WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 || 3 |

1- нагревательный блок; 2- нагревательная печь; 3- захолаживающий блок; 4 –ректификационные колонны, отходящие с установки технологические потоки; нефть, поступающая на установку после ЭЛОУ Описана методика проведения экспериментального исследования тепловых характеристик технологического оборудования установки первичной переработки нефти НПЗ. Цель этих экспериментов – получение необходимых исходных данных для дальнейших расчетов.

Следующий раздел второй главы посвящен исследованию термодинамических характеристик нагревательного блока установки первичной переработки нефти и разработке оптимальных энергосберегающих теплообменных систем.

Одним из приоритетных направлений повышения эффективности энергосбережения нефтеперерабатывающих производств является увеличение использования вторичных энергетических ресурсов, максимальное использование рекуперации теплоты и оптимизация режимов работы технологических установок.

Оценку эффективности функционирования теплообменных систем проводят по критерию качества или критерию оптимальности. Поиск критерия оптимальности для конкретных условий представляет собой достаточно сложную комплексную задачу.

Для оптимизации работы существующей схемы нагревательного блока предлагается использовать следующий критерий оптимальности – коэффициент эффективности КЭ.

n n КЗ Fфакт (1,15 1,2) Fфакт i =1 i =КЭ = =, (1) n n Fуст Fуст i =1 i =n где Fфакт - фактически необходимая площадь теплопередающей по i=n верхности теплообменной системы, м2; Fуст - установленная площадь тепло i=передающей поверхности теплообменной системы, м2; К - коэффициент запаса з поверхности теплообмена.

При оптимизации нагревательного блока коэффициент КЭ должен стремиться к единице, таким образом:

n n КЭ1, когда Fфакт Fуст i =1 i =Использование коэффициента КЭ при разработке оптимальных энергосберегающих теплообменных систем позволяет учитывать не только термодинамические характеристики теплообменной системы, такие. как количество передаваемого тепла (тепловой поток), скорости потоков, коэффициент загрязнения поверхности теплообмена, но и конструктивные характеристики теплообменного аппарата. Выбранный коэффициент эффективности также позволяет судить, насколько полезно используется поверхность теплообмена аппаратов.

Неэффективное использование поверхности теплообмена приводит фактически к простою аппаратов, а значит, к излишним капитальным затратам и амортизационным отчислениям.

С помощью выбранного критерия в качестве примера были оптимизированы схемы нагревательных блоков АВТМ-1,9 ОАО «НУНПЗ». На сегодняшний день степень регенерации тепла на этих установках составляет 37,105 и 49,369 % соответственно, после оптимизации расчетная степень регенерации тепла отходящих технологических потоков 42,613 % для АВТМ-1 и 59,624 % для АВТМ-9. Температура нагрева сырья в теплообменных аппаратах повысилась, что приводит к уменьшению расхода топливного газа в печах более чем 3000 т у.т.

Определению влияния степени регенерации тепла в нагревательном блоке на работу технологических печей установок первичной переработки нефти посвящен третий раздел второй главы.

Как уже было отмечено выше, в печах происходит дополнительный нагрев обессоленной нефти после нагревательного блока перед подачей ее в ректификационную колонну. В результате расход топливного газа увеличивается и ощущается нехватка в сухом газе с установок АГФУ. В этом случае в печь направляется жирный газ первичной переработки, теплотворная способность жирного газа более чем на 35 % превосходит сухой газ, кроме того, температуры их горения отличаются на 600 °С. В диссертационной работе теоретически доказано, что периодическая замена одного вида газа на другой отрицательно влияет на работу трубчатых змеевиков печей.

При недостаточной регенерации тепла технологических потоков в теплообменных аппаратах подогрева нефти эти потоки поступают в холодильники с повышенной температурой. Это приводит не только к потере тепла, которое можно дополнительно использовать в нагревательном блоке и сократить расход топлива, но и к напряженной работе самих холодильников. Не обеспечивается необходимая температура потоков на выходе из холодильников в парк. Технологические продукты направляются с повышенной температурой. Увеличивается температура оборотной воды на выходе из погружных аппаратов. Это приводит к потерям последней от испарения и требует дополнительных затрат на охлаждение. Проведенные промышленные эксперименты на холодильниках установок первичной переработки нефти подтверждают все вышеизложенное.

В третьей главе подробно рассмотрена работа холодильников и конденсаторов погружного типа, а также проведены экспериментальные исследования процесса теплоотдачи при охлаждении жидкого и конденсации многокомпонентного технологических потоков. Приведена методика поверочного расчета поверхностных теплообменных аппаратов с введением уточнений и дополнений при расчете холодильников погружного типа. По рассмотренной методике проведен тепловой расчет аппаратов и произведено сравнение экспериментальных коэффициентов теплоотдачи и расчетных. Выявлено, что коэффициент теплоотдачи со стороны охлаждающей воды, рассчитанный по формуле Скобло А.И., значительно превышает экспериментальный. Так, расчетный коэффициент теплоотдачи по этой формуле достигает значения 7000 Вт/(м2°С), тогда как фактический в среднем находится в пределе 70-130 Вт/(м2°С).

Формулы для расчета коэффициента теплоотдачи со стороны воды для холодильников погружников, несмотря на малую скорость воды, учитывают лишь вынужденную конвекцию. В то же время критерий GrPr, характеризующий наличие естественной (свободной) конвекции, указывает на значительное влияние последней. Поэтому в третьей главе подробно рассмотрены уравнения, определяющие коэффициент теплоотдачи для случаев вынужденной, естественной конвекций и их взаимного влияния. Произведен сравнительный анализ экспериментального коэффициента теплоотдачи и полученного по различным эмпирическим уравнениям для всех вышеописанных видов конвекции. Результаты анализа показали, что экспериментальные значения лежат в области взаимного влияния вынужденной и естественной конвекции. На рис. 2 представлена графическая иллюстрация различия между экспериментальными и расчетными значениями.

70 0 300 600 900 1200 1500 Reжx Рис. 2. Экспериментальные и расчетные зависимости числа Нуссельта различных видов теплоотдачи для змеевиковых погружных холодильников:

1-естественная конвекция; 2-взаимное влияние естественной и вынужденной конвекции; 3- вынужденная конвекция Для расчета коэффициента теплоотдачи холодильников погружного типа на основании экспериментальных данных были получены следующие эмпирические уравнения:

- для змеевиковых холодильников 15,46Re0,жdэкв = (2) dэкв ;

Nu жх - для секционных холодильников 0,34Re0,жdн = (3) dн, где Reжdэкв, Reжdн – число Рейнольдса, за определяющий диаметр которого принят эквивалентный и наружный диаметр труб соответственно; dэкв, dн – эквивалентный диаметр межтрубного пространства и наружный диаметр труб соответственно, м; - коэффициент теплопроводности при средней температуре воды, Вт/(м°С).

Кроме холодильников, рассмотрены также и коденсаторы-холодильники погружного типа, предназначенные для охлаждения и конденсации парогазовой смеси прямогонного бензина, поступающей с верха ректификационных колонн.

Проведенные экспериментальные исследования процесса охлаждения потока прямогонного бензина показали, что общее падение температуры потока происходит от 140 до 65,8°С. Холодильный аппарат поверхностью теплообмена 1200 м2 обеспечивает охлаждение в среднем лишь на 10 °С. Остальное падение температуры объясняется тепловыми потерями в окружающую среду, а также присутствием эффекта дросселирования при прохождении потоком парогазовой смеси углеводородов технологической аппаратуры и арматуры.

В работе доказано, что присутствие дифференциального дросселирования, характеризующегося изменением температуры при незначительном изменении давления, приводит к снижению температуры рассматриваемого потока.

Поток состоит из трех фаз: паровой, газовой и жидкой. Эффект дифференциального дросселирования приводит к охлаждению только паровой фазы прямогонного бензина.

Температура потока прямогонного бензина на выходе из холодильникаконденсатора составляет 65,8 °С. Эта температура является температурой поверхности трубопровода, в самом потоке температура будет несколько выше.

При такой температуре около 52 % (по объему) потока находится в газообразном состоянии. В несконденсировавшемся парогазовом потоке содержится значительное количество ценных углеводородов (С5Н12), которые при использовании жирного газа в качестве топлива подлежат сжиганию в печах. При обеспечении конденсации паров прямогонного бензина до 35 °С дополнительно может быть получено более 10 тыс. т бензина.

В качестве решения проблемы конденсации и охлаждения прямогонного бензина на установке первичной переработки нефти в работе предлагается для этих целей использовать теплообменный аппарат на базе замкнутых двухфазных термосифонов.

Четвертая глава посвящена разработке расчетно-теоретической и методологической базы для проектирования промышленного образца теплообменного аппарата на базе двухфазных термосифонов, предназначенного для конденсации и охлаждения потока прямогонного бензина. Особенностью расчета является тот факт, что один из теплоносителей - смесь паров углеводородов и неконденсируемого углеводородного газа, при данных рабочих условиях.

Основным затруднением при решении поставленной задачи являлась сложность характера теплообмена в аппарате, а именно - определение коэффициента теплоотдачи при конденсации смеси паров в присутствии неконденсируемого газа. В этом случае наблюдается не только конвективный теплообмен, но и массообмен.

В работе для определения совместного влияния тепло- и массообмена использовалась модель Колборна и Хоугена. Создана методика теплового расчета термосифонного теплообменного аппарата для конденсации парогазового потока углеводородов с учетом влияния массоотдачи на процесс теплопередачи.

Разработана конструкция промышленного образца термосифонного аппарата для осуществления конденсации паров прямогонного бензина применительно к установке первичной переработки нефти (рис. 3).

Термосифонный аппарат состоит из корпуса 1 и закрепленного в его разделительной перегородке 5 пакета термосифонных труб 2 с зонами испарения и конденсации. Испарительная зона аппарата 3 снабжена сегментными перегородками 6. Конденсационная зона 4 – поперечными перегородками. Штуцера А и Б предназначены для входа и выхода потока бензина соответственно. Штуцера В и Г – для входа и выхода охлаждающей воды соответственно. Для установки манометров – патрубки Е1,2,3,4, термометров – З1,2,3,4.

Эффективность теплообменника достигается поперечными сегментными перегородками, которые обеспечивают интенсивный теплообмен в испарительной зоне аппарата. В конденсационной зоне установлены поперечные перегородки, которые предотвращают образование застойных зон при омывании пучка термосифонных труб.

Разъемная конструкция теплообменного аппарата позволяет осуществлять внутренний осмотр корпуса, наружной поверхности термосифонных труб, производить очистку и обеспечивать эксплуатационную надежность. Использование резьбового соединения в трубной решетке позволяет обеспечить герметичность соединения термосифонов с трубной решеткой.

Конструктивные и теплотехнические характеристики разработанного теплообменного аппарата для охлаждения и конденсации паров прямогонного бензина представлены в таблице.

Е Е Г З В З Е А З Е Б З Рис. 3. Конструкция разработанного промышленного образца теплообменного аппарата на базе двухфазных термосифонов для конденсации паров прямогонного бензина Характеристика промышленного образца термосифонного аппарата № Параметр Показатель п/п Расчетная производительность термосифонного аппа- G = 27675 кг/ч рата V = 3002 м3/ч (0,834 м3/с) 2 Давление рабочее охлаждаемого потока Р = 0,28 МПа Расчетное давление в термосифонном аппарате 3 Ррасч = 1,6 МПа Температура охлаждаемого потока на входе в термо4 tвх = 160-150 0С сифонный аппарат (рабочая) Температура охлаждаемого потока на выходе из ап5 tвых = 35 0С парата 6 Тепловая мощность потока Q1 = 4,1 МВт Количество теплоты, воспринятое охлаждающей во- Q2 = Q1 = 4,10,95 = дой =3,895 МВт Gв = 246,48 кг/с 8 Расход охлаждающей воды Vв = 0,247 м3/с Температура охлаждающей воды на входе в термоси9 tвхв = 25 0С фонный аппарат Температура охлаждающей воды на выходе из термо10 tвыхв = 35 0С сифонного аппарата 11 Давление охлаждающей воды Рв = 0,2 МПа 12 Диаметр входного и выходного патрубка для воды dв = 350 мм 13 Скорость воды на входе в аппарат в = 1 м/с Количество термосифонных трубок в аппарате при 14 1560 шт.

диаметре аппарата 2400 мм и общей высоте 6000 мм Высота термосифонных трубок в конденсационной 15 850 мм части аппарата (по воде) Высота термосифонных трубок в испарительной час16 3000 мм ти аппарата ( по бензину) 17 Диаметр термосифонных трубок 25х2,5 мм 18 Шаг между термосифонными трубками 55 мм Количество перегородок в испарительной части тер19 12 шт.

мосифонного ТОА Количество перегородок в конденсационной части 20 8 шт.

термосифонного ТОА 21 Диаметр входного патрубка для парогазовой смеси Dбвх = 350 мм Диаметр выходного патрубка для жидкого бензина и смеси углеводородных газов Dбвых = 200 мм Тепловая мощность (потенциальная), снимаемая тер23 Q = 4,75 МВт мосифонным аппаратом 24 Коэффициент запаса термосифонного аппарата К= Q/ Q1 = 4,75/4,1 = 1,Гидравлические потери при прохождении охлаждае25 мого потока испарительной части термосифонного Рисп. часть = 0,037 МПа аппарата Гидравлические потери при прохождении охлаж26 дающего потока (вода) конденсационной части тер- Рконд. часть = 0,02 МПа мосифонного аппарата 27 Вес аппарата 40 т Предлагаемая схема охлаждения потока прямогонного бензина с верха колонны К-1 (рис.4) предполагает охлаждение его до температуры конденсации изопентана - 35°С.

газ поток прямогонного бензина С Т-нефть К-Е-жидкий Х-отбензиненная бензин нефть оборотная оборотная вода вода Рис. 4. Принципиальная схема обвязки промышленного образца термосифонного аппарата для охлаждения и конденсации прямогонного бензина с верха колонны К-1 АВТМ-9 ОАО «НУНПЗ»:

К-1 – колонна АВТ; Х-1 – погружной конденсатор-холодильник; Т-1 – термосифонный конденсатор; Е- разделительная емкость; С- газосепаратор Разработана экспериментальная установка для исследования теплопередающих характеристик термосифонов. Основными элементами установки являются: термосифонные трубы, кожух, контрольно-измерительная и запорная арматура. В качестве горячего теплоносителя используется вода водопроводная открытой системы теплоснабжения, а в качестве холодного – холодная водопроводная вода. Разработана методика проведения экспериментов.

Pages:     | 1 || 3 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»