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1 主换热器热端温差偏大现象 u. V1 `0 I8 a
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、; i+ r! F8 ^8 M. Q, X; N
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
% p' g: c& `+ Q/ ?9 J1 O3 H换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器+ p' J8 ~* N) z
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
: I( U* g. p J) h热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
+ y& a2 O1 E3 H- @/ K! @* G进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
% H7 R" g/ Q" v( w6 a膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合5 b* r! L7 n; P' \9 t8 i
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
, B+ p/ _8 a, m6 [$ Q. d ]) D/ O因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
8 v& e8 m% J& {此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
! c0 ~' D7 e- H$ K节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用/ I5 J7 E0 Y9 ^1 w* K
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
; x4 H7 ~. p- v6 V( e压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
. H9 O7 L: F; R- D; a# I足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
# { s0 R+ T% h当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这; W7 R+ \- P& E( c: q# f, w/ \! v
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
^# z+ Q5 y" f/ @, S+ m变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
/ @: ?: z, i$ e3 X/ P* M5 _压空气还是采取两抽口为宜。
) W. K1 w9 S8 N5 `: }1 y# f0 P笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热* Y' ?. m; n! Y9 f$ I3 w, Y
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一, ^- m+ [ M1 @! m
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦5 J5 Z6 q: x; {: `3 x. D6 H0 X
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设* Q4 U' b$ U) i6 }" _
备都采用了增压空气两抽口设计。' A3 |2 P( s e' P: y# x
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
1 j6 }! r* I4 d* I( ^) }端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃- ?1 _: _% }- u' `/ ?
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。8 q7 i+ e: ?6 _8 Y
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1 X1 w# u0 ^8 o! ], l© 1994-2007 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. http://www.cnki.net! J1 S' ~3 Q+ Q
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
3 \ l( z: [+ I2 原因分析
* J; b1 b' Y4 x6 _造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:' L: x2 L" m8 y1 r8 {5 w
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热! L5 b- m( J- o- P2 J
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器7 a/ {! @& G: X! ]
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
?: R4 q `9 A2 l据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带+ q/ g+ G( | p# u
温度调节的主换热器。
8 h# \: U* s* B$ u! I( y(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
& z2 F2 q( X2 U% y$ G现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主/ m) \+ X* D' R6 {% K& T
换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了( B! x: A( X2 ]* ^
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
5 W) b, }7 R: d z2 i(3) 操作时工艺参数调节不当。
7 ~ X# f, _! {+ Q; t根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
. a- D, P4 |! l( n温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
/ x( {4 s9 B+ m& F1 l7 F换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
. \8 |2 l5 F$ e" ?+ G员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就! U' r4 y( D8 T" \; E+ X
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致6 H2 b `1 s% t' ?. E- J& p
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需 Y& K2 N7 m( w
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
: ]/ ]( `' I" |! [( [; a( s上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
5 M1 l" F' }+ K1 D, q' l; ?' c气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
$ A1 w( V3 W8 Y4 p; i+ H: @& |温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃2 J5 E: o1 j7 D9 t% j! l4 g
略小一些。
/ t# T( D* W7 z, T# g产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
* F5 I4 e9 l' I7 H8 k" T8 Q* a* B+ U的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相7 p9 x- P8 X, d) I( H
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加; Y+ c% ]; Q, N, d5 k
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
# d. C* \: y& c0 L度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
; r7 |- z! |( I" B$ c# X, _低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利( ^, p1 K8 I4 _1 o4 _1 y2 R
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
7 q) }4 b8 H0 ?) l增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
6 `# Q2 Z, i( `$ G) s越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。2 l( c# f' a. {- M1 {
3 解决方法及效果# G% X* c1 q7 s+ X- c. B) z
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
& S7 w! f1 [* i( s' M/ P3 p$ U阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
& g Q- B; K" ?- r7 [" e0 m% W压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
3 M( \: U& A5 ?6 q* @水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
! ?1 V" P" u# p- W机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热/ [3 k R- `" O* s% b* w& L0 V, `
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
& F1 A& `5 l- ^# ?趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
. @8 k) |8 t/ @7 w B面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端* t/ s5 l7 q8 _
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于: {* `% U; E+ y. L" j3 |
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部3 X; M6 y! O5 T$ ]% B4 {4 F& _5 {
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温- s1 T0 j$ g" r
差缩小至3 ℃以内。$ R& i8 ^8 q* x! [" g6 O
4 结束语. t% Y# I6 G" F! C" E8 O- k
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
1 d+ O' r ?: I9 J0 U( }1 G7 E. R然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。
; l8 y9 q0 k; {0 T: K$ n大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,& i k9 G2 m$ r2 y' Z* Y8 ^) p& B
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬9 Z- j) @: x; h
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