CC BY
23ВЕСТН. САМАР. ГОС. ТЕХН. УН-ТА. СЕР. ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ. 2018. № 1 (57)
УДК 62-631.2:665.65
ГАЗООХЛАДИТЕЛЬНАЯ УСТАНОВКА ДЛЯ КОМПРЕССОРНЫХ ЦЕХОВ МАГИСТРАЛЬНЫХ ГАЗОПРОВОДОВ
Л.П. Шелудько1, С.А. Гулина1, И.Ю. Горюнова2, Г.В. Власов2
1 Самарский государственный технический университет Россия, 443100, г. Самара, ул. Молодогвардейская, 244
2 Уральский федеральный технический университет Россия, 620000, г. Екатеринбург, ул. Мира, 19
Аннотация. Рассмотрены вопросы повышения надежности и эффективности технологических процессов компрессорных станций магистральных газопроводов с применением газоохладительной установки нового типа. Проведенная оценка эффективности использования аппаратов воздушного охлаждения природного газа показала, что в летний период она снижается. Проведен термодинамический расчет газоохладительной установки, определены термодинамические параметры испарителя, обеспечивающие заданную температуру технологического газа на входе в магистраль. Так как температура охлаждающей воды не зависит от температуры окружающего воздуха, а определяется термодинамическими параметрами испарителя, то это дает возможность получения заданной, стабильной температуры технологического газа для подачи его в магистраль. Стабилизация температурного режима на всем протяжении магистрального газопровода позволит снизить мощности, затраченные на повышение давления в ЦН. Рассчитано увеличение мощности газотурбинного двигателя в летний период после увлажнения воздуха на входе в компрессор.
Ключевые слова: магистральный газопровод, компрессорная станция, газоперекачивающий агрегат, аппарат воздушного охлаждения, газоохладительная установка.
Специфика трубопроводного транспорта природного газа (ПГ) по магистральным газопроводам (МГ) заключается в том, что для обеспечения их требуемой производительности необходимо поддержание давления и температуры газа, подаваемого в газопровод. Для этого через каждые 100-150 километров по трассе МГ сооружают газокомпрессорные станции (ГКС) с газоперекачивающими агрегатами (ГПА), повышающими давление транспортируемого природного газа. Температура сжимаемого газа зависит от степени повышения давления пКц в нагнетателях ГПА. Например, при кщ = 1,44, соответствующей максимальной нагрузке компрессорного цеха (КЦ), температура сжатого газа на выходе из ГПА может достигать 45 °С. При высокой температуре газа повышаются температурные напряжения металла в трубах, которые могут привести к потере устойчивости трубопровода и его разрушению. С повышением температуры сжимаемого
Леонид Павлович Шелудько (к.т.н., доц.), доцент кафедры «Управление и системный анализ теплоэнергетических и социотехнических комплексов».
Светлана Анатольевна Гулина (к.т.н., доц.), доцент кафедры «Трубопроводный транспорт».
Ирина Юрьевна Горюнова (к.т.н., доц.), доцент кафедры «Турбины и двигатели». Глеб Владиславович Власов, студент.
газа увеличивается его вязкость и гидравлические потери, снижающие пропускную способность газопровода. Поэтому охлаждение сжатого газа в аппаратах воздушного охлаждения (АВО) является одним из важнейших технологических процессов КЦ. В данной работе проведена оценка эффективности использования АВО газа в климатических условиях работы компрессорных станций ООО «Газпром трансгаз Самара».
В настоящее время на этих КЦ используются три типа АВО газа. АВО «Хад-сон» и «Ново-Пиньоне» - итальянского, а «Крезо-Луар» - французского производства. Эти АВО выполнены одноходовыми с поверхностью охлаждения из оребренных трубок и снабжены двумя вентиляторами. Нагретый при сжатии природный газ с температурой ТН охлаждается в АВО от температуры ТН до Т2 за счет теплообмена с атмосферным воздухом, подаваемым вентиляторами. Температура газа на входе в АВО оценивается по зависимости
n—1
ТН - ТК • % КЦ
где ТК - температура ПГ на входе в нагнетатель (соответствует значению температуры грунта в данный период);
пКц - степень повышения давления в центробежном нагнетателе природного газа (ЦНПГ);
п - показатель политропы сжимаемого газа. На рис. 1 показан характер изменения температуры газа на выходе из ЦН 1Н, °С, в зависимости от периода года и величины степени повышения давления в нагнетателе пКц.
K,
<
7tK и Ц г
71 ъ =1 = 3( i
7ГКЦ— 1,22 1 1 1 1 1
Рис. 1. Изменение температуры ПГ на входе в АВО в течение года
Количество теплоты (0о), необходимое для отвода от природного газа по компрессорному цеху, работающему со степенью повышения давления Кщ =1,44, расчитывается по зависимости 1 (рис. 2)
Он-Рсш„ Тн - Т2 ), кДж/с, (1)
где
Q0 =
24•3600
QK - коммерческая производительность газопровода, млн м3/сут;
рст - плотность ПГ при стандартных условиях ^ = 20 °С и атмосферном давлении), кг/м3;
срг - удельная изобарная теплоемкость природного газа, Дж/кгК.
МДж /с
\ V
\ N •
50 45 40 35 30 25 20
J*
/
С?
/
Рис. 2. Изменение количества удельной теплоты, отводимой в АВО (%щ =1,44), в зависимости от времени года
Наибольшее количество теплоты отводится от газа в летний период, так как сжатый газ поступает в нагнетатели с повышенной температурой. Оценка эффективности работы АВО проведена с учетом характера изменения температуры газа на выходе АВО за годовой период. Предполагалось, что все нагнетатели КЦ работают с Кщ = 1,44. Средний температурный напор © и теплота Q¡, воспринимаемая охлаждающим воздухом, определяются интенсивностью теплопередачи в АВО и рассчитываются по уравнениям теплопередачи и теплового баланса:
Ql ; = Ge • срв {Тв2 - Тв1), (2)
p
0 =
^АВО ■ Fp •k
где Fp — площадь поверхности теплообмена, м ; пАВО - число АВО;
kp — коэффициент теплопередачи, Вт/м2 К; Ge — расход воздуха через вентилятор АВО, кг/с; срв — удельная изобарная теплоемкость воздуха, Дж/кгК; Тв1, Тв2 — температура воздуха на входе и выходе из АВО, К. С другой стороны, средний температурный напор зависит от температуры теплоносителей и определяется по уравнению
(ТН - Тв 2 )"(Т2 " Тв1)
0 =
ln
(Тн - Тв2 ) (Т 2 - Тв1)
Следовательно, для оценки эффективности АВО, характеристики которых приведены в табл. 1, необходимо определить температуру газа Т2 на выходе из АВО в зависимости от температуры окружающего воздуха Тв1 в диапазоне изменения от 0 до 40 °С. При совместном решении (3) и (4) получим выражение для температурного напора ©:
© =
Тн -
Тв1 +
Ve Р в c Рв n АВО
-(Т2 - Тв1 )
(4)
ТН -
ln
Тв1 +
Qi
Ve Рв cР. nАВО
Т2 - Тв1
Таблица 1
Основные технические характеристики АВО
Тип АВО газа Площадь оребренной поверхности, м2 Расход воздуха через один вентилятор АВО, кг/с Коэффициент теплопередачи, Вт/кгм2 Мощность двигателя вентилятора, кВт
Хадсон 11872 153,5 23,93 30,0
Крезо-Луар 10348 191,7 23,83 30,0
Ново-Пиньоне 11103 202,3 23,68 30,5
Обозначим через коэффициенты А и х:
А =
Тн -
^ + —Q—
v Ve р в сРе nАВО у
и x = (Т2 - Тв1 ) .
Тогда © = А - x .
ln A
x
Коэффициент А определяется при температурах воздуха Тв1 на входе в вентилятор АВО при максимальной температуре газа на входе в нагнетатель TK. Для каждого значения теплового напора ©, определенного по зависимости (2) с помощью специальной математической программы на сайте Wolfram Alpha, определялись значения переменной x и далее рассчитывалась температура газа Т2 на выходе из АВО.
Приведенные на рис. 3 (а, б) графические зависимости показывают характер изменения рассчитанной температуры газа t2 на выходе из АВО указанных типов в зависимости от температуры окружающего воздуха te1. Горизонтальными линиями указаны диапазоны изменения температуры газа на выходе из АВО при температуре окружающего воздуха 10; 15; 20 °C. Лучшими характеристиками обладает АВО «Крезо-Луар». Также для всех типов АВО охлаждение газа до температуры 15 °C возможно только при температуре окружающего воздуха не выше 13-14 °С. Если температура наружного воздуха снижается в зимний период, то газ охлаждают до 15 °C, отключая ряд секций АВО. При работе КЦ в летний период с уменьшенным расходом газа в МГ (например, при уменьшенной Жщ до 1,22 и tr = 25 °C) при температуре воздуха te1 выше 23 °С применение АВО неэффективно.
Исходя из этого целесообразно проанализировать возможность использования на КС вместо АВО газоводяных охладителей с применением в них воды в качестве охлаждающего теплоносителя. Принципиальная схема ГПА с газоохладителем этого типа изображена на рис. 4.
/У
f
ю 15 20 te 1°,C
б
Рис. 3. Графики температур для трех типов АВО газа: а - %щ = 1,22; б - Кщ = 1,44
—' 1'— АВО «Ново-Пиньоне» АВО «Хадсон»
_ _ _ - - АВО «Кезо-Луар»
Рис. 4. Схема газоохладительной установки
Газоперекачивающий агрегат снабжен газоводяным охладителем (ГО) с водяным теплоносителем. Нагретая в ГО вода при охлаждении газа, сжатого нагнетателем, поступает в испаритель (И), установленный на входе в компрессор. Он содержит разбрызгиватель горячей воды, орошаемые пластины с гидрофильным покрытием и водяную камеру (ВК) сбора неиспарившейся воды. Частичное испарение воды происходит за счет поглощения теплоты ее парообразования. Внутренняя теплота образовавшегося пара отводится к воздуху, всасываемому компрессором. При этом происходит охлаждение неиспарившейся воды с ее отводом в водяную камеру, связанную трубопроводом с газоохладителем. В установке подпиточной воды (ПВ) добавляется химически очищенная вода, компенсирующая отвод пара во всасывающий тракт компрессора. Паровая среда смешивается с воздухом, поступающим в компрессор.
Для ГПА, установленных в компрессорных цехах ОАО «Газпром трансгаз Самара» (табл. 2), произведен расчет расхода охлаждающей воды, подаваемой в ГО и необходимой для поддержания требуемой температуры газа на выходе из ГО.
Характер изменения температуры газа по трассе трубопровода зависит от ряда факторов. На температуру газа влияет температура грунта и эффект Джоуля - Томсона, в результате которого в летний период при снижения давления в газопроводе между компрессорными цехами в среднем на 2 МПа температура газа уменьшается на 9-10 °С и может оказаться ниже температуры грунта. Температура природного газа на входе в последующий компрессорный цех МГ должна быть выше точки росы. Температура природного газа на выходе из ГО
принята на 10-12 °С выше температуры точки росы. Количество теплоты Q1, отводимое от природного газа в ГО:
0\ = ог • срг (тн " Т2 ),
где - расход газа через центробежный нагнетатель, кг/с;
срг - удельная изобарная теплоемкость газа, Дж/кгК; ТН, Т2 - температура газа на входе и выходе из ГО, К.
Таблица 2
Технические характеристики ГПА, входящих в состав КЦ МГ
Тип ГПА Тип ГТД Номинальная мощность ГПА, МВт Температура в цикле, К Степень повышения давления в ГТД Число работающих ГПА на номинальном режиме
ГТК-10 ГТК-10-4 10,0 1053 4,6 3 гр. по 2 ГПА
ГПА-Ц-16 НК-16СТ 16,0 1083 9,7 3 ГПА
ГПА-Ц-6,3 НК-12 СТ 6,3 950 8,97 3 ГПА
Расход охлаждающей воды в ГО Оеод определяется по уравнению теплового баланса:
Ог • сРг (тн " Т2)
О - Г Г
ВОД
Вод /гг! т \
СРВОД (Т еод 2 _ Т еод1 )
где ср еод - удельная изобарная теплоемкость воды, Дж/кгК;
Теод1, Теод2 - температура охлаждающей воды на входе и выходе из испарителя, К.
Приведенные в табл. 3 расходы воды, подаваемой в ГО компрессорного цеха, максимальны для одного работающего ГПА (или группы ГПА) и обеспечивают температуру ПГ на 10-12 °С выше температуры точки росы. При увеличении производительности МГ и включении дополнительных ГПА расход охлаждающей воды будет увеличиваться.
Таблица 3
Расчетные параметры ГО для КЦ
Тип ГПА Номинальный расход ПГ через ЦН, кг/с Номинальный расход ПГ по КЦ, кг/с Мах расход воды 1 ГПА (1 гр. ГПА), кг/с Мах расход воды на КЦ, кг/с
ГТК-10 311,8 935,5 166,7 500,1
ГПА-Ц-16 280,2 758,5 150,0 450,0
ГПА-Ц-6,3 85,0 230,0 45,0 135,0
При снижении производительности магистрального газопровода и соответственно степени повышения давления в ЦН расходы воды также снижаются, обеспечивая заданную температуру природного газа на выходе из ГО. Нагретая
в газоохладителе вода поступает в испаритель. В распылителе она разбрызгивается и подается на орошаемые гидрофильные пластины. При контакте этих пластин с воздухом, всасываемым компрессором, происходит частичное парообразование воды из гидрофильных пластин и испарительное охлаждение воды, нагретой в ГО. Теплоту, отводимую от испаряющейся воды к воздуху, можно определить по уравнению [7]
П Г [г+ г Т ^Вл.В - йН ) Уисп = ЬВ [ + СРПар ТМ )-
шр ' 1000
где СВ - расход воздуха, подаваемого в компрессор ГТД через испаритель, кг/с;
г - удельная теплота парообразования, Дж/кг; срПар - удельная изобарная теплоемкость пара, Дж/кгК; Тм - температура мокрого термометра, К, определяемая по [8]; ^ВЛВ; - влагосодержание воздуха на выходе из испарителя и сухого воздуха на входе в испаритель, г/кг, определяемое по [7].
Массовый расход пара, необходимый для снижения температуры воды в водяной камере до ^од1 = 11-13 °С, определяется по уравнению теплового баланса испарителя:
_ Ощп - ЬВ¿с.в Пар [г + ¿Пар) '
Предварительный расчет испарителя показал, что для снижения температуры воды на 11-13 °С в нем должно испариться не менее 5 % подводимой горячей воды (табл. 4).
Таблица 4
Рассчитанные параметры в испарителе при температуре окружающего воздуха +25 °С
Тип ГПА Расход воздуха в ГТД, кг/с Мах расход воды 1 ГПА (1 гр. ГПА), кг/с Расход пара 1 ГПА (1 гр. ГПА), кг/с Твоз на входе в компрессор, °С
ГТК-10 84,5 166,74 8,4/4,2 24,0
ГПА-Ц-16 101,0 150,0 7,5 23,5
ГПА-Ц-6,3 60,5 45,0 2,3 24,0
Процесс теплообмена в испарителе определяется равенством теплоты парообразования и отведенной теплоты от воздуха, поступающего в компрессор. Энтальпия влажного воздуха на входе в компрессор Авл.в определяется по формуле
¿Вл.В = ^с.в +[г + ¿Пар ,
где ксв - удельная энтальпия сухого воздуха, Дж/кг; ¿пар - удельная энтальпия пара, Дж/кг. На входе в компрессор ГТД происходит смешение воздуха с tв = 25 °С и пара с ^ар = 11-13 °С. В результате смешения температура паровоздушной смеси сни-
жается на 1-2 °С, а ее теплоемкость повышается в среднем на 10 %. В летний период при температурах воздуха выше 15 °С снижается мощность ГТД. На рис. 5а показано изменение абсолютной мощности нескольких типов ГПА, а на рис. 56 - их относительной мощности от температуры наружного воздуха. При повышении температуры воздуха от 15 до 35 °С мощность ГПА снижается от 8 до 20 % в зависимости от типа их ГТД.
1Н,
30
25
15
10
\\ 1 - НК-16
- нк - ПК 12 -1С-4
А
№
6
Рис. 5. Зависимость мощности (а) и относительной мощности (6) от температуры окружающего воздуха
За счет увлажнения воздуха, поступающего в компрессор, происходит повышение мощности ГТД. В табл. 5 указано изменение мощности и КПД ГТД для разных типов газоперекачивающих агрегатов.
а
Таблица 5
Рассчитанные параметры ГТД при температуре окружающего воздуха +25 °С
Тип ГПА/ГТД Номинальная мощность ГТД, МВт Мощность ГТД при +25 °С, МВт Мощность ГТД При +25 °С с ГОУ, МВт Номинальный КПД ГТД КПД ГТД при +25 °С КПД ГТД при +25 °С с ГОУ
ГТК-10 ГТК-10-4 10,0 9,33 9,50 0,270 0,261 0,268
ГПА-Ц-16 НК-16СТ 16,0 14,60 15,30 0,260 0,237 0,251
ГПА-Ц-6,3 НК-12 СТ 6,3 5,62 6,02 0,296 0,287 0,294
Из теории тепловых двигателей известно, что влияние теплофизических параметров на показатели эффективности ГТД сложно и нелинейно. Для получения более высоких показателей эффективности необходимо оптимизировать термодинамические параметры газоохладительной установки с конкретным газотурбинным двигателем. Комплексный анализ эффективности применения представленного типа ГО в сочетании с испарителями во всасывающем тракте компрессора ГТД требует детального учета характеристик газоохладителя, испарителя, гидравлических потерь и теплофизических свойств рабочей среды.
На основе проведенного предварительного термодинамического расчета газоохладительной установки можно сделать следующие выводы.
Применение водяного газоохладителя в сочетании с испарительной установкой с орошаемыми пластинами с гидрофильным покрытием позволяет в летной период снизить температуру газа, подаваемого в МГ. Температура охлаждающей воды не зависит от температуры окружающего воздуха, а определяется термодинамическими параметрами испарителя. Это дает возможность получения заданной, стабильной температуры технологического газа для подачи его в магистраль. Стабилизация температурного режима на всем протяжении магистрального газопровода позволит снизить мощности, затраченные на повышение давления в Н. Так как АВО являются основными потребителями электроэнергии собственных нужд КЦ, то исключение их в летний период из технологического процесса позволит существенно снизить потребление электроэнергии. Увлажнение воздуха на входе в компрессор ГТД для принятых параметров позволит увеличить мощность ГТД порядка на 3-7 %.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Газотурбинные установки: Учеб. пособие / С.А. Гулина, И.Ю.Горюнова. - Самара: СамГТУ, 2014. - 104 с.
2. Гулина С.А., Тян В.К., Орлова Г.М. Особенности конвертирования авиационного двигателя в газотурбинный привод центробежного нагнетателя для МГ // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. - 2014. - Т. 16. - № 1(2). - С. 578-584.
3. Особенности применения в нефтепроводном транспорте насосных установок с газотурбинным приводом [Электронный ресурс]. - Режим доступа: http://сайтнефтиигаза.рф/2011/12/sobennosti-primeneniva-v-nefteprovodnom-transporte/
4. Гулина С.А., Орлов М.Ю. Упрощение термодинамических расчетов тепловых машин путем использования модели идеальных газов // Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета. - 2009. - № 3 (ч. 3). - С. 28-34.
5. Дорофеев В.М., Маслов В.Г., Первышин Н.В. Термогазодинамический расчет газотурбинных силовых установок. - М.: Машиностроение, 1973. - 144 с.
6. Ривкин С.Л. Термодинамические свойства газов: Справочник: в 2 т. - М.: Энергоиздат, 1987. - 288 с.
7. ООО АгроПроектИнвест [Электронный ресурс]. - Режим доступа: http://www.agroproj.ru/articles /engene2.html (01.04.2016).
8. Холодильная техника. Кондиционирование воздуха. Свойства веществ: Справочник / Под ред. С.Н. Богданова. 4-е изд., перераб. и доп. - СПб.: СПбГАХПТ, 1999.
Статья поступила в редакцию 21 января 2018 г.
GAS-COOLER INSTALLATION FOR COMPRESSOR SHOPS OF THE MAI GAS PIPELINES
L.P. Sheludko1, S.A. Gulina1, I. Y. Goryunova2, G. V. Vlasov1
1 Samara State Technical University
244, Molodogvardeyskaya str., Samara, 443100, Russian Federation
2Ural federal state technical university
19, Mira str., Yekaterinburg, 620000, Russian Federation
Abstract. Questions of reliability augmentation and efficiency of technological processes of compressor stations of the main gas pipelines using gas-cooling installation of new type are considered. The carried-out assessment of efficiency of use of air coolers of natural gas which showed that during a summer time frame the efficiency of this equipment decreases. Thermodynamic calculation of gas-cooling installation is carried out, and are defined thermodynamic by evaporator parameters, providing the given temperature of technological gas on an input in the trunk. As temperature of the cooling water does not depend on ambient air temperature, and is defined by thermodynamic parameters of the evaporator, it gives the chance of obtaining the given, stable temperature of technological gas for submission it in the trunk. Stabilizing of temperature condition throughout the main gas pipeline will allow to reduce the capacities spent for increase in pressure in TsN. I n-crease in power of the turbine jet during the summer period after moistening of air on an input in the compressor is calculated.
Keywords: main gas pipeline, compressor station, gas-distributing aggregate, air cooler, gas-cooling installation.
Leonid P. Sheludko (Ph.D. (Techn.)), Associate Professor. Svetlana A. Gulina (Ph.D. (Techn.)), Associate Professor. Irina Y. Goryunova (Ph.D. (Techn.)), Associate Professor. Gleb V. Vlasov, student.
