ЗТа - поправка на изменчивость климатических параметров и

Удалённость режима работы нагнетателя от границы определяется по следующему условию

где Qnp"m ~ минимальное значение приведенной объёмной произво­дительности, взятое из характеристики, м3/мин,

где распой _ располагаемая мощность ГТУ, кВт;

местный подогрев наружного воздуха на входе в ГТУ, К; ST_a = 5 К;

Ра -расчётное давление наружного воздуха при Ь=100м, МПа, Р„ = 0,0987 МПа;

Исходя из полученного значения Npe видно, что условие (24) выпол­няется то есть

Давление на выходе из нагнетателя Р_еых, МПа

где Рвс - давление на всасе, МПа, Рвс = 5,48 МПа; е - степень сжатия нагнетателя, е =1,185;

Температура газа на выходе из ЦБН Г№ К:

Расход топливного газа на КЦ q^, тыс.ст.м3/час:

где qyj1 - номинальный расход топливного газа, тыс.ст.м3/час:

где <2/ - низшая теплотворная способность газа, ккал/ст.м3; _ ~. ^ где г|ен - номинальный КПД ГПА, г|ен =0,29; пмаш - количество рабочих машин, пмаш = 3;

Расчет второй ступени проводится аналогично.

3.1.1.2 Общий расход топливного газа Общий расход топливного газа q^, тыс.ст.м³/час

^гД^е Чтг\ ~ расход топливного газа 1-ой ступени, тыс.ст.м³/час,

Чтг2 - расход топливного газа 2-ой ступени, тыс.ст.м³/час, а, = 5,30 тыс.ст.м³/час;

1тг 2 '

3.1.2 Расчет вертикального масляного пылеуловителя

3.1.2.1 Технологический расчет вертикального масляного пылеуловителя

Пропускную способность пылеуловителя определяет сечение контактных трубок.

Секундный расход газа при заданных условиях q_c, м /с

где реп - давление при стандартных условиях, МПа;

Т^ - температура при стандартных условиях, К.

В зависимости от давления газа в пылеуловителе принимаем допустимую скорость в контактных трубках Wk = 2,9 м/с и допустимую скорость в свобод­ном сечении W₀ = 0,48 м/с.

Общая потребная площадь группы пылеуловителей для очистки принято­го количества газа F, м²

Число пылеуловителей п₀

где f_p - площадь поперечного сечения одного пылеуловителя, м². В случае получения дробного числа n ₀ округляем в большую сторону до целого числа п.

При расчете пылеуловителей исходят из следующих положений:

- общее число пылеуловителей не должно быть менее двух;

- при отключении одного из пылеуловителей допускается перегрузка ос­тавшихся в работе не более, чем на 33%.

Затраты металла G, т

где g - масса одного пылеуловителя.

Действительная газовая нагрузка на один пылеуловитель q_n, м³/с

Далее необходимо проверить действительную скорость газа в контактных рубках. Для этого определяют суммарную площадь поперечного сечения кон- актных трубок ^ f_k, м²

где dk - диаметр контактных трубок, мм, d^ = 89 мм; Пк - число контактных трубок, п^ = 127. Действительная скорость газа в контактных трубках Wb м/с

Далее необходимо проверить действительную скорость газа в осадитель­ной секции. Для этого определяют площадь свободного поперечного сечения осадительной секции fo, м²

где ~ суммарная площадь, занимаемая дренажными трубками в

осадительной секции, м²:

где da - диаметр дренажных трубок, мм; nj - число дренажных трубок. Действительную скорость газа в осадительной секции W_D, м/с

Если действительные скорости в контактных трубках и осадительной секции в пределах допустимых, то пылеуловитель выбран правильно.

3.1.2.2 Гидравлический расчет вертикального масляного пылеуловителя

Потери давления в пылеуловителе, вызванные местными сопротивле­ниями h, кг/м

где hi - потери при внезапном расширении газа на входе, кг/м²;

h2 - потери при внезапном сужении газа на входе в контактнь

трубки, кг/м; h₃ - потери в контактных трубках, кг/м;

h₄ - потери при внезапном расширении газа на выходе из контак

ных трубок, кг/м; h₅ - потери в жалюзийном сепараторе, кг/м; h₆ - потери на выходе газа из пылеуловителя при внезапном суж> нии, кг/м².

Потери при внезапном расширении и сужении газа Ь_ъ кг/м

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;

W_g - приведенная скорость жидкости, м/с; L - длина трубок, м;

p_g - плотность жидкости в рабочих условиях, кг/ст. м³. Потери в жалюзийном сепараторе /г^, кг/м

где £5 - коэффициент сопротивления в жалюзийном сепараторе, оп­ределяемый в зависимости от числа Рейнольдса; W_Sai - скорость набегания газа на элементы жалюзийного сепара­тора, м/с,

где F - площадь живого сечения сепаратора, м2:

Fa - коэффициент живого сечения сепаратора

L/C ^ С

где а - ширина между жалюзи, м;

д - толщина листа жалюзи, м;

т - гидравлический радиус жалюзийного сепаратора, м:

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 р_раб = 4 МПа;

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

- плотность газа р = 0,672 кг/м³;

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

- температура при стандартных условиях Т_сх = 293 К;

- коэффициент сжимаемости z = 0,89.

где Н - высота жалюзийного сепаратора, м. Число Рейнольдса Re

где de - эквивалентный диаметр жалюзийного сепаратора, м

Секундный расход газа при заданных условиях q_c, м³/с

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

Таблица 13

Давление газа рраб МПа	Допустимая скорость, м/с
в контактных трубках Wk	в свободном сечении W0	набегания на жалюзи Wi
	3,35	1,12	0,65
	2,35	0,79	0,45
	1,95	0,65	0,37
	1,68	0,56	0,34
	1,5	0,5	0,28
	1,38	0,46	0,26
	1,27	0,43	0,24

* Допустимые скорости рассчитаны при Т = 293 К и z = 1.

где f„ - площадь поперечного сечения одного пылеуловителя, м².

Допустимые скорости в пылеуловителе

Общая потребная площадь группы пылеуловителей для очистки принято­го количества газа F, м2

Число пылеуловителей п, шт.

В случае получения дробного числа п округляем в большую сторону до целого числа п.

К расчету принимаем пылеуловители диаметром dj = 1400, d₂= 1600, d3 = 2400 мм и получаем

ⁱⁱo3 — I,' "I,'■

Округляя, получаем щ = 6, п₂ = 4, п₃ = 2. Затраты металла по каждому варианту G_b т

где g; - масса i-ro пылеуловителя, т.

Принимая g; = 12,2 т, g_t = 15,9 т, g_t = 30 т, получим

— j ^^ ¹ ■

По затраченному металлу наиболее целесообразным будет вариант с пы­леуловителями d = 2400 мм.

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

где f„ - площадь поперечного сечения одного пылеуловителя, м².

Допустимые скорости в пылеуловителе

Общая потребная площадь группы пылеуловителей для очистки принято­го количества газа F, м2

Число пылеуловителей п, шт.

В случае получения дробного числа п округляем в большую сторону до целого числа п.

К расчету принимаем пылеуловители диаметром dj = 1400, d₂= 1600, d3 = 2400 мм и получаем

ⁱⁱo3 — I,' "I,'■

Округляя, получаем щ = 6, п₂ = 4, п₃ = 2. Затраты металла по каждому варианту G_b т

где g; - масса i-ro пылеуловителя, т.

Действительная газовая нагрузка на один пылеуловитель q_n, 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

т. е. перегрузка составит 33%. Проверим действительную скорость газа в контактных трубках Wb м/с

где - суммарная площадь поперечного сечения контактных трубок, м2: где dk - диаметр контактных трубок, мм, <4 = 89 мм;

Проверим действительную скорость газа в осадительной секции WD, м/с

где f₀ - площадь свободного поперечного сечения осадительной

секции, м²:

" " " /Ч

где ~~ суммарная площадь, занимаемая дренажными трубками в

осадительной секции, мм²:

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

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. (Qi_H)_np = const.

Объемный приведенный к оборотам расход (Qi_H)

/ л \ л. п ним

где А_к - коэффициент пропорциональности дается в зависимости от ти­па ЦБН;

Лр_н - перепад давлений на измерительном устройстве (тарированный

патрубок, либо конфузор, либо что-то другое), Па; v_lH - плотность газа на входе в ЦБН, кг/м³; п_Иом ~ номинальное значение частоты вращения, об/мин; п - замеренное значение частоты вращения, об/мин. Далее определяется коэффициент технического состояния Кц\

Отклонение от единицы свидетельствует об ухудшении в процессе экс­плуатации характеристики ЦБН, за счет увеличения внутренних потерь (подре­зы лопаток, износ колеса и др.).

Эксплуатационная мощность ГТУ определяется на основе замера пара­метров перекачиваемого газа ЦБН.

Внутренняя мощность ЦБН N_eu3M, Вт

где Ni - мощность, определяемая по измеренным параметрам

природного газа до и после ЦБН (температура и давление на входе нагнетателя р_1н, ti_H, Р_2н, t_2H), Вт:;

где К/К-1 - коэффициент, определяемый по таблице 4 по значениям приведенным в зависимости от:

- от средней температуры газа в ЦБН 1_фн = (ti +1₂) /2;

- от относительной плотности газа по воздуху, определен­ной в химической лаборатории Д_в = р_газа/Рвоз_Д;

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

z_lH - коэффициент сжимаемости природного газа, принимается

по расчетным данным характеристик ЦБН из ТУ агрегата; R - газовая постоянная, принимается по расчетным характери­

Значения расчетных коэффициентов для различного состава газа

стикам ЦБН (ТУ или ИЭ); G_H - расход перекачиваемого природного газа, определяемый специальными измерениями (по тарированным конфузорам, измерительными шайбами, измерительными соплами), м³/с; AN „ex - механические потери в подшипниках ЦБН, определяются при проектировании агрегата, Вт.

Таблица 14 tecp,°С Дв 0,55 0,575 0,600 0,625 0,650 0,675 11 = 0,85... 0,75   4,12 4,19 4,26 4,33 4,39 4,45   4,16 4,23 4,29 4,35 4,42 4,48   4,20 4,26 4,33 4,39 4,45 4,51   4,24 4,30 4,37 4,43 4,50 4,55   4,27 4,34 4,42 4,48 4,55 4,60   4,30 4,38 4,46 4,53 4,61 4,66   4,35 4,42 4,50 4,57 4,65 4,73 tecp,°С 11 = 3,75... 0,65   4,28 4,36 4,43 4,51 4,58 4,65   4,30 4,37 4,44 4,52 4,59 4,67   4,32 4,40 4,45 4,53 4,60 4,69   4,35 4,42 4,49 4,57 4,64 4,71   4,37 4,45 4,53 4,60 4,68 4,75   4,39 4,48 4,56 4,64 4,72 4,80

Далее определяется степень сжатия в ЦБН п

По измерениям на агрегате определяется относительная частота вращения п. Затем по расчетной характеристике ЦБН, представленной на рисунке 37, оп­ределяют зону расположения r/„_OI1, К/К - 1, и уточненное значение r/„_OI1

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

где Р - рабочее давление, Па;

Р₀ - давление на выходе из щели, Па, как правило, барометрическое

Р₀ = 0;

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

- усилия пружины;

- сила трения по уплотни тельному элементу Т (в уплотнениях с сильфо- ном Т = 0);

- расклинивающая сила R.

Результирующую силу W, Н, с которой аксиально-подвижное кольцо прижимается к неподвижному, можно описать как

W= G + S-R-T, где G - сила гидростатического давления, Н:

j

Удельное давление в паре трения Р_уд, Па

У р р

Это выражение можно преобразовать Cr-R S-T

причем для торцового уплотнения

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

У" • F где кр - коэффициент разгрузки:

Коэффициент разгрузки оказывает влияние на конструкцию торцового уплотнения. При к_р > 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 к_р > 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 (к_р= 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 к_р= 1. При монтаже уплотнения с внешним нагружением и невращающимся 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 к_р < 1.

В практике наиболее распространены значения коэффициента к_р от 0,56 (для разгруженных уплотнений) до 1,2 (для неразгруженных).

Уплотнения с коэффициентом к_р = 0,5 называется полностью разгружен­ным, так как для них Р_Уд = 0.

При дальнейшем снижении коэффициента разгрузки (к_р<0,5) расклини­вающая сила оказывается преобладающей и стремится отжать аксиально- подвижное 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

Неуравновешенная площадь аксиально-подвижного кольца, по которому осуществляется гидравлический прижим/ см2

Коэффициент разгрузки к_р = 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

где т - количество пружин, т = 6;

S - сила сжатия одной пружины, кгс, S = 10 кгс, Т - сила трения, кгс, Т = 0 кгс;

Результирующее удельное давление в паре трения по формуле макси­мальном сжатии пружин РУд, кгс/см2 Такое значение удельного давления соответствует рекомендуемому 3,5...7 кгс/см2.

Удельное давление Р'уд, кгс/ см2

3.1.5 Расчет основных параметров оборудования ГРС

3.1.5.1 Температурный режим газораспределительных станций

В связи с тем, что на ГРС производится снижение давления газа, это приво­дит к соответствующему его охлаждению. В результате могут образоваться гидра­ты и сильно охладиться регулирующие клапаны, запорная аппаратура, контрольно-измерительные приборы и трубопроводы, что нарушает работу стан­ций. Для борьбы с гидратообразованиями на ГРС применяют автоматическую по­дачу в газопровод метанола и подогрев газа. На некоторых ГРС внедрены пневматические автоматы для подачи метанола (ввод метанола в поток газа).

Подогрев газа применяют главным образом на ГРС, где ожидается посту­пление неосушенного газа при резких перепадах давления, когда наблюдается значительное охлаждение газа. Для подогрева используются специальные теп­лообменники. Конструкция теплообменников, а также схема блока подогрева зависит от давления, температуры и количества поступающего на ГРС газа.

Количество тепла, необходимое для подогрева газа Q, ккал/ч (кДж/ч)

Q = VjJZyAt, где V_a - расход газа, м³/ч, при 0°С и 760 мм рт. ст.;

р₀ - плотность газа, кг/м, при 0°С и 760 мм рт. ст.;

С_р - удельная теплоемкость газа при постоянном давлении, для

где Р - давлении среды в камере уплотнения, кгс/см2, Р = 40 кгс/см2;

природных газов, равная 0,5 ккал/(кг-°С)(2,3 кДж/(кг-°С)); At - температура подогрева газа, °С, равная примерно 4... 5°С и более в зависимости от температуры и давления газа до и после ГРС.

Поскольку температура газа зависит от перепада давления, коэффициента Джоуля-Томсона и изменения скорости движения газа, температуру газа после регулирующего клапана °С, определяют по формуле

где	- температура газа до регулятора давления, °С;
А	- коэффициент Джоуля-Томсона, С/ Па;
Pi	- давление газа до регулятора, МПа;
Р2	- давление газа после регулятора, МПа;
со2	- линейная скорость газа после регулятора, м/с;
COl	- линейная скорость газа до регулятора, м/с.

Зададимся необходимыми данными и определим температуру газа (ме­тана) на выходе из ГРС и количество тепла, необходимого для подогрева газа до регулятора давления.

Исходные данные:

- температура газа до регулятора давления t_} = 29,8 С;

- абсолютное давление до редуцирующего клапана pi = 2,3-10⁶ Па;

- абсолютное давление после редуцирующего клапана р₂ = 1,2-10⁶ Па;

- линейная скорость газа до клапана a>i = 25м/с;

- теплоемкость метана С_р = 2300 Дж/(кг-°С);

- коэффициент Джоуля-Томсона Д =4-10⁶ С/Па;

- расход газа V_a = 42250 м³/ч;

- плотность газа р₀ = 0,71 кг/м³.

Диаметры трубопроводов до и после регуляторов равны.

Температура газа после регулирующего клапана t2, °С

Линейная скорость газа после регулятора из условия равенства диаметров до и после клапана а>₂, м/с

Количество тепла, необходимого для подогрева газа до регулятора давле­ния Q, кДж/ч

3.1.5.2 Выбор предохранительных и регулирующих клапанов для ГРС

При выборе типоразмеров предохранительных и регулирующих клапанов для ГРС пользуются следующей методикой расчета.

Предохранительные клапаны рассчитывают на полную пропускную спо­собность ГРС с тем, чтобы после сброса давления (превышающего нормальное рабочее) за клапанами не могло создаваться давление, выше рабочего более чем на 15%. Клапаны должны открываться при повышении давления газа на 25% сверх рабочего. Для быстрого сброса газа низкого давления (0,5...2,8 кгс/см²) применяют специальные предохранительные клапаны типа С1111К, для сброса газа среднего давления (16 кгс/см²) - клапаны типа ППК, величина открытия которых составляет (0,25... 0,36)-d_c (где d_c - диаметр сопла или седла).

Предохранительные клапаны выбирают по их пропускной способности G, кг/ч:

где а - коэффициент расхода газа клапаном (для стандартных конст­рукций типов СППК4 и ППК4 а = 0,5... 0,8);

F - площадь сечения клапана, равная наименьшей площади в про­точной части, мм²;

pi - максимальное избыточное давление перед предохранительным клапаном, кгс/см²;

pi - избыточное давление за предохранительным клапаном, кгс/см²;

Pi - плотность среды для параметров р_г' и \ кг/м³;

ti' - температура газа перед клапаном, °С;

Значение коэффициента В

В - коэффициент, зависящий от показателя адиабаты К и перепада дав­ления p₂Vpi \ при сбросе в атмосферу В принимается по таблице 15.

Таблица 15 К 1,0 1,14 1,34 1,3 1,4 2,0 3,0 4,0 6,0 10,0 в 0,43 0,45 0,46 0,47 0,48 0,54 0,61 0,66 0,72 0,79

Из вышеприведенной формулы определяют величину F, а затем по ката­логу подбирают предохранительный клапан, у которого ближайшая величина F больше расчетной величины.

Регулирующие клапаны выбирают также по их пропускной способности. Поскольку пропускная способность регулирующего клапана зависит от режима истечения газового потока через регулирующий клапан, необходимую макси­мальную пропускную способность K_v, м³/ч, определяют по двум уравнениям: - щжАр<р₁/2

где Ар - перепад давления на регулирующем клапане, кгс/см²:

Ар =pi -р₂

где р: - абсолютное давление до регулирующего клапана, кгс/см²;

р₂ - абсолютное давление после регулирующего клапана, кгс/см²; Q - максимальный расход среды, м³/ч; р₀ - плотность среды (при 760 мм вод. ст. и 0° С), кг/м³; Т - абсолютная температура среды, К.

Условная пропускная способность регулирующего клапана K_vy, м³/ч

K_vy =1,2 K_v.

По найденной условной пропускной способности по каталогу подбирают ближайший больший по отношению к K_vy условный проход регулирующего клапана.

Подберем предохранительный клапан. Исходные данные:

- среда - природный газ (98% метана);

- расход газа V_a = 42250 м³/ч;

- абсолютное давление защищаемой системы 12 кгс/см² (1,2 МПа);

- температура газа fc =25 °С.

Сброс происходит из предохранительного клапана в атмосферу:

- коэффициент адиабаты газа К = 1,31;

- коэффициент сжимаемости газа z = 0,9.

Необходимое проходное сечение предохранительного клапана F, мм²

где pi" - абсолютное давление перед предохранительным клапаном, кгс/м2, рГ = 120000 кгс/м2; Тн - нормальная температура, К, Тн = 273 К; Т1 - температура газа перед предохранительным клапаном, К, Т1 = 303 К;

рн - нормальное абсолютное давление, кгс/м2, рн = 10000 кгс/м2; z - коэффициент сжимаемости газа, z = 0,9;

7UUO • У, i

По каталогу трубопроводной арматуры подбираем два предохранитель­ных клапана типа СППК4 с условным проходом D_y= 150 мм на условное дав­лению р_у=16 кгс/см², у которых площадь двух сопел равна 8138 мм³.

По выше рассчитанным и принятым данным подберем регулирующий клапан:

- среда - природный газ;

- плотность р₀ = 0,71 кг/м³;

- расход газа (максимальный) G=30 ООО м³;

- температура газа после регулирующего клапана t₂ =25 С;

- абсолютное давление до регулирующего клапана pi = 23 кгс/см²;

- давление после регулирующего клапана р₂ = 12 кгс/см².

Необходимая пропускная способность регулирующего клапана K_v, м³/ч

_.. у т г 2 -..,... Условная пропускная способность Kvy, м3/ч

По каталогу выбираем регулирующий клапан типа 25 с 40 нж с условной пропускной способностью Kvv =100 м3/ч и условным проходом Dy = 65 мм.

3.2 Расчет маслосистемы НПС 3.2.1 Исходные данные к расчету

Исходные данными для проектирования маслосистемы с воздушным ох­лаждением являются:

- давление в трубопроводах системы маслоснабжения, р_с, МПа;

- энтальпия масла до насосных агрегатов, /_м1, кДж/кг;

- энтальпия масла после насосных агрегатов, /_м2, кДж/кг;

- плотность масла при 20°С, р₂₀, кг/м³;

- кинематическая вязкость масла при 20°С, v₂₀, м²/с;

- температура воздуха перед калорифером, Т_вн, К;

- температура воздуха после калорифера, Т_ек, К;

- средняя температура воздуха, Т_{е ср}, К;

- средняя температура масла, Т_{м ср}, К;

- молярная масса воздуха, М, кг/моль;

- подача насоса, Q, м³/ч;

- расход масла в подводящем трубопроводе, идущим на магистральные насосы, Q, м³/ч;

- длина трубопровода подводящего, 1_Х, м;

- длина подводящего трубопровода, идущего на магистральные насосы,

^рнм =

- длина трубопровода отводящего, /₂,м;

длина трубопровода подачи масла на подшипники, /₃, м;

- длина трубопровода, соединяющего аккумулирующий бак с линией от­вода, /₄, м;

- диаметр трубопровода подводящего, D_yl, м;

- диаметр трубопровода отводящего, D_y2, м;

- диаметр трубопровода подачи масла на подшипники, D _ъ, м;

- диаметр трубопровода, соединяющего аккумулирующий бак с линией отвода, D_y4, м;

- толщина стенки трубопровода подводящего, <5j, м;

- толщина стенки трубопровода отводящего, S₂, м;

- толщина стенки трубопровода подачи масла на подшипники, 8_Ъ, м;

-толщина стенки трубопровода соединяющего аккумулирующий бак с линией отвода, S_A, м;

- массовый расход масла, G_M, кг/с;

- время торможения инерционное, t_m, сек;

- плотность масла при 20°С, р₂₀, кг/м³.

3.3 Расчет трубопроводов системы маслоснабжения

Предварительно задаются параметрами трубопроводов (условным диа­метром и толщиной стенки) и принимают марку стали с соответствующим ей пределом текучести [ <т_г ], МПа.

Далее проводят проверку трубопровода на прочность.

Условие прочности трубопровода

где СГрасч - расчетный предел прочности, МПа,

8 - толщина стенки трубопровода, мм;

п - коэффициент надежности для временных длительных нагрузок

и внутреннего рабочего давления в трубопроводе; D_H - наружный диаметр трубопровода, мм; р - давление в системе маслоснабжения, МПа;

т - коэффициент условий работы трубопровода;

- коэффициент надежности по материалу;

к_я- коэффициент надежности по назначению трубопровода.

Если прочность трубопровода не обеспечивается, принимают следующий в ряду диаметр трубопровода и толщину стенки.

3.4 Расчет системы воздушного охлаждения масла

3.4.1 Выбор типа калорифера

Необходимая площадь живого сечения калорифера, f_e, м²

где <2в - расход воздуха, необходимого для охлаждения масла, м3/с; <2Т - количество тепла, которое необходимо отводить от масла, кВт,

GM фактический массовый расход масла в системе, кг/с

С_ре массовая теплоемкость воздуха, Дж/(кг-К); Р_в плотность воздуха, кг/м³;

W_B весовая скорость воздуха в калорифере, кг/м²с. По значению необходимой площади живого сечения калорифера, f_e, м², принимают тип калориферов и их количество. К характеристикам калориферов относят:

- поверхность нагрева F_K, м²;

- живое сечение по воздуху /_в, м²;

- живое сечение по теплоносителю /_м, м²;

- внутренний диаметр трубок d_M, м;

- длину трубок /_м, м.

Далее выполняют проверку условия нормальной работы системы

3.4.2 Проверка условия нормальной работы системы воздушного охлаждения

В проверку условий нормальной работы системы входит:

- определение режима течения масла в калорифере;

- условие теплового баланса.

Условие ламинарного движения жидкости

где Re - число Рейнольдса,

о_м - линейная скорость масла в калорифере, м/с,

f

п_к - количество калориферов, шт. Условие выполняется.

Следовательно, течение масла в калорифере - ламинарное. Условие теплового баланса для нормальной работы

3.4.3 Выбор вентиляторов

Для выбора вентилятора определяют необходимую производительность по воздуху, Q_B, м³/ч, по формуле

3.5 Расчет высоты расположения аккумулирующего бака и объёма маслобака

Высота расположения аккумулирующего бака рассчитывается исходя из давления и напора, необходимого для обеспечения работы магистральных на­сосов во время выбега.

Схема к расчету представлена на рисунке 38.

Высота расположения аккумулирующего бака, Н₆, м

где Н - потери напора в подводящих трубопроводах, м

Км ~ потери напора в подводящих трубопроводах, идущих от общего подводящего трубопровода, к магистральному насосу, м

Условие ламинарного течения

°нм\ - средняя скорость масла на участке, м/с

Qm\ - расход масла на участке 1, м³/ч

j

где 1пр.нм1 - приведенная длина участка 1, м

4м - длина участка 1, м;

Q - расход масла в подводящем трубопроводе, идущим на насосы магистральные, м³/ч,

^„и! - внутренний диаметр трубопровода на участке 1, м; v - кинематическая вязкость масла, м²/с. Коэффициент гидравлического трения на участке 1, Л^,

Потери напора на участке 1, h^, м

суммарный коэффициент местных потерь на участке 1,

- коэффициент, учитывающий потери в задвижке, £,₃ = 0,15; £,_т - коэффициент, учитывающий потери в тройнике, £,_т = 0,32. Потери напора на участках 2, 3, 4, 5, h^, h^, h^, h^, рассчитываютс аналогично.

Условие ламинарного течения жидкости в подводящем трубопровод! идущим на насосы магистральные

где ^^етрнм - число Рейнольдса

V - средняя скорость масла в подводящем трубопроводе, иду-

где "ч™

щим на насосы магистральные, м/с. Коэффициент гидравлического трения в подводящем трубопроводе, иду­щим на насосы магистральные, ^_хрнм

Потери напора в подводящем трубопроводе, идущим на насосы магист­ральные, hmpHM, м трнм о 1ПрТрнм - приведенная длина подводящего трубопровода, идущего на

где

насосы магистральные, м,

^трнм ~~ длина подводящего трубопровода, идущего на насосы магист­ральные, м;

2^_трнм - суммарный коэффициент местных потерь в подводящем тру­бопроводе, идущем на насосы магистральные

^90° - коэффициент, учитывающий потери на повороте на 90°, ^90° =0,23;

h - высота столба масла, необходимая для поддержания давле­

ния масла Р_м, Н/м², м

где р₂₀ — плотность масла при 20°С, кг/м.

Объем аккумулирующего бака рассчитывается исходя из расхода масла, необходимого для обеспечения нормальной работы магистральных насосов во время выбега.

Объем маслобака, У_мб, м³

где - объем масла в трубопроводе, м³

где Ri - внутренний радиус трубопровода подводящего, м

z. R2 - внутренний радиус трубопровода отводящего, м,

- внутренний радиус трубопровода подачи масла на подшип­ники, м,

Ц - суммарная длина трубопровода подачи масла на подшипни­ки и высота аккумулирующего бака, м,

R₄ - внутренний радиус трубопровода, соединяющего аккумули­рующий бак с линией отвода, м,

^ак.е ~ объем аккумулирующего бака, м³,

п

G_M - массовый расход масла в маслосистеме, кг/с;

- время торможения инерционное, с, t_HH =600 с,

Список использованной литературы

1. Казаченко, А. Н. Эксплуатация компрессорных станций магистральных газопроводов [Текст] / А. Н. Казаченко. -М.: Нефть и газ, 1999. - 463 с.

2. РД 108.022.105-06. Газоперекачивающие агрегаты. Временный порядок проведения ремонтов [Текст]: Взамен РТМ 108.022.105-77: срок введ. в дейст­вие установлен с 14.06.06. - М., 2006. - 222 с.

3. Дятлов, В. А. Сооружение, эксплуатация и ремонт магистральных газо­проводов [Текст] / В. А. Дятлов, В. М. Михайлов, Е. И. Яковцев. - М.: Недра, 1990.-221 с.

4. Справочник работника газовой промышленности [Текст] / под ред. М. М. Волкова. -М.: Недра, 1989.-358 с.

5. Федорченко, М. Ю. Управление перерабатывающим агрегатом ГТК-10-4 [Текст]: учеб. пособие / М. Ю. Федорченко. - Екатеринбург: УГТУ, 1998. - 72 с.

6. Правила технической эксплуатации магистральных газопроводов [Текст]. - М.: ВНИИгаз, 2000. - 220 с.

7. Сальников, А. В. Дипломная работа. Правила оформления [Текст]: ме­тод. указания / А. В. Сальников, Р. В. Агиней, М. М. Свирида. - Ухта: УГТУ, 2008. - 53 с.

8. Федорченко, М. Ю. Управление перерабатывающим агрегатом ГТК-10- 4 [Текст]: учеб. пособие / М. Ю. Федорченко. - Екатеринбург: УГТУ, 1998. - 72 с.

9. Проектирование и эксплуатация насосных и компрессорных станций [Текст]: учебник для вузов / А. М. Шамазов, В. Н. Александров, А. Н. Гольянов [и др.]. - М.: ООО Недра-Бизнесцентр, 2003. - 404 с.

10. Могильницкий, Н. П. Газотурбинные установки в нефтяной и газовой промышленности [Текст] / Н. П. Могильницкий, В. Н. Стешенко. - М.: Недра, 1971.-386 с.