А.И. Мухаметкулова, Ю.В. Кожухов, А.Н.Веселов

Компрессоры получили широкое применение во многих отраслях. Проблема развития и модернизации компрессорного парка страны очень актуальна. Наиболее показательна ситуация в газовой промышленности. Для транспортировки природного газа по магистральным газопроводам и закачки газа в подземные хранилища изготавливаются газоперекачивающие агрегаты (ГПА). ГПА состоит из газотурбинной установки и центробежного компрессора. Центробежные компрессоры выполняют немаловажную роль в добывающей отрасли. [2].

Целью работы является рассмотрение возможности замены двухступенчатого промышленного компрессора НЦ-16-76/1,44 со степенью повышения давления П=1,44 на компрессор со степенью повышения давления П=1,36, сохранив при этом исходные геометрические  параметры корпуса типа «баррель» и параметры нагнетания.  Поставленная задача является актуальной в связи с тем, что больше половины всех месторождений в Западной Сибири в настоящее время с падающей добычей, и доля их постоянно возрастает. Это приводит к падению расхода газа через газопровод. Так как падает расход газа, то и падает его скорость в газопроводе, что следует из формулы для определения массового расхода газа =rfc, где  — массовый расход газа, r — плотность вещества, f — площадь сечения потока, c — средняя скорость потока.  Соответственно уменьшаются и потери давления, что видно из формулы для определения потерь Dp=zrc²/2, где Dp — потери давления, z — коэффициент потерь [1, 3]. Таким образом, для поддержания требуемого давления в газопроводе на линейных компрессорных станциях достаточно будет обеспечивать степень повышения давления П=1,36. Более того у данной задачи уже существуют реализованные разработки модернизации компрессоров мощностью 16 МВт с использованием имеющихся корпусов для Краснодарской компрессороной станции (КС), а также для ГПА серии «Урал» для оснащения КС газопроводов «Голубой поток»,  Ямал – Европа  [4, 5].

Исходный компрессор НЦ-16-76/1,44 представляет из себя двухступенчатую центробежную машину, предназначенную для компримирования природного газа со степенью повышения давления П=1,44 и конечным давлением Р_К=7,45 МПа. Условием замены проточной части на отношение давлений П=1,36 является сохранение внешнего корпуса от компрессора на отношение давлений П=1,44. Приводом нагнетателя служит газовая турбина. Мощность газотурбинной установки (ГТУ) – 16 МВт, номинальная частота вращения ротора – 5300 об/мин.

Расчетная задача имеет следующие технические характеристики: степень повышения давления П=1,36, конечное давление Р_К=7,45 МПа, начальное давление Р_Н=5,478, мощность привода N=16 МВт, номинальная частота вращения ротора n=5300 об/мин. Также известны размеры корпуса типа «баррель»: диаметр внутренний корпуса D=1594 мм, длина внутренняя корпуса L=2209 мм, диаметр всасывающего патрубка d_ВС=700 мм и диаметр нагнетательного патрубка d_Н=600 мм. Эти размеры являются ограничительными при проектировании. Внешний вид компрессора с корпусом типа «баррель» показан на рисунке 1.

Центробежный компрессор

Рисунок 1. Внешний вид компрессора с корпусом типа «баррель»

Были проведены вариантные расчеты для одноступенчатой и двухступенчатой машины. В таблице 1 представлены результаты расчета для одноступенчатого компрессора при различных углах выхода потока b₂.

Таблица  1

Результаты расчета для одноступенчатого компрессора

Из технического задания известно, что номинальная частота вращения ротора n=5300 об/мин, а по результатам расчета в табл.1 видно, что в обоих рассмотренных случаях n значительно превышает номинальную. Таким образом, в дальнейшем для одноступенчатого исполнения требуются дополнительные расчеты с более высоконапорными рабочими колесами, чем рассмотренные. Однако увеличение напорности рабочих колес приводит к снижению КПД компрессора. В связи с этим на данном этапе предварительных проработок были произведены вариантные расчеты для двухступенчатой машины с рассмотренными выше для одноступенчатой схемы двумя вариантами рабочих колес (таблица 2).

Таблица  2

Результаты расчета для двухступенчатого компрессора

По результатам расчета видно, что условиям задачи в большей степени удовлетворяет расчет при b₂₁=b₂₂=48°, т.к. частота вращения ротора удовлетворяет номинальной.

Приведенная работа показывает, что замена проточной части центробежного компрессора природного газа при неизменном корпусе при падении добычи на месторождении возможна. В будущем в ходе данного исследования будут производиться дополнительные вариантные расчеты схем исполнения для дальнейшего профилирования и оптимизация проточной части.

ЛИТЕРАТУРА:

1. К. П. Селезнев. Проектирование и оптимизация проточной части промышленных центробежных компрессоров с использованием ЭВМ: Учебное пособие / К. П. Селезнев, Ю. Б. Галеркин, Б. Н. Савин, Е. Ю. Попова, Р. А. Измайлов – Л., 1990. 76 с.
2. Ю.Б. Галеркин, Ю.В. Кожухов. Теория турбомашин. Основы теории турбокомпрессоров: учеб. пособие.– СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2013. – 245 с.
3. С. А. Анисимов. Газодинамический расчёт центробежных компрессоров поэлементным методом: Учебно-методическое пособие / С. А. Анисимов; Под ред. К. П. Селезнева – Л., 1974. 134 с.
4. Современная газокомпрессорная техника – результат совместной деятельности производителей и потребителей / А.З.Шайхутдинов, В.В.Седов, С.Ю.Сальников, В.А.Щуровский // Труды ХVI международной научно-технической конференции по компрессоростроению – 23-25 сентября 2014.
5. Реализация разработки высокоэффективного компрессора нового поколения для газоперекачивающей установки / Санитиро Токуяма, Дайсукэ Хирата, Юдзи Масуда // Труды ХVI международной научно-технической конференции по компрессоростроению – 23-25 сентября 2014.