แก้ไขปัญหาด้านประสิทธิภาพการทำงานของปั๊มขนถ่ายโพรเพน

ปั๊มขนถ่ายโพรเพนพิกัดไดรฟ์สองตัวที่มีกำลัง 30 แรงม้า (แรงม้า) ทำงานอย่างต่อเนื่องที่อัตราการไหลสูงเกินกว่าความจุพิกัดการออกแบบที่ 110 แกลลอนต่อนาที (gpm) ในระหว่างการขนถ่ายตามปกติ ปั๊มจะทำงานที่ 190 gpm ซึ่งก็คือ อยู่นอกเส้นโค้งปั๊ม ปั๊มทำงานที่จุดประสิทธิภาพที่ดีที่สุด (BEP) 160% ซึ่งเป็นที่ยอมรับไม่ได้ โดยพิจารณาจากประวัติการทำงาน ปั๊มจะทำงานสัปดาห์ละสองครั้งโดยมีเวลาทำงานเฉลี่ยหนึ่งชั่วโมงต่อการรัน นอกจากนี้ ปั๊มได้รับการยกเครื่องครั้งใหญ่หลังจากใช้งานมาหกปี ระยะเวลาการทำงานโดยประมาณระหว่างการซ่อมแซมครั้งใหญ่คือประมาณ 1 เดือน ซึ่งถือว่าสั้นมาก ปั๊มเหล่านี้ถือว่ามีความน่าเชื่อถือต่ำ โดยเฉพาะอย่างยิ่งเมื่อของเหลวในกระบวนการถือว่าสะอาดโดยไม่มีของแข็งแขวนลอย โพรเพน ปั๊มขนถ่ายเป็นสิ่งสำคัญในการรักษาระดับโพรเพนที่ปลอดภัยสำหรับการทำงานของก๊าซธรรมชาติเหลว (NGL) ที่เชื่อถือได้ การใช้การปรับปรุงและการบรรเทาการป้องกันปั๊มจะช่วยป้องกันความเสียหาย
ในการระบุสาเหตุของการดำเนินการที่มีการไหลสูง ให้คำนวณการสูญเสียแรงเสียดทานของระบบท่อใหม่เพื่อพิจารณาว่าปั๊มได้รับการออกแบบมากเกินไปหรือไม่ ดังนั้น จำเป็นต้องมีภาพวาดสามมิติที่เกี่ยวข้องทั้งหมด โดยการตรวจสอบแผนภาพท่อและเครื่องมือวัด (P&ID) จึงมีมิติเท่ากันของท่อที่ต้องการคือ ถูกกำหนดเพื่อช่วยคำนวณการสูญเสียแรงเสียดทาน มีการให้มุมมองภาพสามมิติของเส้นดูดที่สมบูรณ์ของปั๊ม มุมมองภาพสามมิติของเส้นระบายบางส่วนหายไป ดังนั้น การประมาณค่าแรงเสียดทานของเส้นระบายของปั๊มแบบอนุรักษ์นิยมจึงถูกกำหนดตามพารามิเตอร์การทำงานของปั๊มในปัจจุบัน ดังนั้น เส้นดูดหน่วย B นำมาพิจารณาในการคำนวณ ดังแสดงเป็นสีเขียวในรูปที่ 1
เพื่อกำหนดความยาวแรงเสียดทานของท่อที่เท่ากันของท่อระบาย จึงมีการใช้พารามิเตอร์การทำงานของปั๊มจริง (รูปที่ 2) เนื่องจากทั้งรถบรรทุกและถังปลายทางมีเส้นปรับสมดุลแรงดัน ซึ่งหมายความว่างานเดียวของปั๊มสามารถแบ่งออกเป็นสองส่วนได้ ภารกิจแรกคือการยกของเหลวจากระดับรถบรรทุกไปยังระดับตู้คอนเทนเนอร์ ในขณะที่ภารกิจที่สองคือการเอาชนะการเสียดสีในท่อที่เชื่อมต่อระหว่างทั้งสอง
ขั้นตอนแรกคือการกำหนดความยาวของท่อเสียดทานที่เท่ากันเพื่อคำนวณส่วนหัวทั้งหมด (รวมถึงทั้งหมด) จากข้อมูลที่ได้รับ
เนื่องจากหัวรวมคือผลรวมของหัวแรงเสียดทานและหัวยก หัวแรงเสียดทานจึงสามารถหาได้จากสมการที่ 3
โดยที่ Hfr ถือเป็นส่วนหัวของแรงเสียดทาน (การสูญเสียจากแรงเสียดทาน) ของทั้งระบบ (เช่น ท่อดูดและท่อระบาย)
เมื่อพิจารณาจากรูปที่ 1 การสูญเสียแรงเสียดทานที่คำนวณสำหรับท่อดูดของยูนิต B จะแสดงในรูปที่ 4 (190 gpm) และรูปที่ 5 (110 gpm)
จำเป็นต้องพิจารณาแรงเสียดทานของตัวกรองในการคำนวณ โดยปกติสำหรับตัวกรองที่ไม่มีตาข่ายในกรณีนี้คือ 1 ปอนด์ต่อตารางนิ้ว (psi) ซึ่งเท่ากับ 3 ฟุต (ฟุต) นอกจากนี้ ให้พิจารณาการสูญเสียแรงเสียดทานของท่อด้วย ซึ่งสูงประมาณ 3 ฟุต
โดยสรุป การสูญเสียแรงเสียดทานของท่อดูดที่ 190 แกลลอนต่อนาที และอัตราการไหลที่กำหนดของปั๊ม (110 แกลลอนต่อนาที) อยู่ในสมการที่ 4 และ 5
โดยสรุป การสูญเสียความเสียดทานในท่อจ่ายสามารถกำหนดได้โดยการลบความเสียดทานของระบบทั้งหมด Hfr ออกจากความเสียดทานของท่อดูด ดังแสดงในสมการที่ 6
เนื่องจากการสูญเสียความเสียดทานของท่อระบายถูกคำนวณ ความยาวแรงเสียดทานที่เท่ากันของท่อระบายสามารถประมาณได้โดยขึ้นอยู่กับเส้นผ่านศูนย์กลางท่อที่ทราบและความเร็วการไหลในท่อ การใช้อินพุตทั้งสองนี้ในซอฟต์แวร์เสียดสีท่อใดๆ แรงเสียดทานจะอยู่ที่ 100 ฟุต ของท่อขนาด 4 นิ้วที่ความเร็ว 190 แกลลอนต่อนาที คำนวณได้เท่ากับ 7.2 ฟุต ดังนั้น ความยาวแรงเสียดทานที่เท่ากันของท่อระบายสามารถคำนวณได้ตามสมการที่ 7
เมื่อใช้ความยาวเท่ากันของท่อระบายด้านบน แรงเสียดทานของท่อระบายที่อัตราการไหลใดๆ ก็สามารถคำนวณได้โดยใช้ซอฟต์แวร์เศษส่วนของท่อ
เนื่องจากประสิทธิภาพการทำงานของโรงงานของปั๊มที่ซัพพลายเออร์จัดหาไม่ถึงการไหลถึง 190 gpm จึงได้มีการคาดการณ์เพื่อกำหนดประสิทธิภาพของปั๊มภายใต้การทำงานที่มีอัตราการไหลสูงที่มีอยู่ เพื่อกำหนดเส้นโค้งที่แน่นอน กราฟประสิทธิภาพการผลิตเดิมจะต้องถูกพล็อตและรับโดยใช้ สมการ LINEST ใน Excel สมการที่แสดงถึงเส้นโค้งของหัวปั๊มสามารถประมาณได้ด้วยพหุนามลำดับที่สาม สมการที่ 8 แสดงพหุนามที่เหมาะสมที่สุดสำหรับการทดสอบในโรงงาน
รูปที่ 7 แสดงกราฟการผลิต (สีเขียว) และกราฟความต้านทาน (สีแดง) สำหรับสภาวะปัจจุบันในสนามโดยที่วาล์วไล่ลมเปิดจนสุด โปรดจำไว้ว่าปั๊มมีสี่ขั้นตอน
นอกจากนี้ เส้นสีน้ำเงินยังแสดงเส้นโค้งของระบบ โดยถือว่าวาล์วปิดวาล์วระบายปิดบางส่วน แรงดันส่วนต่างโดยประมาณทั่วทั้งวาล์วอยู่ที่ 234 ฟุต สำหรับวาล์วที่มีอยู่ จะมีแรงดันส่วนต่างขนาดใหญ่และไม่สามารถตอบสนองข้อกำหนดได้
รูปที่ 8 แสดงสถานการณ์ในอุดมคติเมื่อปั๊มลดระดับจากสี่ใบพัดเป็นสองใบพัด (สีเขียวอ่อน)
นอกจากนี้ เส้นสีน้ำเงินยังแสดงเส้นโค้งของระบบเมื่อปั๊มหยุดทำงานและวาล์วปิดจ่ายสารปิดบางส่วน ความดันต่างโดยประมาณทั่วทั้งวาล์วอยู่ที่ 85 ฟุต ดูการคำนวณดั้งเดิมในรูปที่ 9
การตรวจสอบการออกแบบกระบวนการเผยให้เห็นการประเมินค่าหัวดิฟเฟอเรนเชียลที่ต้องการสูงเกินไปเนื่องจากการออกแบบที่ไม่ถูกต้อง ทำให้ไม่มีเส้นสมดุลของก๊าซ/ไอระหว่างด้านบนของรถบรรทุกและด้านบนของถัง ตามข้อมูลการประมวลผล ความดันไอโพรเพนจะแตกต่างกันไป อย่างมีนัยสำคัญจากฤดูหนาวถึงฤดูร้อน ดังนั้นการออกแบบเดิมจึงดูเหมือนจะทำด้วยความดันไอต่ำสุดในรถบรรทุก (ฤดูหนาว) และความดันไอสูงสุดในคอนเทนเนอร์ (ฤดูร้อน) ในใจ ซึ่งไม่ถูกต้อง เนื่องจากทั้งสองเชื่อมต่อกันอยู่เสมอโดยใช้ เส้นที่สมดุล การเปลี่ยนแปลงของความดันไอจะไม่มีนัยสำคัญ และไม่ควรพิจารณาในขนาดหัวส่วนต่างของปั๊ม
ขอแนะนำให้ปรับลดระดับปั๊มจากสี่ใบพัดเป็นสองใบพัดและเร่งวาล์วระบายประมาณ 85 ฟุต ตรวจสอบว่าควรควบคุมวาล์วจนกระทั่งการไหลถึง 110 gpm นอกจากนี้ยังพิจารณาด้วยว่าวาล์วได้รับการออกแบบสำหรับการควบคุมปริมาณอย่างต่อเนื่องเพื่อให้แน่ใจว่ามี ไม่มีความเสียหายภายใน หากการเคลือบวาล์วด้านในไม่ได้ออกแบบมาสำหรับสถานการณ์ดังกล่าว โรงงานจะต้องพิจารณาดำเนินการต่อไป ในการหยุด ใบพัดแรกจะต้องยังคงอยู่
Wesam Khalaf Allah มีประสบการณ์แปดปีที่ Saudi Aramco เขาเชี่ยวชาญด้านปั๊มและซีลเครื่องกล และมีส่วนร่วมในการว่าจ้างและเริ่มต้นบริษัท Shaybah NGL ในตำแหน่งวิศวกรด้านความน่าเชื่อถือ
Amer Al-Dhafiri เป็นผู้เชี่ยวชาญด้านวิศวกรรมที่มีประสบการณ์มากกว่า 20 ปีในด้านปั๊มและซีลเครื่องกลสำหรับ Saudi Aramco สำหรับข้อมูลเพิ่มเติม โปรดไปที่ aramco.com