主换热器热端温差过大的原因和处理

3 m0 W) F/ G& b$ t* J/ ~3 h( ^' ]' K
) Y+ I6 ~9 O" }' ]0 b5 i1 　主换热器热端温差偏大现象
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
$ T5 \) |) i; F增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
- b$ Q, Q4 t8 v) ?$ c% z换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
$ @$ C+ z0 S* @和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
# S% o7 \9 X; L, K/ k' P热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
$ |+ L/ G( s; X3 ]) t' c& \% d5 r( y温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
" K$ Q- b% @. o. y0 F1 t# k因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
# _* K. m5 z8 J8 \此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
3 n. P0 c: W* {/ i当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
+ E; }# |- _% c4 m1 i8 Q种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
2 s, h( u! G6 \  O3 t& G压空气还是采取两抽口为宜。
0 R% P/ i8 v- F4 Q3 M+ q, U3 W! [# g笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
( H8 t6 B) a7 }4 \器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
2 z" c! [3 E/ a& q; A: V种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
: h; i, p" |( c* }! b6 O/ \( _# ~备都采用了增压空气两抽口设计。
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
$ P! H, }# @* R& d1 K～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
6 Q" y! R& c5 W; I/ E9 G·55 ·
- Q) n2 v. _3 {" h0 w图1 　6500m3 / h 空分设备流程简图
# P# s) T5 ~; m- }, x2 J3 Z8 O. h" W2 　原因分析
: _( j/ w4 ]: d% K' N  j造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
& q+ k6 k$ K: q& l, f(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
. U5 Z6 z$ c- T; v- r器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
, u* a4 I& }+ w/ a( Y增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带
: j0 C; H1 }8 D1 \  W温度调节的主换热器。
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
& J8 T: q1 j( _- y现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
, Z. y& V3 G  [% n' `% x! m* j3 g(3) 操作时工艺参数调节不当。
0 F# [1 f& o# x5 W5 _4 d根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
0 y6 w- C! ^5 L$ o, ^" _) H; V1 H温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
" x' h- G$ Y# z越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
/ S) y/ [$ X4 E5 [7 a% T% p主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
% n7 i$ P. ]' Q1 a要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
6 \& H6 b8 a1 |  d9 G0 E上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
. z& n" w& q" h% {; U1 |0 Y气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
4 a" `/ @# L; n2 B略小一些。
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
$ `) q" g/ T- n的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
3 P9 r0 w/ Y- |热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
4 \% r1 _$ J3 G. i: r$ z- G增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
  U! L& X$ ^( T) o2 J* z4 H3 　解决方法及效果
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
/ Z# ~+ I3 v. F$ }0 D) k/ Z2 r阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
0 g: s% ~" m6 R" Q机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
. y7 W" @( E4 F器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
差缩小至3 ℃以内。
4 　结束语
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。
9 S. d+ ]2 m! ?) S0 }大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬

积极参与，共同提高