2.2. Определение диаметров труб всасывающей и нагнетательной линий

Расчетный внутренний диаметр труб определяется по формуле

(7)

где заданная расчетная подача,;

– скорость движения жидкости в трубах,.

Скорость во всасывающем и нагнетательном трубопроводах выбирают в зависимости от вязкости перекачиваемой жидкости. Рекомендуемые скорости перекачки для трубопроводов НПЗ могут быть выбраны в соответствии с табл. 1.

Таблица 1

Транспортируемая жидкость	Скорость, м/с
Жидкости, движущиеся самотеком (конденсат и др.) Маловязкие жидкости – вода, бензин, керосин и др. в нагнетательном трубопроводе Вязкие жидкости – легкие и тяжелые масла, растворы солей и др. в нагнетательном трубопроводе Маловязкие жидкости во всасывающем трубопроводе Вязкие жидкости во всасывающем трубопроводе	0,1+0,5 1,0+3,0 0,5+0,1 0,8+1,2 0,2+0,8

По найденным из формулы (7) расчетным внутренним диаметром по ГОСТ 8732-70 подбирают трубы с минимальной толщиной стенки так, чтобы После этого определяются истинные скорости перекачиваемой жидкости в трубопроводах.

2.3. Построение характеристики сети

Напор, который необходимо соединить в сети для пропуска заданной подачи, может быть определен из уравнения (8)

(8)

где - сопротивление (напор) сети, м;

– геометрический напор, т.е. разность уровней жидкости в начальном и конечном сосудах или разность геометрических отметок начального и конечного сечения трубопровода, м;

– давление в начальном и конечном сосудах, Н/м²;

- удельный вес перекачиваемой жидкости, Н/м³;

=1,05 – потери напора во всасывающей линии, м;

=1,05– потери напора в нагнетательной линии, м;

1,05 – коэффициент, учитывающий местные потери во всасывающей и нагнетательной линиях;

– коэффициент гидравлического трения или коэффициент сопротивления по длине для всасывающего и нагнетательного трубопроводов;

– длины всасывающего и нагнетательного трубопроводов, м;

– диаметр всасывающего и нагнетательного трубопроводов, м;

- скорости движения жидкости во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, соответствующие расчетной (заданной) подаче, м/с;

– сумма потерь напора в фильтре, диафрагме, регулирующем клапане и других элементах насосной установки, выраженная в метрах столба перекачиваемой жидкости.

Последовательность расчетов в данном разделе должна быть следующая.

1. Вычисляется геометрический напор.

2. Вычисляется разность давлений в конечном и начальном сосудах и выражается в метрах столба перекачиваемой жидкости.

3. Вычисляются числа Рейнольдса, устанавливаются зоны сопротивления для всасывающего и нагнетательного трубопроводов, выбираются формулы для вычисления коэффициента гидравлического трения и вычисляются потери напора во всасывающем и нагнетательном трубопроводах.

Коэффициенты гидравлического трения в зависимости от зоны сопротивления вычисляются по следующим формулам:

а) при по формуле Стокса

(9)

б) при по формуле Френкеля

(10)

в) при по формуле Блаузиса

(11)

г) при по формуле Альтшуля

(12)

д) при по формуле Шифринсона

(13)

е) для любых значений в зоне шероховатого трения по формуле Прандтля-Никурадзе

(14)

В приведенных формулах - абсолютная (эквивалентная) шероховатость стенок трубы, величину которой можно определить по табл.2, принявравной среднему значению, указанному в знаменателе.

Таблица 2 [4]

Материал труб	, мм
Новые тянутые трубы из стекла и цветных металлов
Новые бесшовные стальные трубы
Новые стальные сварные трубы
Стальные трубы сварные с незначительной коррозией
Стальные трубы сварные старые, заржавленные
Новые оцинкованные стальные трубы
Новые чугунные трубы
Старые чугунные трубы	До 3,0
Новые асбоцементные трубы

4. Вычисляются потери напора в остальных элементах сети насосной установки

5. Определяется статический напор сети

(15)

Для построения характеристики сети можно воспользоваться уравнением

(16)

где – статический напор сети, который не зависит от подачи жидкости, м;– коэффициент сети, ч²/м⁵;

– заданная расчетная подача жидкости, м³/ч;

– подача жидкости в сеть, м³/ч.

Задавшись несколькими значениями подачи в пределах от 0 до (1,2+1,4) , определяют сопротивление сети для каждого из них. Данные расчетов сводят в табл. 3.

Таблица 3 Расчет сопротивления сети

,

,

,

,

,

, м

Рис.1.

Выполнив графическое построение в координатах Q-H(рис.1), находят режимную точку, т.е. точку, соответствующую расчетной заданной подачеи потребному напору Н_о.По режимной точке производится подбор насоса.

3. Выбор насоса, уточнение его характеристики

1. Выбор типа и подбор по каталогу марки насоса

По заданной подаче и вычислительному сопротивлению сети по характеристикам рабочих режимов при работе на воде, которые приведены в ГОСТ 12878-67, выбирается типоразмер насоса. В случае центробежных насосов для химических производств выбор необходимо сделать в соответствии с рекомендациями [5].

Выбор типа и марки насоса, обеспечивающего заданную подачу нефтепродукта, реагента или другой рабочей жидкости к технологической установке, является ответственным моментом. При правильном подборе насоса обеспечивается не только непрерывность технологического процесса, но и должен создаваться режим работы самого насоса с максимально возможным к.п.д.

При выборе типа насоса необходимо учитывать: характер перекачиваемого продукта (его вязкость, летучесть, огнеопасность, токсичность, химическую агрессивность, наличие в нем взвешенных твердых частиц и т.д.), температурный режим, надежность и экономичность работы насоса в данных условиях, удобство и безопасность обслуживания.

Например, центробежные насосы целесообразно применять для перекачки сравнительно маловязких жидкостей. Эти насосы экономичны при перекачке больших количеств жидкости при относительно низких напорах. Они лучше, чем какие-либо другие, приспособлены для перекачки суспензий и загрязненных жидкостей; просты в эксплуатации, компактны и дешевле насосов других типов такой же мощности.

Для создания высоких напоров при малой производительности, что характерно для работы опрессовочных, дозировочных насосов, преимущественно используются поршневые или плунжерные насосы.

Несмотря на ряд существенных недостатков (дороговизна, большие габариты, сложность эксплуатации и др.), поршневые насосы незаменимы при перекачке высоковязких нефтепродуктов и газожидкостных смесей.

Для перекачки очень вязких жидкостей можно использовать ротационные насосы, которые обладают небольшой, но более равномерной подачей.

Во всех остальных случаях предпочтение следует отдавать центробежным насосам как более дешевым, простым в обслуживании и компактным. Кроме того. Центробежные насосы более быстроходны, что позволяет соединить их непосредственно с электродвигателем без редуктора. Существенным преимуществом центробежных насосов является их саморегулируемость.

После выбора насоса по заданным QиHпо каталогу подбирается марка насоса. Для выбора марки насоса удобны сводные графики, на которых нанесены рабочие поля отдельных насосов. Такие сводные графики центробежных насосов нормального ряда для нефтей и нефтепродуктов приводятся в каталогах насосов и другой справочной литературе [6].

Рабочее поле центробежного насоса (рис.2) ограничивается рабочими участками характеристик Q-Hпри максимальном (АВ) и минимальном (СД) диаметре рабочего колеса. Насос надо подбирать таким образом, чтобы заданныеQ_риH_рнаходились в пределах рабочего поля насоса. Если соответствующего насоса в каталоге нет, то берется ближайший и затем осуществляется пересчет характеристик в зависимости от выбранного способа регулирования.

Если перекачке подлежит вязкая жидкость, то при выборе центробежного насоса необходимо учитывать, что: 1) коэффициент быстроходности должен быть 2) корпус насоса спирального типа, т.е. без направляющего аппарата; 3) число оборотов вала насоса должно быть, возможно, большее.

При этом следует помнить о необходимости пересчета характеристик с воды на вязкую жидкость, если кинематический коэффициент вязкости при температуре перекачки жидкости [7].

Рис.2.

2. Комплексная характеристика центробежного насоса

Комплексную характеристику выбранного центробежного насоса, представляющую графическую зависимость развиваемого напора Н, потребляемой мощности N, к.п.д.и допустимого кавитационного запаса напораот подачи насосаQ, при постоянныхnи, необходимо перечертить из каталога на миллиметровую бумагу. На комплексную характеристику нанесен график потребного напора, т.е. характеристику сети (трубопровода) и режимную точку𝓟(см.рис. 3.).

Если для проектируемой насосной установки применяется параллельное или последовательное включение насосов, то строят их суммарную характеристику, на которую наносится характеристика сети и режимная точка 𝓟. Режимная точка может оказаться как справа, так и слева от оптимального режима, соответствующего максимальному значению к.п.д. выбранного насоса. В таком случае следует применить регулирование работы насоса.

Считается, что насос подобран правильно, если режимной точке 𝓟с подачейQ_pсоответствует значение, отличающееся отне более чем на 57% в обе стороны, т.е. рабочая точка должна быть в оптимальной зоне работы насоса (0,81,2)Q_норм.

Рис.3

3. Пересчет характеристик центробежных насосов с воды на вязкую жидкость

При перекачке высоковязких жидкостей рабочие характеристики центробежных насосов Q–H,Q–NиQ–ηзначительно отличаются от аналогичных характеристик, полученных на воде, если. Изменяется также и кавитационная характеристика.

Пересчет характеристик рекомендуется выполнять по методу М.Д.Айзенштейна [8,9]. Величина коэффициентов пересчета зависит от числа Рейнольдса, которое вычисляется по формуле

(17)

где – подача (производительность) насоса при минимальном к.п.д., л/с;

– кинематический коэффициент вязкости перекачиваемой жидкости при температуре перекачки, см²/с;

– эквивалентный диаметр рабочего колеса, см;

– ширина лопатки рабочего колеса на внешнем диаметре, см;

–коэффициент сужения площади выходного сечения рабочего колеса лопатками;

Z– число лопаток;

– протяженность лопатки по внешней окружности рабочего колеса, см.

Если отсутствуют данные для вычисления коэффициента сужения сечения, то его значение может быть принято равным К=0,9+0,95. Более точно данный коэффициент можно определить, руководствуясь [10].

Численные значения коэффициентов пересчета (К_Q,K_H,K_η) определяются по графикам, приведенным в литературе [8, 9], и могут быть приняты постоянными при подаче насоса в диапазонеQ=(0,8 + 1,2).

Новые характеристики центробежного насоса при работе его на вязкой жидкости Q_вж-H_вж иQ_вж-η_вж строят по значениям:

	(18)
	(19)
	(20)

Характеристику Q_вж-N_вжстроят, вычисляя потребляемую насосом мощностьN_вжпо формуле

(21)

Если подача насоса в режимной точке превышает заданную не более чем на 5%, а напор, развиваемый насосом в режимной точке, превышает расчетное сопротивление сети также не более чем на 5%, то заданную подачу в этом случае получают, применяя дроссельное регулирование насоса.

Если же эти отклонения превышают 5%, то для получения заданной подачи производят обточку рабочего колеса насоса [11].

4. Определение диаметра рабочего колеса насоса при обточке

В тех случаях, когда для выбранного рабочего колеса насоса после пересчета его характеристики на вязкую жидкость подача насоса и развиваемый им напор (определение по режимной точке) отличаются от заданной подачи и расчетного сопротивления сети Н_с более чем на +5%, следует произвести обточку рабочего колеса и изменить характеристику насоса таким образом, чтобы она прошла через режимную точку с координатами и Н_с.

При стачивании внешнего диаметра колеса характеристики насоса при сохранении постоянного числа оборотовnизменяются следующим образом:

	(22)
	(23)
	(24)

где со штрихом – параметры после обточки.

Посредством этих формул можно построить новые характеристики насоса для различных значений внешнего диаметра рабочего колеса .

Режимы, удовлетворяющие точкам Q,Hи,, располагаются на кривой

(25)

носящей название параболы оболочки (рис.4).

Рис.4

Следовательно, при расчете обточки рабочего колеса по уравнениям (22) и (23) режимные точки перемещаются по квадратной параболе с вершиной в начале координат.

Допустим, что характеристика насоса ( с выбранным диаметром рабочего колеса) пересекается с характеристикой сети в точке А (см. рис. 4). При этом и требуется произвести обточку рабочего колеса.

В связи с тем, что парабола режимных точек(парабола обточки) проходит через точку В () из уравнения (25) можно определить параметр параболы

(26)

Для построения параболы обточки выбирают ии, зная параметр параболы К вычисляют

(27)

и

(28)

Используя полученные данные, строят параболу обточки, которая пересекает характеристику насоса в точке D. Искомый диаметр рабочего колеса насоса после обточки может быть определен из уравнения (22).

(29)

При обточке колеса уменьшается также к.п.д. насоса. Измерение к.п.д. насоса можно рассчитать по формуле Муди [10]:

(30)

Экспериментальное исследование показывает, что при обточке колеса к.п.д. изменяется незначительно в зависимости от коэффициента быстроходности. С достаточной степенью точности можно принять, что к.п.д. насоса уменьшается на 1% на каждые 10% обточки колеса при коэффициенте быстроходностии на 1% на каждые 4% обточки при

В зависимости от коэффициента быстроходности рекомендуются следующие пределы обточки колес:

5. Определение допустимой высоты всасывания центробежного насоса и кавитационного запаса сети

Рудневым С.С. предложено следующее уравнение для определения высоты всасывания центробежных насосов:

(31)

где – эффективная (допустимая) статическая высота всасывания, отнесенная к горизонтальной оси рабочего колеса, м;

- давление на свободную поверхность сверх упругости паров, м;

–давление на свободную поверхность, равное атмосферному давлению, если жидкость поступает в насос из открытого резервуара (рис. 5), и давлению в резервуаре, если жидкость поступает в насос из закрытого резервуара (рис 6.), м;

– давление насыщенных паров жидкости при данной температуре, м (рис. 18, 19[8]);

– число оборотов вала насоса в минуту;

Q– подача (расход) насоса (для колеса с двусторонним входомQпринимается равным половине расхода), м³/с;

С_кр– коэффициент, зависящий от удельной быстроходности насоса (табл.4).

Таблица 4

	50+70	70+80	80+150	150+220
Скр	800+750	800	800+1000	1000+1200

Положительное значение обозначает вакуум, отрицательное значение – подпор:

(32)

где – геодезическая высота всасывания, м;

– потери напора во всасывающем трубопроводе, м.

Для определения всасывающей способности центробежного насоса уравнение (31) следует представить в виде

(33)

Чем меньше , тем лучше всасывающая способность насоса и тем больше может быть геодезическая высота всасывания.

При перекачке горячих нефтепродуктов жидкость находится под давлением собственных паров, т.е. в состоянии равновесия с давлением паров, и, следовательно, и

Уравнение (33) в этом случае принимает такой вид:

(34)

Т.е. для работы насоса необходим подпор . Учитывая потери насоса во всасывающем трубопроводе, очевидно, будем иметь геодезический подпор, равныйОднако для горячих нефтепродуктов величину геодезического подпора не следует принимать менее 2 м ввиду возможности газообразования в насос.

При определении абсолютного давления на поверхности жидкости в резервуаре следует иметь в виду, что барометрическое (атмосферное) давление изменяется во времени, колеблясь около среднего значения в зависимости от высоты местности над уровнем моря (табл. 5).

Таблица 5

Высота местности над уровнем моря, м	Среднее барометрическое (атмосферное) давление
	ммрт.ст.	м вод.ст.
0 200 400 600 800 1000 1500 2000 3000 5000	760 742 724 707 690 674 635 598 530 417	10,3 10,1 9,8 9,6 9,4 9,2 8,6 8,1 7,2 5,7

При проектировании насосной установки и выборе насоса должны быть выполнены также условия бескавитационной работы насоса. В связи с этим в сети, непосредственно у входного патрубка насоса, полная удельная энергия жидкость должна быть больше упругости ее паров, т.е. сеть должна обладать определенным кавитационным запасом, величина которого должна превышать допускаемый кавитационный запас насоса, указанный на его характеристике.

Для нормальной бескавитационной работы насоса в сети должно выполняться условие

(35)

где - кавитационный запас в сети у входного патрубка насоса, м;

- допускаемый кавитационный запас насоса, определяемый по его характеристике, м;

0,5 – гарантирующий от наступления кавитации запас давления, м.

Величина кавитационного запаса напора сети может быть найдена из уравнения Д.Бернулли, составленного для двух сечений, одно из которых взято по свободной поверхности жидкости в питающем резервуаре, а второе – у входного патрубка насоса (рис. 5 и 6).

(36)

Рис.5 Рис.6

Если уровень жидкости в питающем резервуаре ниже оси вала насоса и плоскость сравнения (О-О) выбрана так, что она совпадает с горизонтальной осью вала насоса, то применительно к выбранным сечениям (рис. 5) будем иметь: – величина максимально возможного снижения уровня в питающем резервуаре в процессе насоса (геодезическая высота всасывания);абсолютное давление на свободной поверхности жидкости в резервуаре, из которого ведется откачка жидкости;- абсолютное давление в приемном патрубке насоса;– давление паров перекачиваемой жидкости при температуре перекачки;– кавитационный запас давления в сети перед входным патрубком насоса;– гидравлические потери напора во всасывающем трубопроводе.

Разницей скоростных напоров в выбранных сечениях, как правило, пренебрегают вследствие ее малости и тогда решение уравнения (36) относительно запаса напора сети будет иметь вид

(37)

В том случае, когда уровень жидкости в питающем резервуаре выше оси насоса (рис. 6), то решение уравнения (36) приводит к выражению

(38)

где – максимально возможное в процессе работы насоса снижение уровня жидкости в питающем резервуаре.

В случае перекачки вязких жидкостей допускаемый кавитационный запас должен быть пересчитан по формуле:

(39)

где - коэффициент пересчета, определенный по графику на рис. 103 [8].

3.6 Подбор электродвигателя

Мощность на валу насоса определяется по формуле

(40)

где ɣ - удельный вес перекачиваемой жидкости, Н/м³;

Q – заданная подача насоса, м³/с;

Н – напор насоса в режимной точке, м;

η – полный коэффициент полезного действия насоса в режимной точке.

Мощность электродвигателя определяется из выражения

(41)

где к – коэффициент запаса, выбираемый в зависимости от мощности (табл.6)

Таблица 6

Мощность на валу насоса N, кВт	До 20	20+50	50+300	Свыше 300
Коэффициент запаса мощности, К	1,25	1,2	1,15	1,1

В пояснительной записке должно быть обоснованно исполнение электродвигателя. Так, например, если насосно – силовые агрегаты работают в условиях нефтеперерабатывающих или нефтехимических заводов, то электродвигатели необходимо выбрать во взрывозащитном исполнении.

7. Описание насосной установки

После окончания расчетно – графической работы необходимо подробно описать насосную установку, указать ее комплектность. Отметить характерные особенности ее эксплуатации, условия пуска. Оценить достоинства и недостатки работы спроектированной установки в данных условиях.

ЛИТЕРАТУРА

1. Забиров Ф.Ш., Филадельфов Т.П. Методические указания по оформлению текстовых документов, выполненных студентами в учебном процессе в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД. – Уфа: Изд. УНИ. 1977. – 38с.

2. Нефтепродуктн. Справочник. – М.: Химия, 1966. – 776с.

3. Справочник по специальным работам. Технологические трубопроводы промышленных предприятий. Часть 1./Под. Ред. Е.А.Николаевского и С.Д.Стерлина. – М.: 1964. – 784с.

4. Справочник по гидравлическим расчетам под редакцией П.Г.Киселева. 4-е изд. Перераб. И доп. – М.: Энергия, 1972. – 312с.

5. Соколов А.И. Методические указания по подбору центробежных насосов для химических производств. – Уфа: Изд. УНИ, 1981. – 38с.

6. Нефтяное оборудование. Каталог – справочник. Компрессоры и насосы. Т 1. – М.: Гостоптехиздат, 1958. – 236с.

7. Гаррио Н.А. Методическое руководство к курсовой работе по курсу «Гидравлика, гидравлические машины и гидропривод» для студентов дневного отделения механического факультета специальности 0516 «Машины и аппараты химических производств». – Уфа: Изд. УНИ, 1978. – 25с.

8. Ливенштейн М.Д. Центробежные насосы для нефтяной промышленности. – М.: Гостоптехиздат, 1957. – 364с.

9. Елин В.И., Солдатов К.Н., Соколовский С.М. Насосы и компрессоры. – М.: Гостоптехиздат, 1960. – 398с.

10. Турк В.И., Минаев А.В., Карелин В.Н. Насосы и насосные станции. – М.: Стройиздат, 1976. – 297с.

11. Ашихмин В.И. Центробежные насосы. Методические указания к курсовому проекту и курсовой работе. – Грозный: Изд. ГНИ, 1978. – 29с.

12. Насосы: Каталог – справ./сост.Азарх Д.Н. – М.: Машгиз, 1958. – 424с.

13. Насосы. Каталог – справочник. 3-е изд. – М.: Машгиз, 1960. – 551с.

14. Бадеке К. и др. Насосы: Справочное пособие/Пер. с нем. В.В.Малюшенко, М.К.Бобка. – М.: Машиностроение, 1979. – 502с.

15. Степанов А.И. Центробежные и осевые насосы. – М.: Машгиз, 1960. – 464с.

16. Черкасский В.М. Насосы, вентиляторы, компрессоры. – М.: Энергия, 1977. – 424с.

17. Абдурашитов С.А. и др. Насосы и компрессоры. – М.: Недра, 1974. – 296с.

18. Башта Т.М. и др. Гидравлика, гидравлические машины и гидравлические приводы. – М.: Машностроение, 1970. – 504с.

19. Лопастные насосы/Под редакцией Л.П.Грянко и А.Н.Папира. – Л.: Машиностроение, 1975. – 432с. С илл.

Приложение 1

Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования УФИМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЯНОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Филиал ФГБОУ ВПО УГНТУ в г.Стерлитамаке Кафедра «Оборудование нефтехимических заводов»