Расчетно-аналитическое исследование замены проточной части центробежного компрессора природного газа при неизменном корпусе при падении добычи на месторождении
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 РК=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 РК=7,45 МПа, начальное давление РН=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 dВС=700 мм и диаметр нагнетательного патрубка dН=600 мм. Эти размеры являются ограничительными при проектировании. Внешний вид компрессора с корпусом типа «баррель» показан на рисунке 1.
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
№ | Наименование параметра | Обозначение параметра | b2=48° | b2=70° |
1 | Кол-во лопаток рабочего колеса | z2, ед | 24 | 30 |
2 | Скорость вращения ротора | n, об/мин | 8146 | 7515 |
3 | Диаметр рабочего колеса | D2, м | 0,606 | 0,648 |
4 | Политропный КПД | ηпол | 0,857 | 0,856 |
5 | Коэффициент теоретического напора, расчетный | ψTр | 0,6569 | 0,724 |
6 | Условный коэффициент расхода, расчетный | Фр | 0,0759 | 0,0820 |
7 | Окружная скорость рабочего колеса | u2, м/с | 284,32 | 246,68 |
8 | Коэффициент быстроходности | Kn | 0,378 | 0,365 |
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
№ | Наименование параметра | Обозначение параметра | b21=b22=48° | b21=b22=70° |
1 | Кол-во лопаток рабочего колеса | z21рк/z22рк, ед | 24/22 | 28/26 |
2 | Скорость вращения ротора | n, об/мин | 4962 | 4334 |
3 | Диаметр рабочего колес | D21рк/ D22рк, м | 0,700/0,646 | 0,769/0,710 |
4 | Политропный КПД | ηпол | 0,857 | 0,856 |
5 | Коэффициент теоретического напора, расчетный | ψTр | 0,657 | 0,724 |
6 | Условный коэффициент расхода, расчетный | Фр1рк/ Фр2рк | 0,079/0,047 | 0,079/0,042 |
7 | Окружная скорость рабочего колеса | u21рк/u22рк, м/с | 201/178 | 170/147 |
8 | Коэффициент быстроходности | Kn1рк/ Kn2рк | 0,386/0,299 | 0,359/0,260 |
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:
- 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.
- Ю.Б. Галеркин, Ю.В. Кожухов. Теория турбомашин. Основы теории турбокомпрессоров: учеб. пособие.– СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2013. – 245 с.
- С. А. Анисимов. Газодинамический расчёт центробежных компрессоров поэлементным методом: Учебно-методическое пособие / С. А. Анисимов; Под ред. К. П. Селезнева – Л., 1974. 134 с.
- 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.
- 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.