэффициент потерь на входе и 11е выходес! — диаметр уплотнения- 1 — длина уплотненияЛН — перепад напора в уплотнении- 5орадиальный зазор.

Для различных размеров щелевых уплотнений величины утечек через щелевые уплотнения для насоса НМ 3600−230 равны.

201=44 м3/часр02=78 м3/часС>0з=144 м3/час- 004=216 м3/часТакой поток утечек приводит к уменьшению к.п.д. на следующие величины: 0,25.0,33 — 1,2.2,1%- 0,5.0,66 — 4.6%.

Поэтому в настоящее время наиболее актуальной задачей повышения эффективности эксплуатации ЦБН является разработка методики диагностического обследования зазора щелевого уплотнения. При этом количественные характеристики износа щелевого уплотнения должны.

Ш *1гГ.

О 200.

Дик ~~ JJUмм.

1000 1800 2600 3400 4000.

С), м3/ч.

Рис. 2 Зависимость виброускорения подшипнка от подачи при различных диаметрах предвключенногоколеса насоса НМЛ 3600/2500.

Рис. 3 Зависимость виброускорения подшипника от подачи при различных углах установки лопасти предвключенного колеса насоса НМЛ 3600/2500. оцениваться путем косвенных измерений, что позволит определить мгновенную величину к.п.д., прогнозировать его изменение во времени,.. псиилидимл1й и ирихуп омоида, а рсмит,.

Поскольку расходы на электроэнергию являются основной частью эксплуатационных расходов в системах трубопроводного транспорта, то своевременный вывод насосов в ремонт позволит повысить технико-экономические показатели работы этих систем.

Наличие дополнительных гидродинамических сил, связанных с движением жидкости в центробежном колесе в режиме малых подач привело к росту нагрузок и усилению вибрации основных элементов насосной установки. Это, прежде всего, сказалось на вибрации подшипниковых узлов и трубопроводов. Рост вибрации привел к резкому усилению износа подшипниковых узлов по сравнению с работой в режимах, близких к оптимальному. Нередкими стали случаи аварийной остановки насосов, связанных с разрушением подшипниковых узлов.

Изменения рабочих характеристик и вибрации корпуса подшипника насоса НМ10 000−210 в зависимости от подачи [3] приведены на рис. 1. Как следует из приведенных данных, снижение подачи приводит не только к снижению к.п.д., но и к увеличению уровня вибрации насоса.

В работе [4] были проведены измерения параметров вибрации (СКЗ вибрации) подпорного нефтяного насоса НМП 3600/2500 с предвключенным шнековым колесом в зависимости от диаметра предвключенного колеса Опк, рис. 2 и углов установки лопасти (Зп, рис. 3 на недогрузочных режимах подач.

Как следует из приведенных данных, снижение подачи в 2 раза по сравнению с номинальной приводит к резкому увеличению интенсивности вибрации.

Для определения действий работоспособности подшипниковых узлов необходим периодический вибродиагностический контроль, оценка и прогнозирование технического состояния подшипниковых узлов.

Методология вибрационной диагностики подшипников ЦБН приведена в [1,5,6].

ТПГТТ —— ——— ——— ——————и рч^лчптыл толшл нидач. зпачи 1 сльпи у^ИЛИЯаиЬ вибрация присоединенных трубопроводов. Это связано с тем, что основной причиной вибрации являются колебания транспортируемого потока, а при работе в режимах малых подач интенсивность колебаний резко усиливается. Рост интенсивности колебаний потока жидкости в трубопроводе приводит к тому, что на отдельных участках системы могут образовываться кавитационные зоны, обуславливающие дальнейший рост пульсации потока и увеличивающие вероятность разрушения трубопровода. Попытки снизить уровни вибрации путем усиления жесткости опорных конструкций и использования неподвижных опор не всегда позволяют решить задачу, поскольку в таких опорах не используются элементы, диссипирующие энергию колебаний. При этом, если на начальной стадии эксплуатации, когда запас несущей способности труб велик, некоторое увеличение уровня вибрации не оказывает существенного влияния на надежность работы трубопровода, то после того, как срок эксплуатации приближается к нормативно допустимому и в трубопроводе развились микротрещины, увеличение уровня вибрации может стать основной причиной разрушения трубопровода.

Основной задачей анализа технического состояния присоединенных трубопроводов при работе в режимах малых подач является оценка опасности вибрации, в основу которой следует положить взаимосвязь параметров вибрации и напряженно-деформированного состояния (НДС) трубы, нормирование уровней вибрации и выявление наиболее опасных режимов работы.

На основании опыта эксплуатации ЦБН известно, что конструкция и размеры фундамента под насос и электродвигатель не позволяют в достаточной степени снижать динамические нагрузки, возникающие даже при работе насоса в оптимальном режиме. При работе ЦБН в режимах малых подач в фундаменте часто появляются трещины, приводящие к тому, что разные участки фундамента вибрируют с разными частотами. Это резко.

——-— тт———————-г————-г.

1 х п инии г и 1 <л. ДЛЛ «^ДЧ^ШЧМ раии1иИНЛ/ШПЛ1И фундамента и его технического состояния необходим периодический вибрационный контроль. Основные положения контроля технического состояния фундаментов роторных машин приведены в [1,5,6].

Особенности рабочего процесса ЦБН приводят к тому, что наряду с повышением напора в транспортируемой жидкости появляются динамические составляющие потока (пульсация потока), интенсивность которых зависит от конструкции насоса и режима работы. Основной составляющей колебаний потока жидкости в ЦБН является лопаточная гармоника, частота которой равна произведению числа лопаток на число оборотов. Наряду с лопаточной гармоникой при работе ЦБН появляется ряд ее высших гармоник, связанных с нелинейными свойствами процесса и парциальными резонансами в системе. Кроме того, при работе ЦБН в потоке жидкости всегда присутствует оборотная составляющая пульсации, амплитуда которой зависит от величин дебаланса, расцентровки валов других дефектов в насосе и особенностей конструкции. Именно появление дополнительных пульсационных составляющих потока приводит к снижению к.п.д. насоса и изменению условий движения жидкости в центробежном колесе. Но, если в режимах оптимального к.п.д. амплитуда лопаточной составляющей пульсации значительно превышает амплитуду оборотной составляющей, то при работе в режимах малых подач амплитуды этих гармоник становятся примерно равными. В оптимальнохм режиме амплитуда оборотной составляющей не превышает 30−40% амплитуды лопаточной, в режимах малых подач это соотношение составляет 80−120% [7]. Рост низкочастотной пульсации проявляется особенно сильно на вибрации трубопроводов, которая становится угрожающей при появлении резонансов в гидродинамической или механической системах.

С ростом зазора щелевого уплотнения, определяющего поток перетечек из области нагнетания в область всасывания и являющегося.

ОСНОВНОЙ причиной С11″ ЯСС1″ 1Я 1С.П.Д. насоса, ДОЛЖНЫ й31у1спл1ы. л иарамсфЫ пульсации потока в полости насоса и присоединенных трубопроводах. В результате модуляции лопаточной или оборотной гармоник характерными частотами, связанными с наличием потока перетечек, могут образовываться дополнительные частотные составлячющие пульсации — боковые гармоники. Амплитуда боковых гармоник является диагностическим признаком, характеризующим инстенсивность потока перетечек. Так, если амплитуда этих гармоник превысит 10−15% амплитуды образующей гармоники, то велика вероятность того, что зазор в щелевом уплотнении превышает допустимое значение.

Наряду с использованием коэффициента модуляции для оценки зазора могут быть использованы другие диагностические признаки: среднеквадратическое значение амплитуд пульсации в различных диапазонах частот, спектр огибающей, коэффициенты автокорреляции и взаимной корреляции [5]. Эти диагностические признаки позволяют получить количественные оценки потока перетечек, а следовательно, и мгновенную величину к.п.д. насоса.

Таким образом, основные задачи повышения эффективности и надежности эксплуатации ЦБН в режимах малых подач сводятся к оценке взаимосвязи параметров потока перетечек через щелевое уплотнение и параметров пульсации потока жидкости в полости насоса и трубопроводах, а также к оценке взаимосвязи параметров вибрации с НДС трубы и разработке методики оценки опасности вибрации.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ.

1. Разработана методика диагностики износа щелевого уплотнения, основанная на измерении параметров пульсации (колебаний) давления жидкости в полости ЦБН.

2. Установлено, что отношение амплитуды оборотной составляющей пульсации давления в полости насоса к среднеквадратическому значению в диапазоне частот 10 1000 Гц является диагностическим параметром при оценке износа щелевого уплотнения.

3. Получена зависимость относительной амплитуды оборотной составляющей пульсации давления в полости насоса от величины зазора щелевого уплотнения и относительной подачи.

4. Установлено, что поток утечек через щелевое уплотнение уменьшает к.п.д. ЦБН на 2.5 -4- 3.0%. Получены зависимости к.п.д. от зазора уплотнения, вязкости транспортируемой жидкости и относительной подачи.

5. Разработана методика вывода ЦБН в ремонт по изменению зазора щелевого уплотнения и к.п.д.

6. Разработана методика определения НДС трубопровода ЦБН, основанная на расчете составляющих тензора напряжений, связанных с давлением жидкости, продольной силой статического натяжения, возникающей при движении жидкости по криволинейной поверхности, и измеренными параметрами вибрации.

7. Исследована зависимость продольной силы статического натяжения и соответствующих составляющих тензора напряжений от сортамента труб и давления жидкости. Показано, что в исследованных диапазонах изменения переменных, напряжение, вызванное этой силой, достигает 30% от предела текучести.

8. Получено уравнение нормирования, позволяющее оценить опасность вибрации трубопроводов ЦБН с учетом напряжений, вызванных давлением жидкости и силой продольного натяжения.