Кавітація в насосах для нафтопереробки

Проблеми та рішення

Олександр Швіндін, заступник директора ТОВ «Сумський машинобудівний завод», з наукової роботи, к.т.н.

Номенклатура насосного обладнання нафтопереробних та нафтохімічних виробництв країн СНД складається, в основному, з відцентрових насосів: одно- та двоступінчастих консольних та багатоступінчастих двоопорних з виносними опорами. Серед них є група насосів, які застосовуються в установках первинної переробки нафти, а також в установках термічних і термокаталітичних процесів для відкачування важких залишків з низу колони. У всіх перерахованих технологічних процесах важким залишком у колоні є киплячі мазут або гудрон за температури 360 - 380 °С. Причому рекомендований час перебування мазуту в нижній частині атмосферної колони – 5 хвилин, гудрону внизу вакуумної колони – 2-5 хвилин. Виходячи з цих рекомендацій підбираються параметри спеціальних, так званих «пічних» насосів, які повинні відбирати ці залишки і спрямовувати їх або в піч для подальшої переробки, або на коксування в установці сповільненого коксування [1]. "Пічні" насоси, призначені для завантаження печей соляровим дистилятом, мазутом або гудроном з температурою до 400 °С і тиском до 65 кгс/см2, вважаються найбільш проблемними в нафтопереробці. Проблема конструювання гарячого насоса високого тиску полягає у вирішенні таких основних завдань:

- забезпечення повної герметичності валу та роз'ємів корпусних деталей;

- забезпечення необхідної міцності та жорсткості застосовуваних конструкційних матеріалів в умовах високих температур та тисків, а також їх корозійної та ерозійної стійкості, оскільки важкі залишки багаті сірчистими сполуками та дрібнодисперсними домішками абразивного характеру;

- забезпечення температурних розширень роторних та статорних деталей без розцентрування та заїдання ротора в корпусі насоса;

- забезпечення високої ремонтопридатності, оскільки для демонтажу, ремонту та подальшого монтажу насоса в установці відводиться від 2-х до 4-х діб [2];

- забезпечення необхідних нормативними документами наробітків на відмову та 2-х - 3-річного міжремонтного пробігу [3].

Забезпечення останньої вимоги важко здійснити, оскільки насоси, що відбирають важкі залишки з низу колони, працюють у передкавітаційному або вже в кавітаційному режимах. Причиною цього є те, що ці киплячі залишки знаходяться під тиском власних пар, тобто, в стані рівноваги з тиском пар. Таким чином, на вході в насос буде тільки геодезичний підпір рідини в колоні. Враховуючи можливі втрати у вхідному трубопроводі та для виключення можливого газоутворення в насосі за цих умов значення геодезичного підпору рекомендується тримати в межах 2,0 - 2,5 м [2]. Іншими словами, ці значення є запасом кавітації системи для насоса. Такі значення кавітаційного запасу у разі подач більше 300 м3/год важко забезпечити відцентровими насосами без спеціальних заходів і кавітаційні явища в якійсь мірі завжди присутні.

Фундаментальні наукові дослідження кавітаційних явищ у гідромашинах – насосах та гідротурбінах – активно проводилися у 50-х – 70-х роках ХХ століття у багатьох спеціалізованих підприємствах та НДІ колишнього СРСР, а також за кордоном. Особлива увага у цих роботах приділялася паливним насосам для авіації та космосу, де питання кавітації були дуже злободенні [4, 5, 6,]. Було встановлено, що характер кавітації залежить від багатьох факторів, які часто важко встановити. Визначилося кілька концепцій зародження та розвитку кавітації, наприклад гідродинамічна, термодинамічна, ядерна. І кожна з них якось обґрунтовувалася і виражалася відповідними критеріями. До кінця ХХ століття сформувалося загальне твердження, що кавітація є гідродинамічним явищем і залежить як від гідродинамічних якостей гідромашини, так і фізичних властивостей рідини. Кавітація починається при падінні тиску до значення, що дорівнює або менше пружності пари, супроводжується порушенням суцільності потоку та утворенням бульбашок - каверн, наповнених парою (або газом). У разі попадання каверни в зону підвищених тисків пара (газ) конденсується в крапельки рідини, причому конденсація відбувається миттєво. Під час подібного спрямування маси рідини з величезним прискоренням і з високою частотою в порожнечі, що змикаються, та утворенням при цьому ударів відбувається місцеве підвищення тиску в цих точках, що досягає 300 кгс/см2. В насосах явище кавітації супроводжується шумом, підвищеною вібрацією, наслідком якої є передчасний вихід із ладу торцевих механічних ущільнень та вальниць. Також можливе зниження параметрів роботи насоса – подачі, напору, потужності та ККД. У разі тривалої роботи в кавітаційному режимі можливі руйнування поверхонь лопатей робочого колеса, вхідного трубопроводу, а іноді і стінок відводу.

В результаті багатьох експериментальних досліджень з'явилися пояснення багатьох кавітаційних явищ та процесів, вироблено деякі рекомендації для практичних розрахунків та експлуатації гідромашин. Зокрема оцінку кавітаційних характеристик робочих коліс відцентрових насосів у 30-х роках ХХ століття проф. Руднєв С.С. (НВО «ВНДІГідромаш», м. Москва) запропонував критерієм кавітації, названим кавітаційним коефіцієнтом швидкохідності Скр, який для практичних розрахунків зведено до виду:

де:

n, об/хв - частота обертання;

Також визначилися шляхи та методи усунення шкідливого впливу кавітації у відцентрових насосах. Їх можна розмежувати як заходами щодо системи, у якій працює насос, так і конструкторськими рішеннями стосовно самого насоса. До перших можна віднести збільшення геодезичного підпору в колоні та зменшення гідравлічних втрат у вхідному трубопроводі.

Відомими конструкторськими рішеннями в насосі є:

- зменшення частоти обертання;

- зменшення розрахункової подачі за рахунок застосування робочого колеса двобічного входу;

- спеціальне проектування робочого колеса та профілювання лопаті;

- встановлення передвключеного колеса (шнека) перед робочим колесом;

- у багатоступінчастих насосів застосування робочого колеса першого ступеня двобічного входу.

Усі перелічені рішення мають свої переваги та недоліки. Наприклад, застосування шнеків суттєво збільшує значення критичного кавітаційного коефіцієнта швидкохідності. Якщо для робочого колеса з коефіцієнтом швидкохідності ns = 80 - 120 коефіцієнт Скр = 800 - 1000, то для шнековідцентрового ступеня такої ж швидкохідності цей коефіцієнт буде в межах Скр = 2000 - 2200. Це дозволяє знизити значення допустимого кавітаційного запасу насоса майже в 4 рази разом з усіма техніко-економічними перевагами, що звідси випливають. Застосування шнековідцентрових ступенів виправдано, наприклад, в енергетичних насосах - конденсатних і великих живильних, які практично весь ресурс відпрацьовують на розрахункових режимах [7]. Застосування шнеків дозволило створити у ВНДІАЕН (м. Суми) велику групу – до 50 типорозмірів живильних, конденсатних та нафтових магістральних насосів з покращеними кавітаційними характеристиками. Але шнек за своєю гідродинамічною природою розраховується на дуже вузький діапазон подач, і тому нормальна робота насоса зі шнековідцентровим ступенем на всьому робочому діапазоні подач не забезпечується. Насоси, що застосовуються в нафтопереробці, підбираються на режим максимально можливої проектної навантаги установки (гіпотетичної) і через це вони тривалий час працюють на недовантажувальних режимах - часткових подачах. Під час роботи шнековідцентрового ступеня на часткових подачах у каналах шнека виникають, так звані, зворотні струмені – протитечії, які значно змінюють картину течії у шнеку аж до утворення локальних зон зі зниженим тиском і, як наслідок, місцевої кавітації в каналах шнека [4]. Найнебезпечнішим наслідком кавітації в шнеку може бути виникнення пульсацій потоку та автоколивань, які «розгойдують» всю систему і цей процес стає некерованим [4]. ТОВ «Сумський машинобудівний завод» у своїх розробках конструкцій нового покоління нафтових насосів – консольних та двоопорних [8, 9] - застосовує шнековідцентрові ступені, але з обмеженням робочого діапазону подач в межах, рекомендованих в API 610. Зниження частоти обертання є дуже ефективним способом зменшення діяння кавітації, але цей спосіб не завжди виправдовує себе, оскільки для досягнення заданого напору необхідно збільшувати як кількість ступенів, так і діаметр робочих коліс. Таке рішення призводить до значного погіршення масо-габаритних параметрів насоса, через це в кожному конкретному випадку потрібна оптимізація варіантів. Більш оптимальним рішенням у високонапірних багатоступінчастих насосів є застосування в першому ступені робочого колеса двобічного входу. Вітчизняним представником такої конструкції є нафтовий насос НТ 560/335-300 виробництва ВАТ "Волгограднафтомаш" (Рис.1).

А найоптимальнішим рішенням для такого випадку є комбінація двох попередніх – зниження частоти обертання та застосування двопотокового першого ступеня. Таке рішення реалізовано, наприклад, у двокорпусних насосах ADSL 8” х 4 німецької компанії “RUHRPUMPEN” (рис. 2) та “Kirloskar 250/200” індійської компанії “Kirloskar” (Рис. 3).

Зазначені насоси за частоти обертання 1500 об/хв на подачах 350 м3/год мають значення допустимого кавітаційного запасу (Δh_доп, NPSHa) на рівні 2,0 м, що прийнятно для умов «пічних» насосів. Ускладнення конструкції виправдане забезпеченням надійної та довговічної безкавітаційної роботи. Слід зазначити, що така конструктивна схема проточної частини досить поширена у провідних насосних компаній світу (Рис. 4 - 6).

У 70-х роках ХХ століття у ВАТ «ВНДІАЕН» був створений конденсатний насос КсВ 200-130, в якому реалізовані вищеописані рішення та додатково застосовані передвключені робочі колеса (Рис. 7), що дозволило отримати значення NPSHa також на рівні 2,0 м. ТОВ «Сумський машинобудівний завод» для відкачування гарячих важких залишків запропонував нафтовий двокорпусний, однопотоковий, 4-ступінчастий насос з передвключеним колесом (шнеком) НДМг 360-350 за типом ВВ5 згідно з API 610 (Рис. 8), який за частоти 1500 об/хв на подачах 380 м3/год має значення допустимого кавітаційного запасу (?hдоп, NPSHa) на рівні 2,5 м. Враховуючи те, що зі зростанням температури значення критичного кавітаційного запасу істотно знижуються [7], наведені результати можна вважати прийнятними. І це підтверджується багаторічним досвідом експлуатації гарячих нафтових насосів з невеликими кавітаційними запасами, у яких відсутні кавітаційні руйнування шнеків і робочих коліс.

Узагальнюючи наведену вище інформацію, для умов роботи високонапірних пічних насосів з подачами 300 - 600 м3/год можна подати такі рекомендації: - конструкція насоса повинна відповідати типу ВВ2 або ВВ5 згідно з API 610; - у разі застосування в конструкції насоса однопотокової схеми проточної частини зі шнековідцентровим першим ступенем має бути застережено обмеження робочого діапазону подач: (0,7 - 1,1) Q_опт,, де Q_опт – режим максимального ККД; - більш перспективною вважається конструкція багатоступінчастого насоса з робочим колесом першого ступеня двобічного входу. Вищезгаданий насос НДМг 360-350 У2 та насосний агрегат АНДМг 360-350 У2 на його основі за Технічними умовами ТУ У29.1-34933255-013:2007 відносяться до нафтових насосів нового покоління, розробленим ТОВ «Сумський машинобудівний завод» в 2005 – 2006 роках на пропозицію Асоціації нафтопереробників та нафтохімиків (м. Москва). Вся насосна продукція ТОВ «Сумський машинобудівний завод» відповідає вимогам чинних нормативних документів України, Росії, Республіки Білорусь та міжнародних стандартів ISO 13709:2003 та ISО 21049:2009. Нижче наведено таблицю насосних агрегатів за типом ВВ2 та ВВ5, поставлених на нафтопереробні об'єкти України, Республіки Білорусь, Росії та Башкортостану. На рис. 9 зображений насосний агрегат АНДМг 60-350 в установці сповільненого коксування ТОВ «ЛУКОЙЛ-Волгограднафтопереробка», а на рис. 10 - насосний агрегат АНДМг 600-320 у цеху аміаку Ам-2 ВАТ «РІВНЕАЗОТ».

Перелік насосних агрегатів типів АНДг та АНДМг за ТУ У 29.1-34933255-013:2007, поставлених на НПЗ країн СНД з 2006 по 2017 роки

Література:

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.