Насосы грузовых систем газовозов

Судовые насосы предназначены для перемещения жидкостей или газовых сред по трубопроводам внутри судна. Количество устанавливаемых насосов и их параметры зависят от размеров и назначения газовоза, от типа, состава и мощности силовой установки.

В данной статье рассмотрим виды насосов, параметры и работоспособность, а также решим несколько примеров, нахождения данных, необходимых для нормальной работы насосов.

Основные понятия и определения

Основным отличительным признаком насосов является преобладающий вид энергии, сообщаемой насосом жидкости. В соответствии с этим признаком все насосы делятся на 2 группы:

• насосы динамического напора;
• насосы статического напора.

В насосах динамического напора жидкости передается преимущественно кинетическая энергия. Передача энергии происходит в проточной части насосов, через которую непрерывно движется поток жидкости и, которая сообщена постоянно со стороной всасывания и нагнетания насоса.

Учитывая преобладающий вид энергии, сообщаемой жидкости, насосы динамического напора называют динамическими насосами. К насосам этой группы относятся:

• центробежные насосы;
• вихревые насосы;
• осевые насосы;
• струйные насосы.

В насосах статического напора жидкости сообщается преимущественно потенциальная энергия. Передача энергии происходит в рабочих камерах насосов, образующих, так называемый, рабочий объём насоса, и, которые сообщаются со стороной всасывания и нагнетания попеременно. Учитывая эту конструктивную особенность (наличие рабочих камер) насосы статического напора называют объёмными насосами. К этой группе относятся:

• поршневые насосы;
• роторные насосы (шестерённые, винтовые, пластинчатые);
• роторно-поршневые насосы (радиально-поршневые, аксиально-поршневые).

Математические основы рабочих параметров насосов

Основными параметрами, характеризующими режим и эффективность действия насосов, являются:

• подача;
• напор;
• давление;
• высота всасывания;
• мощность;
• КПД.

Подача насоса

Подачей называется количество жидкости, поданное насосом в единицу времени.

Различают два понятия подачи:

• теоретическая подача насоса;
• действительная подача насоса.

Теоретической называют подачу насоса без учета потерь.

Действительной подачей насоса называют подачу жидкости с учетом потерь, которые возникают в насосе из-за протечек жидкости или подсасывания воздуха.

где:

• η₀ = Q / Qт – объёмный КПД насоса.

Подача насоса может выражаться в единицах массы:

где:

• $\rho \left[кг/{м}^3\right]$

  – плотность жидкости.

Давление насоса

Давлением насоса (р) называется приращение энергии, сообщенное насосом единице массы жидкости, выраженное в единицах давления.

где:

• z (м) – высота центра тяжести сечения потока жидкости на выходе из насоса над центром тяжести сечения потока жидкости на входе в насос;
• р_в, р_н, (Па) – давление всасывания и нагнетания насоса;
• ν_н, ν_в, (м/с) – линейная скорость жидкости на выходе и на входе насоса.

Энергия (ρ · g · z), затрачиваемая на подъём жидкости в насосе, и энергия (ρ · (ν²_н – ν²_в)/2), затрачиваемая на повышение скорости жидкости, невелики по сравнению с величиной энергии (р_н – р_в), которая затрачивается на повышение давления, поэтому на практике, пренебрегают небольшими величинами вышеуказанных энергий, и используют для расчетов величину

Напор насоса

Напором насоса называют приращение энергии, сообщенное насосом единице массы жидкости, выраженное в метрах столба жидкости, перекачиваемой насосом.

Различают два понятия напора: теоретический и действительный напор.

Теоретическим напором называют напор насоса без учета потерь энергии на преодоление гидравлического сопротивления в насосе (Нт), выраженном в метрах.

Действительным напором называется напор насоса с учетом потерь на преодоление гидравлического сопротивления в насосе.

где:

• η_г = H / Hт – гидравлический КПД насоса.

Для грузовых насосов газовозов р_в принимается равным 0 , поэтому на практике величина напора насоса определяется расчетным путем по выражению:

Высота всасывания насоса

Геометрической высотой всасывания насоса называют величину ЦТ сечения потока жидкости при входе в насос над уровнем жидкости в расходной цистерне (грузовом танке), Z, м.

где:

• Pа (Па) – давление над поверхностью жидкости в грузовом танке (1 Па = 0,102 мм водяного столба)

Отрицательное значение величины H_в называется подпором насоса.

Мощность насоса

Мощностью насоса называют работу, выполненную насосом, отнесенную к единице времени. Различают следующие понятия мощности насосов:

• теоретическая мощность насоса;
• полезная мощность насоса;
• мощность, подведенная к насосу.

Теоретическая мощность (Nт) – это расчетная мощность насоса без учета потерь энергии. Расчет производится по формуле:

где:

• η_н – КПД насоса (η_н = η₀ · η_г · η_м);
• ${\eta }_{м} = \frac{N\mathrm{п}}{N\mathrm{п} – \mathrm{Nм}}$

  – механический КПД насоса, который учитывает потери на трение в подшипниках, уплотнениях вала насоса;

• Nм – мощность, затрачиваемая на преодоление механических потерь.

Насосы грузовых систем газовозов

В настоящее время, на газовозах используются центробежные насосы погружного или же полностью погружного типа. Насосы погружного типа устанавливаются в колодце грузового танка, привод насоса располагается на куполе грузового танка. Насосы полностью погружного типа (моноблочные) представляют собой компактный механизм, объединенный с приводом насоса общим герметичным кожухом.

Погружные грузовые насосы

На рис. 2 изображен классический пример грузового насоса, который наиболее часто встречается на газовозах.

Насос включает в себя следующие узлы:

• (1) центробежный трех-ступенчатый насос;
• (2) колонна насоса;
• (3) головка насоса;
• (4) коффердам;
• (5) упорный подшипник;
• (6) сильфон масляного затвора.

Насос изготовлен в виде единого блока, состоящего из 3-х одноступенчатых центробежных насосов, рабочие колеса которых (импеллеры) посажены на общий вал и соединены нагнетательными патрубками. Колонна насоса представляет собой нагнетательный трубопровод, внутри которого расположен приводной вал насоса. Внутри колонны расположены опорные подшипники промежуточных валов. Верхняя часть колонны крепится к головке насоса, которая, в свою очередь, представляет собой опорную или несущую часть насоса, и устанавливается на куполе танка. В верхней части головки насоса устанавливается опорный подшипник вала насоса, механический сальник и масляный уплотнитель, предохраняющий протечки газа из танка. Давление масла в коффердаме должно быть несколько выше, чем давление паров в грузовом танке, что обеспечивается установкой сильфонного аппарата, обеспечивающего поддержание необходимой разницы давлений.

Грузовые насосы с электромотором, расположенным на куполе танка, предпочтительнее с точки зрения технической эксплуатации и пожаробезопасности, однако, их применение ограничивается лишь судами средних размеров. Поскольку увеличение размеров грузовых танков влечет за собой и увеличение длины промежуточных валов, обеспечивающих привод насоса, что, в свою очередь, приводит к возникновению значительных поперечных нагрузок на направляющие подшипники вала. Под действием поперечной составляющей массы вала, возникает знакопеременная нагрузка на направляющие подшипники, усиливается вибрация вала, повышается интенсивность износа подшипников и уплотнений вала. Очевидными недостатками таких насосов являются сложность конструкции провода насоса, большая масса и габариты привода, сложности при ремонте и обслуживании.

Перечисленные выше недостатки отсутствуют у, так называемых, полно-погружных моноблочных насосов (рис. 1).

Насосы такого типа обычно используются на газовозах большей вместимости. Вал рабочего колеса такого насоса одновременно является валом электродвигателя. Корпус насоса и кожух электродвигателя представляют собой единый блок. Моноблок устанавливается в герметичном контейнере. В свободное пространство между моноблоком и контейнером подается груз, который одновременно является и смазкой подшипников, и охлаждающим агентом для электродвигателя. В нижней части насоса устанавливается индьюсер (inducer) – осевая ступень насоса.

Необходимость установки дополнительной ступени насоса объясняется высокой частотой вращения рабочего колеса насоса, что позволяет уменьшить диаметр рабочего колеса насоса и, соответственно, его габариты. Но при высокой частоте вращения рабочего колеса резко увеличивается скорость потока жидкости и понижается давление при входе в межлопастные каналы колеса насоса. В результате этого появляется опасность возникновения кавитации.

Для того чтобы избежать возникновения кавитации, необходимо повысить давление перед рабочим колесом. Это достигается с помощью установки дополнительной осевой ступени насоса (4). Перед рабочим колесом дополнительной осевой ступени установлен лопастной направляющий аппарат (1), препятствующий закручиванию потока жидкости, следствием чего является увеличение напора.

За рабочим колесом устанавливается лопастной выправляющий аппарат (2), в котором скорость, сообщенная жидкости рабочим колесом, преобразуется в давление, что предотвращает закручивание потока перед рабочим колесом основного насоса. В танке насос такого типа устанавливается в колодце танка на специальные опоры с помощью опорного фланца (3). Во избежание протечек паров груза по валу, в дополнение к механическому сальнику (6), на выходе вала из купола танка устанавливается масляный затвор (5), давление в котором поддерживается несколько выше, чем в грузовом танке. Поддержание избыточного давления в масляном затворе обеспечивает сильфонный аппарат (7).

Бустерные насосы

Береговые емкости для хранения сжиженного газа обычно находятся на довольно большом удалении от терминала и, иногда, на значительной высоте над уровнем моря. Такое расположение береговых емкостей приводит к тому, что давления грузовых насосов, установленных в грузовых танках судна, может быть недостаточно для того, чтобы преодолеть сопротивление трубопровода и давление столба жидкости в трубопроводе и береговой емкости.

Учитывая вышесказанное, а также тот факт, что иногда возникает необходимость производить выгрузку груза с его подогревом (значительное повышение давления в магистрали), все газовозы оборудуются бустерными насосами. В результате последовательного подключения грузовых и бустерных насосов, в грузовом трубопроводе давление может быть повышено до необходимой величины (25-28 бар).

В качестве бустерных насосов (рис. 3) обычно используются центробежные насосы с вертикальным или горизонтальным расположением приводного вала.

Особенностью устройства таких насосов является наличие в их конструкции коффердама (1), который заполняется маслом. Давление масла в коффердаме контролируется манометром (2). Привод бустерных насосов осуществляется обычно электродвигателями с постоянной частотой вращения.

Эжекторы

Эжекторы являются разновидностью струйных насосов (рис. 4). При подаче рабочей струи в эжектор в камере (1) создается разряжение и осуществляется засасывание перекачиваемой жидкости в рабочую камеру.

На газовозе эжекторы в основном используются для осушения межбарьерных пространств в случае аварийных протечек груза из грузовых танков. В качестве рабочей жидкости в данном случае используется груз. Из межбарьерного пространства протечки можно откачать обратно в грузовой танк.

В общем случае эжекторы используются для откачки воды из коффердамов, цепных ящиков, льяльных колодцев и т. д. При таком использовании эжекторов в качестве рабочей жидкости используется забортная вода, подаваемая на эжектор по пожарной магистрали.

Характеристики центробежных насосов

Характеристиками насосов называется графическое представление зависимости между рабочими параметрами насоса.

Для решения задач, связанных с процессом выгрузки судна, используются напорные характеристики, выражающие зависимость между величиной подачи и напора (рис. 5-7).

Характер этой зависимости можно определить, используя метод расчетного построения напорной характеристики. Для таких расчетов используется выражение, определяющее величину напора центробежных насосов:

где:

• $H_{\mathrm{т}\infty }$

  – теоретический напор насоса;

• k – коэффициент, учитывающий понижение напора под действием сил инерции окружного движения, действующих на жидкость в межлопастных каналах рабочего колеса;
• ${\eta }_{\mathrm{г}}$

  – гидродинамический КПД насоса.

Для выражения H_т∞ существует выражение:

где:

• $A = {u_2}^2 / g$

  ;

• $B = (u_2/g · f_2) · ctg{ \beta }_2$

  ;

• $u_2$

  – окружная переносная скорость жидкости при выходе из рабочего колеса;

• $f_2$

  – площадь сечения потока жидкости на окружности выхода из рабочего колеса;

• ${\beta }_2$

  – выходной угол относительной скорости жидкости на окружности выхода из рабочего колеса;

• $Q_{\mathrm{т}\infty }$

  – теоретическая подача насоса.

Для конкретного насоса, рабочее колесо которого имеет данные размеры и частоту вращения u₂ = const, f₂ = сonst, β₂ = const, следовательно, А = const и В = const.

Выражение (Формула 2) определяет зависимость между теоретической величиной подачи и напора и является математическим выражением теоретической напорной характеристики насоса. Из этого выражения следует, что теоретическая напорная характеристика центробежных насосов является прямой линией (рис. 5), положение которой в координатной системе зависит от величины β₂.

При β₂ < 90° лопасти рабочего колеса изогнуты назад, т. е. в сторону, противоположную направлению вращения рабочего колеса, при β₂ = 90° лопасти рабочего колеса имеют радиальный выход, а при β₂ > 90° лопасти рабочего колеса изогнуты вперед, т. е. в сторону направления вращения рабочего колеса.

Учитывая выражение (Формула 2) можно получить:

Для случая, когда β₂ > 90 °, обеспечивается максимально возможный КПД насоса:

• Hо – напор насоса при закрытом нагнетательном клапане;
• Hmax – максимальный напор насоса;
• Hopt, Qopt – напор и подача, соответствующие режиму максимального КПД насоса.

1. Теоретическая напорная характеристика;
2. теоретическая напорная характеристика с учетом сил инерции окружного движения жидкости;
3. график гидравлических потерь трения;
4. график местных гидравлических потерь;
5. характеристика с учетом гидравлических потерь;
6. характеристика с учетом объёмных потерь ΔQу или же действительная напорная характеристика H = f(Q).

Участок характеристики левее вершины параболы называется западающим участком. Участок параболы, расположенный правее вершины – ниспадающий участок. Участок, расположенный вблизи точки параболы, соответствующей Qopt называется рабочей зоной характеристики, т. е. зоной, в пределах которой КПД насоса меняется весьма незначительно (2-3 %).

Отношение:

выражает величину западания характеристики, а отношение:

выражает крутизну характеристики.

При величине этого отношения менее 1,15, характеристика называется пологой, а при величине отношения более 1,15 – характеристика называется крутопадающей. Характеристика насоса с западающей составляющей не всегда приемлема, поскольку действие насоса с рабочей точкой на указанном участке при определенных условиях может быть неустойчивым. Однако насос может быть спроектирован таким образом, что западающий участок характеристики может отсутствовать. В таком случае характеристика насоса называется непрерывно падающей. Непрерывно или крутопадающая напорная характеристика (рис. 7) характерна для погружных грузовых насосов, используемых на газовозах.

Работа насосов, включенных параллельно

Для обеспечения своевременной выгрузки груза возникает необходимость одновременного использования нескольких грузовых насосов. В этом случае насосы подключаются к грузовой системе параллельно, что позволяет увеличить общую подачу груза в трубопровод и ускорить выгрузку.

Величина подачи груза при такой работе насосов определяется с помощью характеристики параллельного действия насосов.

Учитывая это, характеристику параллельного действия насосов получают в результате суммирования подачи насосов при заданных величинах напора. Например, для двух одинаковых насосов, работающих в параллель, характеристика их параллельного действия будет выглядеть, как показано на рисунке 8.

• 1,2 – напорная характеристика автономного действия насосов;
• 1+2 – напорная характеристика параллельного действия насосов.

Работа насосов, включенных последовательно

Довольно часто возникают ситуации, когда напора, создаваемого одним грузовым насосом, недостаточно для того, чтобы преодолеть высокое противодавление в береговом трубопроводе. Это происходит в тех случаях, когда необходимо осуществить перекачку груза в высоко расположенные береговые емкости, или же в том случае, если возникает необходимость подогреть груз на выгрузке, что приводит к значительному повышению давления в трубопроводе.

В таких случаях последовательно с грузовыми насосами включаются один или два бустерных насоса. Обычно грузовые и бустерные насосы имеют различные напорные характеристики.

Графически последовательное включение насосов будет выглядеть следующим образом (рис. 9)

Учитывая это, характеристику последовательного действия насосов получают в результате суммирования напора насосов при заданных величинах подачи.

Характеристики струйного насоса

Напор струйного насоса зависит от расхода Qp, давления Pp рабочей жидкости (пропеланта) и высоты всасывания. При заданных величинах Qp, Pp, подача насоса зависит от высоты всасывания.

Характеристики трубопроводов

Характеристикой трубопровода называется графическое представление зависимости между расходом жидкости через трубопровод и величиной сопротивления трубопровода.

Зависимость между указанными параметрами для простого однониточного трубопровода можно объяснить с помощью выражения для сопротивления трубопровода:

где:

• Hтр. ст – статическая составляющая сопротивления трубопровода;
• Hтр. дин – динамическая составляющая сопротивления трубопровода.

Статическая составляющая трубопровода образуется вследствие разности давления на поверхности жидкости в береговом танке и в грузовом танке судна, и в случае разности уровней жидкости в танке и в береговой емкости.

При условии равенства давлений в береговой емкости и судовом танке, получим:

Динамическая составляющая возникает вследствие гидравлического сопротивления трубопровода потоку жидкости и равна:

где:

• $\sum _{\lambda , }\sum _{\varsigma }$

  – сумма сопротивлений трения и местных сопротивлений трубопровода;

• $\lambda , \varsigma$

  – коэффициенты сопротивления трения и местного сопротивления;

• $l, d$

  – длина и диаметр трубопровода, соответственно.

В соответствии с законом сохранения массы, предполагающим постоянство расхода жидкости в любом поперечном сечении трубопровода:

с учетом этого после преобразования правой части выражения для Hт. дин. получим:

где:

• W – сумма приведенных коэффициентов гидравлических сопротивлений трубопровода – постоянная трубопровода.

Тогда:

Следовательно, характеристика трубопровода является параболой с началом на оси ординат (рис. 11).

Грузовой трубопровод может быть разветвленным (рис. 12).

Ветви трубопровода могут иметь различную длину, диаметр, конфигурацию и, следовательно, различные характеристики. Ветви трубопровода могут пропускать жидкость одновременно только при условии, что их сопротивления будут равны. Учитывая это, суммарную характеристику ветвей трубопровода можно отобразить графически (рис. 13):

В результате суммирования расходов жидкостей через ветви трубопровода 1 и 2 при равной величине их сопротивления получают суммарную характеристику ветвей (к-4). Суммируя сопротивления ветви 1, сопротивление ветви 2 на участке от Q₁ до Q_k (поскольку на этом участке ветвь 3 пропускать жидкость не может из-за высокого сопротивления), и сопротивление ветвей 2, 3 и участка к-4, получают суммарную характеристику (5) разветвленного трубопровода при заданных расходах жидкости.

Действие центробежных насосов в составе трубопроводов

Величина подачи и напора центробежных насосов в составе трубопровода определяется в результате изображения напорной характеристики насоса и характеристики трубопровода в общей координатной системе Q-H.

Характеристика трубопровода обычно имеется на всех терминалах, а напорная характеристика грузового насоса приводится в паспорте насоса. Автономное действие центробежного насоса в составе простого трубопровода графически будет выглядеть следующим образом: (рис. 14)

Точка А пересечения характеристик насоса и трубопровода называется рабочей точкой насоса. В точке А между насосом и трубопроводом существует энергетическое равновесие. При таком равновесии, подача насоса равна расходу жидкости через трубопровод, напор насоса равен сопротивлению трубопровода.

На следующем графике изображено параллельное действие двух одинаковых насосов в составе простого трубопровода (рис. 15).

На следующем графике (рис. 16) изображено последовательное включение двух центробежных насосов в составе простого трубопровода:

Регулирование подачи центробежных насосов

Существуют 3 метода регулировки подачи центробежных насосов:

• дроссельное регулирование;
• регулирование рециркуляцией (байпас);
• регулировка частотой вращения насоса.

Дросселирование осуществляется путём изменения величины сопротивления трубопровода. Производится дросселирование с помощью использования клапана на нагнетательном трубопроводе путем изменения степени открытия клапана. В результате такой регулировки изменяется величина динамической составляющей сопротивления трубопровода и величина её крутизны, при этом рабочая точка насоса перемещается по его напорной характеристике (рис. 17).

Недостатком такого метода является большая потеря напора на дросселировании:

где:

• H₃ – напор насоса в том случае, если бы можно было регулировать подачу без изменения сопротивления трубопровода.

Величины потерь при дросселировании увеличиваются при увеличении крутизны напорной характеристики насоса. Учитывая это, дроссельное регулирование целесообразно применять, когда напорная характеристика насоса пологая. Регулирование рециркуляцией производится путем отвода части подачи насоса обратно в танк с помощью циркуляционного трубопровода (рис. 18).

• Q₁ – расход жидкости через нагнетательный трубопровод (1),
• Q₂ – расход жидкости через рециркуляционный трубопровод (2).

Регулирование рециркуляцией целесообразно, если напорная характеристика насоса является круто падающей, поскольку в этом случае потеря на дросселирование будет меньше, чем при дроссельном регулировании, однако значительной будет объёмная потеря рециркуляции.

Регулирование подачи частотой вращения насоса производится с помощью регулируемого двигателя насоса. При изменении частоты вращения рабочего колеса изменяется положение напорной характеристики насоса. Рабочая точка насоса перемещается по характеристике трубопровода (рис. 19).

Достоинством метода является высокий КПД регулирования, поскольку КПД насоса при изменении частоты вращения рабочего колеса меняется мало, причем его изменения значительно меньше, если напорная характеристика насоса круто падающая.

Для регулирования подачи центробежного насоса на газовозах, обычно используется дроссельное регулирование. Регулирование частотой вращения производится только в том случае, если электродвигатель привода насоса имеет переменную частоту вращения. Регулирование рециркуляцией предусматривается для уменьшения подачи насоса в период пуска, с целью уменьшения пускового момента.

Особенности действия грузовых насосов

Кавитация

Кавитацией называют разрыв сплошности жидкости, вызванный образованием в потоке жидкости газовых или паро-газовых каверн.

Возникновения кавитации в насосах вызвано понижением давления или же повышением температуры жидкости в потоке. Различают два вида кавитации: газовую и паровую.

Газовая кавитация возникает в результате выделения из жидкости растворенных в ней газов.

Паровая кавитация возникает в результате вскипания жидкости.

Газовая кавитация в насосе представляет несущественное явление, поскольку содержание газов, растворенных в жидкости, довольно мало. Основную же опасность для насосов представляет из себя паровая кавитация.

Вероятность возникновения кавитации оценивается по величине кавитационного запаса насоса.

где:

• $P\mathrm{в} \mathrm{и} v_b$

  – соответственно давление и скорость жидкости при входе в насос;

• $P_{\mathrm{п}}$

  – давление насыщенных паров жидкости при входе в насос.

Если кавитационный запас израсходуется на преодоление сопротивления или на повышение скорости потока жидкости, то жидкость при входе в насос будет иметь давление равное давлению насыщенных паров, что вызывает процесс кипения и, следовательно, кавитации (рис. 20).

• P (Atmospheric pressure) – атмосферное давление;
• H + h (Liquid head and trim) – высота жидкости;
• TVP (True vapour pressure) – истинное давление паров;
• NPSH (Net positive suction head) – общее давление всасывания;
• LF (Line friction) – сопротивление трубопровода.

В центробежных насосах возникновение кавитации наиболее вероятно на тыльной стороне лопастей рабочего колеса, вблизи от входных кромок, где наблюдается минимальное давление потока. Именно на тыльной стороне лопастей будут образовываться парогазовые каверны, которые будут перемешаться вместе с потоком жидкости.

В межлопастных каналах давление жидкости возрастает, в тот момент, когда величина давления превысит давление насыщенных паров жидкости Pп, процесс кипения прекратиться, пары в кавернах мгновенно сконденсируются и произойдет их заполнение жидкостью. Заполнение каверн жидкостью происходит с высокой скоростью, практически мгновенно, вследствие этого, заполнение каверн сопровождается сильным гидравлическим ударом. Если заполнение каверны происходит на поверхности лопасти насоса, то за счет таких гидравлических ударов, происходит разрушение поверхности металла.

Для определения кавитационного запаса проводятся специальные испытания насоса (головных образцов серии насосов), в процессе которых получают данные для построения кавитационной характеристики насоса (рис. 21).

• в точке 1 начинается кавитация,
• на участке 1-2 зона кавитации расширяется,
• на участке 2-3 кавитация распространяется на большую часть сечения потока,
• а в точке 3 наступает суперкавитация, когда напор насоса стремится к нулю, происходит срыв всасывания и прекращение подачи.

Первый Δh₁ или второй Δh₂ кавитационный запас принимается за величину Δh^д, при которой допускается длительная эксплуатация насоса. С учетом Δh^д определяется допустимая вакуумметрическая высота всасывания насоса (NPSH).

Из этого выражения, при известной величине H^д_в можно определить кавитационный запас:

Гидравлический удар в трубопроводе

Гидравлическим ударом называют комплекс явлений, происходящих в жидкости при резком понижении скорости её потока, которые приводят к возникновению в жидкости затухающего колебательного процесса, сопровождающегося чередующимися резкими повышениями и понижениями давления.

Зачастую при работе грузовых систем как при погрузке, так и при выгрузке, могут возникнуть ситуации, когда требуется аварийное или экстренное закрытие грузового клапана на трубопроводе (на многих танкерах такой процесс осуществляется автоматически при срабатывании системы ESD).

В случае резкой остановки потока газа в трубопроводе, при закрытии клапана, начинается процесс сжатия жидкости в направлении к закрытому клапану (рис. 22). Первым останавливается и сжимается слой, непосредственно прилегающий к клапану. Давление в слое повышается до величины:

где:

• ρ, кг/м³ – плотность жидкости;
• a, м/с – скорость звука в жидкости;
• v, м/с – линейная скорость потока до закрытия клапана.

Затем последовательно останавливаются и сжимаются до давления P остальные слои жидкости в направлении от клапана до открытого конца трубопровода, то есть до входного отверстия трубопровода. Таким образом, образуется волна сжатия – ударная волна.

Ударная волна распространяется со скоростью звука в жидкости и достигнет входного отверстия трубопровода за время:

где:

• L, м – длина трубопровода;
• a, м/с – скорость звука в жидкости.

Дальнейшее распространение ударной волны становится невозможным, так как масса газа в емкости многократно превышает массу газа в трубопроводе и, следовательно, его энергию (а при погрузке на пути ударной волны расположен работающий береговой насос). В связи с этим, у входного отверстия трубопровода образуется граница ударной волны. Состояние газа на границе волны различное. Газ в цистерне находится в нормальном состоянии, а газ в трубопроводе – в сжатом, напоминающем пружину, присоединенную к закрытому клапану и свободную с противоположного конца.

Очевидно, что сжатый в трубопроводе газ, не может оставаться в таком состоянии, и , поэтому, начинается его разжатие. Сначала разжимается слой, находящийся у границы удара, затем последовательно разжимаются остальные слои жидкости. В результате чего в трубопроводе образуется волна разжатия, распространяющаяся со скоростью звука в жидкости в направлении закрытого клапана. Волна достигнет клапана за время:

Этот промежуток времени называется фазой гидравлического удара. В этот момент вся масса газа будет иметь скорость и давление направленные в сторону цистерны и газ будет стремиться оторваться от клапана. В результате возникает вторая волна гашения – волна снижения давления до величины ниже нормального давления, волна которого достигнет цистерны за время:

В этот момент вся масса газа в трубопроводе будет неподвижна, и будет иметь пониженное давление. Поскольку давление в цистерне выше давления газа в трубопроводе, газ начнет перемещаться в направлении от цистерны к клапану, и возникнет четвертая волна, волна восстановления, которая достигнет клапана за время:

В этот момент в трубопроводе установится начальное давление, но, поскольку, клапан остается закрытым, и газ не сможет продолжить свое движение, то у клапана вновь возникнет ударная волна.

При условии отсутствия потерь энергии, удар будет иметь периодический характер, и колебательный процесс в трубопроводе будет продолжаться бесконечно долго. В действительности же, в связи с потерями энергии на трение и деформацию трубопровода, колебательный процесс в трубопроводе постепенно затухает, и, в конечном итоге, давление в трубопроводе нормализуется.

При закрытии БЗК, гидравлический удар возникает и в трубопроводе за клапаном, вследствие резкого понижения давления и возникновения кавитации у клапана. При одновременном возникновении гидравлического удара перед клапаном, и кавитации за клапаном, может произойти разрушение клапана или трубопровода.

Вероятность возникновения гидравлического удара оценивается величиной отношения:

если это соотношение равно 1, то вероятность возникновения гидравлического удара весьма высока. При соотношении времени закрытия клапана к фазе гидродинамического удара

вероятность возникновения удара отсутствует.

Существующие расчетные оценки вероятности возникновения гидравлического удара показывают, что для газовозов, безопасным временем закрытия БЗК, является интервал в 22,5 секунды. Гидравлический удар в трубопроводе возможен также в случае пуска грузового насоса при полностью открытом нагнетательном клапане.

На практике закрыть клапан мгновенно нельзя и поэтому при закрытии клапана происходит некоторый сброс давления. В результате величина давления гидравлического удара на практике получается меньше расчетной, а фронт давления менее выраженным.

Если фактическое время закрытия клапана в несколько раз превышает фазу гидравлического удара, сброс давления происходит более интенсивно и возникновение гидравлического удара маловероятно.

Слишком медленное закрытие клапана может привести к другим последствиям, нежели возникновение гидравлического удара, увеличению протечек из поврежденных трубопроводов или шлангов, переполнению грузового танка и т. д. Поэтому необходимо выбирать оптимальное время закрытия клапана: не столь малое, чтобы вызвать возникновение гидравлического удара и не столь продолжительное, чтобы обеспечить безопасность грузовых операций.

Практически все терминалы имеют сведения о длине своих трубопроводов и времени безопасного закрытия клапанов на нем.

Меры предосторожности

Там, где грузовые клапана имеют ручной привод, их надлежащая эксплуатация должна исключать вероятность возникновения гидравлического удара. Важно, чтобы клапан, встроенный в конце длинного трубопровода, не закрывался внезапно. Все изменения положения клапана должны осуществляться плавно.

Для устранения опасности гидравлического удара при использовании клапанов с механическим приводом, следует:

• уменьшить скорость потока;
• увеличить фактическое время закрытия клапана;
• использовать систему сброса давления;
• использовать уравнительные танки.

По приблизительным подсчетам в некоторых случаях время закрытия клапана должно составлять 30 сек и более. Скорость закрытия клапана должна быть постоянной.

Ограничение скорости потока

С функциональной точки зрения длина трубопровода, а часто и время закрытия клапана являются заранее обусловленными, поэтому на практике избежать преднамеренно быстрого закрытия клапана, например при завершении налива, можно лишь путем ограничения линейной скорости потока (v_max). Зависимость между скоростью потока и давлением гидравлического удара представлены в следующем уравнении. Если диаметр трубопровода равен d, то максимально допустимая скорость потока (Q_max, м³/сек) определится по формуле:

Влияние уровня жидкости в танке на условия работы насосов

Важнейшим условием безотказного действия насосов является неразрывность потока жидкости, подтекающего ко всасывающему патрубку насоса из танка.

где:

• Q – подача насоса;
• $Q_{\mathrm{п}} ={ f}_{\mathrm{п}} v_{\mathrm{п}} = \pi d_{\mathrm{в}} h v_{\mathrm{п}}$

  – количество подтекающей жидкости;

• f_п – площадь сечения подтекающего потока;
• d_в – диаметр окружности входной кромки всасывающего патрубка насоса;
• h – высота сечения подтекающего потока;
• $v_{\mathrm{п}}$

  – скорость жидкости в сечении подтекающего потока.

Давление жидкости при входе насоса зависит от уровня жидкости в танке (рис. 23).

Понижение уровня жидкости в процессе выгрузки сопровождается уменьшением Pв, и при некотором положении уровня, который называется критическим, Pв становится равным давлению на поверхности жидкости Pi. В результате этого, под действием силы тяжести верхние слои жидкости проваливаются в направлении всасывающего патрубка, и в подтекающем потоке образуется вращающаяся воронка. Вращение воронки объясняется воздействием на жидкость крутящего момента, возникающего в жидкости вследствие неравномерности скорости и давления жидкости по окружности входной кромки всасывающего патрубка.

Воронка опускается до уровня кромки всасывающего патрубка, в результате чего происходит прорыв газовой среды танка во всасывающие патрубок и срыв всасывания. Напор насоса становится равным нулю, подача груза прекращается.

Эксплуатационными мерами предупреждения срыва всасывания насоса являются своевременное уменьшение подачи насосов и повышение избыточного давления в танке.

Для закрепления материала решим несколько практических задач.

Задача №1.

Определить, как изменится величины подачи и напора насоса при выгрузке пропана с температурой -40 °С, при подключении в параллель второго грузового насоса (рис. 25)

Решение:

Построим результативную характеристику работы двух одинаковых насосов в параллель по имеющемся характеристикам одного грузового насоса и берегового трубопровода. Подача при автономном действии одиночного насоса составит 530 м³/час (точка пересечения характеристики насоса и берегового трубопровода). Точка же пересечения суммарной характеристики параллельного включения насосов и характеристики берегового трубопровода, позволит нам определить величину подачи 2-х насосов при параллельном включении, которая составит 745 м³/час.

Напор при автономном включении одного насоса составляет 137,5 м, а при использовании 2-х насосов при параллельном включении, напор составит 210 метров.

Для того, чтобы определить насколько изменится давление в трубопроводе, будем использовать уже известную нам формулу:

откуда

Из термодинамических характеристик для пропана определяем плотность пропана при температуре -40 °С, которая составит 578 кг/м³. Подставив численные значения плотности p, напора H и ускорения свободного падения g, получим:

При автономном действии насоса:

При параллельном включении насосов:

Задача №2.

Определить, как изменится величина давления в грузовом трубопроводе при выгрузке пропана с температурой -40 °С при последовательном подключении в трубопровод бустерного насоса. (характеристики бустерного насоса точно такие же, что и грузового насоса.

Решение:
Используя напорные характеристики грузового (1) и бустерного (2) насосов (рис. 26), строим результирующую напорную характеристику насосов, включенных последовательно (1+2).

При данной величине подачи грузового насоса (530 м³/час) определяем величину напора. Для автономно действующего насоса она составит 130 метров, а для последовательного включения грузового и бустерных насосов, величина напора составит 220 метров. Для определения величины давления в трубопроводе, будем использовать ту же формулу, что и в первой задаче:

Для автономно действующего насоса получим:

А для последовательно включенных насосов:

Задача №3.

Рассчитать безопасное время закрытия клапана грузового трубопровода при погрузке пропана. Температура пропана -20 °С, давление в грузовом трубопроводе – 7,0 бар, длина грузового трубопровода – 1 200 метров, скорость звука в пропане составляет 1 060 м/с.

Решение:

Определяем фазу гидравлического удара по формуле:

Далее, рассчитываем время безопасного закрытия клапана при отношении tз/ Т > 5