CC BY
177
УДК 681.324 Штыков Р.А.
Муромский институт Владимирского государственного университета, Муром, Владмирской обл., Россия
ИССЛЕДОВАНИЕ ОСОБЕННОСТЕЙ ПОМПАЖНОЙ ЗОНЫ КОМПРЕССОРНОЙ СТАНЦИИ ГАЗОПРОВОДНОЙ СЕТИ
Введение
Нефтяная и газовая промышленность является одной из важнейших составных частей топливноэнергетического комплекса России. Соответственно все большое значение приобретает проблема повышения эффективности и надежности газотранспортных систем.
В трубопроводном транспорте целевого продукта особая роль принадлежит подсистеме, обеспечивающей потребителей целевым продуктом в виде потоков, формируемых под воздействием разности давлений, которая создается активными элементами этой подсистемы - компрессорными станциями (КС). Для обеспечения требуемого функционирования динамической системы необходимо разработать соответствующие математические модели и вычислительные алгоритмы расчета гидравлических параметров работы КС, без которых нельзя обеспечить надежное функционирование газотранспортных систем. Для анализа функционирования КС существуют разнообразные технические средства, однако математическое обеспечение и разработка вычислительных алгоритмов при различных ситуациях функционирования КС не получили определенного развития в настоящее время. Существуют разнородные эмпирические формулы, которые не могут адекватно ответить на многие вопросы, в частности при внезапном отказе элементов КС. Большая группа отказов связана с состоянием лопастей компрессора и турбины в рабочей камере. Среди них значительное место занимает явление помпажа на осевом компрессоре, возникающее при определенных рабочих режимах, вследствие повышенного сопротивления всасывающего тракта (например, из-за загрязнения фильтров, обледенения, закрытия жалюзи), а также из-за неравномерного температурного поля при работе противообледенительной системы, увеличения радиальных зазоров в проточной части при загрязнении лопаток, износа агрегатов КС и других причин нарушения правил эксплуатации КС в целом. Кроме того, причиной помпажа на переходных режимах могут быть резкое возрастание подачи топлива при набросе нагрузки, пуск-нарушение настройки открытия противопомпажных клапанов и прикрытие лопаток, регулируемых направляющими аппаратами.
Проблемой управления является удержание функционирования компрессора вне зоны помпажа без потерь энергии на излишнюю рециркуляцию. Это в свою очередь требует точного расчета по определению точки возникновения помпажа на основании измеряемых во время работы КС параметров.
Важным способом выявления помпажа является разработка соответствующих математических моделей, получение расчетных формул для анализа и принятия мер по устранению причин возникновения и предотвращения помпажа и оперативного управления работой КС.
Моделирование условий возникновения помпажа
На КС и на различных газопроводах устанавливаются однотипные машины, в которых перекачивается газ с разными термодинамическими свойствами, с различными величинами производительности, давлением и температурой газа на входе, что определяет режим работы машин. Особенность специфики работы машин на газопроводах заключается в том, что перекачиваемые среды имеют большую плотность (например, до 30 кг/м3 и более). Возможно, смесь сжимаемого газа содержит жидкие и твердые частицы, и предъявляются высокие требования к герметичности работы валов.
При проектировании основных параметров магистральных газопроводов (МГ) требуется достичь максимального сжатия газа на КС, в пределах допустимых напряжений на стенке трубы. Это существенно влияет на суммарную мощность газоперекачивающих агрегатов (ГПА) с центробежными нагнетателями (с выходным давлением газа за станциями, равным 5,6 МПа) . При увеличении Реых от 5,6 до 7,6 МПа потребляемая суммарная мощность всех ГПА увеличивается до двух раз. Для этого надо учесть предел несущей способности трубопровода (ТП), определяемой толщиной стенки и качеством её материала (например, высококачественная сталь).
Несоответствие параметров в системе приводит к неустойчивой работе системы, порой нагнетатель не может восстановить равновесное состояние. Вследствие этого в нагнетателе может возникнуть критическое состояние - помпаж, который наступает при отсутствии поддержки за счет имеющегося расхода всасывания. Для компрессоров, выпускаемых на заводах, имеется особая комбинация давления и расхода газа, которые определяются характеристическими кривыми, предоставляемыми изготовителями компрессора и нагнетателя.
Причинами помпажа могут быть [1, 2, 3, 4]:
- уменьшение объемного расхода ниже определенного минимального уровня, при этом происходит характерная периодическая пульсация давления газа на входе и выходе, колебание расхода, частота помпажных пульсаций около 0,5 Гц;
- отклонение от технически установленных правил эксплуатации;
- уменьшение коэффициента расхода f при f<foMn ;
- изменение угла атаки потока (натекания) на рабочие лопатки колеса, а также расчетного режима работы выходного устройства, при котором происходит периодическое снижение напора нагнетателя;
- уменьшение объемного расхода при сокращении расхода газа потребителями или при остановке движения газа;
- наличие шероховатости внутренностей в виде зазубрин, задиров, подрывов и других механических повреждений поверхности проточной части КС;
- нестабильная работа системы ТП, наличие в потоке газа частиц пыли и водовоздушной капли;
- образование зоны каверны - завихрения в зазоре между лопатками рабочего колеса;
- образование кристаллогидратов (вещества из ассоциированных молекул углеводородов и воды, имеющих кристаллическую структуру) из-за влажности природного газа, которые охлаждают газ, понижают давление. При местном увеличении скорости потока гидраты могут заноситься через проходные сечения рабочей камеры.
Особо важна организация противопомпажных мероприятий для предотвращения разрыва в транспортировке газа по ТП. Для этого надо пользоваться зависимостями между напором и расходом потока. Для построения кривой зависимости этих параметров можно использовать основные уравнения гидравлики и термодинамики [5, б]:
Z= Hp /c2r = (es-l)(l + X)/(2a) ,
(1)
где Z - коэффициент эффективного напора; Є = Рвых /Рвх - коэффициент сжатия потока; 1 = 2вых /Zex -отношения коэффициента сжимаемости газа; сГ = yfdFTdp - скорость распространения малых возмущений в газе; S - показатель политропии, определяемый равенством s = (к - 1)/(khp) , здесь к = cp / cv , hp -эффективность политропии (в %).
Отметим, что для реальных компрессоров небольшие изменения к , hp в равенстве (1) существенно не меняют величину Z , так что величина Z в основном изменяется за счет сжатия потока Є :
s 1 s de
Z + dZ » (e + ds)s+ds =___£ _£s -1 -es d^
2 s s є
dZ = -£S-1d£® 0 .
При малых изменениях коэффициента сжатия є равенство (1) принимает вид:
Z = Hp / сГ = (es-1)/s . (2)
Теперь определим величину (Q/сГ) :
(Q / Сг )2 = h/(кРвх) ,
Г
где h - перепад давления, создаваемого элементом потока.
Как правило, изготовитель дает универсальные кривые " jLl" для колеса с лопатками, характеристики для различных типов компрессора, рисунок 1- 3.
С учетом полученных равенств (1), (2) кривую помпажа можно выразить в новых переменных, по-
скольку в обеих переменных НР / сГ и (Q/сГ )2 скорость звука cr находится в знаменателе, рисунок 2. Кривая помпажа принимает вид ломаной линии, рисунок 3.
Для предотвращения помпажа необходимо установить величину расхода при его наступлении. Тогда можно установить начало потока рециркуляции потока. Область безопасности между этими точками называется антипомпажным запасом безопасности. Это позволяет построить типичную линию антипомпажно-го управления.
Рисунок 1 m - кривая для колеса с лопатками, mp - эффективность политропии |ірм ‘
Линия помпа? са іЯ^
\ \ 100%
х 90% \ 80%
0,2 0,5 0,7 0,
2вх М3/сек
Рисунок 2 Карта характеристик компрессора
Рисунок 3 Расход через входной потрубок Q (куб.
футы в мин.)
На турбокомпрессоре вращающееся колесо с лопатками увеличивает скорость и давление потока газа. При этом кинетическая энергия преобразуется в повышенное давление на лопатке рабочего колеса
[6] .
Количество затрачиваемой энергии для совершения работы по увеличению скорости и давления потока зависит от геометрических характеристик рабочего колеса - его диаметра, искривления, скорости вращения и от объемного расхода во всасывающем ТП. Явление помпажа в турбокомпрессорах возникает при отсутствии поддержки за счет имеющегося расхода всасывания [6].
На основе характеристических кривых, представленных изготовителями компрессора и указывающих границу возникновения помпажа, установлены аналитические выражения, позволяющие определить критическое состояние явления помпажа. На примере одного нагнетателя установлено следующее аналитическое выражение для коэффициента давления m, политропического напора Ир , расхода Q в виде:
m = 2,63hp -1,63 .
Уравнение линии помпажа принимает следующий вид: - и2 - -
Ир = (2,63hp -1,63) — ; Ир = 1 + 2,9(Q„ -1)2,851 .
Расход определяется равенством
Qn = (—(2,63hp -16,3)-0,345
Отсюда получаем уравнение равных скоростей:
Ир = ИРвх
1,3582 - 5,2152
Q Ql і + 6,10551 Q Qa I + Ир
0,35
2
Q
Q
откуда можно найти уравнение пересечения линий помпажа и расхода. Уравнение линии равных скоростей имеет вид:
Г х X X \2 1
Ир = ИР,
где Ир
1,3582-5,21521 Q .Qa і + 6,1055І Q .Qa I + Ирвх ,
I QAbx J I QAbx J
- политропический напор; Q - расход через патрубок
Ир
Q
политропический напор
и расход во входном патрубке при различных степенях нагрузки; Ир^ расход во входном патрубке при полной степени нагрузки (100%). Также построено уравнение линии помпажа:
ч 2,858 I
Qex - политропический напор и
Ир = Ир
1,1 + 2,9
Q
где Ир и Qmin - минимальные политропический напор и расход при наступлении помпажа.
Отсюда получаем уравнение для определения точки критического расхода, которая определяет границу наступления критического расхода:
И*
1,1 + 2,91
Q
= 1,3582 - 5,21521
Q-Qa
+ 6,1055
Q - Qa
(3)
На основе
1,1 + 2,91 Q—Qmin__^“ 1 Qa Q
этого равенства имеем
* _ ci \ 2,858
= 1,3582-5,2152Q nQa + 6,1055
QAbx
Q - Qa
qA
И и 0..
ґ
1,1 + 2,9
Q
Qmin
Q Qa + Qa Qi
Q0 qa
* 2,858
min
Далее получаем уравнение для определения величины критического расхода:
6,1055Q2 - Hf-2,9(0*^] (Q - QA )2,858 -U-|f - 5,125Q + 1,3582 = 0 .
ИРвх ^ Qmin J И Px
(4)
1
Q
2,858
1
qlLbx
QAbx
И
Q
2,858
Характеристики нагнетательной установки, данные изготовителями, рассчитаны для равновесного состояния в рабочей камере компрессора.
Одним из важных условий предотвращения явления помпажа является предупреждение появления отрывных кавитационных течений в рабочем колесе нагнетателя.
В литературных источниках предлагаются следующие методы предотвращения помпажа.
1. Предотвращение помпажа в секции газового компрессора путем рециркуляции контролируемой части выходного потока назад во всасывающий коллектор через клапан рециркуляции. При этом рециркуляция поднимает давление во всасывающем коллекторе и снижает выходное давление. А это в свою очередь увеличивает расход газа через нагнетатель и уводит рабочую точку от помпажного режима.
2. Увеличение скорости вращения также может защитить компрессор от помпажа. Но этот метод является временной мерой, так как при этом увеличивается давление выхода Реых и уменьшается давление входа, а это приводит к тенденции обратного движения рабочей точки машины к помпажу.
3. В секции воздушного компрессора для соединения выхода из компрессора в атмосферу используется клапан продувки, который не влияет на условия всасывания, но уменьшает выходное давление, в результате чего увеличивается расход и рабочая точка отходит от зоны помпажа.
Чтобы выявить внутренний механизм этих явлений, необходимо построить аналитические формулы для входящих параметров газового потока, которые обеспечивают безотрывное течение между лопатками рабочего колеса нагнетателя.
На характеристики помпажа и рабочие характеристики компрессора сильно влияет скорость звука во входящем коллекторе cr =yfdPTdp .
Для определения точки помпажа, в зависимости от условий на входе и в нагнетатель, необходимо построить зависимость напора Hp / с2г от производительности компрессора (Q/cr)2 при заданных линиях характеристик от параметра N/сг . Тогда полученные линии помпажа будут справедливы для всех интервалов эксплуатационных условий.
Заключение
Для безопасной работы компрессора необходимо предсказать помпаж и заранее приступить к управлению (например, путем открытия клапана рециркуляции) до возникновения помпажа. Поэтому надо определить область безопасной эксплуатации компрессора, находящуюся между предсказываемой линией помпажа (уравнение которой задано в виде (3)) . Уравнение (4) позволяет определить критическое значение расхода согласно параметрам потока газа в рабочей камере.
Антипомпажный запас безопасности применятся для определения линии управления, обеспечивающей безопасную эксплуатацию компрессора, на основе линии помпажа, рисунок 4.
Рисунок 4 Линия управления помпажом
Согласно этому рисунку, линия управления проходит справа от линии помпажа и отклоняется примерно на 8^9% от границы помпажа. При этом управление разделено линией на два участка: прогрессивного управления (3^8%-ное отклонение) и постоянного управления с учетом случайных изменений в системе параметров и указанных выше причин:
hc = h / Рх ,
где h - перепад давления, который создаётся элементом потока.
В зависимости от мастерства управляющих типичным управлением (антипомпажный контроллер) вычисляются расход и давления из кривой помпажа и определяется способ управления расходом для определения степени открытости клапана рециркуляции, который предотвращает падение расхода в системе ТП.
ЛИТЕРАТУРА
1. Бордюгов Г.А., Апостолов А.А., Бордюгов А.Г. Фигутивные потери природного газа//Газовая промышленность. 1997. № 10.
2. Козаченко А.Н. Основы эксплуатации газотурбинных установок на магистральных газопроводах: Учебное пособие: ГАНГ им. И.М. Губкина. - М.: 1993.
3. Козаченко А.Н., Никишин В.И. Основы ресурсоэнергосберегающих технологий трубопроводного транспорта природных газов. Учебное пособие: ГАНГ им. И.М.Губкина. - М.: 1993.
4. Седых А.Д. Потери газа на объектах магистрального газопровода. ИРЦ. Газпром: 1993.
5. Салихов И. А. Безопасность транспорта газа по трубопроводным системам // Трубопроводный
транспорт - сегодня и завтра: Материалы международной научно-технической конференции. - Уфа,
2002. - С. 243-244.
6. Повышение эффективности эксплуатации энергопривода компрессорных станций (Б.П. Поршаков, А.С. Лопатин, А.М. Назарьина, А.С. Рябченко). - М.: Недра, 1992.
