экономичная система охлаждения магистрального газопровода.

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
Высшего профессионального образования
«Калининградский государственный технический университет»
Факультета автоматизации производственных процессов и управления
Кафедры автоматизации производственных процессов
«Разработка экономичной системы охлаждения магистрального газопровода»
Кавченков Е. А., гр. 08-АП
Научный руководитель: д.т.н., профессор зав. каф. АПП, Сердобинцев С.П.
Калининград 2013
Содержание:
ВВЕДЕНИЕ ............................................................................................................................... 3
ЭКОНОМИЧНАЯ СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ МАГИСТРАЛЬНОГО
ГАЗОПРОВОДА
.................................................................................................. Error! Bookmark not defined.
Основные уравнения теплового баланса для расчета ЭСОМГ: ........................................... 5
РАСЧЁТ ПАРАМЕТРОВ ЭСОМГ
...................................................................................... 6
ЗАКЛЮЧЕНИЕ: ....................................................................................................................... 9
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ: ..................................................................................................... 11
Приложение А: ....................................................................................................................... 12
Приложение Б: ........................................................................................................................ 14
Приложение В: ........................................................................................................................ 16
2
ВВЕДЕНИЕ
На сегодняшний день ОАО Газпром является крупнейшей компании в России
занимающейся добычей газа, его хранением и экспортированием. В ходе научных
исследований было выявлено, что очень большие затраты компания несет в сфере
охлаждения магистрального газа и его доставку к потребителю. В связи с чем была выявлены
необходимость инновационного решения этой проблемы, т. к. в составе устройства
охлаждения газа (УОГ), обслуживающей один компрессорный цех станции, устанавливаются
до 20 АВО, таких станций в системе ОАО Газпром 279.
Суммарные затраты топливно-энергетических ресурсов на обеспечение подачи природного
газа потребителю составляют более 80% всех затрат, связанных с обслуживанием системы
газоснабжения, а установленная мощность газоперекачивающих станций России превышает 40
млн. кВт.
Для охлаждения природного газа после компримирования компрессорные станции (КС)
магистральных газопроводов (МГ) снабжаются аппаратами воздушного охлаждения (АВО), на
привод которых в одном компрессорном цехе затрачивается до 1600 кВт электроэнергии.
Создание установки пассивного охлаждения газа позволяет снизить затраты электроэнергии
до 80% и является актуальной задачей для газовой промышленности.
В устройстве пассивного охлаждения газа теплообменники, используемые в существующей
системе охлаждения, помещаются в корпус, который заполняется холодильным агентом,
кипящем при температуре меньшей, чем температура охлаждаемого газа на выходе, и
атмосферном давлении.
Предложен совершенно новый метод охлаждения газа, основным направлением улучшения
теплопередающих параметров протяженных тепловых труб является устранение встречного
движения паровой и жидкой фаз рабочего вещества, что может быть достигнуто
использованием пара динамического принципа возврата конденсата в испаритель.
Актуальность
и
новизна
обусловлены
ее
направленностью
на
снижение
энергетических затрат на подготовку природного газа для подачи его по МГ потребителям, и
для охлаждения сырого газа, добываемого из скважин. В рассматриваемой постановке задачи
охлаждения газа не отражены в опубликованной литературе.
3
ЭКОНОМИЧНАЯ СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ МАГИСТРАЛЬНОГО ГАЗОПРОВОДА.
Для охлаждения природного газа после компримирования современные компрессорные
станции (КС) магистральных газопроводов (МГ) снабжаются аппаратами воздушного
охлаждения (АВО). Установленная мощность электродвигателей в одном АВО составляет
от 60 до 110 кВт. В составе устройства охлаждения газа (УОГ), обслуживающей один
компрессорный цех станции, устанавливаются до 20 АВО. Общее число компрессорных
станций в системе ОАО «Газпром» составляет 279 и годовая стоимость электроэнергии,
расходуемой на охлаждение газа достигает 7 750 620 000 руб.
Имеется ряд конструктивных решений АВО. Эти решения определяются мощностью
перекачиваемого газа, его температурой и температурой окружающего воздуха [2].
Экспериментальные данные показывают, что температура природного газа после
охлаждения в АВО превышает температуру атмосферного воздуха, подаваемого
вентиляторами на охлаждение, примерно, на 15-20°С [3]. Отклонение температуры
транспортируемого газа от расчетных значений на 3-4°С при работе на неоптимальных
режимах аппаратов воздушного охлаждения приводит к перерасходу топливного газа
примерно на 1%.
Анализ
опыта эксплуатации
АВО показывает,
что повышение надежности
и
эффективности эксплуатации УОГ может быть достигнуто использованием подсистем
плавного
пуска
электродвигателей
вентиляторов,
совершенствованием
систем
диагностирования и технической эксплуатации электромеханического оборудования АВО.
Однако, все эти мероприятия не решают коренной проблемы, обусловленной значительными
энергетическими затратами на привод вентиляторов АВО [1].
Предложена (рис. 1.) экономичная система охлаждения МГ, отводящая тепло от
магистрального газопровода в окружающую атмосферу за счет интенсификации процесса
теплообмена в устройстве охлаждения газопровода. В дальнейшем такую систему
называем ЭСОМГ, в которой теплообменники по которым перекачивается МГ, помещены в
корпус заполненный холодильным агентом, кипящем при температуре меньшей, чем
температура охлаждаемого газа на выходе УОГ.
Скорость движения охлаждающего воздуха в межтрубном пространстве кожуха ЭСОМГ
зависит от геометрии термосифона (диаметра и длины труб, размера ребер), температуры
окружающего
воздуха,
температуры
компримированного
газа,
перепада
давления
создаваемого вентилятором и разностью температур воздуха на входе и выходе из аппарата.
4
Рисунок 1. Предлагаемая экономичная система охлаждения магистрального газопровода.
Основные уравнения теплового баланса для расчета ЭСОМГ:
Уравнение теплового баланса при передаче тепла от газа теплообменнику:
DГ сГ (t Г  Н  t Г )   Г FГ (t Г  tТО )  mТО сТО
d
tТО
d
(1)
где mГ - масса газа в трубах теплообменника, кг; с Г - теплоемкость охлаждаемого газа,
Дж/кгК; t Г-Н , t Г - температура газа на входе и выходе теплообменника ЭСОМГ, 0С; DГ расход охлаждаемого газа, кг/c;  Г - коэффициент теплоотдачи от газа к трубкам
теплообменника, Вт/м2К; FГ - площадь теплообмена трубок по газу, м2; tТО - средняя
температура трубок теплообменника, 0С;
Уравнение теплового баланса от теплообменника к холодильному агенту:
 Г FГ (t Г  tТО )   КИП FЖ (tТО  t Ж )  mТО сТО
d
tТО
d
(2)
5
где mТО - масса трубок теплообменника, кг; сТО - теплоемкость трубок теплообменника,
Дж/кгК;  КИП - коэффициент теплоотдачи от стенок трубок к кипящему теплоносителю,
Вт/м2К; FЖ - площадь поверхности теплообмена трубок по жидкости, м2; t Ж - температура
жидкости, 0С;
Конденсирующийся пар отдает термосифонам и ребрам тепловую энергию, которая
идет на изменение температуры конструкции термосифонов и нагрев воздуха:
 КОНД FКОНД (t П  tТР )  (mТР сТР  mРсР )
d
tТР   В FВ (tТР  t В )
d
(3)
Уравнение теплового баланса при нагреве воздуха термосифоном:
 В H ( d  4a)(tТР  tВ )  cВ DВ (t В  t В  Н )  mТР сТР
d
(tТР )
d
(4)
где  В - коэффициент теплоотдачи от поверхности термосифонов к воздуху, Вт/м2К;
m - масса воздуха в кожухе, кг; сВ - теплоемкость воздуха в кожухе, Дж/кгК, DВ массовый расход воздуха, кг/c; t ВН - температура воздуха на входе в кожух, 0С; t В температура воздуха на выходе кожуха, 0С; H - высота вентиляционного канала, м; d внешний диаметр термосифона, м; a - длина ребра, м;
РАСЧЁТ ПАРАМЕТРОВ ЭСОМГ.
Исходные данные. Для расчёта параметров установки необходимы следующие исходные
данные:
d - м, диаметр внешней трубы; а - м, длина перегородки соединяющая трубы; Т ВХ - °С,
температура воздуха на входе (принято 0°С); Т СТ -°С, температура стенки трубы
(принимается равной Т ВХ газа); Т ВЫХ -°С температура воздуха на выходе из ЭСОМГ; R Дж/моль*К
универсальная газовая постоянная; g ,
м
- ускорение свободного падения; Pa
с2
- атмосферное давление; M - кг/моль,молярная масса воздуха;
Порядок расчёта:
Задаемся следующим значением высоты вентиляционного канала H , м
1) Определение скорости воздуха на выходе из вентиляционного канала:
 ВХ  Pa 
кг
M
, 3 плотность воздуха на входе в вентиляционный канал;
R  TВХ м
(1)
6
 ВЫХ  Pa 
кг
M
, 3 плотность воздуха на выходе из вентиляционного канала;
R  TВЫХ м
(2)
 СР 
кг
кг
(  ВХ   ВЫХ )
, 3 средняя плотность воздуха; , 3
м
м
2
Т СР 
(TВХ  TВЫХ )
2
(3)
средняя температура воздуха в вентиляционном канале;
(4)

d2 
2
(
a

d
)

3
.
142


4
4 

dэ 

эквивалентный диаметр вентиляционного канала;
(5)
При Т СР , °С воздух имеет следующие характеристики [4]
В ,
м
с2
вязкость воздуха;
СВ ,
Дж
кг  К
теплоемкость воздуха;
,
Вт
мК
коэффициент теплопроводности воздуха;
Находим скорость воздуха в вентиляционном канале методом последовательных
приближений. Критерий Рейнольдса принимаем за критерий сходимости
P  H  g 
(  ВХ   ВЫХ )
перепад давлений в теплообменнике при
2
естественной конвекции Па;
(6)
При принудительной конвекции с помощью вентиляторов создающего перепад давления
PВЕНТ
P  H  g 
больше H  g 

0.3164
Re 0.25
VВ  2 
(  ВХ   ВЫХ )
 PВЕНТ а т.к. создаваемый вентилятором много
2
(  ВХ   ВЫХ )
, то в расчётах с вентилятором принято P  PВЕНТ .
2
формула Блаузиуса для коэффициента сопротивления,
Р
H   СР

dЭ
значение скорости воздуха, м/с;,
(7)
(8)
7
VВ  d Э
Re 
В
G   СР
уточненное значение критерия Рейнольдса;
(9)

d2 
2
 VВ  a  d      расход воздуха, протекающего через
4

вентиляционный канал;,
кг
с
(10)
2) Определение режима движения воздуха:
Для определения режима движения воздуха вычисляем критерий Рейнольдса.Так как Re
>2300, то режим течения турбулентный.
Расчёт теплоотдачи при турбулентном режиме производим по формуле [5]
Nu  0.021  Re  Pr
0.8
0.43
СР
 Pr
  СР
 PrСТ



0.25
  , где
(11)
PrСР  0.7 , PrСТ  0.695 - числа Прандтля для воздуха при температуре Т СР и Т СТ
соответственно;  =1.0 - для соотношения
H
dЭ
(12)
Коэффициент теплоотдачи от воздуха к внутренней поверхности стенки:
 
Nu
Вт
,
dЭ
м2  К
(13)
3) Расчет уточненного значения высоты трубки:
N ПОДВ    H  (  d  4  a)  (TСТ  TСР ) мощность, подводимая к одному вентиляционному
каналу, Вт
N ОТВ  С В  G  Т ВЫХ  Т ВХ  мощность, отводимая от
(14)
вентиляционного канала,
Вт [4]
(15)
Из условия баланса мощностей N ПОДВ  N ОТВ
получаем значение высоты вентиляционного канала
H
N ОТВ
,м
    d  4  a   Т СТ  Т СР 
(16)
4) Расчёт массы, удельной мощности и удельного расхода воздуха:
8
NУД 
N ОТВ
удельная мощность (в знаменателе - площадь квадрата со стороной a+d) ,
(a  d ) 2
Вт
м2
(17)
GУД 
G
удельный расход (в знаменателе - площадь квадрата со стороной a+d) ,
(a  d ) 2
кг
;
c  м2
(18)
Диаметр внутренней трубы термосифона рассчитываем исходя из равенства площади
сечения межтрубного пространства и площади сечения внутренней трубы
d1 
d
2
диаметр внутренней трубы термосифона , м
(19)
Для расчёта массы трубы выберем материал трубы алюминий
 МЕТ  2700 ,
кг
плотность алюминия;   2  10 4 -м, толщина стенки трубы;
3
м
mТР   МЕТ  Н      d  d1  масса трубы mТР , кг
(20)
Количество термосифонов nтр будет определяться по формуле:
nтр 
N
, где N ПОДВ - мощность подводимая к одному термосифону.
N ПОДВ
Расчеты показывают, что при прохождении газа через одну секцию установки, его температура
снижается на 30К.(рис. ПА 1)
На данный момент проведён анализ технической и экономической эффективности
существующих систем охлаждения магистрального газа (ОАО «Газпром»), разработана
схема и математическая модель (приложение В) экономичной системы охлаждения
магистрального газа, проведен расчет режимов и интенсивности тепло отвода и расчет
срока окупаемости экономичной системы охлаждения магистрального газа. Следующим
этапом является создание компьютерной модели в SolidWORKS и моделирование процесса
охлаждения.
9
ЗАКЛЮЧЕНИЕ:
Разработана
математическая
модель
рабочего
процесса
ЭСОМГ.
Результаты
математического моделирования позволили определить приемлемую геометрию ЭСОМГ и
получить необходимые данные для технико-экономического обоснования. Многовариантные
расчёты показали, что приемлемая геометрия термосифонов ЭСОМГ следующая: диаметр
3см, высота 2м. Разработана секция ЭСОМГ (рис.1), комбинация которых позволяет
охлаждать природный газ в широком диапазоне начальных условий (рис.ПА 1).
В качестве исходных данных приняты следующие параметры:
Газ на охлаждение:
Q  (14.26  5.09) 106 м3 / сут , P  7.45МПа , Т ВХ  58...125 ⁰С.
Газ после охлаждения:
Q  (14.26  5.09) 106 м3 / сут , P  7.45МПа , Т ВЫХ  20...30 ⁰С.
Результаты расчётов для одного блока охлаждения транспортируемого газа
позволяют определить капитальные затраты, экономию электроэнергии и срок окупаемости
использования ЭСОМГ. Анализ показывает, что при выбранной геометрии срок окупаемости
составляет 1год 3месяца при использовании вентилятора для отсоса воздуха из ЭСОМГ
мощностью привода вентилятора 13кВт, что составляет 16.7% от затрат мощности при
охлаждении транспортируемого газа с использованием только АВО.
10
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:
1.
W. Rian Новые разработки газовых холодильных машин. / АВОК. №1.2003 г. С.30-
34.
2.
Аксютин О.Е. Снижение энергозатрат на охлаждение природного газа в АВО КС /
О.Е. Аксютин, А.А. Пятибрат, С.В. Кубаров, А.К. Прохонов // Газовая промышленность. –
2009. – №2. – С. 74–76.
3.
Алимов С.В. Модернизация вентиляторов АВО газа при реконструкции КС МГ/
С.В. Алимов, А.О. Прокопец, С.В. Кубаров // Газовая промышленность. – 2009. – №4. – С.
54–56.
4.
Краснощенков Е.А. Задачник по теплопередаче / Е.А. Краснощенков, А.С.
Сукомел // Изд.2-е, перераб. и доп. М., Энергия, 1969г.
5.
Луканин В.Н. Теплотехника: Учеб. для вузов / В.Н. Луканин, М.Г. Шатров,
Г.М. Камфер и др. //; Под ред. В.Н. Луканина.-2-е изд., перераб. -М: Высш. шк., 2000г.
11
Приложение А:
Для повышения эффективности теплоотвода от газа к воздуху целесообразно исключить
конвективный теплообмен в холодильном агенте, что достигается делением установки на
секции. Такой подход позволяет повысить точность расчета и достичь необходимой
температуры газа на выходе.
Рисунок. ПА 1 Зависимость температуры в секциях от суммарной длины установки.
Рисунок. ПА 2 . Схема соединения пяти секций ЭСОМГ.
В качестве исходных данных приняты следующие параметры:
Газ на охлаждение:
Q  (14.26  5.09) 106 м3 / сут , P  7.45МПа , Т ВХ  58...125 ⁰С
Газ после охлаждения:
12
Q  (14.26  5.09) 106 м3 / сут , P  7.45МПа , Т ВЫХ  20...30 ⁰С
Эти данные взяты для одного компрессорного цеха состоящего из 5 АВО с суммарной
мощностью приводов 390 кВт.
Из графика следует, при таких исходных данных на выходе ЭСОМГ получаем
температуру газа 29 градусов Цельсия, что соответствует требованиям.
Расчеты показывают, что предложенная схема с мощностью вентиляторов не более 70 кВт
позволяет заменить 5 АВО с мощностью 390 кВт, те достигается экономия в 320 кВт. на
один компрессорный цех.
Срок окупаемости для высоты H=2м, перепада давлений P  100Па и диаметра трубок
d=5см составляет 1 год и 3 месяца. Зависимость срока окупаемости применения установки
для охлаждения магистрального газопровода от перепада давления(рис. ПА 3)
10
9.4
8.8
8.2
7.6
7
6.4
Ñðîê
5.8
5.2
4.6
4
3.4
2.8
2.2
1.6
1
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90 100 110 120 130 140 150

Рисунок ПА 3. Срок окупаемости.
13
Приложение Б:
Расчет проводился при помощи ППП Mathcad.
14
15
Приложение В:
Математическое моделирование ЭСОМГ
DВ, tВ
tВ-Н
d
mТР, сТР, tТР
a
qконд
В, FВ
H
mП, сП, tП
pП(tЖ)
m П
mКОРП, сКОРП
сКОНД, tКОНД
m КОНД
DВ, tВ-Н
mР, сР
mВ-ТР, сВ-ТР
КОНД, FКОНД
mВ, сВ, tВ
tН(pП)
mЖ, сЖ, tЖ
КИП, FЖ
mТО, сТО, tТО
DГ, tГ-Н
Г, FГ
mГ, сГ, tГ
DГ, tГ
Рис. ПВ1 – Схема ЭСОМГ
МГ поступает в теплообменник установки, где охлаждается, нагревая трубки
теплообменника. Запишем уравнение теплового баланса для газа в теплообменнике:
D Г с Г (t Г  Н  t Г )   Г FГ (t Г  t ТО )  m Г с Г
d
tГ ,
d
где mГ - масса газа в трубах теплообменника, кг; с Г - теплоемкость охлаждаемого
газа, Дж/кгК; t Г-Н , t Г - температура газа на входе и выходе теплообменника ЭСОМГ, 0С;
DГ - расход охлаждаемого газа, кг/c;  Г - коэффициент теплоотдачи от газа к трубкам
теплообменника, Вт/м2К; FГ - площадь теплообмена трубок по газу, м2; tТО - средняя
температура трубок теплообменника, 0С;
16
Тепло, поступающее от газа трубкам теплообменника, передается кипящей
жидкости:
 Г FГ (t Г  tТО )   КИП FЖ (tТО  t Ж )  mТО сТО
где
mТО -
масса
трубок
d
tТО
d
,
теплообменника,
кг; сТО -
теплоемкость
трубок
теплообменника, Дж/кгК;  КИП - коэффициент теплоотдачи от стенок трубок к кипящему
теплоносителю, Вт/м2К; FЖ - площадь поверхности теплообмена трубок по жидкости, м2;
t Ж - температура жидкости, 0С;
Тепло поступающее от теплообменника будет расходоваться на испарение пара,
нагрев внешней трубки термосифонов при конденсации на их поверхности части пара,
нагрев образующегося при этом конденсата, поступающего в объем жидкости по
внутренним стенкам внешней трубки термосифонов. Приняв температуру пара равной
температуре
кипящей
промежуточного
жидкости,
теплоносителя,
запишем
состоящего
уравнение
из
теплового
кипящей
жидкости
баланса
и
для
парового
пространства в стационарном режиме:
 КИП FЖ (tТО  t Ж )  mП r  (mКОРП сКОРП  mЖ с Ж  mВ-ТР сТР )
mП   КОНД FКОНД (t Ж  tТР )  mКОНД сЖ (t Ж  tТР )
d
tЖ
d
 2.4 
 2.5 
 КОНД - коэффициент теплоотдачи от пара к внешней трубке термосифона, Вт/м2К;
FКОНД - площадь внешней поверхности термосифона канала, м2; tТР - температура внешней
трубки термосифона,
0
С; t Н - температура насыщения при данном давлении,
0
С;
mТР , mВТР - масса внешней и внутренней трубки термосифонов, кг; сТР - теплоемкость
внешней и внутренней трубки термосифонов, Дж/кгК; m Р - масса ребер термосифонов, кг;
сР - теплоемкость ребер термосифонов, Дж/кгК; m Ж - масса жидкости, кг; с Ж теплоемкость жидкости, Дж/кгК; m КОНД - массовый расход конденсата поступающего в
объем жидкости, кг/с;
m П - массовый расход пара, испаряемый в один вентиляционный канал, кг/c; r теплота парообразования, кДж/кг;
mКОРП
- масса корпуса, в который помещен
теплообменник, кг; с КОРП - теплоемкость корпуса, в который помещен теплообменник,
17
Дж/кгК; mВ-ТР - масса внутренней трубки термосифона, кг; сТР - теплоемкость материала
термосифона, Дж/кгК.
Затраты энергии на испарение пара представим в виде:
 Пr  r
Qисп  m
dmП
dV 
d П
dVП
,
 r П П  rV П0
 r П
d
d
d
d
Где  П - плотность пара, кг/ м3; VП - объем пара, м3.
Плотность пара описывается уравнением состояния:  П   ( pП , t П ) . Давление
насыщенного пара полностью определяется температурой пара. Принимая температуру
пара равной температуре кипящей жидкости запишем давления пара как функцию:
pП  pП (t ж ) . Исходя из этого запишем уравнение в следующем виде:
 d  dp dt 
dVÏ
dVÏ
 d  dt 
 rVÏ 0  Ï
Qисп = rVÏ 0  Ï
  r Ï
  r Ï
d
d ,
 dt d 
 dp dt d 
Если перейти к малым приращениям то можно пренебречь произведением
производных:
dVП
 d  dt
 r П
Qисп = rVП0  П 
d ,
 dt  d
Пусть весь пар, при установившемся давлении, конденсируется и поступает в виде
конденсата в жидкость. Тогда объем парового пространства постоянен:
dVП
=0. Отсюда:
d
 d  dt
Qисп = rVП0  П 
 dt  d ,
Режим теплоотдачи при конденсации рассматривается при ламинарном движении
пленки конденсата. При движении конденсата по горизонтальной трубе коэффициент
теплоотдачи можно определить по формуле:
 КОНД  1.14  4
g  Ж  r  Ж
,
 Ж  H ТР  t Н  t ТР 
где g – ускорение свободного падения, м/с2,  Ж ,  Ж , Ж - плотность, кг/м3,
теплопроводность , и кинематическая вязкость конденсата, определяемые при средней
температуре tср = 0,5(tН+tТР); HТР – высота поверхности конденсации, м; r – теплота
парообразования при температуре насыщения tН.
Масса конденсата, образующийся
на 1 м2 поверхности в единицу времени,
определяется по формуле:
18
m 
q
,
r
где q   КОНД (t Н - t ТР ) – плотность теплового потока при конденсации.
Отсюда, общий массовый расход конденсата, поступающего в жидкость:
 
m
 КОНД (t Н - t ТР )
r
 FТР
,
Конденсирующийся пар отдает термосифонам и ребрам тепловую энергию, которая
идет на изменение температуры конструкции термосифонов и нагрев воздуха:
 КОНД FКОНД (t П  tТР )  (mТР сТР  mРсР )
d
tТР   В FВ (tТР  t В )
d
,
Теплота, поступающая от трубок термосифона идет на нагрев воздуха в межтрубном
пространстве:
 В H (d  4a)(tТР  t В )  c В DВ (t В  t В  Н )  m В с В
d
(t В ) ,
d
,где  В - коэффициент теплоотдачи от поверхности термосифонов к воздуху, Вт/м2К;
m - масса воздуха в кожухе, кг; сВ - теплоемкость воздуха в кожухе, Дж/кгК, DВ массовый расход воздуха, кг/c; t ВН - температура воздуха на входе в кожух, 0С; t В температура воздуха на выходе кожуха, 0С; H - высота вентиляционного канала, м; d внешний диаметр термосифона, м; a - длина ребра, м;
19
Приложение Г:
Описание АВО:
Комплектная установка воздушного охлаждения газа предназначена для охлаждения
основного потока газа и газа пускового контура после компримирования на ДКС. Установка
в целом и входящие в нее аппараты воздушного охлаждения предназначены для работы в
районе с холодным климатом со средним значением ежегодных абсолютных минимумов
температуры воздуха минус 45ºС.
Основные параметры и размеры:
1. Количество теплообменников модулей
2
2. Поверхность теплообмена аппарата, м 2
10500
3. Поверхность теплообмена модуля, м 2
5250
4. Коэффициент оребрения труб
20
5. Число ребер на 1 пог. м., шт
400
6. Длина оребрения труб, м
12
7. Несущая труба, мм
25х2
8. Шаг размещения труб, мм
- горизонтальный
64
- вертикальный
55,4
9. Число рядов труб
6
10. Число ходов по трубному пространству
1
11. Количество труб в аппарате, шт
534
12. Количество труб в модуле, шт
267
13. Расчетное давление, МПа (изб)
8,3; 10,0 или 12,0
14. Расчетная температура (на прочность), °С
150
15. Диаметр колеса вентилятора, мм
2500
16. Частота вращения вентилятора, об/мин
500
17. Количество вентиляторов в аппарате, шт.
6
20
Привод ветиляторов от тихоходных электродвигателей типа ВАСО:
Рис. ПГ1. Аппарат АВГБ-83-Р
Установка, состоит из ПГ1 блочно-модульных аппаратов воздушного охлаждения типа
АВГБС-83р, с единичной поверхностью теплообмена F1=10500 м2, с шестью подвесными
электродвигателями (N1=13 кВт) на один АВО (рис. ПГ1). Аппараты АВО-1 ÷ АВО-6
обвязываются в три пары для параллельно-последовательной работы и образуют основной
контур. Частотными регуляторами скорости вращения (ЧРСВ) комплектуется каждый
вентилятор каждого аппарата. Один индивидуальный аппарат (АВО №П1) предусмотрен для
охлаждения газа пускового (антипомпажного) контура. Каждая из семи установок
21
оснащается
входными,
выходными
(потолочными)
и
переточными
жалюзи.
САУ
предназначена для поддержания заданной температуры газа после АВО в коллекторах
основного потока и потока пускового (антипомпажного) контура в диапазоне температур,
исключающих лёдообразование в нижнем ряду теплообменных трубок АВО.
САУ АВО должна выбирать режим работы вентиляторов АВО с минимальным
количеством вентиляторов, находящихся в работе. Вначале в работу должны включаться
вентиляторы первые по ходу газа, что способствует предотвращению снижения температуры
газа в нижних рядах трубок.
При приближении температуры газа в нижних пучках трубок к критической
призакрываются входные и выходные жалюзи и приоткрываются переточные жалюзи, через
которые тёплый воздух из верхней части аппаратов АВО перетекает в нижнюю для
предотвращения переохлаждения газа в нижних рядах трубок.
При достижении температуры газа на выходе АВО tвых.≥ 30 ºС – должно быть выполнено
автоматическое включение двигателей АВО №1 ÷ АВО П1 и системы регулирования
температуры газа после охлаждения (подключение пускового контура).
22