Проектирование участков нефтепровода с многоступенчатыми насосными агрегатами

Чтобы сравнить кольцевой подвод с другими вариантами подводящих устройств построили полуспиральный подвод. Прототипомпослужила модель из учебника[3]. Результаты изучения этой модели представлены в приложении Г на рисунке Г.9. Попытки добавить ребра или другую геометрию для уменьшения падения давления не дали результатов, в связи с чем не рекомендуется использовать полуспиральный подвод для этого типа рабочего колеса. Стоит отметить, что полуспиральный подвод широко применяется в насосах с двухсторонним подводом либо же насосах с перерасширенным входом на первое рабочее колесо. Ноу этого полуспирального подводабыли размеры выходного сечения такие, как у стандартного рабочего колеса, в связи с этим проектирование такого подвода было бы нецелесообразным.Рисунок 32 – Размеры полуспирального подводаОпределение необходимого подпора.Чтобы насос работал должным образом, требуется, чтобы минимальное абсолютное давление, которое возникает в потоке в области входа в рабочее колесо, было больше, чем давление насыщенного пара рn перекачиваемой жидкости. Поэтому принимается рn = 66,7 кПа (при t 20оС) [13]Принимается, на входе в насос давление равное атмосферному давлению pн = ратм. В связи с этимопределим кавитационый запас по формуле[8]где – скорость на вход в насос, При учете, что перепад давления на подводящем устройстве составляет 38189 Па, а скорость на при входе на рабочее колесо составила 19,73 м/с, тогдаСледовательно, для обеспечения нормальной работы насоса при коэффициенте запаса 1,2 необходимо обеспечить давление на входе в насос, составляющее16 м.Согласно формуле Руднева, вычислимминимальный кавитационный запас:где С – опытный коэффициент, который характеризует кавитационные качества насоса (для насосов с nS=150 С=1000) [1]. Соответственно минимальный кавитационный запас будет равен:Таким образом, подтверждено условие, что на входе в насос необходимым является подпор 16 м.3.10 Проектирование перехода между ступенямиВ многоступенчатых насосах зачастую используются лопаточные отводы, поскольку благодаря им обеспечивается компактная конструкция насоса, значительно уменьшаются его габариты (в особенности осевые) [1].Лопаточный отвод (рисунок 39) содержит несколько профилированных каналов, при этом каждый из каналов состоит из спиральной части acb, которая служит для сбора жидкости и диффузора bcde. Нужно, чтобы контур лопасти направляющего устройства в направляющего аппарата повторял текущую линию свободного перемещения и был очерчен в виде логарифмической спирали, уравнение представлено формулой:где R3 – радиус, соответствующий началу лопатки отвода и определяемый в соответствии с условием, что промежуток между колесом и отводом должен быть небольшим в целях исключения излишних потерь, однако, при этом он должен быть достаточным для осуществления безопасной работы. Как правило, радиус принимается 1,03…1,05 от наибольшего радиуса рабочего колеса;𝜃 – координата угла поворота; r – координата радиуса; 𝛼3 – угол спирали, являющийся постоянным. Тангенс угла спирали, определяется по формуле:где – коэффициент стеснения на входе в направляющий аппарат; – медиальная составляющая скорости на выходе; – окружная составляющая скорости на периферии рабочего колеса – ширина рабочего колеса на выходе; – ширина спиральной части канала, определяемая по формуле.где – диаметр рабочего колеса на выходе. Высота входного сечения 𝑎0 диффузора находится из треугольника bch по формуле:где радиус точки с стенки спирального канала; толщина входной кромки лопатки отвода.Часто это уравнение приводят к виду:где zl – число лопаток отвода. Следует выбирать число лопаток так, чтобы входное сечение диффузора было приближено к квадрату: 𝑎0 ≈ 𝑏3. Желательным также является разное количество лопаток отвода и рабочего колеса.Коэффициент стеснения лопаточного отводе вычислим по формуле:Необходимо, чтобы коэффициент стеснения лопаточного отвода не превышал 1,15…1,10, это нужно в целях исключения роста гидравлических потерь. Для диффузоров с расширением в одной плоскости угол расхождения стенок 𝜀принимается 10…12о,а для диффузоров с расширением в двух плоскостях 6…8о. Искривление оси диффузора дает возможность уменьшить радиальные габариты отвода, однаков то же время снижается гидравлический КПД отвода. Участок спирали a-c с достаточно точно может быть заменен дугой радиусомгде радиус рассчитывается по формуле:где центральный угол спирального канала:Итак, по результатам расчетабыли получены данные:1)= 1,03 … 1,05 ∙ 157,75 = 161,45 … 164,45 (мм)Примем 2) Примем толщину входной кромки лопатки отвода 𝛿3 = 5 (мм)В первом приближении принимаем коэффициент стеснения лопаточного отводе k3 = 1,1.Рисунок 33– Схема лопаточного отводаПринятое переменное значение лопаток zl, рассчитанные значения высоты входного сечения 𝑎0, а также коэффициента стеснения лопаточного отводе k3 представлены в таблице 19. Таблица 19 – Переменные данные лопаточного подводаzl 𝒂𝟎k31621,60111,231471523,509781,2126771425,712941,1944551328,284291,1767771231,324281,1596211134,973461,1429661039,434611,126792945,011361,111083852,179391,095823761,727641,081001675,064591,066609594,966581,052654127,7351,0391443191,15861,026156С учетом полученных данныхв качестве наиболее подходящего числа лопаток отвода принимается 7 (рабочее колесо насчитывает 6 лопаток). При этом, уточненные значения составляют:𝑎0 = 60,67 и k3 = 1,082.4) 5) 6) На данном подводе перепад давления равен 84382 Па. Коэффициент сопротивления подвода определим по формуле:где, ∆𝑃 – перепад давления на отводе, Па; 𝑐3 – скорость на входе в подвод (наибольшая скорость), м/с; 𝜌 – плотность жидкости,𝜌 = 1000 кг/м3.Для данного отвода:Коэффициент сопротивления лопаточного отвода принят 𝜉подв=0,28. Полученная геометрия лопаточного отвода представлена в приложении Д.3.11 Определение геометрических размеров ротораИтак, ранеемы рассчитали геометрию рабочего колеса, кольцевого подвода, лопаточного перехода между ступенями, а также спирального отвода. На размеры ротора оказывают влияние толщина стенки корпуса, размеры разгрузочного диска, размеры торцевого уплотнения и размеры подшипников.Произведем расчет разгрузочного диска.Осевую силу, которая действует на ротор, определим по формуле [1]:где диаметры зазоров на бандажном кольце РК и между ступенями;окружная составляющая абсолютной скорости на выходе рабочего колеса;переносная скорость на выходе из рабочего колеса;𝑟2 – радиус рабочего колеса на выходе;Разгрузочный диск обеспечивает уравновешивание осевой силы на роторе. Данный способ устранения осевой силы очень часто используется в проектировании многоступенчатых насосов. Схему расположения нагрузок на роторе представим на рисунке 34.Рисунок 34 – Уравновешивание осевой силы с помощью разгрузочного дискаРазгрузочный диск устанавливают на валу осле последнего рабочего колеса и кольцевой щели шириной by. Онустанавливается в специальную камеру, соединяющуюся через трубку с приемным патрубком насоса. Разгрузочный диск с передней стенкой камеры образуют узкую радиальную щель шириной bд. Примем ширину зазора by равной зазору в уплотнениях рабочих колес между ступенями, а именно by = 20 мкм.Разгрузочный диск рассчитывается на основную рабочую точку, поэтому осевая сила, которая действует на разгрузочный Рд диск, должна быть равна осевой силе Т. Определим ее по формуле:где – перепад давления на разгрузочном диске, Па; – коэффициент, который учитывает неравномерность распределения давления по поверхности диска; Rд2 – наружный радиус разгрузочного диска, мм. Наружный радиус диска Rд2 принимам несколько меньшим наружного диаметра рабочего колеса на выходе. Коэффициент , определяется на основе допущения, что давление р4 в камере является постоянным, а давление вдоль осевого зазора изменяется в соответствии с линейным законом:где 𝜑 – коэффициент, принимаемый в пределах 0,15…0,25. Минимальное значение зазора bдпринимается в диапазоне 0,0010…0,0012 от Rд2.Расход утечки жидкости через систему уравновешивания определяется по следующему уравнению:где коэффициент расхода щели составляет:Длину щели уплотнения ly, определимпо формулам:Перепад давления составляет:где – давление в разгрузочной камере, как правило р5 принимают не более 780 кПа (примем, р5 = 200 кПа); Давление определим по формуле:Длину отводящей трубки, зависимую от конструкции насоса примем равной lт=500 мм. Диаметр трубки определим из уравнения:К определению 𝜆где v – скорость в сечении кольцевого зазора, м/с; d – диаметр сечения, м;𝜈 – кинематическая вязкость жидкости,𝜈=10-6 м/с. Таким образом, все числа Рейнольдса находятся в доквадратичной зоне (4000< 𝑅𝑒 < 20∆/𝑑), в связи с чем коэффициент сопротивления трубопроводов рассчитаем по формуле:Результаты расчетов разгрузочного диска представим в таблице20. Таблица 20 – Параметры разгрузочного диска в зависимости от его наружного диаметраRд2, ммRд1, мм𝝍нbд, мм∆𝒑д кПа𝝁д𝒒об.ур, м3/минv, м/с Re𝝁д𝝁уly, мм dт, мм300 125 0,44 0,30 632,68 0,45 0,012 16,106438,6 40,0 40,450,453810290 125 0,45 0,29 666,13 0,45 0,012 15,97 6386,4 20,0 4 0,45 0,46 3610280 125 0,46 0,28 702,21 0,44 0,011 15,83 6331,0 0 0,0 4 0,44 0,48 33 10270 125 0,47 0,27 741,21 0,44 0,011 15,50 6201,6 4 0,0 4 0,44 0,48 31 10260 125 0,48 0,26 783,42 0,44 0,011 15,35 6139,6 6 0,0 4 0,44 0,50 28 10250 125 0,49 0,25 829,21 0,44 0,011 15,18 6073,5 8 0,0 4 0,44 0,51 26 10Для сокращения габаритов диска принимаем R2 = 270 мм, а lу = 31 мм. Разгрузочный диск представлен на рисунке 35.Рисунок 35 – Размеры разгрузочного диска3.12Размеры камеры торцевого уплотненияГОСТ 32601 содержит размеры камер торцевого уплотнения [14]. Для проектируемого насоса были приняты размеры камеры № 8. Размеры этого уплотнения представлены в таблице 21. Таблица 21 – Размеры камеры уплотненияМакси-ДиаметрДиаметрНаруж-ОбщаяЧистаяотверстиямальныйкамерыболтовогоный пазмини-мини-Размердиаметруплотне-уплотне-уплотне-мальнаямальнаяболта, СИвала, d1ния, d2ния, d3ния, d4длина, lдлина, l190160205175185120М20х2,5На рисунке 42 представлена камера уплотнения, символьные обозначения представлены согласно обозначениям в таблице21.Рисунок 36 – Камера уплотнения3.13Толщина стенки корпусаКорпуса секционных насосов рассчитываются, как толстостенные цилиндры в соответствии смаксимально возможным давлением в насосе. Максимальный теоретически возможный перепад в насосе 436,84 м (4,3 МПа), в соответствии с ГОСТ 32601 п.6.3.5 корпус насоса выдерживает 110% перепада давления от максимально возможного перепада на насосе, следовательно насос должен выдерживать давление 4,73 МПа. Материал толстостенных цилиндров под давлением находится в трех основных напряженных состояниях [15]. Отношение наружных диаметров (радиусов)выясним по формуле:Тогда разница между наружным и внутренним диаметром может быть записана как:При нагружении цилиндра только внутренним давлением уравнения напряжений выглядят следующим образом:где r – произвольный радиус стенки цилиндра, м. Эпюры напряжений на стенки цилиндра представлены на рисунке 37.Рисунок 37– Эпюры напряжения на стенках цилиндраПри r=R рассчитываются максимальные значения напряжения на стенки:при этом Применяя энергетическую теорию прочностиполучаем эквивалентное напряжение:Выражаем толщину стенки из равнений (77) и (80):Согласно теоретическому чертежу лопаточного отвода D = 560 мм. Допускаемое напряжение рассчитывается по формуле:Корпус будет изготовлен из стали 45Л ГОСТ 977, а для данной стали предел текучести после нормализации составляет 𝜎т=314 МПа, тогда [𝜎]=209,3 МПа. Толщина стенки должна быть не меньше, чем:Итак, принимаем минимальную толщину стенки sR=6 мм.3.14Расчет валагде, M – крутящий момент на валу насоса, Н∙м, рассчитываетсяпо выражению:где 𝜋 – постоянная отношения длины окружности к ее диаметру, 𝜋 = 3,14; [𝜏] – допустимое значение касательного напряжения для стали 30Х13 (Н/м2 ), [𝜏] = 0,5[𝜎0,2] = 224 МПаПотребляемую мощность насосом (кВт) определим по формуле:Итак, принимаем диаметр вала 60 мм (коэффициент запаса равен1,4).3.15 Определение нагрузки на подшипникиИсходя из условий, предписанных ранее, мы составляем схему ротора с точным расположением рабочих колес и расстоянием до их центров масс (рисунок 44).Рисунок 38 – Схема ротораМасса одного рабочего колеса:Составим уравнения моментов по каждой из подшипниковых опор:Подставляем численные значения в уравнения (86):По результатам расчета получили значения нагрузок на опоры:3.16 Критическая скорость вращения ротораЧтобы определить критическую частоту вращения вала, используем приближенный метод расчета критической скорости [16]. Точность этого метода составляет 3...10%, однако полученная скорость ниже истинной критической скорости, поэтому, если полученная скорость превышает 3000 об/мин, ротор не сможет достичь критической скорости. Критическую скорость вращения вала определяем по формуле:wкрв – критическая угловая скорость стального сплошного вала, определяется по формуле:Критическую скорость вала с i-м диском определимпо формуле:где – изгибная жесткость вала в месте расположения i-го диска; – масса i-го диска, все диски равны по массе m1=m2=m3=m4=14 кг. Для дисков, которые располагаются между двух опор изгибную жесткость вала с диском, определим по формуле:где𝐽𝑖 – осевой момент инерции i-го диска; 𝑙𝑖 – расстояние от опоры до i-го диска; 𝑙оп – расстояние между опорами; 𝐸 – модуль упругости вала Осевой момент инерции i-го диска рассчитаем по формуле:Рассчитанные нами значения критических скоростей i-го рабочего колеса на валу представлены в таблице 22. Таблица 22 – Значения критических скоростей№ li, ммciwкрi, рад/с1394,6 253,4386 4,254733 0,055242 567,85 262,2918 4,32841 0,0533763741,1 330,6535 4,859847 0,042344914,35 520,8379 6,099402 0,02688Частота вращения ротора 3000 об/мин, следовательно он не сможет достичь критической частоты вращения.3.17 Характеристика многоступенчатого насосаВ ходе расчета характеристики насоса предприняты следующие действия: 1)В программе ANSYS проведен расчет теоретического напора для одного колеса при разном расходе через него; 2) Рассчитан теоретический напор насоса (равный четырем напорам рабочего колеса); 3) Определена средняя скорость на сходе в рабочее колесо v0; 4) Рассчитан напор насоса с учетом гидравлических потерь на подводе и отводах по формуле:5) Рассчитана полезная мощность и мощность с учетом гидравлических потерь; 6) Определен гидравлический КПД𝜂гв качестве отношения мощности с учетом гидравлических потерь к теоретической мощности;7) Подсчитаны объемные утечки; 8) Рассчитан объемный КПД𝜂о как отношение расхода с учетом утечек к расходу без утечек; 9) Рассчитан коэффициент скольжения для каждого значения расхода; 10) Рассчитан внутренний механический КПД𝜂д; 11) Рассчитана мощность на внешнее механическое трение по формулегде Мощность, которая затрачивается на трение в подшипниках, определена по формуле Петрова [1]:где 𝜇м – коэффициент динамической вязкости масла подшипников, 𝜇м=0,257 (Па∙с); 𝑟п – радикс шейки вала под подшипниками, 𝑟п = 37,5 мм;𝑙п – лина шейки вала под подшипниками, 𝑙п=140 мм; 𝛿𝑟 – радиальный зазор в подшипнике, 𝛿𝑟=0,9 мм. Потери мощности на дисковое трение, определяются по формуле:где С𝑓 – коэффициент, рассчитываемый как:Потерями мощности на трение в торцевых уплотнениях можно пренебречь, поскольку онbсущественно меньше потерь мощности на дисковое трение.12) Пересчитаны характеристики с воды на нефть по формулам:где С𝑞, Сℎ, Сн, С𝑁 – коэффициенты пересчета характеристик с воды на нефть, подобранные по ГОСТ 6134 Результаты рассчетов занесены в таблицу 23.Согласно данным, представленным в таблице 23 построены характеристики насоса (рисунки 45-47)Рисунок39 – Расходно-напорная характеристика насоса: 1 – для воды, 2 – для нефтиРисунок 40 – Зависимость КПД от расходаТаблица 23– Данные характеристики насосаQ,м3/часНРК, мНт, мv0, м/сНг, мNт, кВтNт, кВт𝜼гqоб, м3/час𝜼оns𝜼д𝜼м𝜼Nтр, кВтN, кВтН н, мN н, кВт0109,21436,840,00436,840,000,0014,5363,99428,10100108,81435,241,50434,87118,38118,481,0014,500,8654,170,780,9840,661,85180,11426,17162,10200108,78435,123,00433,62236,08236,901,0014,500,9376,620,880,9920,801,78293,29424,95263,96300108,44433,744,50430,37351,47354,220,9914,470,9594,070,920,9950,861,74408,69421,77367,82400108,09432,366,00426,37464,27470,790,9914,450,96108,880,940,9960,891,71524,16417,85471,74500107,2428,87,50419,45570,91583,640,9814,390,97122,490,950,9970,901,69635,67411,06572,10600106,73426,928,99413,45675,30697,300,9714,360,98134,620,960,9980,901,68748,58405,18673,73700106,4425,610,49407,27776,07811,000,9614,340,98145,750,960,9980,901,67861,77399,12775,6080010642411,99400,05871,23923,380,9414,310,98156,250,970,9980,891,66973,62392,05876,26900103,541413,49383,69940,051014,300,9314,140,98168,720,970,9980,891,651062,04376,02955,831000101,28405,1214,99367,701000,971102,830,9113,990,99180,770,980,9980,871,641148,42360,351033,58Рисунок 41 – Зависимость мощности от расхода: 1 – для воды, 2 – для нефтиТаким образом, охарактеризованы этапы проектирования участка нефтепровода,осуществлен выбор диаметров проектируемого участка нефтепровода, произведен расчет толщины стенки нефтепровода, нами был спроектирован и рассчитан многоступенчатый (четырехступенчатый) секционный насос на заданные параметры (Q=800 м 3 /час и Н=400 м).ЗАКЛЮЧЕНИЕВ процессе выполнения работы были выполнены следующие задачи: 1. По результатамтеоретического обзора литературы по конструкции центробежных насосов и их применения в транспортировке нефти по нефтепроводу можно сделать вывод, что многоступенчатые насосы с большими расходами и более высокими напорами (чем у магистральных одноступенчатых насосов) могут быть востребованными; 2. Охарактеризовано применение многоступенчатых и одноступенчатых насосов при транспортировке нефти по нефтепроводу: их применение на нефтеперекачивающих станциях; 3. Произведен анализ технических параметров одноступенчатых и многоступенчатых насосов в целях выявления направления наиболее перспективных соотношений напора и подачи насосов.4. Проведен анализ патентных модификаций многоступенчатых секционных центробежных насосов;5. Проведен сравнительный анализ экономичности одноступенчатых и многоступенчатых центробежных насосов. Одноступенчатые центробежные насосы оснащены одним рабочим колесом, в то время как многоступенчатый насос содержит два или более рабочих колеса. В то же время их принцип действия практически остается идентичным, однако улучшаются эксплуатационные характеристики оборудования — производительность, то есть количество перекачиваемой жидкости в минуту и напор, заключающийся в максимальном расстоянии, на которое может быть перекачана жидкость. Используя экспериментальные параметры центробежных насосов нами были выявлены соотношения для оценки экономического совершенства одноступенчатых и многоступенчатых насосов различных типов. По результатам сравнительного анализа выявлено, что насосы двухстороннего входа, насосы типа Д по экономичности на 13,7%превосходят одноступенчатые насосы и насосы типа К. Относительно многоступенчатых насосов выявлено, что спиральные насосы на 20%по экономичности уступают секционным насосам.6. Охарактеризованы этапы проектирования участка нефтепровода, осуществлен выбор диаметров проектируемого участка нефтепровода;7. Произведен расчет толщины стенки нефтепровода и показателей экономической эффективности проектирования.8. Рассчитан многоступенчатый (четырехступенчатый) секционный насос на заданные параметры (Q=800 м 3 /час и Н=400 м) по техническому заданию; 9. Произведен расчет геометрии рабочего колеса, построена его трехмерная модель и выполнен динамический анализ потока;10. Выполнено профилирование и анализ подводящего и отводящих устройств, в процессе которого была модифицирована исходная модель подводящего устройства; 11. Выполнены прочностные расчеты: расчет толщины стенки корпуса, расчет диаметра вала, определены нагрузки на опоры ротора, определена критическая частота ротора; 12. По результатам расчетов насоса построены графики расходно-напорных характеристик, КПД и энергетических характеристик для воды и нефти.СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВБоровский Б.И. Энергетические параметры и характеристики высокооборотных лопастных насосов / Б.И. Боровский. – Москва:«Машиностроение», 1989. – 184 с.Васильев, Ю.А. Колебания валов ТНА. Критические скорости вращения роторов ТНА: Учебное пособие/ Ю.А. Васильев, Г.Т. Лоскутникова – Москва: Типография МВТУ, 1986. – 48 с.Высокооборотные лопаточные насосы/ Б.В. Овсянников, В.Ф. Чебаевский, Б.И. Боровский и др. – Москва: Машиностроение, 1975. – 336 с. ГОСТ 32601-2013. Насосы центробежные для нефтяной, нефтехимической и газовой промышленности. Общие технические требования. – Москва: Изд-во стандартов, 2015 – 185 с. ГОСТ Р 51858-2002. Нефть. Общие технические условия. – Москва: Изд-во стандартов, 2006. – 12 с.Грушевский, И. Ю. Применение композитных материалов при ремонте магистральных нефтепроводов / И. Ю. Грушевский // Нефтегазовый терминал : материалы Международной научно-технической конференции «Транспорт и хранение углеводородного сырья»/ под. общ. ред. С. Ю. Подорожникова. – Тюмень: Тюменский индустриальный университет, 2019. – С. 180-183.Гумеров А.Г., Азметов Х.А., Гумеров Р.С., Векштейн М.Г. «Аварийно-восстановительный ремонт магистральных нефтепроводов» / Под ред. А.Г.Гумерова. – Москва: ООО "Недра-Бизнесцентр", 1998 – 271 с. Гумеров А.Г., Зубаиров А.Г., Векштейн М.Г., Гумеров Р.С., Азметов Х.А. «Капитальный ремонт подземных нефтепроводов». Бизнеспентр", 1999 – 525 с.: ил. ISВN 5-8365-0013-4; Ивличева, Е. А. Земляные работы при проектировании нефтепровода / Е. А. Ивличева // Наука через призму времени. – 2019. – № 12(33). – С. 37-38.Ищенко, С. И. Применение композитных материалов при ремонте магистральных нефтепроводов / С. И. Ищенко, В. А. Кочерыгин // Инновационные технологии в нефтегазовой отрасли : Материалы II Всероссийской научно-практической конференции с международным участием, посвященной 25-летию Института нефти и газа СКФУ– Ставрополь: ООО ИД ТЭСЭРА, 2018. – С. 254-257.Каталог Гидромашсервис интернет источник: http://www.hms.ru/pumps_catalog. Каталог зарубежных производителей: http://dalkos.ru/catalog/nasosy-inasosnye-stantsii/tsentrobezhnye-nasosy/. Кочергина, А. В. Перспективный метод проектирования нефтепроводов с помощью усиливающей композиционной муфты / А. В. Кочергина, И. А. Томарева, Р. В. Беляков // Инженерный вестник Дона. – 2020. – № 4(64). – С. 25.Кочерыгин, В. А. Исследование эффективности композитно-муфтовой технологии проектирования магистральных нефтепроводов / В. А. Кочерыгин // Передовые инновационные разработки. Перспективы и опыт использования, проблемы внедрения в производство: сборник научных статей. – Казань: ООО «Конверт», 2019. – С. 142-147.Кутушева, А. Р. Современные способы защиты магистральных нефтепроводов при прокладке и эксплуатации магистральных нефтепроводов на участках многолетнемерзлых грунтов / А. Р. Кутушева // Гражданская оборона на страже мира и безопасности. – Москва: Академия Государственной противопожарной службы МЧС Росси, 2021. – С. 293-297. Ломакин А.А. Центробежные и осевые насосы/ А.А. Ломакин. – Ленинград: Машиностроение, 1965. – 364 с. Мамаева, О. Э. Техническое обслуживание и ремонт электропривода запорной арматуры магистрального нефтепровода / О. Э. Мамаева.– Волгоград: Общество с ограниченной ответственностью "Агентство международных исследований", 2018. – С. 112-113.Методика расчета центробежного колеса в программе ANSYS: https://www.cadfem-cis.ru/knowledge/view/article/cadfem-vl1317/. Миронов, В.М. Конструирование и расчет элементов химического оборудования. В 2 ч. Ч. 2: Толстостенные сосуды и вращающиеся детали/ В.М. Миронов, В.М. Беляев – Томск: Темплан, 2003. – 112 с. Михайлов А.К. Конструкции и расчет центробежных насосов высокого давления / А.К. Михайлов, В.В. Малюшенко. Москва: «Машиностроение»,1971. –304 с. Михайлов, А.К Лопасные насосы. Теория, расчет и конструирование/ А.К. Михайлов, В.В. Малющенко. – Москва: Машиностроение, 1977. – 288 с. Набоков, К. В. Технология проектирования и монтажа шиберной задвижки на нефтепровод / К. В. Набоков // Вестник современных исследований. – 2018. – № 12.10(27). – С. 296-298.Насонова, А. С. Технология капитального проектирования магистральных нефтепроводов / А. С. Насонова // Актуальные проблемы строительства, ЖКХ и техносферной безопасности. – Волгоград: Волгоградский государственный технический университет, 2021. – С. 64-66.Нефтегазовые технологии: физико-математическое моделирование течений: учебное пособие для вузов / А. Б. Шабаров [и др.] ; под редакцией А. Б. Шабарова. – Москва: Издательство Юрайт, 2019. – 215 сОАО «Транснефть»: https://www.transneft.ru/. Оптимизация технологических параметров и диаметра нефтепровода с учетом энерго- и ресурсосбережения / А. Б. Голованчиков, Т. А. Дулькин, Н. А. Прохоренко, Н. А. Меренцов // Вестник Тамбовского государственного технического университета. – 2020. – Т. 26. – № 1. – С. 91-99ОР-03.100.50-КТН-221-14 Магистральный нефтепроводный транспорт нефти и нефтепродуктов. Технологическое управление и контроль за работой магистральных нефтепродуктопроводов. Организация и порядок проведения работ;ОР-13.020.30-КТН-138-14 Магистральный нефтепроводный транспорт нефти и нефтепродуктов. Производственный экологоаналитический контроль за состоянием компонентов окружающей среды. Порядок планирования и организации работ;Павлов, Д. А. Определение минимально допустимой толщины стенки нефтепровода при проектировании нефтепровода с подъемом / Д. А. Павлов, Б. Р. Шайбаков, О. В. Шингаркина // Транспорт и хранение нефтепродуктов и углеводородного сырья. – 2020. – № 2. – С. 32-35.ППБ 01-03 Правила пожарной безопасности в Российской Федерации;Пьявченко Н.И. Лесное болотоведение. Основные вопросы. Москва: АН СССР, 1963. – 192 с.; РД 153-39.4-067-00. Методы проектирования дефектных участков действующих магистральных нефтепроводов. – Москва: ОАО «АК «Транснефть», ОАО ЦТД «Диаскан», ОАО «Верхневолжскнефтепровод», ОАО «Приволжск-нефтепровод», 2001. – 47 с.РД 39-00147105-015-98 «Правила капитального проектирования магистральных нефтепроводов». – Введ. 01.09.1998 г. – Москва: ОАО «АК «Транснефть», 1998;РД-23.040.00-КТН-064-18 «Магистральный нефтепроводный транспорт нефти и нефтепродуктов. Вырезка и врезка «катушек», соединительных деталей, запорной и регулирующей арматуры. Подключение участков магистральных нефтепроводов». – Введ. 15.06.2018 г. – Москва: ОАО «АК «Транснефть», 2018;Ржебаева, Н.К. Расчет и конструирование центробежных насосов: Учебное пособие/ Н.К. Ржебаева, Э.Е. Ржебаев. – Сумы: Изд-во СумГУ, 2009. – 220 с. Ровенская, О. П. Экологическая безопасность при строительстве и проектировании участка магистрального нефтепровода / О. П. Ровенская, Л. А. Горовенко, А. В. Нагайцева // Наука и технологии в нефтегазовом деле : Тезисы докладов II Международной научно-практической конференции , Армавир, 31 января – 01 2020 года / Кубанский государственный технологический университет, Армавирский механико-технологический институт, Кафедра машин и оборудования нефтяных и газовых промыслов. – Армавир: Кубанский государственный технологический университет, 2020. – С. 291-294.Свидетельство о гос. рег. программ для ЭВМ № 2019615073. Программа для расчета технологических и экономических параметров и оптимального диаметра нефтепровода для перекачивания жидкостей и газов / А. Б. Голованчиков, Н. А. Прохоренко, Н. А. Меренцов, Т. А. Дулькин (РФ). Зарегистр. в реестре программ для ЭВМ. – 18 апреля 2019.Скобелева, И. Е. Обзор методов проектирования мелких дефектов на магистральных нефтепроводах / И. Е. Скобелева, А. Агафонов // Современные проблемы и перспективные направления инновационного развития науки. – Стерлитамак: ООО "Агентство международных исследований", 2020. – С. 71-73.СН 2.2.4/2.1.8.562-96 Шум на рабочих местах, в помещениях жилых, общественных зданий и на территории жилой застройки; СНиП III-4-80 «Техника безопасности в строительстве. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов»; [18] ГОСТ 12.1.030-81 ССБТ. Электробезопасность. Защитное заземление. Зануление (с Изменением N 1); СП 36.13330.2012. Свод правил «Магистральные нефтепроводы». Актуализированная редакция СНиП 2.05.06-85*. – Введ. 2013-07-01.СП 86.13330.2014 «Магистральные нефтепроводы» (пересмотр актуализированного СНиП III-42-80* «Магистральные нефтепроводы» (СП 86.13330.2012)); Спириденок, Л. М. Научно-методические подходы к разработке стандарта по проектированию линейной части нефтепроводов и нефтепродуктопроводов / Л. М. Спириденок, В. А. Ершов, Е. Михайленко // Вестник Полоцкого государственного университета. Серия F. Строительство. Прикладные науки. – 2019. – № 8. – С. 112-115.Спиридонов, Е.К. Динамические насосы. Курсовые задания: Учебное пособие / Е.К. Спиридонов, П.Н. Бровченко – Челябинск: изд-во ЮУрГУ, 1998. – 35 с, Спиридонов, Е.К. Расчет и проектирование лопастных насосов: Учебное пособие / Е.К. Спиридонов, Л.С. Прохасько – Челябинск: изд-во ЮУрГУ, 2004. – 62 с. Черняк А. П. Зависимость коэффициента реактивности колеса центробежного насоса от его геометрических параметров и режима работы / А. П. Черняк // Лопаточные машины и струйные аппараты. -1966. – № 1. – С. 176 – 203.Шаммазов, И. А. Анализ способов и устройств для проектирования магистральных нефтепроводов с вырезкой дефектного участка / И. А. Шаммазов, Д. И. Сидоркин, Э. Р. Джемилев // Проблемы сбора, подготовки и транспорта нефти и нефтепродуктов. – 2021. – № 3(131). – С. 52-66.Швецов, А. В. Оценка применимости комплексов для проектирования нефтепроводов / А. В. Швецов, В. А. Слепченко, И. В. Слепченко // Избранные доклады 65-й Юбилейной университетской научно-технической конференции студентов и молодых ученых : Сборник докладов, Томск, 25 апреля 2019 года. – Томск: 2019. – С. 417-421.Шейпак А.А. История создания насосов – М: Изд. МГИУ, 2007. – 216 с. Шестаков К.Н. Расчетно–теоретическая оценка коэффициента теоретического напора центробежного колеса / К.Н. Шестаков // Тр. ЦИАМ. -1980.- 32с.ПРИЛОЖЕНИЕ АПрофиль участка трассы магистрального нефтепроводаПРИЛОЖЕНИЕ Г Графические поля распределений давлений и скоростей в подводахРисунок Г.1 – Поля распределения давлений в 1-ом подводеРисунок Г.2 – Поля распределения скоростей в 1-ом подводеРисунок Г.3 – Поля распределения давлений во 2-ом подводеРисунок Г.4 – Поля распределения скоростей во 2-ом подводеРисунок Г.5 – Поля распределения давлений в 3-ем подводеРисунок Г.6 – Поля распределения скоростей в 3-ем подводеРисунок Г.7 – Распределение давлений в 4-ом подводеРисунок Г.8 – Поля распределения скоростей в 4-ом подводеРисунок Г.9 – Поля распределения давлений в 5-ом подводе