Внедрение сменной проточной части нагнетателя 370—18—1 на КС с агрегатами ГТК-10-4

   Магистральный газопровод Пунга-Ухта диаметром 1420 мм на рабочее давление 7,4 МПа, введенный в эксплуатацию в 1976 году, работал длительное время в изолированном режиме. Суточный расход по газопроводу на первом этапе эксплуатации до конца 1978 года составлял 75—78 млн м3/сутки. Для перекачки указанного объема газа компрессорными станциями "Сосьва" и "Приполярная", оснащенными газоперекачивающими агрегатами ГТК-10-4 с нагнетателями 370—18—1 с паспортной производительностью 33—37 млн м3/сутки была необходима работа 2-х групп нагнетателей по три агрегата в каждой группе. Такая схема работы находилась в удовлетворительном диапазоне газодинамических характеристик вплоть до 39 млн м3/сутки на каждую группу.
   На втором этапе (с 1979 года) произошло увеличение производительности газопровода до 82—90 млн м3/сутки, т. е. до максимальной проектной производительности газопровода диаметром 1420 мм. По техническим условиям на проектирование газопровода для заданной производительности предусматривалась работа на КС 3-х групп нагнетателей в 2-х ступенчатом режиме сжатия.
  На каждую группу нагнетателей предусматривалось до 30 млн м3/сутки. При этом, согласно газодинамическим характеристикам нагнетателя 370— 18—1 и в результате проверки в эксплуатационных условиях на КС Сосьва и Приполярная, установлено, что нагнетатели находились в предпомпажной зоне. Для обеспечения удовлетворительной работы КС было необходимо искусственно повышать расход газа через нагнетатели открытием байпас-ных кранов 6Р в одной или нескольких группах. Это обстоятельство вызывало снижение КПД станции (повышение затрат топлива на транспорт газа), снижение степени сжатия — уменьшение выходного давления по КС, т. е. нерасчетный режим работы магистрального газопровода и снижение его пропускной способности. При этом работа КС оставалась неустойчивой, сохранялась опасность помпажа нагнетателей при незначительном уменьшении расхода газа.
   Таким образом, было установлено несоответствие паспортной характеристики нагнетателя 370—18—1 и расходной характеристики газопровода, определенной проектным институтом.
   Поэтому для обеспечения заданной производительности газопровода КС вынужденно продолжали эксплуатироваться по схеме — две группы по 3 т/агрегата в каждой, т. е. по 41—45 млн м3/сутки на каждую группу. Анализ характеристики показывает:
расчетный режим Q = 31 млн м3/сутки, η_пол = 82-84 %;
фактический режим Q = 41-45 млн м3/сутки, η_пол = 60-55 %.
  Степень сжатия снижается соответственно до 1,1-1,07 при постоянстве затрачиваемой мощности до 10 000 кВт. При этом полезная мощность, затрачиваемая на транспортировку газа, составляет лишь 6000-5500 кВт от затрачиваемой по каждому агрегату.
  В результате недостатка полезной мощности на ГПА, снижены обороты силового вала, что в совокупности с низкой степенью сжатия по нагнетателю (1,1-1,07) приводило к ненадежной работе опорно-упорного подшипника, увеличению вероятности осевых сдвигов роторов нагнетателя и силовой турбины, повышенному расходу турбинного масла из-за нерасчетного режима работы торцевого уплотнения.
  При работе с низкими степенями сжатия ротор центробежного нагнетателя отжат на пусковые (установочные) колодки, что увеличивает зазоры по уплотнениям покрывающего диска и дополнительно снижает степень сжатия и КПД нагнетателя.
  Повышенный (до 120 % — 125 %) против номинального расход газа через нагнетатель вызывает ускоренный эрозионный износ рабочего колеса. При прочих равных условиях интенсивность изнашивания рабочего колеса возрастает в два раза.
  Расчеты показывают, что из-за постоянной работы в зоне низких КПД происходит перерасход топливного газа на собственные нужды до 15 % против номинального режима.
  Проведя анализ соответствия характеристик нагнетателей 370—18—1 и расходной характеристики газопровода, было принято решение об использовании "узких" рабочих колес с размерами на входе 71,6 мм и выходе 36 мм против 92,6 мм и 56 мм соответственно на штатном колесе с одинаковым диаметральным размером — 845 мм, числом лопаток — 24 и углом выхода (32 = 32°. При этом требовалась переделка проточной части нагнетателя. Натурные замеры геометрии "узких" колес и сопряженных размеров лопаточного диффузора показали несоответствие ширины лопаточного диффузора, которая должна быть 45 мм вместо имеющихся 66 мм.
  Кроме того, расчеты показали несоответствие направляющего аппарата лопаточного диффузора характеристике "узкого" колеса. Направляющий аппарат диффузора рассчитан на эффективную работу нагнетателя в диапазоне объемных расходов 370-450 м3/мин. Рабочий же диапазон "узких" колес при работе цеха в три группы составлял 230-270 м3/мин.
  Было принято решение, с целью сохранения высоких аэродинамических качеств проточной части нагнетателей, произвести модернизацию диффузоров с обеспечением сопряженного с колесом размера по ширине диффузоров а = 45 мм (рис. 1).
  С целью оценки рабочих диапазонов использования "узких" колес нагнетателей с модернизированным лопаточным диффузором и выявления наиболее рациональной схемы работы нагнетателей, рассчитана газодинамическая характеристика нагнетателя (рис. 2).
  Из расчетов следовало, что установка "узких" колес с модернизированными диффузорами на двух агрегатах одной из работающих групп обеспечивает стабильную работу цеха в три параллельные группы во всем диапазоне рабочих расходов от 77 до 84 млн м3/сутки с давлением на выходе до 7,4 МПа.
  При этом максимальная возможная производительность цеха составляет 87 млн нм3/сутки.
Загрузка агрегатов по мощности не превышает предельно допустимых значений по техническому состоянию агрегатов в течение всего межремонтного периода.
   Имеется запас по регулированию скорости вала ТНД до 15 % в случае ограничения расхода газа через КС, а также запас 5—8 % для повышения степени сжатия агрегатов в случае снижения давления на выходе КС.
  Испытание модернизированных нагнетателей на КС Приполярная полностью подтвердило ожидаемое повышение технико-экономических показателей и резко повысило надежность работы компрессорной станции.
  Следует иметь ввиду, что на начальном этапе внедрения сменной проточной части (СПЧ) с "узкими" колесами, когда модернизация проведена не на всех нагнетателях, а только на двух группах, необходимо обеспечить контроль
перепада на конфузоре нагнетателя для предупреждения помпажа. При уменьшении расхода газа через нагнетатель перепад АР на конфузоре уменьшается и при достижении предельного значения (определяется экспериментально) дифманометр выдает сигнал на автоматическое открытие 6Р крана группы.
  Технология модернизации лопаточных диффузоров была освоена в мастерских ПТП "Тюменгазэнергоремонт". Технология реконструкции штатного диффузора под "узкое" колесо включала в себя следующие основные операции:
— обрезка лопаток от покрывающего кольца диффузора;
— фрезеровка лопаток на горизонтально-фрезерном станке под размер 45 мм;

— приварка лопаток к кольцу диффузора с предварительным совмещением разметочных отметок, подогрева мест сварки;

 

— после полного остывания диффузора снятие минимального монтажного припуска с посадочной поверхности кольца диффузора (на карусельном станке);
— обрезка по длине и проточка резьбы на болтах крепления диффузора;
— изготовление дополнительного кольца для обоймы уплотнения камеры всасывания нагнетателя с крепежными винтами.
По указанной технологии были переоснащены ГПА на КС Сосьва и Приполярная. В дальнейшем работы по установке СПЧ осуществлены на КС Пе-регребненская, Узюм-Юганская и других КС газопроводов Уренгой—Петровск и Уренгой—Новопсков.
Сравнение технико-экономических показателей работы КС Сосьва и Приполярная до и после внедрения модернизированной проточной части нагнетателей 370—18—1 показывает:
— наработка на один отказ повысилась в 1,7 раза, исключены аварийные остановки по причине "помпаж" нагнетателей;
— удельный расход масла снижен более чем в 3,5 раза;
— расход топливного газа по каждой КС снижен на величину до 15 %, что дало снижение расхода газа на собственные нужды, в целом по объединению, на величину более одного процента.
Расчет экономического эффекта от установки "узких" колес на нагнетатель 370—18—1.
1. Политропический КПД Т|, для объемного расхода [Qx] = 350 м3/мин.
1.1. Колесо НЗЛ η_i= 0,81.
1.2. Колесо β₂ = 32° η_i= 0,86.
2. Фактический расход топливного газа при работе колеса НЗЛ с нагрузкой 9200 кВт (соответствующей Qv = 350 м3/мин) — 3600 нм3/ч.
3. Расход топливного газа при работе "узкого" колеса в расчете на I ГПА
  4. Экономия топливного газа в расчете на I ГПА
Δq = 3600 - 3400 = 200 нм3/ч.
5. Годовая экономия на I ГПА
 

Тк = 8760 ч — календарное время в году.
6. Годовая экономия топлива на КС Приполярная, Сосьва (всего 16 ГПА оснащены колесами β= 32°) 
 
7. Экономический эффект ΔЭ = 19,2 •106 • С_тг;
ΔЭ = 19,2 • 10⁶ • 6 • 10^-3 = 106,2 тыс. руб. в ценах 1984 г.   В развитие работы по приведению характеристик нагнетателей 370—18—1 к расходной характеристике КС газопроводов диаметром 1420 мм на рабочее давление 7,4 МПа была проведена новая экспериментальная проработка.
  Сущность ее заключалась в модернизации лопаточного диффузора нагнетателя 370—18—1 по варианту "широкое (стандартное) колесо — узкий диффузор".
  Исследованием литературных данных по теории расчета и конструированию диффузора были установлены некоторые несовершенства заводской конструкции в части стыковки колеса с лопаточным диффузором.
  По результатам перерасчета была предложена технология модернизации имеющегося диффузора с целью расширения диапазона устойчивой работы нагнетателя по нижнему пределу до 30-31 млн м3/сутки (рис. 3).
  Изготовленный опытный образец сменной проточной части испытан в условиях компрессорной станции КС Перегребенская (4 цех). Результаты испытаний положительные. Сменная проточная часть была оставлена в работе для длительной наработки.
  Центробежные нагнетатели, работающие на природном газе подвержены эрозионному износу лопаточного аппарата рабочих колес.
  Эрозионный износ приводит к ухудшению прочностных и газодинамических характеристик и, как следствие, к снижению надежности и ресурса работы, а также к.п.д. и развиваемого напора компрессорной машины.
  Известны рабочие колеса нагнетателей, содержащие основной диск с лопатками, имеющими эрозионностойкое покрытие.
  Однако технология нанесения противоэрозионных покрытий сложна, а покрытия малоэффективны из-за ограниченных значений толщин.
   Известны также другие технические решения по повышению эрозионной стойкости рабочих колес.
  Для этих рабочих колес характерны дополнительные потери, связанные с рециркуляцией уже сжатого рабочего тела на вход машины, приводящие к заметному снижению эффективности работы нагнетателя.
  Целью настоящей разработки являлось повышение экономичности и надежности работы колес, работающих в условиях эрозионного износа.
  Поставленная цель достигается тем, что в известном рабочем колесе, содержащем диск с обтекателем, лопатки и каналы для подвода рабочего тела в прикорневую зону лопаток, каналы образованы выемкой, выполненной в центральной части обтекателя, и отверстиями, равномерно расположенными по окружности обтекателя в плоскости перпендикулярной оси колеса.
   Отверстия могут быть выполнены прямолинейными и наклоненными к радиальному направлению под углом 0÷60° в сторону вращения колеса.
  Угол наклона отверстий к радиальному направлению обосновывается следующими соображениями. С одной стороны, вытекающие из отверстия струи газа должны максимально по ширине колеса рассеивать абразивные частицы (угол наклона равен 0°), а с другой стороны, закручивать абразив в сторону вращения колеса (максимальный наклон к радиальному направлению). Оптимальный наклон определяется шириной колеса, напором вытекающей струи, концентрацией и свойствами абразива и т. д. Для большинства рабочих колес центробежных нагнетателей оптимальный угол наклона отверстий к радиальному составляет 0÷60°. При угле наклона отверстий менее 0°, вытекающие струи будут закручивать абразивные частицы в сторону вращения колеса, что повышает интенсивность износа (увеличивается относительная скорость соударения частиц с входными кромками лопаток). При угле наклона более 60° вытекающие струи будут недостаточно по ширине лопаток рассеивать абразив, что тоже вызывает интенсивный износ лопаток со стороны основного диска (высокая концентрация абразивных частиц по основному диску).
   Перед каждым отверстием может быть выполнен выступ с высотой 0,1-5-1,7 диаметра отверстия. Выступ необходим для того, чтобы избежать влияния скоростного напора потока рабочего тела на выходное отверстие, имеющего срез навстречу потоку. Высота уступа должна быть достаточной, чтобы не допустить прямое попадание рабочего потока на входной срез отверстия. Высота уступа определяется углом наклона образующей обтекателя в районе выходного отверстия к оси вращения и диаметром отверстия. Высота уступа находится из выражения:
где а — высота уступа, мм;
d — диаметр отверстия, мм;
β — угол наклона образующей обтекателя к оси вращения колеса. Для реальных рабочих колес центробежных нагнетателей высота уступа составляет 0÷1,7d.
На рис. 4 представлено меридиональное сечение колеса и сечение по А—А.
При эксплуатации штатного рабочего колеса на эрозионноопасных средах, в частности на запыленном природном газе, взвешенные в рабочем теле абразивные частицы, при повороте потока на входе в рабочее колесо в силу своей инерции концентрируются на поверхности обтекателя 3. В дальнейшем абразивные частицы движутся по поверхности обтекателя и попадают на входные участки рабочих лопаток 1 в районе основного диска 2, вызывая их интенсивный локальный подрез.
   При вращении предлагаемого колеса рабочее тело попадает в выемку 4 и вытекает через отверстие 5 под напором, величина которого пропорциональ- 
выходных срезов отверстий 5. Взаимодействуя со сконцентрированным на поверхности обтекателя 3 абразивом, вытекающие из отверстия 5 струи рабочего тела рассеивает абразивные частицы по всей ширине рабочих лопаток 1 на входе в колесо, исключая образование интенсивного локального подреза по основному диску.
 Имеющий место тангенциальный выход рабочего тела из отверстий 5 позволяет не только рассеивать абразивные частицы, но и закручивает последний в сторону вращения колеса. При этом происходит существенное снижение относительной скорости соударения абразивных частиц с рабочими лопатками 7. Так как величина износа пропорциональна относительной скорости соударения частицы абразива и лопатки 1 в третьей степени, то закрутка абразива в сторону вращения рабочего колеса приводит к значительному снижению интенсивности износа.
   Благодаря наличию уступа 7, поток рабочего тела не попадает непосредственно на срез выходного отверстия 6, наклоненного навстречу потоку, и скоростной поток последнего не ослабляет напор струи, вытекающей из отверстий 5. Более того, за уступом 7 имеет место разрежение потока рабочего тела, обтекающего уступ 7, что способствует образованию более интенсивной струи, вытекающей из отверстия 5.
  Использование предлагаемого технического решения на рабочих колесах центробежных нагнетателей позволяет, практически не изменяя газодинамические характеристики штатных рабочих колес, уменьшить интенсивность подреза входных кромок рабочих лопаток колес и увеличить ресурс работы нагнетателей в 3—4 раза.
  
К.Ф. Отт "Газоперекачивающие агрегаты" 

ВНИМАНИЕ: Данная информация получена путем сканирования, цифровой обработки физических носителей или обмена с неравнодушными пользователями. Она не имеет отметок грифа секретности и тайны, если вы считаете, что эта информация нарушает Ваши авторские или другие права. Незамедлительно сообщите администратору для удаления ее из портала.