Кавитация в насосах для нефтепереработки

Проблемы и решения

Александр Швиндин, заместитель директора ООО «Сумский машиностроительный завод», по научной работе, к.т.н.

Номенклатура насосного оборудования нефтеперерабатывающих и нефтехимических производств стран СНГ состоит, в основном, из центробежных насосов: одно- и двухступенчатых консольных и многоступенчатых двухопорных с выносными опорами. В их числе есть группа насосов, которые применяются в установках первичной переработки нефти, а также в установках термических и термокаталитических процессов для откачки тяжелых остатков с низа колонны. Во всех перечисленных технологических процессах тяжелым остатком в колонне являются кипящие мазут или гудрон при температуре 360-380 °С. Причем, рекомендуемое время пребывания мазута в нижней части атмосферной колонны – 5 минут, гудрона внизу вакуумной колонны – 2-5 минут. Исходя из этих рекомендаций подбираются параметры специальных, так называемых «печных» насосов, которые должны отбирать эти остатки и направлять их или в печь для дальнейшей переработки, или на коксование в установки замедленного коксования [1]. «Печные» насосы, предназначенные для загрузки печей соляровым дистиллятом, мазутом или гудроном с температурой до 400 °С и давлением до 65 кгс/см2, считаются самыми проблемными в нефтепереработке. Проблема конструирования горячего насоса высокого давления заключается в решении следующих основных задач:

- обеспечение полной герметичности вала и разъемов корпусных деталей;

- обеспечение необходимой прочности и жесткости применяемых конструкционных материалов в условиях высоких температур и давлений, а также их коррозионной и эрозионной стойкости, т.к. тяжелые остатки богаты сернистыми соединениями и мелкодисперсными примесями абразивного характера;

- обеспечение температурных расширений роторных и статорных деталей без расцентровки и заедания ротора в корпусе насоса;

- обеспечение высокой ремонтопригодности, т.к. для демонтажа, ремонта и последующего монтажа насоса в установке отводится от 2-х до 4-х суток [2];

- обеспечение требуемых нормативными документами наработок на отказ и 2-х – 3-хлетнего межремонтного пробега [3].

Обеспечение последнего требования трудновыполнимо, т.к. насосы, отбирающие тяжелые остатки с низа колонны, работают в предкавитационном или уже в кавитационном режимах. Причиной этому является то, что эти кипящие остатки находятся под давлением собственных паров, т.е., в состоянии равновесия с давлением паров. Таким образом на входе в насос будет только геодезический подпор жидкости в колонне. Учитывая возможные потери во входном трубопроводе и для исключения возможного газообразования в насосе при этих условиях значение геодезического подпора рекомендуется держать в пределах 2,0-2,5 м [2]. Другими словами, эти значения являются кавитационным запасом системы для насоса. Такие значения кавитационного запаса при подачах более 300 м3/ч трудно обеспечить центробежными насосами без специальных мероприятий и кавитационные явления в какой-то мере всегда присутствуют.

Фундаментальные научные исследования кавитационных явлений в гидромашинах – насосах и гидротурбинах – активно проводились в 50-х – 70-х годах ХХ века во многих специализированных предприятиях и НИИ бывшего СССР, а также за рубежом. Особое внимание в этих работах уделялось топливным насосам для авиации и космоса, где вопросы кавитации были очень злободневными [4,5,6,]. Было установлено, что характер кавитации зависит от многих факторов, которые зачастую трудно установить. Определилось несколько концепций зарождения и развития кавитации, например, гидродинамическая, термодинамическая, ядерная. И каждая из них как-то обосновывалась и выражалась соответствующими критериями. К концу ХХ века сформировалось общее утверждение, что кавитация является гидродинамическим явлением и зависит как от гидродинамических качеств гидромашины, так и физических свойств жидкости. Кавитация начинается при падении давления до значения, равного или меньше упругости пара, сопровождается нарушением сплошности потока и образованием пузырьков - каверн, наполненных паром (или газом). При попадании каверны в зону повышенных давлений пар (газ) конденсируется в капельки жидкости, причем, конденсация происходит мгновенно. При подобном устремлении массы жидкости с огромным ускорением с высокой частотой в смыкающиеся пустоты и образованием при этом ударов происходит местное повышение давления в этих точках, достигающее 300 кгс/см2. В насосах явление кавитации сопровождается шумом, повышенной вибрацией, следствием которой является преждевременный выход из строя торцовых уплотнений и подшипников. Также возможно снижение параметров работы насоса – подачи, напора, мощности и КПД. При длительной работе в кавитационном режиме возможны разрушения поверхностей лопастей рабочего колеса, входного трубопровода, а иногда и стенок отвода.

В результате многих экспериментальных исследований появились объяснения многих кавитационных явлений и процессов, выработаны некоторые рекомендации для практических расчетов и эксплуатации гидромашин. В частности, оценку кавитационных качеств рабочих колес центробежных насосов в 30-х годах ХХ века проф. Руднев С.С. (НПО «ВНИИГидромаш», г. Москва) предложил критерием кавитации, названным кавитационным коэффициентом быстроходности Скр, который для практических расчетов приведен к виду:.

где:

n, об/мин - частота вращения;

Также определились пути и методы устранение вредного воздействия кавитации в центробежных насосах. Их можно разграничить как мероприятиями по системе, в которой работает насос, так и конструкторскими решениями в самом насосе. К первым можно отнести увеличение геодезического подпора в колонне и уменьшение гидравлических потерь во входном трубопроводе. Известными конструкторскими решениями в насосе являются: - уменьшение частоты вращения; - уменьшение расчетной подачи за счет применения рабочего колеса двухстороннего входа; - специальное проектирование рабочего колеса и профилирование лопасти; - установка предвлюченного колеса (шнека) перед рабочим колесом; - в многоступенчатых насосах применение рабочего колеса первой ступени двухстороннего входа. Все перечисленные решения имеют свои преимущества и недостатки. Например, применение шнеков существенно увеличивает значения критического кавитационного коэффициента быстроходности. Если для рабочего колеса с коэффициентом быстроходности ns=80-120 коэффициент Скр=800-1000, то для шнекоцентробежной ступени такой же быстроходности этот коэффициент будет в пределах Скр=2000-2200. Это позволяет снизить значение допускаемого кавитационного запаса насоса почти в 4 раза со всеми вытекающими отсюда технико-экономическими преимуществами. Применение шнекоценробежных ступеней оправдано, например, в энергетических насосах – конденсатных и крупных питательных, которые практически весь ресурс работают на расчетных режимах [7]. Применение шнеков позволило создать во ВНИИАЭЭН (г. Сумы) большую группу – до 50-ти типоразмеров питательных, конденсатных и нефтяных магистральных насосов с улучшенными кавитационными характеристиками. Но шнек по своей гидродинамической природе рассчитывается на очень узкий диапазон подач, и поэтому нормальная работа насоса со шнекоцентробежной ступенью во всем рабочем диапазоне подач не обеспечивается. В нефтепереработке применяемые насосы подбираются на режим максимально возможной проектной нагрузке установки (гипотетической) и поэтому они длительное время работают на недогрузочных режимах – частичных подачах. При работе шнекоцентробежной ступени на частичных подачах в каналах шнека возникают, так называемые, обратные токи – противотоки, которые существенно изменяют картину течения в шнеке вплоть до образования локальных зон с пониженным давлением и, как следствием, местной кавитации в каналах шнека [4]. Самым опасным следствием кавитации в шнеке может быть возникновение пульсаций потока и автоколебаний, которые «раскачивают» всю систему и этот процесс становится неуправляемым [4]. ООО «Сумский Машиностроительный Завод» в своих разработках конструкций нового поколения нефтяных насосов – консольных и двухопорных [8,9,] - применяет шнекоцентробежные ступени, но с ограничением рабочего диапазона подач в рамках, рекомендуемых по API 610. Снижение частоты вращения является очень эффективным способом уменьшения воздействия кавитации, но этот способ не всегда оправдан, т.к. для достижения заданного напора необходимо увеличивать как число ступеней, так и диаметр рабочих колес. Такое решение ведет к существенному ухудшению массогабаритных характеристик насоса, поэтому в каждом конкретном случае требуется оптимизация вариантов. Более оптимальным решением в высоконапорных многоступенчатых насосах является применение в качестве первой ступени рабочего колеса двухстороннего входа. Отечественным представителем такой конструкции является нефтяной насос НТ 560/335-300 производства ОАО «Волгограднефтемаш» (Рис.1).

А самым оптимальным решением для такого случая является комбинация двух предшествующих – снижение частоты вращение и применение двухпоточной первой ступени. Такое решение реализовано, например, в двухкорпусных насосах ADSL 8” х 4 германской компании «RUHR PUMPEN» (рис.2) и «Kirloskar 250/200» индийской компании «Kirloskar» (Рис.3)

Указанные насосы при частоте вращения 1500 об/мин на подачах 350 м3/ч имеют значения допускаемого кавитационного запаса (Δh_доп, NPSHa) на уровне 2,0 м, что приемлемо для условий «печных» насосов. Усложнение конструкции оправдано обеспечением надежной и долговечной безкавитационной работы.Следует отметить, что такая конструктивная схема проточной части довольно распространенная у ведущих насосных компаний мира (Рис.4-6).

В 70-х годах ХХ века в ОАО «ВНИИАЭН» был создан конденсатный насос КсВ 200-130, в котором реализованы вышеописанные решения и дополнительно применены предвключенные рабочие колеса (Рис.7), что позволило получить значения NPSHa также на уровне 2,0 м. ООО «Сумский Машиностроительный Завод» для откачки горячих тяжелых остатков предложил нефтяной двухкорпусный, однопоточный, 4-хступенчатый с предвключенным колесом (шнеком) насос НДМг 360-350 по типу ВВ5 API 610 (Рис.8), который при частоте вращения 1500 об/мин на подачах 380 м3/ч имеет значения допускаемого кавитационного запаса (Δh_доп, NPSHa) на уровне 2,5 м. Учитывая то, что с ростом температуры значения критического кавитационного запаса существенно снижаются [7], приведенные результаты можно считать приемлемыми. И это подтверждается многолетним опытом эксплуатации горячих нефтяных насосов с небольшими кавитационными запасами, у которых отсутствуют кавитационные разрушения шнеков и рабочих колёс.

Обобщая вышеприведенную информацию, для условий работы высоконапорных печных насосов с подачами 300-600 м3/ч можно представить следующие рекомендации: - конструкция насоса должна соответствовать типам ВВ2 или ВВ5 по API 610; - при применении в конструкции насоса однопоточной схемы проточной части со шнекоцентробежной первой ступенью должно быть оговорено ограничение рабочего диапазона по подаче: (0,7-1,1) Q_опт,, где Q_опт – режим максимального КПД; - более перспективной считается конструкция многоступенчатого насоса с рабочим колесом первой ступени двухстороннего входа.
Вышеупомянутый насос НДМг 360-350 У2 и насосный агрегат АНДМг 360-350 У2 на его основе по Техническим условиям ТУ У29.1-34933255-013:2007 относятся к нефтяным насосам нового поколения, разработанным в ООО «Сумский Машиностроительный Завод» в 2005-2006 гг. по предложению Ассоциации нефтепереработчиков и нефтехимиков (г. Москва). Вся насосная продукция ООО «Сумский Машиностроительный Завод» соответствует требованиями действующих нормативных документов Украины, России, Республики Беларусь и международных стандартов ISO 13709:2003 и ISО 21049:2009. Ниже приведена таблица поставленных насосных агрегатов по типу ВВ2 и ВВ5 на нефтеперерабатывающие объекты Украины, Республики Беларусь, России и Башкортостана. На рис. 9 насосный агрегат АНДМг 60-350 в установке замедленного коксования ООО «ЛУКОЙЛ-Волгограднефтепереработка», а на рис.10 насосный агрегат АНДМг 600-320 в цехе аммиака Ам-2 ОАО «РИВНЕАЗОТ».

Перечень насосных агрегатов типа АНДг, АНДМг

по ТУ У 29.1-34933255-013:2007,

поставленных на НПЗ стран СНГ с 2006 по 2017 гг.

Литература:

1. Справочник нефтепереработчика. Под ред. Ластовкина Г.А., Радченко Е.Д., Рудина М.Г. – Л.: "Химия". – 1986.– 648 с.

2. Айзенштейн М.Д. Центробежные насосы для нефтяной промышленности. ГНТИ нефтяной и горно-топливной литературы. – М. – 1957. – 364 с.

3. Микерин Б.И. Проблемы системы ППР и ремонтов по техническому состоянию// Материалы отраслевого совещания главных механиков нефтеперерабатывающих и нефтехимических предприятий 17 – 21 ноября 2008. – г. Кириши. – С. 5-8.

4. Шапиро А.С. Структура реального течения в центробежных и осевых насосах. – М.: МГИУ. – 2004. – 280 с.

5. Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей. – М.: "Машиностроение". – 1986. – 374 с.

6. Степанов А.И. Центробежные и осевые насосы. – М.: Машгиз. – 1960. – 463 с.

7. Визенков Г., Твердохлеб И., Куценко В., Иванюшин А. и др. Насосы специального и общепромышленного назначения с предвключенными осевыми колесами// Насосы и оборудование. – 2008, № 3. – С. 46-50.

8. Швиндин А.И. Центробежные насосы для нефтеперерабатывающих и нефтехимических производств. – [2-е изд., перераб. и доп.]. – М.: ООО «НТЦ при Совете главных механиков», 2012. – 152 с.

9. Насосы центробежные и насосные агрегаты на их основе. Каталог продукции ООО «Сумский Машиностроительный Завод». – Сумы, 2008. – С. 36.