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        壓縮機使用保養維修

        壓縮機中間冷卻器的失效原因分析及對策

        文字:[大][中][小] 手機頁面二維碼 2018/4/12     瀏覽次數:    

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          對石油化工化工機械行業使用的氣體壓縮機的級間冷卻器進行調查發現,盡管我國已將壓縮機列為21種重點節能產品之,而且大多數廠家也制定了標準和已經系列化生產,但與其配套的冷卻器仍然十分混亂。其主要現在是未形成與主機配套的完整系列產品是沒有與主機配套的專業生產廠家是對其進行專項研究工作未受到重視。

          作為壓縮機重要配套的輔機設備,級間冷卻器的傳熱性能不但影響整個壓縮機的能耗,而且冷卻效果不佳也影響設備的潤滑和安全生產。冷卻不良造成的水量浪費,電量浪費,甚至導致冷卻器燃燒著火的事故已多見報道對大型石油化工企業近年來從國外購進的氣體壓縮機進行調查研究,同樣發現世界些著名廠家生產的壓縮機的級間冷卻器也同樣存在不少問題。其設計思想在高度重視緊湊化輕型化的同時,卻忽略了冷卻器的運行耐久性和足夠的運行壽命。本文將通過兩個具體事例對其進行剖析,同時提出改進的對策。

          1國外壓縮機中冷器的傳熱元件形式1.1光滑管光滑管其材質有碳鋼不銹鋼銅等,氣體有走管程的,也有走殼程的。這種古典的設計在近年購進的大型壓縮機的中冷器中仍可見到。茂名石油化工公司于1995年購進美國Ketema公司制造的烴類氣體壓縮機中冷器,其傳熱管亦是光滑管。不少氮肥廠原仿蘇制的大型H壓縮機中冷器傳熱管也是用光滑管制造。對于管內通氣體的中冷器,如果用外軋內凸肋的傳熱管,如螺紋槽管或者橫紋管,則可以比采用光滑管減少傳熱面積20~30,且壓降可以控制在0.1 MPa以內。

          1.2低肋管中肋管由日本日立公司生產的空氣壓縮機中冷器的傳熱元件是低肋管。這種管型國內些單位也用過,是用2.5~3 mm壁厚的管子軋制的。

          因為氣水換熱的換熱器,其傳熱阻力在氣側,對設計成管內通水,管外走氣的管殼式中冷器來說,采用這種管子不但可以增加管外氣側的傳熱面積,而且由于翅片與管壁是個整體,故比光滑管的傳熱效果提高50~60 .且與管穿翅片的中冷器相比,亦可以避免因片管松動而造成的接觸熱阻增加的問題,且換熱器的緊湊性亦比管穿翅片的換熱器優越。

          然而這種低肋管的肋化系數在2.5左右,若軋成3 mm以上片高的中肋管,則所需的胚管壁厚在2.5~3 mm之間,耗材多且工藝復雜是其主要的缺點,故后來亦沒有被廠家所接收。

          1.3管穿翅片套片的目的亦是為了增加氣側的傳熱面積,由于橢圓管或滴水形管在氣流方向的投影面積小,空氣流通面積大,壓力降小,傳熱效果好,所以國外些壓縮機的中冷器亦采用這種管型,采用熱脹套片方式將矩形套片緊緊套在管上。國產的DA 350系列離心壓縮機就是60年代的仿蘇產品。其存在兩個問題,是將圓管冷壓成橢圓管,導致管子變形后,會在圓與橢圓過渡的地方產生微裂紋是若未經探傷檢查,使用后經振動腐蝕和氣體沖擊等引起管子裂紋壓縮機技術擴大而出現泄漏。這種冷卻器冷卻能力差的原因與當時仿制時照搬照套有關。因為這種冷卻器是按緯度較高的前蘇聯地區而設計的,而我國的緯度較低,特別是南方地區,夏天進水溫度較高,從而導致冷卻器效果差。目前這種機組在國內仍有近百臺在運行。因此,化工部決定擬用龐大的光滑管冷卻器來代替這種翅片式冷卻器。

          1.4菊花狀翅片管美國產的英格索爾蘭德離心壓縮機就是選用這種管型的中冷器。有管內走冷卻水管外走空氣和管外走冷卻水空氣走環隙兩種型式,帶狀繞片用以增加氣側的傳熱面積。然而這種換熱器的流動阻力非常大,當Re=10 000時,每米管長的流動壓降高達8000 Pa.

          1.5銅管套鋁質整體翅片這種換熱器冷卻水走管內,氣體在翅片間流動換熱,其肋化系數在10~12之間。

          小管徑的銅管與鋁片經漲接后緊密結合,由于鋁材的線漲系數比銅材高出3倍,所以鋁片孔口之沖制工藝要求較高,要求沖制成雙翻邊,且翻邊處不應出現任何裂縫。管子在擴張時,鋁片孔具有收縮的緊固力,由于空壓機中冷器的進氣溫度大多在150℃左右,故擴管之過盈量應考慮這兩種金屬之線漲系數的差異而造成的松動。

          散熱片之面氣膜熱阻占總熱阻的80.水膜熱阻只占10,為強化傳熱,翅片會采用波浪性的翅片或者開縫片,或者擴大氣側的傳熱面積。減少翅片距離必然會明顯增大翅片側的傳熱面積,使換熱器的緊湊性提高,但片距過小必然引起流動阻力的增加,甚至造成相鄰兩翅片的邊界層重疊,或者造成壓縮空氣的凝露水的析出并出現架橋現象。此時,不但氣側流動阻力增加,而且會由于凝露水覆蓋了翅片的換熱面而令其無法與被冷卻氣體接觸而失去傳熱功能。傳熱的基本公式式中K總傳熱系數,Wm對數平均溫度,K氣側給熱系數,Wm總散熱片效率δ管壁厚,mm氣側總傳熱面積,mλ管材導熱系數,WmK水側換熱面積,m水側給熱系數,Wm對于這種管翅式換熱器,由于δλF相對小到可以忽略,故式2簡化為般情況下η由此可見,中冷器之冷卻性能的85~90是由氣側之傳熱系數決定的。翅片的材料氣側的對流傳熱系數翅片與管之接觸間隙熱阻的大小翅片上污垢或水膜帶來的傳熱熱阻的大小等都直接影響這種中冷器的傳熱性能。

          2美國JOY公司離心式空氣壓縮機中冷器失效原因分析本機型號為TA 48,為級電動離心式壓縮機,出口壓力為0.7 MPa,壓縮氣體流量為8 000 Nm設有兩個級間冷卻器,均置于主機下方,機組結構布置2.其中冷器芯子是銅管穿整體鋁翅片,所用的銅管為10×0.5 mm,翅片厚度為0.2 mm,片距為1.52 mm,銅管數共198條,肋化系數為10,水側為6程,水流速度為2 ms,以循環冷卻水作為冷卻介質,壓縮空氣作為聚丙烯車工藝用氣。

          據工廠工藝和設備管理人員反映,自1996年裝置開工以來,TA 48機組在運行段時間后中冷器的換熱效果下降,運行10000多小時就已損壞報廢。主要是換熱器芯子的鋁翅片嚴重氧化腐蝕,同時存在由于冷卻不足而導致潤滑油在高溫下焦化,部分管子亦因腐蝕而泄漏。下面將分析TA 48機組中冷器失效的原因。

          2.2 TA48機組中冷器失效原因分析該機組的中冷器雖然有很高的緊湊性,但由于片距過小,當壓縮機在相對濕度較大的條件下工作時特別是廣東地區每年有3個多月的梅雨季節,空氣壓縮機技術經壓縮冷卻后,當氣體溫度低于其露點溫度時,空氣中的水分就析出,加上化工廠的空氣中含有SO等腐蝕性氣體,凝露水不但覆蓋在部分換熱器面,增加換熱器的傳熱熱阻,亦腐蝕翅片,導致翅片的大面積破壞。下面從這兩個方面來更進步分析。

          流體在翅片間流動時,其流動邊界層和傳熱邊界層3.流體沿X方向強制流動時,可以寫出其流體的連續性方程動量和熱量傳遞方程當流體在X方向流動時,方程可以作如下化簡處理那么有邊界條件為y =0V當流體的操作Re數當Re 2500時,其邊界層的速度分布V,從而得流動邊界層的厚度為當流體的操作Re數在Re 10 000時,其邊界層的速度分布符合17定律,從而得到又因為流動邊界層與傳熱邊界層存在如下關系對于空氣P =0.699,故可以認為傳熱邊界層厚度δx,對于TA 48機組來說,在不同的Re數的邊界層厚度如1.

          流動邊界層與傳熱邊界層的厚度流核區mm由上可以看出,當氣體流速較低時,翅片之間的傳熱邊界層很容易出現重疊,特別當翅片面有凝露水析出時,在較大的氣體流速也同樣會出現邊界層重疊,這樣就大大地增加了傳熱熱阻。因此可以說,翅片間距過小是該中冷器換熱能力不足的主要原因,壓縮機技術當然片距過小又是引起凝露水架橋的主要原因。下面對凝露水架橋的原因進行分析。

          壓縮機的最大回冷溫度露點溫度與其進氣參數氣體的相對濕度以及排氣壓力等參數有關。從4可以查出,TA 48機組當入口溫度在20℃左右,相對濕度為80~90之間時,其回冷溫度在40~43℃之間。我們還可以更進步計算出其總的排濕量式中H,H′壓縮前和壓縮后的絕對濕度,kgkg干空氣氣體進出口溫度狀態下的水的飽和蒸氣壓,Pa G氣體的質量流量,kgh水的沸點和水在沸點下的飽和蒸氣水的汽化潛熱,Jmol飽和狀態下氣體的絕對濕度φ空氣相對濕度,p壓縮氣體進口壓力,Pa R氣體常數通過以上計算可以得到2之結果。

          露點溫度及中冷器的總排濕量入口溫度相對濕度冷卻出口溫度℃露點溫度總排濕量無由上數據可以看出,氣體壓縮機的總排濕量是相當大的,特別在江南和華南地區3~5月份梅雨季節,冷卻水溫度在27~30℃之間,空氣中的相對濕度在80~95之間,然而TA 48機組的中冷器翅片間距為1.52 mm,這為凝露水提供了架橋條件,加上空氣中含有SO等腐朽性氣體,SO和水共同作用,從而嚴重腐蝕鋁翅片和銅管。這樣方面使得翅片的傳熱性能下降很快,另方面又可能導致銅管泄漏。凝露水的析出不但會腐蝕設備,而且能夠在翅片面上形成層水膜,從而增大傳熱邊界層的厚度,進而增加傳熱熱阻,使得冷卻器的換熱性能下降很快。因此可以說TA 48機組失效的根本原因是翅片間距過小,而造成其失效的直接原因是凝露水的析出。

          2.3處理對策根據上面的分析明,翅片間距過小是引起TA 48機組的中冷器損壞和失效的根本原因。計算明,翅片間距在2.5~3.5 mm之間是其最佳選擇。

          此外凝露水的析出又是引起換熱器損壞和換熱效能低下的最主要和最直接的原因。我們從這兩個基本點出發,對TA 48機組中冷器提出如下改進措施1將片距增加到2.5 mm2選用具有更好防腐效果的鋁質材料沖制翅片3翅片面經親水膜處理4選用雙翻邊波浪形翅片。

          3C902A1B羅茨空壓機的中冷器失效原因分析及對策壓縮機技術C902A1B為意大利ROBUSOM 1廠的產品。該壓縮機的排氣量為3806 Nm h,排氣壓力為0.94 M Pa,采用級壓縮和設有兩個中冷器。其中冷器的芯子采用銅管穿整體翅片,其結構亦是銅管穿翅片,該冷卻器之結構示意,6為其冷卻器芯子示意。

          C902AlB機組啟用后不久就出現如下問題管束振動強烈,產生變形,氣體流動阻力增加,換熱能力不斷下降。從現場卸下的換熱器芯子的實拍照片可以看出其制造工藝之粗糙,可以看出U型管端已腐蝕以及工廠用環氧樹酯堵漏留下的痕跡。

          3.2 C902A1B機組中冷器失效原因分析從5以及管翅參數可以看出,C902A1B機組中冷器與TA 48機組有許多相似之處。如都采用銅管穿鋁翅片,壓縮工質均為空氣,排氣壓力相當,翅片間距也基本相同,因此它們失效的原因也基本相同,即翅片間距過小是中冷器失效的根本原因,而凝露水的析出是導致中冷器失效的直接原因之。當然,C902A1B機組也具有另外些設計上的缺陷,如換熱管采用U型管,由于冷卻水流動速度較低,使得管內容易結垢,而且結垢后很難清洗干凈。又由于采用高度肋化的翅片換熱,盡管氣側換熱系數很小,總的熱阻還是偏向水側,因此盡量避免管內結垢,增加水側傳熱系數對提高整個換熱器的換熱性能是非常有益的。此外,由于采用管穿翅片,所以其整體性差,抗機械振動能力差。

          總之,C902A1B機組中冷器失效的原因可以歸結為1工藝粗糙,片距不均勻,且不規整,抗振動能力差2片距小,極易造成凝露水架橋,使氣流阻力上升,且導致芯子腐蝕3單管板結構,水管的另端采用U型管連通,污垢不易清洗,泄漏較難修復。

          3.3 C902A1B機組中冷器改進的措施針對以上分析的原因,對C902A1B機組提出如下兩種改進措施3.3.1方案鑒于氣流的不穩定,傳熱性能差,抗機械振動性能差,可以采用具有整體形的花瓣狀翅片管PF傳熱管用以強化傳熱,或者采用低肋翅片管用以強化傳熱。

          PF傳熱管是由華南理工大學化學工程研究所王世平林培森等教授共同研究開發的種新型強化傳熱管,其結構7.PF管能適應多種情況下的單相流和多相流的強化傳熱。此外化工研究所的許多科學研究工作者以多種工作介質對PF管的強化傳熱性能進行研究。對于氣體,詹清流于1996年以空氣為介質,以多種流動方式橫向縱向繞向研究了PF管的傳熱性能和流動阻力性能,提出了比較完整的傳熱系數和流動阻力的計算方法6,并已用于D 1007空氣壓縮機。

          對于PF管的強化機理包括3個方面。其,很大程度地增大了換熱面積,其肋化系數在2.3~2.5之間,因而使用PF管可以很大程度地減少金屬的用量其,PF管是種維的翅片型強化換熱元件,這種維的翅片反復地激化流體的湍動,從而很大程度地擴大了流體湍動核心的區域,減薄流體的邊界層厚度和過渡區域,從而降低流體的傳熱熱阻,增大換熱系數其是相互分離的翅片使得流體邊界層不斷分離,并且在翅片的根部形成旋渦,這樣達到了增大壓縮機技術傳熱系數的目的。

          對于C902A1B機組的中冷器,如果采用PF傳熱管,大約需要胚管面積為12m 2,比使用光滑管大約節約胚管面積為20m 2,而且換熱器的造價和操作費用比采用光滑管要低許多,起到了節材節資和節能的多重目的。

          3.3.2方案對原有的中冷器進行如下改造1為了便于管內污垢的清洗,決定在管子兩側均設有管板,以封條蓋與氣流密封,以便于管內的污垢的清除2采用管穿整體翅片,翅片間距增至2.5 mm,翅片面進行親水膜處理,以防因凝露水的析出而使換熱能力降低3在換熱器氣體入口處采用均流柵,使進入管束的氣流均勻分布。

          4、結論1國內外氣體壓縮機廠家對其級間冷卻器在機組性能中所起的作用未給予足夠重視2當今環境污染和節能給氣體壓縮機的安全性和經濟性提出了系列新的研究課題3建議要重視國外購進設備的使用,并做到技術上的超前準備,避免旦輔機損壞了耽誤生產,而且再次購進替換件其價格非同般4中國之氣候環境,如水質溫度空氣的相對濕度等條件與國外不相同,購進設備前要注意分析考察。

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