Пояснительная записка (1233065), страница 6

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 6)

Следует отметить, что увеличение утечек, получающееся при износе уплотнения рабочего колеса, приводит к изменению закона распределения давления. Это может привести к увеличению осевой силы давления в 1,5 раза. Осевая сила обусловлена также изменением направления движения жидкости в рабочем колесе из осевого в радиальное. Однако получающееся при этом усилие значительно лишь у насосов с большим коэффициентом быстроходности. У консольных насосов осевая сила возникает также из-за того, что на наружный конец вала действует атмосферное давление, а на внутренний давление, отличное от атмосферного. По этой же причине возникает дополнительное усилие у насосов с проходным валом, если его диаметр в обоих концевых уплотнениях различен.

Разгрузка ротора насоса от осевого усилия осуществляется следующими способами:

1) Применением двусторонних колес, у которых благодаря симметрии не возникает осевой силы, или симметричным расположением рабочих колес у многоступенчатых насосов. Этот способ разгрузки практически не может обеспечить полного уравновешивания осевой силы, так как при неодинаковом выполнении или износе зазоров в уплотнениях рабочих колес, а также из-за наличия утечек в межступенных уплотнениях вала многоступенчатых насосов нарушается симметрия потока утечек и, следовательно, симметрия распределения давления на наружные поверхности колес. Для фиксации ротора в осевом направлении и восприятия неуравновешенных осевых сил применяют радиально-упорные подшипники.

2) Устройством второго уплотнения на ведущем диске рабочего колеса и разгрузочных отверстий у ступицы, благодаря чему почти полностью выравниваются давления, действующие с обеих сторон рабочего колеса в пространстве между уплотнением и валом. Уплотнение устанавливают на том же радиусе, что и уплотнение на переднем диске. Остаточное усилие воспринимается радиально-упорным или радиальным шарикоподшипником. Недостатком этого способа разгрузки осевой силы является снижение КПД насоса из-за увеличения утечек.

3) Установкой гидравлической пяты. Такой способ разгрузки применяется в многоступенчатых насосах секционного типа. Диск гидравлической пяты 1 закрепляют на валу насоса с напорной стороны за последним рабочим колесом 3. Жидкость из рабочего колеса 3 поступает через кольцевой зазор 2 в промежуточную камеру 7. Затем она проходит через торцовый зазор 6 в разгрузочную камеру 5, соединенную трубкой 4 с подводом первой ступени насоса. Так как давление в промежуточной камере значительно больше, чем в разгрузочной, на диск гидравлической пяты действует сила, разгружающая осевую силу ротора. Гидравлическая пята представлена в рисунке 3.4 .

Рисунок 3.4 – Гидравлическая пята

1 – диск; 2 – кольцевой зазор; 3 – рабочее колесо; 4 – трубка; 5 – разгрузочная камера; 6 – торцевой зазор; 7 – промежуточная камера.

Гидравлическая пята является саморегулирующимся устройством: зазор 6 за счет осевых смещений ротора автоматически устанавливается таким, что разность сил давления по обе стороны диска пяты равна силе на роторе насоса. Действительно, пусть осевая сила А ротора увеличится. При этом ротор насоса сместится влево, зазор 6 уменьшится, утечка жидкости через него станет меньше, перепад давления в зазоре 2, пропорциональный утечкам во второй степени, уменьшится, что приведет к возрастанию давления в промежуточной камере 7 и, следовательно, к увеличению разгружающей силы. При этом последняя станет равна осевой силе. При разгрузке осевой силы с помощью гидравлической пяты упорные подшипники не требуются. Недостатком гидравлической пяты являются дополнительные утечки и трение диска о жидкость, уменьшающие КПД насоса.[9]

3.3 Изменение энергетических характеристик и режимов работы насосного агрегата в зависимости от степени износа

Основным энергетическим показателем, характеризующим эффективность работы любого насоса, являет­ся, как известно, ее КПД. Вследствие потерь внутри насоса только часть механической энергии, полученной от двигателя, преобразуется в энергию потока жидкости. Точно также и мощ­ность на валу насоса меньше мощности про­текающего через нее потока нефти. Степень использования насоса энергии двигателя или потока и изме­ряется величиной полного КПД. Анализируя причины воз­никновения потерь в насосе, можно найти пути к повышению ее КПД. Все виды потерь в гидравлических маши­нах делятся на три категории: гидравлические, объемные и ме­ханические.

При гидравлических потерях часть энергии потока затрачивается на преодоление гидравлических сопротивлений h_г при движении потока внутри машины. Эти потери складываются из потерь от трения нефти о стенки проточной части и так называемых «вихревых потерь», вызываемых местными изменениями вели­чины и направления скорости. К последним относятся и потери кинетической энергии потока нефти при выходе из отсасываю­щей трубы насоса.

Напор (H), действующий на машину, в этих условиях:

(3.1)

где: Н_м — энергия, получаемая потоком от лопастного колеса, м

КПД учитывающий эти потери:

Объемные потери вызваны тем, что не вся нефть, подводимая к насосу, проходит через рабочее колесо. Часть нефти протекает мимо колеса: у центробежных насосов и радиально–­осевых турбин – через уплотнения у ободов, у осевых насосов и поворотно–лопастных турбин – через торцовые зазоры у ка­меры и втулки рабочего колеса. Эти утечки ΔQ приводят к уменьшению полезного расхода машины Q.

Величина объемного КПД определяется из соотношения:

При механических потерях часть энергии получаемой насосом от потока нефти или приводного двигателя, расходуется на преодоление механического трения, которое складывается из трения наружной поверхности лопастного колеса и других де­талей ротора о жидкость (дисковое трение) E_mp1, трения в сальниках E_mp2 и трения в подшипниках E_mp3.

Общая мощность трения внутри машины:

(3.4)

Механический КПД ( вычисляется по формуле (3.5):

Полный КПД насоса ( , приведен в формуле (3.6):

Отдельные составляющие КПД не остаются постоянными, а изменяются с режимом работы машины. При нагрузках, не соответствующих режиму оптимального КПД, возрастает от­носительное значение независящих от трения потерь. Прежде всего увеличиваются вихревые потери вследствие отклонения режима потока от условий безударного входа и нормального выхода воды из рабочего колеса. Меняются и объемные потери в зависимости от положения регулирующих органов машины и распределения давления в элементах проточной части. Меха­нические потери остаются практически постоянными по абсо­лютной величине, но возрастает их относительная величина при малых нагрузках.

Меняющиеся вследствие этих изменений значения полного КПД и характеризуют работу насоса на различных режимах. Однако помимо изменения с режимом величина пол­ного КПД, а следовательно, и энергетические характеристики машины меняются со временем. В результате износа рабочих органов, вызванного кавитацией и наносами, происходит уве­личение потерь и как следствие этого уменьшение отдельных составляющих КПД.

Увеличение шероховатости поверхностей вследствие кави­тационной эрозии приводит к повышению гидравлических по­терь на трение, а разрушение входных и, особенно, выходных кромок лопастей рабочих колес вызывает отклонение линий тока от расчетных значений. Все это в сумме приводит к рез­кому уменьшению гидравлической составляющей КПД.

Износ стенок камер и торцовых кромок лопастей рабочих колес вследствие щелевой кавитации у осевых машин и разру­шение наносами деталей уплотнений у центробежных насосов сопровождается увеличением протечек, что, увеличивая объемные потери, также приводит к уменьшению КПД.

С износом машины увеличиваются и механические потери. Вследствие увеличения протечек изменяется режим течения в области между колесом машины и корпусом, что может стать причиной значительного возрастания потерь на дисковое трение. Кроме того, неизбежная неравномерность износа колеса может вызвать нарушение баланса, что, в свою очередь, при­водит к разрушению подшипников, одностороннему износу вала и вызывает интенсивные вибрации, снижающие механический КПД ма­шины.

Анализ полученных в результате испытаний данных показы­вает, что работу насосов между капитальными ремонтами можно разбить на следующие периоды:

1) Период эксплуатации непосредственно после капиталь­ного ремонта, характеризуемый постепенным улучшением рабо­чих характеристик. Относительно грубые и шероховатые по­верхности проточных частей после капитального ремонта, под­вергаясь воздействию механических примесей, шлифуются и сглаживаются. В результате этого уменьшаются потери на трение, что вызы­вает улучшение рабочих характеристик. Кроме того, наносы, постепенно делают более пологими профили рабочих лопастей насоса. Рабочий поток с механическими примесями придает межлопастному каналу форму, способствующую уменьшению сопротивлений при движении.

2) Период, отличающийся стабильностью рабочей характе­ристики. В этот период ухудшения рабочих характеристик не происходит. Это объясняется тем, что истирание механическими примесями про­является в основном на выходных кромках лопастей, где ско­рости потока наибольшие. Истирание, сглаживающее вначале выходные кромки, приводит лишь к постепенному их подтачи­ванию. Это, конечно, не может существенно влиять на измене­ние потерь в рабочем колесе. Профиль лопасти пока еще не нарушен, и она полностью выполняет свое назначение по выводу потока из рабочего колеса под определенным углом и с опре­деленной скоростью.

Неизменность рабочих характеристик в этот период пока­зывает также, что уплотнения рабочего колеса находятся в удовлетворительном состоянии, так как в случае их разрушения увеличиваются объемные потери, что сказывается на величине КПД.

3) Период резкого ухудшения рабочих характеристик. Ко­личественные изменения (постепенное подтачивание лопастей), происходящие в рабочем колесе, приводят в конечном счете к резкому изменению рабочих характеристик насоса. Вы­ходные кромки лопастей рабочего колеса подтачиваются настолько, что уже не могут выдержать разность давления по обе стороны лопасти; в результате происходит их обламывание. Условия выхода нефти из рабочего колеса резко ухудшаются, поток сходит с лопасти не полностью раскрученный. В этот период происходит падение КПД на 8–10%.

Снижение КПД сильно изношенного насоса по срав­нению с КПД отремонтированного насоса составляет 10–12% во всем рабочем диапазоне изменения подачи. Вызванное сни­жением КПД увеличение потребляемой электроэнергии в те­чение межремонтного периода эксплуатации насоса может составлять 5–6% общего количества израсходованной электро­энергии.

В центробежных насосах с большим напором и относи­тельно малой подачей снижение КПД, вызываемое разруше­нием выходных кромок лопастей рабочего насоса и увеличе­нием объемных потерь из-за износа уплотнений, также приво­дит к перерасходу электроэнергии или к частым заменам рабо­чих органов для обеспечения рабочих параметров насоса.[8]

Предприятие, ответственное за техническую эксплуатацию оборудования и сооружений НПС, обязано обеспечить:

– надежную, экономичную и безопасную работу каждого объекта;

– разработку и внедрение мероприятий по экономии электроэнергии, топлива и материалов;

– внедрение новой техники и технологии эксплуатации и ремонта оборудования, способствующих более надежной, экономичной и безопасной работе оборудования и сооружений НПС;

– организацию и своевременное проведение ремонта, периодических контролей и испытаний оборудования;

Характеристики

Список файлов ВКР