Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Реферат

МАШИНИ І УСТАТКУВАННЯ НАФТОПРОВОДІВ



Насоси - це машини для перекачування краплинних рідин. За принципом дії насоси класифікують на об'ємні, лопатеві й струминні. Усі перераховані типи насосів застосовуються на магістральних нафтопроводах. Основні й підпірні насоси для перекачування нафти й нафтопродуктів є, як правило, відцентрового типу або лопатеві, хоча застосовують і об'ємні. На нафтоперегінних станціях застосовують насоси з подачею до 12500 м3/год і тиском до 10 МПа. У системах змащення різного встаткування широке поширення одержали шестерні насоси. У системах паливопостачання застосовують як шестерні, так і плунжерні насоси високого тиску. Подача цих насосів суттєво менше, чим відцентрових.

На рис.1 наведена схема найпростішого відцентрового насоса.

Рис.1 Схема одноступінчастої відцентрової машини

1 - дифузор корпуса; 2 - напрямний апарат; 3 - усмоктувальний патрубок; 4 - гайка; 5 - робоче колесо; 6 - лопатка робочого колеса; 7 - нагнітальний патрубок; 8 - отвору для перетікання; 9 - шпонка; 10 - ущільнення; 11 - вал

Пояснимо роботу відцентрової машини. Робоча порожнина насоса постійно з'єднана із вхідним і вихідним патрубками. Рідина входить у неї паралельно осі вала, а виходить під кутом 900 до цієї осі. Тобто, потік усередині машини повертає. Рідина через усмоктувальний патрубок 3 надходить в обертове робоче колесо 5 і викидається під дією відцентрової сили в збірний дифузор 1.

Між робочим колесом і дифузором у направляючому апараті 2 кінетична енергія потоку частково (малою долею) перетвориться в потенційну. Основне перетворення енергії відбувається у дифузорі 1. Для запобігання витоків рідини між корпусом 1 і валом 11 установлюється спеціальне ущільнення 10. З метою зниження осьової сили, що виникає при роботі машини, у робочому колесі робиться кілька отворів 8 для перетікання невеликої частини рідини з області високого тиску в область низького тиску - область усмоктування. Безперервне обертання робочого колеса забезпечує безперервний плин рідини через робоче колесо й рівномірну її подачу споживачеві.

Робочі колеса часто виконують із двох дисків, між якими укріплені робочі лопатки. Форма лопаток виконується вигнутою убік у протилежному напрямку обертання робочого колеса. Такі робочі колеса називають колесами закритого типу. Якщо робоче колесо має тільки задній диск, то воно називається напівзакритим. Якщо в колесі робочі диски відсутні, а є тільки робочі лопатки, то таке колесо називають відкритим. Схеми конструкцій робочих коліс наведені на рис.2

.

А) Б) В)

Рис.2 Типи робочих коліс

А) - закритого типу; Б) - напівзакритого типу; В) - відкритого типу

При обертанні робочого колеса лопатки впливають на рідину й повідомляють її кінетичну й потенційну енергії. У результаті на виході з робочого колеса рідина має тиск «Р». У корпусі є канал, розташований проти виходу рідини з робочого колеса, який служить для збору й відведення рідини. Канал має форму спіралі, що розширюється, яка закінчується дифузором, у якому закінчується перетворення кінетичної енергії в потенційну.

Однією з основних характеристик відцентрових машин є коефіцієнт швидкохідності «ns». Під коефіцієнтом швидкохідності даного робочого колеса розуміється частота обертання колеса еталонного агрегату, який розбудовує корисну потужність величиною 0,736 кВт і створює напір в один метр при максимальнім значенні коефіцієнта корисної дії. Коефіцієнт швидкохідності є одним із критеріїв подоби й відіграє важливу роль при класифікації перекачувальних агрегатів і їх робочих коліс. По величині коефіцієнта швидкохідності відцентрові насоси підрозділяються на тихохідні, нормальної швидкохідності й швидкохідні.

Тихохідні відцентрові насоси мають ns = 40 ч 80, нормальної швидкохідності ns = 80 ч 150 , швидкохідні ns = 150 ч 300.

З теорії подоби роботи відцентрових агрегатів отримана наступна формула для визначення «ns».

ns = 3,65 · n · Q0,5 / Н0,75

де n - частота обертання ротора агрегату; Q - подача; Н - напір машини.

З ростом коефіцієнта швидкохідності радіальні розміри коліс зменшуються. При одних і тих значеннях частоти обертання й подачах насоси з більшим значенням ns будуть розбудовувати менший тиск. При рівній частоті обертання й тиску насос із більшим значенням ns буде мати більшу подачу.

Робочі колеса відцентрових насосів залежно від коефіцієнта швидкохідності мають різні габаритні розміри, що показане на рис.3.

Рис. 3. Класифікація робочих коліс відцентрових насосів за коефіцієнтом швидкохідності

D0 - діаметр каналу для входу рідини у робоче колесо;

D1 - діаметр каналу для входу рідини в робочі лопатки;

D2 - діаметр каналу для виходу рідини з робочих лопаток;

1 - тихохідний насос із D2 / D1 = 2,5;

2 - насос із нормальною швидкохідністю з D2 / D1 = 2,0;

3 - швидкохідний насос із D2 / D1 = 1,4 ч 1,8.

Для одержання високого тиску, що розвивається насосним агрегатом, кілька робочих коліс з'єднують між собою на послідовну роботу. Загальний тиск рідини на виході з агрегату перебуває додаванням тисків від усіх його робочих щаблів. На практиці таким з'єднанням одержують тиски потоку на виході 30 МПа. Обмеження тиску пов'язані з міцністю робочих коліс, корпуса агрегату, трубопроводів і запірно-регулюючої арматури. На рис. 4 наведена принципова схема багатоступінчастого високонапірного насосного агрегату.



Рис. 4 Принципова схема триступінчастого відцентрового насоса

Для збільшення подачі агрегату при постійному тиску, що розвивається, застосовують паралельне з'єднання робочих коліс насосного агрегату.

Одним з розповсюджених на практиці варіантів є компактний агрегат із двостороннім входом рідини. Принципова схема насоса наведена на рис. 5.

Рис. 5 Схема відцентрового насоса із двостороннім входом рідини у робоче колесо

Відцентрові насоси мають порівняно малу здатність самоусмоктування. Для запуску їх спочатку заповнюють рідиною. Часто говорять, що насос працює під затокою. Робочі колеса відцентрових насосів у порівнянні не мають велику масу. Їх безпосередньо можна з'єднувати валом з електродвигунами або з турбіною. Коефіцієнт корисної дії кращих відцентрових насосів досягає значень 92% в області помірних напорів і подач.

ОСНОВИ ПРОЦЕСІВ В ЕНЕРГЕТИЧНИХ МАШИНАХ

Розрахунки плинів потоків в елементах насосів і інших енергетичних машинах проводиться за допомогою законів збереження: маси, енергії, кількості руху й імпульсу. Розглянемо вивід рівняння, яке описує роботу відцентрового агрегату.

Рух рідини в каналах відцентрового насоса носить складний характер. Точний математичний опис цього руху зробити не можна, тому ухвалюється ряд допущень. Згідно із прийманнями струминної теорії складний рух заміняється нескінченно більшим числом однакових елементарних струмків рідини, які не мають сили тертя. Це спрощення з використанням емпіричних поправочних коефіцієнтів дозволяє розраховувати реальні насосні агрегати.

При обертанні робочого колеса із частотою щ частка рідини, яка рухається щодо осі агрегату в межлопатковому просторі, бере участь у трьох видах рухів: переносному, відносному й абсолютному. Обертання лопатевого колеса дає переносний рух, який характеризується окружною швидкістю u, яка залежить від радіуса колеса r і яка обчислюється по формулі u = щ · r .

Переносна швидкість рівна окружній і може виражатися через частоту обертання (n) u = щ · r = 2 · р · r · n .

Швидкість частки рідини щодо стінки каналу робочого колеса одержала назву відносної швидкості W, яка спрямована по дотичній до поверхні лопатки в розглянутому перетині. Середнє значення цієї швидкості можна одержати з рівняння нерозривності при відомій величині подачі (Q)

W = Q / (F · z) (1)

де F - площа прохідного перетину каналу;

z - число лопаток на робочім колесі.

Тому що площа перетину каналу змінюється по його довжині, тому безупинно змінюється і його швидкість W . Звичайно цю швидкість визначають для вхідного (W1) і вихідного (W2) перетинів каналу.

Абсолютна швидкість частки З є геометричною сумою окружної швидкості u і відносної швидкості W

З = u + W (2)

Геометричне додавання швидкостей по останньому рівнянню преведено на рис.6. У зв'язку зі змінністю швидкостей у різних перетинах каналу геометричне додавання швидкостей прийнято будувати тільки для вхідного (З1) і вихідного (З2) перетинів каналу робочого колеса.

Рис.6 Побудова трикутників швидкостей при обертанні робочого колеса

Враховуючи, що при нескінченнім числі лопаток сума елементарних витрат qi буде дорівнює теоретичній витраті (Qт ?), приведемо вивід основної формули відцентрового агрегату для масової секундної витрати рідини

m = с ? Qт ? .

На рис.6 представлені паралелограми швидкостей на вході й виході з міжлопаткового каналу. Для колеса з нескінченним числом лопаток і нев'язкої рідини розрахуємо теоретичний напір Нт?, під яким будемо розуміти питому енергію, яка передається рідини лопатками робочого колеса. За законом збереження моменту кількості руху стосовно до розглянутого випадку - зміна моменту кількості руху секундної маси рідини (m), що протікає між перетинами 1 і 2 у каналі робочого колеса, щодо обраної осі обертання на деякий проміжок часу дорівнює головному моменту всіх зовнішніх сил, що діють на цю рідину за той же проміжок часу й щодо тієї ж осі. Кількість руху маси рідини при її вході в канал робочого колеса рівно m·С1 , а момент цієї кількості руху щодо осі обертання

М1 = m·С1 ·R1 = m·С1 · r1 · cosб1 = m · r1 · С1u (3)

где С1u = С1 · cosб1 - проекція абсолютної швидкості входу рідини в канал робочого колеса на напрямок переносної швидкості.

Момент кількості маси рідини m при виході з робочого колеса щодо осі обертання буде

М2 = m·С2 ·R2 = m·С2 · r2 · cosб2 = m · r2 · С1u (4)

де С2u = С2 · cosб2 .

Зміна моменту кількості руху складе

ДM = M2 - M1 = m·С2 · r2 · cosб2 - m·С1 · r1 · cosб1 (5)

Згідно із законом про момент збереження моменту кількості руху цю різницю слід дорівняти головному моменту всіх зовнішніх сил

Мт? =ДM·щ = Nт?

Для того, щоб агрегат перекачав рідину масою m у секунду й щоб збільшення її енергії було ДM·щ , необхідно до робочого колеса підвести корисну потужність

Nт? .

Nт? = m · щ (С2 · r2 · cosб2 - С1 · r1 · cosб1) (6)

Знайдемо питому енергію, яка передається робочим колесом рідини, або знайдемо теоретичний напір

Нт? = Nт? / Gт? = m · щ (С2 · r2 · cosб2 - С1 · r1 · cosб1) / (с ? Qт ?·g).

Знаючи, що m = с ? Qт ? и щ · r = u , одержимо наступну формулу

Нт? = (С2 · u2 · cosб2 - С1 · u1 · cosб1) / g = (С2u · u2 - С1u · u1) / g (7)

Отримане вираження називається рівнянням Ейлера для теоретичного напору відцентрового агрегату чи його основним рівнянням.

Якщо рідина входить в канали робочого колеса в ненаголошеному режимі, при якому потік входить в канал робочого колеса по дотичної к поверхні лопатки, то вихріутворення в потоці будуть мінімальними. При ненаголошеному вході кут б1 = 900 і cos 900 =0, тоді формула (7) запишеться

Нт? = С2u · u2 / g (8)

З огляду на запис окружної швидкості теоретичний напір можна записати

Нт? =р?n·D2·С2 · cosб2 / g (9)

З останніх формул випливає, що теоретичний напір не залежить від властивостей рідини. Ця закономірність залишається вірною з деяким наближенням для теоретичного напору реального робочого колеса при перекачуванні грузлих рідин. Однак тиск, що розвивається агрегатом, залежить від густини рідини, що перекачується. З підвищенням в'язкості тиск після робочого колеса зростає.

Pт? = Нт? · g · с = с· С2 · u2 · cosб2 = с· С2u · u2 . (10)

Перекачування рідини відцентровим агрегатом характеризується подачею Q, тиском Р, що розвивається, частотою обертання n, коефіцієнтом корисної дії з . Усі ці характеристики зв'язані між собою. Зміна однієї з них викликає зміну інших. Графічне вираження залежності напору Н, споживаної потужності N і ККД з від подачі Q при постійній частоті обертання робочого колеса n називається характеристикою агрегату. Розглянемо докладніше ці зв'язки. Перенесемо швидкості із входу й виходу робочого колеса на нове креслення й побудуємо їх з однієї точці. Одержимо поле швидкостей, яке називається трикутниками швидкостей (див рис. 7). З розгляду трикутників швидкостей випливає, що

С2u = u2 - С2r · ctgв2 .

Радіальна складова швидкості на виході С2r визначається по формулі

С2u = Qт ? / F2 = Qт ? / (р?·D2·b2) ,

де b2 - ширина робочего колеса.

Рис. 7 Поле швидкостей (трикутники швидкостей)

Тоді, С2u = u2 - Qт ? · ctgв2 / (р?·D2·b2) . З урахуванням визначення окружної швидкості u2 = р?·D2·n для теоретичного напору одержуємо формулу

Нт? = u22 / g - (n · Qт ? · ctgв2 ) / (g·b2) = А - В· Qт ? (11)

де А = u22 / g ;

В = (n · ctgв2 ) / (g·b2) .

Для насоса із заданими геометричними розмірами й при постійній частоті обертання робочого колеса значення А и В постійні. Рівняння (11) встановлює теоретичний зв'язок між напором насоса, його подачею й частотою обертання при заданих розмірах робочого колеса. У системі координат Нт? -Qт ? це пряма лінія, положення якої залежить від знака при коефіцієнті В або від значення величини кута в2. Для лопаток, загнутих назад, у порівнянні з напрямком обертання в2 < 900 и ctgв2 > 0 (див. рис.8). У цьому випадку лінія, яку описує рівняння (11), має падаючий характер (див. рис. 9). Зі збільшенням подачі напір, що розвивається агрегатом, знижується.



Рис. 8 Варіанти профілів лопаток у робочім колесі відцентрового агрегату

а) - лопатка вигнута назад;

б) - радіальний профіль лопатки;

в) - лопатка загнута уперед.

Для агрегату з радіальними лопатками в2 = 900 и ctgв2 = 0 і, отже Нт? = А.

У цьому випадку характеристика агрегату зображується прямою лінією паралельної осі абсцис, тому що напір не залежить від подачі. Для лопаток, загнутих убік обертання колеса, в2 > 900 и ctgв2 < 0 . Напір у цьому випадку збільшується з ростом витрати. Граничне значення кута в2 перебуває з умови С2u = 2 · u2 . При більших кутах в2 порушується суцільність потоку в каналах робочого колеса. Робочі колеса відцентрових насосів мають від 4-х до 14-ті лопаток. Канали між ними досить широкі, тертя потоку мало й досить рівномірно спостерігається розподіл у каналі відносних швидкостей потоку.



Рис. 9 Теоретичні характеристики відцентрових агрегатів з різним профілем лопаток.

Знайдемо залежність корисної потужності агрегату Nт? від Qт ? . Відомо, що

Nт? = Нт? · g · с · Qт ? = А1· Qт ? - В1 · Q2т ? , (12)

де А1 = А · g · с ; В1 = В · g · с ;

Рівняння (12) являє собою параболу, яка проходить через початок координат, тому що при Qт ? =0 корисна потужність Nт? = 0. Положення параболи на координатній площині Нт? -Qт ? залежить від кута в2. Характер зміни корисної потужності від кута в2 представлений на рис. 9. Найбільший інтерес із практичної точки зору представляє крива у випадку, коли лопатки загнуті назад. Якщо лопатки загнуті вперед, то виникає небезпека перевантаження двигуна при перевищенні подачі вище оптимальної.

При плині реальної рідини по каналах реального робочого колеса з кінцевим числом лопаток характер потоку суттєво відрізняється від струминного. Спостерігаються в потоці вихри, прискорення окремих його частин. Дійсний розподіл швидкостей у каналі робочого колеса кінцевих розмірів не симетрично вісі через силову взаємодію між лопатками й потоком. Таким чином, циркуляції в потоці знижують теоретичний напір, створюваний робочим колесом. Корисний напір (Нт) агрегату з обліком цього Нт<Нт?. Коректування напору проводиться введенням поправочного множника, значення якого менше одиниці Нт = кл · Нт? . Для насосів зі звичайним коефіцієнтом швидкохідності експериментально встановлене, що кл = 0,60ч0,65. Значення Нт виявляється суттєво менше Нт?. Дійсний напір агрегату буде ще менше, тому що при роботі агрегатів мають місце різні втрати, які можна розділити на окремі групи: гідравлічні, об'ємні й механічні.

Гідравлічні втрати складаються із втрат на тертя при плині рідини через усмоктувальний патрубок, робоче колесо, спіральну камеру, нагнітальний патрубок. Ці втрати виражаються гідравлічним коефіцієнтом корисної дії зг.

Н = Нт · зг (13)

де зг - гидравлічний ККД агрегату.

Гідравлічні втрати рекомендують визначати за досвідченими значенням повного ККД агрегату й по знайдених величинах об'ємного (зо) і механічного (зм) ККД

зг = з / (зо · зм) (14)

Гідравлічний ККД можна визначити залежно від коефіцієнта швидкохідності: для тихохідного насоса - 0,87ч0,90; для насоса нормальної швидкохідності - 0,92ч0,92; для швидкохідного насоса - 0,92ч0,94.

Об'ємні втрати складаються з витоків через зазори між колесом і передньою стінкою агрегату ДQ1, між колесом і задньою стінкою корпуса через щілину ущільнення ДQ2 і через отвори в задній стінки колеса, які виконані для зменшення впливу осьової сили, ДQ3 . Ці витоки пояснюються різницею тисків по обидві сторони зазорів, наявність яких пояснюється конструктивними міркуваннями. Величина витоків через зазори залежить від їхньої довжини й ширини., перепаду тисків і конструктивного виконання зазорів. Загальні об'ємні витоки становлять

ДQ = ДQ1 + ДQ2 + ДQ3,

а об'ємний ККД

зо = Qд / Qт = (1 - ДQ / Qт ) < 1 ,

де Qд - дійсна витрата через насос;

Qт - теоретична витрата через насос.

Витіки через зазор визначаються по формулі

Qi = мо· f· (2·g·H)0,5 = мо· р·D·д· · (2·g·H)0,5 (15)

де мо - коефіцієнт витрати через зазор (залежить від конструкції зазору й визначається експериментально);

f - площа зазору;

D - еквівалентний діаметр зазору;

Н - напір перед зазором, який рекомендують розраховувати по формулі

Н = 0,75 · (u22 - u21) / (2·g) ,

де u2 , u1 - окружні швидкості потоку відповідно на зовнішньому й внутрішньому діаметрах робочого колеса.

Значення витоків оцінюються в 1,5% ч 5% від загальної витрати й залежать від коефіцієнта швидкохідності насоса (див. табл.1).



Табл. 1 Значення об'ємного ККД відцентрового насоса

ns	60	80	100	120	140	160	180	200
зо	0,955	0,963	0,967	0,972	0,976	0,977	0,978	0,980

Об'ємний ККД також можна обчислити по формулі

зо = 1 / (1 + 0,68·ns- 0, 667 ) (16)

При перекачуванні грузлих рідин витоки скорочуються, а об'ємний ККД росте.

Механічні втрати визначаються як сума витрат енергії на тертя колеса про рідину (дискові втрати) ДNд, на тертя в підшипниках ДNп і тертя вала в сальниках і ущільненнях ДNс. Загальні механічні втрати

ДN = ДNд + ДNп + ДNс

Механічний ККД складе

зм = (1 - ДN/Ni ) < 1

де Ni - внутрішня або індикаторна потужність насоса.

Втрата від тертя дисків ( робочого колеса або розвантажувального диска) є основними механічними втратами й визначаються приблизно по формулі

ДNд = 0,875 · u32 · (D2 - 5·l)D2 (17)

де u2 - окружна швидкість диска;

D2 - зовнішній діаметр диска;

l - ширина смуги на диску, яка треться про рідину.

Втрати від тертя в підшипниках і сальниках становлять 0,5% ч 1% затрачуваної потужності N. Загальні механічні втрати у відцентрових насосах оцінюються в 2% ч 10%.

Через наявність різних втрат у відцентровому агрегаті дійсні робочі характеристики будуть відрізнятися від теоретичних. Дійсні характеристики насосних агрегатів Q - Н, Q - N, Q - з одержують на заводських іспитових стендах при постійній частоті обертання вала робочого колеса. Розрахункова побудова цих характеристик проводиться по вищенаведених формулах. З урахуванням усіх втрат дійсна характеристика відцентрового агрегату зобразиться кривими, які представлені на рис. 10. При всіх режимах роботи відцентрового агрегату потужність, яка споживається насосом не дорівнює нулю, тому що навіть при нульовій подачі мають місце втрати на тертя колеса про рідину (дискові втрати), втрати в підшипниках і сальниках. Напірні характеристики бувають пологими (крива 2), крутими (крива 1) і з наявністю максимуму (крива 3). Агрегати з пологою характеристикою застосовуються при широкому діапазоні регулювання подачі. До них практично ставляться всі магістральні насоси типу НМ. Агрегати із крутою характеристикою доцільно застосовувати при регулюванні тисків, а також при перекачуванні грузлих рідин. Характеристики з наявністю максимуму є нестійкими. Такими характеристиками мають тихохідні й швидкохідні агрегати. Ділянка «ва» на характеристиці з максимумом являє собою область нестійкої роботи агрегату (область помпажу). У цій області спостерігаються коливання витрати й тиску, які супроводжуються гідравлічними ударами. Останні є причинами виходу встаткування й трубопроводів з ладу. Усталена робота відцентрових агрегатів з характеристикою, яка має максимум, забезпечується в області праворуч від крапки «а» при Q > Qa.



Рис.10 Дійсні характеристики відцентрових агрегатів

Подача того самого агрегату різна залежно від опору зовнішньої мережі. Споживана агрегатом потужність і його ККД будуть також змінюватися, причому ріст потужності поступовий зі збільшенням подачі, а крива для ККД має максимум у точці «е». Завжди прагнуть зробити так, щоб агрегат працював при найвищому ККД. Подача й напір відповідають цьому ККД. Уважається припустимим зменшувати ККД на 5%ч7%. Область між вертикальними лініями ff і mm на рис. 10 є робочою. Режим роботи обраних агрегатів повинен лежати усередині цієї області.

Кавітація

Абсолютний тиск в усмоктувальному трубопроводі обв'язки агрегату поступово знижується від атмосферного в місці, звідки проводиться відбір рідини, до мінімального на вході в робоче колесо. Якщо мінімальний тиск стане менше тиску насичених пар рідини (Рн.п.) при її температурі, то відбудеться скипання рідини з утвором парових пухирців. Поява пухирців пари даної рідини при зниженні її тиску й наступний їх ляскіт при підвищенні тиску рідини по ходу переміщення в каналі робочого колеса одержало назву кавітації. Якщо порожнини. Ці порожнини утворюються на вхідних ділянках робочого колеса. Утвір парових порожнин одержав назву суперкавітації. Якщо кілька парових порожнин зіллються в одну, то це приводить до розриву потоку й робота насоса припиняється. Пухирці пари, які переносяться потоком рідини можуть виявитися в поверхні робочих органів насоса. При миттєвій конденсації парових пухирців (їх ляскоті) виникають крапкові гідроудари, вимірювані тиском у сотні МПа. Гідроудари руйнують метал. Кавітація супроводжується також зниженням ККД, зниженням подачі й зменшенням напору. Для забезпечення нормальної роботи відцентрового насоса необхідно, щоб найменший тиск Рмin у потоці у входу в робоче колесо було більше тиску насичених пар Рн.п. рідини, що перекачується, при даній температурі (Рмin > Рн.п.). Таким чином, робота насосів при кавітаційному режимі небажана по наступних причинах:

1) ерозійне руйнування металу;

2) неприпустимо підвищена вібрація встаткування;

3) прискорена хімічна корозія робочих органів насоса;

4) звуження прохідного перетину для рідини або розрив потоку.

Граничну висоту усмоктування Нвс відцентрового насоса по рівнянню

Бернуллі щодо рівня насоса й рівня рідини в резервуарі визначають по формулі

Нвс = (Ра - Рmin) / (с?g) - (б?W2вс ) / (2?g) - hf (18)

де Ра - атмосферний тиск;

Рmin - мінімальний абсолютний тиск ( у відцентрових насосах цей тиск у зоні близько крайки опуклої частини лопатки робочого колеса);

Wвс - швидкість в усмоктувальному патрубку насоса;

Б - коефіцієнт Кориоліса, що враховує нерівномірний розподіл швидкостей по перетину каналу;

hf - гідравлічні втрати в усмоктувальному трубопроводі, в усмоктувальному патрубку й частини робочого колеса.

У зв'язку зі складністю визначення втрат на тертя при нерівномірному плині рідини в цей час геометричну усмоктування прийнято визначати через кавітаційний запас ( Дhдоп), що допускається

Нвс = (Ра - Рн.п.) / (с?g) - Дhдоп (19)

де Дhдоп = (1,15ч1,30)·Дhкр ;

Дhкр - критичний кавітаційний запас, при якім спадання напору на приватній кавітаційній характеристиці становить 3% напору першої ступіні. Для безкавітаційної роботи насоса напір у вхідному патрубку повинен бути таким, що в будь-якій точці потоку рідини тиск не падав нижче тиску насичених парів рідини. Тому й увели характеристику -кавітаційний запас, що допускається, під якім розуміють наведений до осі насоса мінімальний надлишок питомої енергії рідини на вході в насос над тиском її насиченої пари. Кавітаційний запас, що допускається, забезпечує роботу насоса без зміни основних технічних показників. Якщо Нвс розраховане по формулі (19) має знак плюс, то насос може всмоктувати рідина на цю висоту. Якщо розрахунки дав знак мінус, то для нормальної експлуатації насоса необхідно забезпечити на вході відповідний підпір.

Приватна кавітаційна характеристика представлена на рис.11.

Рис. 11 Приватна характеристика відцентрового насоса

Умовна показана робота насоса на двох рідинах - нафти й воді. В обох випадках витрата рідини однакова. Приватна кавітаційна характеристика дозволяє визначати критичний кавітаційний запас Дhкр . Його значення відповідає 3% спаданню напору від номінального напору. Тому що нафта є багатокомпонентною сумішшю рідких вуглеводнів, які мають різну температуру кипіння, те кавітаційна характеристика для нафти більш полога, чому для води. Через метастабільні властивості нафт критичний режим кавітації наступає для них при менших значеннях, чому для води. Невеликому значенню Дhкр для нафт також сприяє виділення розчинених у них газах при зменшенні тиску. Кавітаційну характеристику знімають на заводському іспитовому стенді шляхом зміни опору усмоктувальної лінії при збереженні витрати.

Перерахування характеристик відцентрових нагнітачів

Для перерахування характеристик відцентрових агрегатів застосовується теорія подоби. У процесі перерахування необхідно дотримати геометричної подоби (рівність подібних кутів і подоба лінійних розмірів), кінематична подоба (рівність співвідношень швидкостей у подібних точках), динамічна подоба (рівність відносин діючих сил у подібних точках). Якщо деякі вимоги дотримати не вдається, то говорять про часткову подобу. Для двох агрегатів «н» і «м» перераховані умови записуються:

Коефіцієнт геометричної подоби лг = lн / lм = const ;

Коефіцієнт кінематичної подоби лк = лг · nн / nм ;

Динамічна подоба Re1 / Re2 = Eu1 / Eu2 = 1.

Співвідношення витрат при роботі подібних агрегатів

Qн / Qм = лг3 · (nн / nм) · (зон / зом) (20)

де зо - об'ємний ККД агрегату.

Зневажаючи зміною об'ємних ККД і ухвалюючи за характерний розмір зовнішній діаметр робочого колеса, останнє вираження можна записати

Qн / (nн ·D2Н3) = Qн / (nн ·D2М3) (21)

Отриманий комплекс Q / (n ·D23) = idem називається коефіцієнтом витрати. Сталість коефіцієнта витрати забезпечує кінематичну подобу, виражене через параметри агрегату. При роботі того самого агрегату з різним числом обертів слушне співвідношення

Q1 / Q2 = n1 / n2 (22)

Умова подоби для, що розвивається агрегатом напору запишеться

Нн / Нм = лг2 ? (nн / nм )2 · (клн · згн )/(клм ? злм) (23)

де згн, згм - гідравлічні ККД натурного й модельного агрегатів;

клн, клм - коефіцієнти, які враховують кінцеве число лопаток у натурному й модельному робочих колесах.

Ухвалюючи за характерний розмір D2 і вважаючись рівність гідравлічних ККД (згн = згм ) і рівність коефіцієнтів (клн = клм ), одержимо

Нн / Нм = (D2Н / D2М )2 ? (nн / nм )2 (24)

Для того самого насоса, але для двох різних режимів роботи на одній і тій же рідині

Н2 / Н1 = (n2 / n1 )2 (25)

відцентровий машина насос

Співвідношення для потужностей натурного й модельного агрегатів одержуємо аналогічним образом

Nн / Nм = лг5 ? (nн / nм )3 · (клн · змм )/(клм ? змн) · (сн / см) (26)

Ухвалюючи за характерний розмір D2 і вважаючись рівність механічних ККД (змм = змн ), рівність (сн = см) і рівність коефіцієнтів (клн = клм ), одержимо

Nн / Nм = (D2Н / D2М )5 ? (nн / nм )3 (27)

Для того самого насоса, але для двох різних режимів роботи на одній і тій же рідині

N2 / N1 = (n2 / n1 )3 (28)

Теорія подоби встановлює наступні співвідношення для лопатевих відцентрових агрегатів:

1) для подібних режимів роботи відцентрових агрегатів подача пропорційна частоті обертання в першому ступені й характерному розміру в кубі;

2) для подібних режимів роботи відцентрових агрегатів напір пропорційний частоті обертання в другому ступені й характерному розміру у квадраті;

3) для подібних режимів роботи відцентрових агрегатів потужність, яку споживає насос, пропорційний частоті обертання в третьому ступені й характерному розміру в п'ятому ступені.

Ці співвідношення називаються законами пропорційності при використанні того самого агрегату на різних режимах роботи з однієї й тою же рідиною.

Розглянуті вище співвідношення подоби для відцентрових агрегатів слушні у випадку перекачування рідини із практично постійною в'язкістю. Той самий агрегат при постійній частоті обертання, перекачуючи рідини різної в'язкості, може працювати в суттєво різних режимах - від ламінарного до режиму квадратичного тертя. У цьому випадку необхідно враховувати вплив в'язкості рідини на характеристики відцентрового агрегату. З підвищенням в'язкості, що перекачується рідини знижується подача, збільшується споживана потужність, зменшується напір і ККД агрегату.

Перерахування характеристик відцентрових насосів з води на грузлу рідину найчастіше проводиться з використанням графіків (див. рис.12). На осі абсцис у логарифмічній шкалі відкладається число Re, а по осі ординат поправочні коефіцієнти: кQ - для подачі, кН - для напору, кз - для ККД.

кQ = Qнафта / Qвода; кН = Ннафта / Нвода; кз = знафта / звода . (29)

Re

Рис. 12 Графік для перерахування характеристик відцентрового насоса при зміні рідин

Число Рейнольдса для відцентрового агрегату підраховується по формулі

Re = Qопт / (Dэкв · н) (30)

де Qопт - оптимальна подача насоса;

Dэкв = ( 4·D2·в2·у) - эквивалентный диаметр рабочего колеса центробежного насоса;

н - коефіцієнт кінематичної в'язкості рідини;

D2 - зовнішній діаметр робочого колеса;

в2 - ширина лопатки на вихідній ділянці робочого колеса;

у = 1 - t·z/д - коэффициент стеснения живого сечения рабочего колеса;

t - крок лопаток на зовнішньому діаметрі колеса;

z - число лопаток;

д - товщина лопаток.

При відсутності даних значення у рекомендують ухвалювати 0,9.

Передумови для розрахунків характеристик грузлих рідин по характеристиках для води:

А) при незмінній частоті обертання колеса подача й тиск насоса, який перекачує грузлу рідину, змінюються так, що коефіцієнт швидкохідності залишається незмінним

Ннафта / Нвода = (Qнафта / Qвода)0,67

Ннафта= Нвода· кQ0,67; Qнафта = Qвода· кН1,5 . (31)

Б) напір при Q = 0 залишається незмінним для рідин будь-якої в'язкості;

В) коефіцієнти для перерахування характеристик кQ, кН, кз ухвалюються постійними в діапазоні значень 0,8·Q ч 1,2·Q.

З рис. 12 випливає, що коефіцієнти кQ, кН суттєво змінюються при Re < 7·103, що пояснюється різким збільшенням витрат енергії на дискове тертя.

Зі збільшенням в'язкості рідини змінюється також кавітаційна характеристика, що й допускається висота усмоктування, що відбиває на рис. 12 коефіцієнт перерахування кДh.

Відцентрові компресори. Показники їх роботи

Відцентровий компресор по конструкції аналогічний відцентровому насосу. У ньому також підвищення тиску газу засноване на принципі використання відцентрової сили, яка впливає на потік газу при обертанні робочого колеса. При подачі більш 1,5 м3/с експлуатація відцентрового компресора більш економічна, чому експлуатація поршневих компресорів. Формули, які дозволяють розрахувати напір, що розвивається насосом, також слушні для розрахунків напору відцентрового компресора. Щільність газу при розрахунках характеристик компресора беруть як середньоарифметичну від значень щільності газу на вході й виході з компресора. До основних характеристикам компресора відносять ступінь стиску газу - відношення тиску газу на виході до його тиску на вході в компресор. У відцентрових компресорах газотранспортної системи ступінь стиску газу е становить 1,25ч1,50. При необхідності одержання більш високого тиску застосовують послідовне з'єднання декількох коліс або агрегатів.

Швидкість плину газу на виході з робочого колеса доходить до 160ч180 м/с. Потік газу має велику кінетичну енергію. Для перетворення кінетичної енергії в потенційну - енергію тиску корпус компресора постачають напрямним апаратом або безлопатковим дифузором. У цих пристроях швидкість газу знижується в кілька раз із одночасним ростом тиску. Для зниження втрат тиску нагнітальній камері надають форму спіралі, у якій прохідний перетин для газу поступово збільшується. Спіральний кожух закінчується дифузором з конусністю 60ч80. Останній з'єднується з нагнітальним трубопроводом.

Температури газу на вході в щабель (всасе) і на нагнітанні зв'язані між собою співвідношенням

Тнаг = Твсас· е(m-1)/m (32)

де m - показник політропи стиску (m = 1,2ч1,35)

У багатоступінчастих відцентрових компресорах застосовують між ступінями охолодження стисненого газу. Процес стиск газу із проміжним охолодженням показаний на діаграмах «Р-V» і «Т-S» на рис.13.

А)

Б)

Рис.13 Зображення процесу стиску газу із проміжним охолодженням у термодинамічних діаграмах

Газ надходить у колесо першого ступіні з параметрами Рвх і Твх, на виході із ступіні газ має параметри Р1 і ТН1 . Стиск газу відбувається по політропі 2-3. Потім при постійному тиску Р1 газ надходить у проміжний холодильник, у якім прохолоджується до температури ТХ1. Ця температура близька до температури ТВХ. На практиці температура газу після стиску в ступіні компресора орієнтовно підвищується на 15 0С. Знаючи показник політропи й ступінь стиску можна завжди точно обчислити температуру газу після стиску. Процес охолодження газу після першого ступіні характеризується на діаграмах відрізком 3-4. При цьому газ віддає теплоту, яка на діаграмі пропорційна площі «а-3-4-d». Для другого ступіні температура усмоктування ТХ1 і тиск Р1 і після стиску по кривій 4-6 газ буде мати параметри Р2 і ТН2. У другому проміжному холодильнику газ прохолоджується до температури ТХ2 (на діаграмах це процес 6-7). Після третього ступіні стиску газ буде мати параметри ТН і РН. Якби не було проміжного охолодження газу, а нагнітання було б до кінцевого тиску РН, то температура газу характеризувалася на діаграмах точкою 9 і була б чисельно на багато більше, ніж температура ТН. Виграш у роботі компресора пропорційний заштрихованої площі на діаграмі «Р-V», а виграш у теплі, що приділяється, пропорційний заштрихованою площею на діаграмі «Т-S». Можна зробити вивід, що стиск газу із проміжним охолодженням ефективний метод роботи. Охолодження стисливого газу можна здійснювати такими способами:

1. Використання зовнішнього теплообмінника для охолодження газу після кожного ступіні -перед входом газу в наступний ступінь стиску. Такий спосіб вимагає значного числа додаткового встаткування, порівняно складний і доріг. Рекомендує прохолоджувати газ після групи ступінів (після двох або трьох ступінів ). На компресорних станціях охолодження газу після останньої групи в холодний період не роблять.

Відцентрові компресори зі ступенем стиску е=1,2ч1,4 без теплообмінників для охолодження газу одержали назву нагнітачів. Якщо в процесі стиску передбачене охолодження газу, то такі машини називають у газотранспортній галузі компресорами.

На магістральних газопроводах, як правило, працюють нагнітачі, які являють собою одноступінчасту відцентрову машину. На компресорних станціях застосовують, в основному, двоступінчастий стиск. При 2-х східчастому стиску температура газу в літній період не перевищує 60 0С. При триступінчастому стиску без проміжного охолодження в теплонапружений період температура газу на виході доходить до 80 0С.

Слід зазначити, що магістральні газопроводи покриваються антикорозійною ізоляцією із граничною температурою експлуатації не більш 60 0С. Тому на компресорних станціях установлюють кінцеві охолоджувачі стисненого газу, які являють собою трубчасторебристі теплообмінники повітряного охолодження (АВО). Можливе використання теплообмінників випарного й зрошувального типів, а також чисто водяних теплообмінників у системі оборотного водопостачання із градирнею при наявності джерел водопостачання.

Охолодження стисливого середовища за допомогою водяних сорочок, виконаних у корпусі компресора. У випадку охолодження за допомогою водяної сорочки газ прохолоджується тільки в каналах корпуса. У робочім колесі охолодження газу не відбувається. При охолодженні в каналах об'ємна витрата газу зменшується. Гідністю конструктивного розв'язку є компактність системи охолодження й відсутність нещільності. Основним недоліком охолодження за допомогою водяної сорочки відносять складність виготовлення корпуса компресора й трудомісткість очищення каналів від можливих забруднень і відкладань.

Під ККД щаблі компресора розуміють відношення двох робіт. У чисельнику вказується робота, яка ухвалюється в якості корисної (НХ), а в знаменнику робота, яка затрачається на стиск 1 кг газу з урахуванням втрат і витоків (Не)

зх = НХ / Не (33)

Звичайно під НХ розуміються роботи, які затрачаються при ізоентропічному стиску, політропічнім або ізотермічному стиску 1 кг газу.

Не = сР (Т2 - Т1) + (С22 - С12)?0,5 + q (34)

де ср - питома теплоємність газу;

q - відведена кількість теплоти (якщо теплота підводить до газу, те перед q ставиться знак мінус);

С1 и С2 - абсолютні швидкості газу на вході в ступінь і на виході з неї;

Т1 и Т2 - температури газу на вході в ступінь і на виході з неї.

Формула для ізоентропічної роботи стиску

НА = сР·Т1[(P2/P1)(к-1)/к - 1] + 0,5 ·(С22 - С12) (35)

Формула для політропічної роботи стиску

НП = [m/(m-1)]·R·T1·[(P2/P1)(m-1)/m - 1] + 0,5 ·(С22 - С12) (35)

де к - показник адіабати;

m - показник політропи.

При стисках газу до значень е<1,3 ізоентропічний і політропний ККД компресора мають практично однакові значення.

Ізотермічний процес стиску являє собою окремий випадок політропічного процесу стиску коли показник політропи рівний одиниці.

НИЗ = ZР·R·T·ln(P2/P1) (36)

де ZР = [1/ln(P2/P1)·?Z(dP/P)

Уся робота, яка затрачається при ізотермічному стиску, приділяється у вигляді теплоти. При ізотермічному стиску корисну роботу виділити не можна. Охолодження газу при його стиску приводить до найменшого значення чиненої роботи, але при цьому теплоту, що приділяється, не можна вважати безкорисною.

При експлуатації компресорів значення ККД на 1%-2% нижче, чим при заводських випробуваннях. У лабораторних умовах компресори ще на 2% збільшують свій ККД. Це треба враховувати при їхній експлуатації.

Потужність, яка витрачається на роботу компресора, складається з корисної потужності й пошуки, яка витрачається: на подолання опору при русі газу через робоче колесо, на тертя дисків колеса про газ, на тертя в підшипниках, на тертя вала про ущільнення, на стиск тієї частини газу, яка йде через зазори. Ці втрати приблизно можна оцінити в такий спосіб: тертя в підшипниках до 3%; дискове тертя до 8%; тертя про поверхню каналів до 7%; від витоків до 7%; від ударів газу на вході в колесо й виході з нього до 6%; від нагрівання газу до 3%.

Загальний ККД компресора дорівнює добутку об'ємного, гідравлічного й механічного ККД.

Дійсна характеристика реального компресора не може бути побудована по формулах, які написані вище в розділі відцентрових насосів. Формули дозволяють зробити приблизну оцінку, результати якої неточні для експлуатації. Звичайно для кожного компресора дійсну характеристику одержують на стендових випробуваннях. На рис.14 наведений вид кривих, які будуються при проведенні стендових випробувань компресора.

Рис. 14 Характеристика відцентрового компресора

Подача агрегату росте зі зниженням протитиску в нагнітальному патрубку й навпаки. Такий характер спостерігається зміни кривій «Н-Q» спостерігається до точки « К». Уліво від цієї точці зниження протитиску приводить до зменшення напору, який розбудовує компресор. Точка « К» називається критичною точкою. Якщо подача стає менше подачі QК, то робота агрегату робиться нестійкою, тому що тому самому напору, наприклад у точці 2, відповідає дві подачі Q2 = - Q3. Подача в точці 1 рівна Q1 має той же напір, що й у точках 2 і 3, але вона більше, чим QК, тому вона стійка. Витрата газу на трубопровід у крапці 1 практично дорівнює продуктивності компресора. Витрата газу в точці 2 подається з компресора на трубопровід стрибками, тому що частина часу компресор працює сам на себе з витрату газу, характерним для точки 3. Іншими словами режим роботи компресора часто й непередбачене міняється. При зміні режимів спостерігаються шум, вібрація, струси машини й трубопроводу. Розглянута зміна режимів називається помпажем. Слід зазначити, що помпаж може виникнути тільки при роботі компресора на мережу. Він виникає через непогодженість характеристик трубопроводів мережі зі споживачем і характеристик компресора.

На практиці к виникненню помпажа при малих витратах приводить: зміна кутів набігання потоку газу на робочі лопатки; помилкове закриття кранів; затримка в спрацьовуванні кранів; відключення наступних нагнітачів; відключення наступних компресорних станцій. Помпаж при роботі нагнітачів неприпустимий. Нормальна робота компресора характеризується робочою точкою, яка лежить праворуч від точки « К» і відповідає максимальному значенню КПД. Для виключення предаварійних ситуацій на всіх компресорах установлюється протипомпажний захист, який складається із протипомпажних сигналізаторів і протипомпажних регуляторів. Якщо на компресорній станції є кілька груп компресорів, які паралельно працюють, то при зниженні споживання газу з метою виключення помпажа найбільше доцільно відключати одну групу компресорів. Якщо це неможливо зробити, то вступає в роботу протипомпажний регулятор по команді сигналізатора. Робота регулятора полягає в перепуску частини газу з нагнітального трубопроводу на усмоктувальний. При цьому витрата через компресор зберігається досить більшим. Кількість газу, яка проходить через регулятор пропорційно перепаду тиску між трубопроводами й опору пропускного патрубка.

Щоб не перевантажувати привод компресора при пуску й відсутності протитиску його слід запускати при закритій засувці на нагнітальній лінії.

На рис. 15 наведені характеристики компресора при різних числах робочого колеса для області його стійкої роботи в мережі. Також наведені криві, які дозволяють виділити рекомендовані робочі діапазони з максимальним ККД.

Рис.15 Границі помпажних зон роботи нагнітача і його робочих зон при різних числах обертів робочого колеса

Крива ОВ на рис.15 отримана з'єднанням критичних точок « К». При витратах менших Qk робота компресора заборонена. Автоматика захисту нагнітачів від помпажа настроюється таким чином, щоб вона включала протипомпажний регулятор або відключала нагнітач не досягшись витрати на лінії ОВ або при витраті приблизно на 10% більшому, ніж Qk . Точки витрат, при яких спрацьовує автоматика, з'єднані лінією ОВ1. Крива СD відповідає роботі нагнітача при різних числах обертів з максимальним ККД. Крива «аа» на рис. 15 відповідає роботі компресора з рекомендованим мінімальним ККД - 80% від максимального ККД.

У зв'язку з тим, що газ є стисливим середовищем його робочі характеристики при компримірованні суттєво залежать від тиску й температури. З метою зіставлення характеристик різних машин використовують наведені характеристики. Для цього характеристики приводять до довільно обраних умов. Найчастіше вибирають наступні умови: Rпр = 500 кДж/(К·кг) - газова постійна; Твс пр=288 К - температура газу на вході; zвс пр= 0,91 - коефіцієнт стискальності газу на вході; nпр = nном - номінальна частота обертання робочого колеса.

Вихідними даними для вибору компресора є: режим споживання газу і його об'ємна витрата на вході в компресор або витрату стисненого газу; кінцевий тиск газу, пов'язане з режимом роботи трубопроводу; умови усмоктування (температура, тиск, вологість газу); характеристика газу, що перекачується; вид привода; особливі вимоги (відсутність вібрації, малі габарити, невелика вага, герметичність і ін.). За цим даними вибирають тип і марку компресора. На рис.16 наведені області застосування основних типів компресорів.



Рис. 16 Області застосування компресорів різних типів:

П - поршневі; Ц - відцентрові; О - осьові; Н - гвинтові

При витратах менш 10000м3/год і тисках більш 15 бар рекомендують використовувати поршневі компресори. Верхня границя застосування відцентрових компресорів зображена лінією 1, а при послідовнім з'єднанні верхня границя відповідає лінії II. Лініям III і IV двокорпусні відцентрові компресора спеціального призначення. Верхня границя осьових компресорів зображена лінією V, а в комбінації з відцентровими компресорами - це лінія VI. Тому що рекомендовані області компресорів перекриваються, то використовують додаткові вимоги при їхньому виборі: відсутність у газі слідів масла й води, мінімальний шум, мінімальна вібрація, герметичність, економічні міркування, доступність, зручна експлуатація й інші.

Загальні правила експлуатації насосів і компресорів

Насосні й компресорні станції мають складне господарство по обслуговуванню перекачувальних агрегатів. Надійна, економічна й безпечна робота агрегатів забезпечується дотриманням вимог і правил інструкцій заводів-виготовлювачів, дотриманням правил Держтехнагляду, вимог санепідемстанції, пожежної й екологічної інспекцій. На кожний агрегат є технічний паспорт, у якім утримується докладна технічна характеристика, результати випробувань, креслення, оперативні схеми трубопровідної обв'язки, схеми електричних з'єднань і інші відомості. За результатами випробувань агрегату встановлюються норми витрати палива, енергії, масел, води, повітря, а також температурні інтервали для вхідних і вихідних потоків.

На насосних і компресорних станціях ведеться технічна документація, яка передбачена Правилами Держтехнагляду, диспетчерський і режимний журнали за встановленою формою.

Після монтажу або ремонту агрегату роблять його обкатування для приробітку тертьових деталей. Обкатування триває від 8 до 72 годин. Нові агрегати обкатують 72 годинник, а машини після поточного ремонту в плині 8 годин. Перед включенням агрегату в роботу роблять його візуальний огляд, перевіряють стан обв'язки агрегату, набивання сальників, наявність манометрів, термопар, термометрів, забезпеченість змащенням, перевіряють усі допоміжні системи й засобу, у тому числі передбачені технікою безпеки. Перед пуском агрегату промивають систему змащення маслом, створюють у ній тиск і перевіряють на герметичність. Аналогічним образом перевіряються системи охолодження агрегату. Перевіряється спрацьовування засувок і кранів на обв'язці. Система автоматичного захисту перевіряється на спрацьовування при відхиленні технологічних параметрів від заданого діапазону. Завантаження багатоступінчастих компресорів роблять послідовним закриттям продувних вентилів першої, другий і наступних ступінів. Потім поступово відкривають засувки на усмоктувальним і нагнітаючим трубопроводах компресора, а також на обвідній лінії.

Після перевірки агрегату й усіх його систем роблять обкатування без навантаження, а потім поступово навантажують. При цьому здійснюється перекачування потоків по малому й великому контурах станції.

Перед зупинкою агрегату його переводять на режим холостого ходу. Поступово закривають засувки на нагнітанні й усмоктуванні, виключають систему змащення й охолодження.

Під час роботи агрегату ведеться вахтовий журнал, у якім через певні проміжки часу записують параметри, які характеризують роботу агрегату й допоміжних систем.

При роботі агрегату систематично перевіряють вібрацію, стежать за затягуванням фундаментних болтів і станом самого фундаменту. Систематично стежать за всіма контрольно-вимірювальними приладами, витратою електроенергії. У випадку виявлення несправностей зупиняється робота агрегату. Якщо агрегат зупиняється на тривалий час, то для запобігання корозії його деталі й вузли змазуються захисним змащенням.

Загальні вимоги безпеки при експлуатації перекачувальних агрегатів установлюються відповідними нормативними документами різного рівня.



Література

1. Тугунов П.И. Машины и оборудование газонефтепроводов. - Уфа: Уфим.нефт.ин-т, 2010. - 185 с.

2. Авчухов В.В., Паюсте Б.Я. Задачник по процессам тепломассообмена. - Учебн. Пособие для ВУЗов.- М.: Энергоатомиздат, 2006. - 144 с.

3. Машины и оборудование газонефтепроводов: Учебное пособие для вузов/ Ф.М. Мустафин, Н.И. Коновалов, Р.Ф. Гильметдинов и др. - Уфа: Монография, 2002. - 384 с.

4. Коршак А.А., Новосёлова Л.П. Нефтеперекачивающие станции: Учебное пособие. - Уфа: ДизайнПолиграфСервис, 2008. - 384 с.

5. Експлуатаційникові газонафтового комплексу. Довідник /В.В. Розгонюк, Л.А. Хачикян, М. А. Григель, О.С. Удалов, В.П. Нікішин. - Київ: Росток, 2008. - 432 с.

6. Типовые расчёты при проектировании и эксплуатации нефтебаз и нефтепроводов. Учебное пособие для ВУЗов. - Уфа: ООО “ДизайнПолиграфСервис”, 2012. - 658 с.

Размещено на Allbest.ru